Материал: записка

, (3.7)

где  ‑ коэффициент концентрации нагрузки (выбирается по графикам рисунок 8.15, [3]);

 ‑ коэффициент динамической нагрузки (выбирается по таблице 8.3, [3]).

Коэффициент определяется по формуле:

, (3.8)

.

По таблице 8.3, [3] при степени точности колес – 6, и окружной скорости  м/с выбираем  = 1,03.

Тогда коэффициент расчётной нагрузки:

.

Окружное усилие на шестерне , Н определяем по формуле:

, (3.9)

 Н.

Напряжения изгиба в передаче:

 МПа 550МПа.

Условие изгибной прочности соблюдается.

3.2 Проверочный расчёт тихоходной передачи редуктора

3.2.1 Проверочный расчёт тихоходной передачи редуктора по контактным напряжениям

Проверочный расчёт передачи по контактным напряжениям выполняем по формуле:

(3.12)

где  ‑ коэффициент повышения прочности косозубых передач по контактным напряжениям;

 ‑ коэффициент расчётной нагрузки.

Коэффициент расчётной нагрузки определяем по формуле

= ·· (3.13)

Определяем окружную скорость зубчатых колёс по формуле

, (3.14)

 м/с

По таблице 8.3, [3] выбираем коэффициент динамической нагрузки =1,03.

Определяем коэффициент расчётной нагрузки:

Коэффициент определяем по формуле

(3.15)

где  ‑ коэффициент торцового перекрытия

(3.16)

Тогда

Определяем контактные напряжения:

 МПа

Сравниваем действительные контактные напряжения с допускаемыми:

= МПа >  МПа

Перегрузка составляет:

,

перегрузка передачи составляет более 5%, следовательно, корректируем ширину шестерни по формуле.

, (3.17)

 мм

Назначаем ширину шестерни  мм

3.2.2 Проверочный расчёт тихоходной передачи по напряжениям изгиба

Проверочный расчёт передачи по напряжениям изгиба выполняем по формуле:

(3.18)

где  ‑ коэффициент повышения прочности косозубых передач по напряжениям изгиба.

Определяем эквивалентное число зубьев

(3.19)

Для шестерни

Для колеса

По рисунку  8.20, [3] при коэффициенте смещения x = 0:

;

;

Для колеса и для шестерни находим отношение

Для шестерни

Для колеса

Дальнейший расчёт ведем по наименьшему значению, т.е по колесу.

По рекомендациям стр. 133, [3] в расчётах принимается =, и в нашем случае  = 1,25.

По графикам на рисунке 8.15, [3] при выбираем  = 1,1.

По таблице 8.3, [3] при степени точности колес – 6, твердости поверхности зубьев 270 HB и окружной скорости  м/с выбираем  = 1,04

Тогда коэффициент расчётной нагрузки:

.

Коэффициент определяем по формуле

(3.20)

где  ‑ коэффициент повышения изгибной прочности вследствие наклона контактной линии к основанию зуба.

(3.21)

Тогда

Окружное усилие на шестерне , Н определяем по формуле

(3.22)

 Н

Напряжения изгиба в передаче

 МПа 534 МПа

Условие изгибной прочности соблюдается.

4 Проектный расчёт валов привода

Для шестерни выбрана сталь 40х с термообработкой – улучшение. Для колеса выбрана Сталь 40х, термообработка – закалка, твёрдость шестерни HRC, твёрдость колеса 230 НВ

4.1 Проектный расчёт быстроходного вала

Приближенно вычисляем средний диаметр вала:

. (4.0)

где – крутящий момент на быстроходном валу;

– пониженное допускаемое напряжение кручения.

4.3 Проектный расчёт тихоходного вала

Приближенно вычисляем средний диаметр вала:

. (4.1)

5 Обоснование и расчёт основных размеров корпуса редуктора

Корпус редуктора выполняется литым, из материала СЧ15 ГОСТ1412-85. Для построения компоновочной схемы редуктора необходимо рассчитать следующие параметры:

Определяем толщину стенки редуктора:

_(5.0)

Толщина: принимаем 8 мм.

Определяем диаметр крышки:

(5.1)

; приняли из таблицы 11.1.1 Основные параметры крышек подшипников

Размеры подшипников определяем из таблицы Г.2 Подшипники шариковые радиально упорные однорядные ГОСТ 831-75. Средняя серия

_{d=25 мм; D=62мм; B=17мм}

Производим выбор формы и размеров основных элементов корпуса:

Ширина фланцев редуктора в зависимости от диаметра болта:

_(5.2)

где =24мм и =8мм- параметры, зависящие от диаметра болта.

S=45

Минимальное расстояние от внутренней поверхности стенки редуктора:

-до боковой поверхности вращающейся части:

_{c=8 (5.3)}

-до боковой поверхности подшипника качения:

_(5.4)

Расстояние от боковых поверхностей элементов, вращающихся вместе с валом, до неподвижных наружных частей редуктора:

_(5.5)

6 Проверочный расчёт тихоходного вала редуктора

6.1 Определение нагрузок на тихоходном валу редуктора

Принимаем материал вала – сталь 55, улучшенная, МПа,  МПа.

Составляем расчётную схему вала (рисунок 5.1, а). Линейные размеры a = 82 мм, b = 110 мм, с = 90 мм определяем из эскизной компоновки редуктора, приведенной в приложении I.

Прикладываем к валу на расчетной схеме внешние усилия.

Усилия в зубчатом зацеплении определены в п. 3.2 и составляют:

‑ радиальное  Н;

‑ окружное  Н.

‑ осевое  Н