Материал: ПЛК-3,12.00.00.000 ПЗ (Записка)

Определяем контактные напряжения:

 МПа

Сравниваем действительные контактные напряжения с допускаемыми:

= МПа <  МПа

Недогрузка составляет:

,

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

, (3.17)

 мм

Назначаем ширину шестерни  мм

Определяем контактные напряжения:

 МПа

Сравниваем действительные контактные напряжения с допускаемыми:

= МПа <   МПа

Недогрузка составляет:

,

Недогрузка передачи составляет менее 5%, следовательно, оставляем расчётное значение ширины 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 шестерни при числе зубьев ;

для колеса при числе зубьев ;

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  = 1,18.

По графикам на рисунке 8.15, [3] при выбираем  = 1,17.

По таблице 8.3, [3] при степени точности колес – 8, 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)

4 Проектный расчет валов редуктора

Диаметр посадочного вала редуктора под зубчатое колесо определяем исходя из условия прочности вала на кручение по формуле

; (4.1)

где - допускаемое напряжение на кручение, Па (для редукторных валов МПа [3]);

 ‑ крутящий момент на валу, Н·м.

Выполним проектный расчет для тихоходного вала редуктора

 м =60 мм

Назначаем диаметр под подшипники на 5 мм меньше посадочного диаметра под зубчатое колесо  = 55 мм.

Назначаем диаметр выходного конца вала на 5 мм меньше диаметра под подшипники  = 50 мм. Длину выходного конца вала определяем по ГОСТ 12080-66  мм. По диаметру вала под подшипники и по значению осевой нагрузки предварительно принимаем подшипник шариковый радиально-упорный 36210К6 ГОСТ 831-75.

Диаметр промежуточной шейки под манжету принимаем больше диаметра выходного конца и меньше диаметра под подшипники, согласуя при этом этот диаметр со стандартом на манжету (ГОСТ 8752-79). Окончательно принимаем  = 52 мм. Диаметр промежуточной шейки вала принимаем равным диаметру вала под зубчатое колесо  = 60 мм.

Диаметр упорного буртика принимаем на 10 мм больше диаметра под зубчатое колесо  = 70 мм

Расчёт диаметров остальных валов редуктора производим аналогично и представим в таблице 4.1.

Таблица 4.1 - Диаметры валов редуктора

Тогда

Окружное усилие на шестерне , Н определяем по формуле

(3.22)

 Н

Напряжения изгиба в передаче

 МПа 280 МПа

Условие изгибной прочности соблюдается.

Определяем радиальное усилие в зацеплении по формуле

(3.23)

 Н

Определяем осевое усилие в зацеплении по формуле

(3.24)

 Н

Длины шеек валов определяем из эскизной компоновки редуктора, приведенной в приложении I.

5 Обоснование и расчет основных размеров корпуса редуктора

Основные размеры корпуса редуктора определяем согласно рекомендациям п. 5.1 [1].

Толщина стенки редуктора определяется в зависимости от вида редуктора. Для двухступенчатых коническо-цилиндрических редукторов толщина стенки редуктора определяется по формуле

(5.1)

где  - межосевое расстояние тихоходной передачи.

 мм

Согласно литейным требованиям назначаем  = 8 мм [1].

Расстояние от внутренней поверхности стенки редуктора:

‑ до боковой поверхности вращающейся части:

(5.2)

 мм

‑ до боковой поверхности подшипника качения:

 мм (5.3)

Назначаем  мм

Расстояние в осевом направлении между вращающимися частями:

‑ смонтированными на одном валу:

 мм (5.4)

Назначаем  мм

‑ смонтированными на разных валах:

(5.5)

мм

Назначаем  мм

Минимальный радиальный зазор между зубчатым колесом одной ступени и валом другой ступени:

(5.6)

мм

Назначаем  мм

Радиальный зазор от поверхности вершин зубьев:

‑ до внутренней поверхности стенки редуктора