4.5.7. Определение соотношений [f]/yf

[_F1]/Y_F1 = 236,6/3,90 =60,7

[_F2]/Y_F2 = 216/3,61 = 59,8

Итак, проверочный расчет произведем по [_F2]

_F = (F_tK_FY_F)/(b₂m₂) = (1198·1,26·3,61)/( 37,33·2,7) = 63,6 МПа

_F <

Проверка выполнена успешно.

Таблица 3: Перечень величин, рассчитанных в главе 4.

Величина	Значение
Внешний делительный диаметр колеса, de2	250 мм
Число зубьев шестерни	25
Число зубьев колеса	80
Внешний окружной модуль, me	3,125 мм
Угол делительного конуса шестерни, d1	17,34O
Угол делительного конуса колеса, d2	72,26O
Внешнее конусное расстояние шестерни, Re1	131 мм
Внешнее конусное расстояние колеса, Re2	1131 мм
Ширина зуба шестерни, b1	37,33 мм
Ширина зуба колеса, b2	38,83 мм
Внешний делительный диаметр шестерни, de1	78,125 мм
Средний делительный диаметр шестерни, d1	67,8 мм.
Средний делительный диаметр колеса, d2	213 мм.
Средний окружной модуль шестерни, m1	2,67 мм
Средний окружной модуль колеса, m2	2,65 мм
Окружная скорость вращения, v	1,288 м/c

5. Проектировочный расчет валов редуктора. Исходные данные.

Вращающий момент на ведущем валу редуктора, M₁ = 53,95 Н·м

Вращающий момент на ведомом валу редуктора, M₂ = 161,36 Н·м

Допускаемое напряжение на кручение [ τ ] = 15-35 МПа

Цель расчета:

1. Определить диаметры концевой части валов.

2. Определить диаметры валов под подшипниками.

3. Определить диаметры валов между концевой частью и подшипниками.

4. Определить диаметры валов между подшипниками.

5. Определить диаметры буртиков.

6. Определить диаметры валов под ступицей.

7. Определить диаметр резьбовой части на конце вала.

5.1. Определение диаметра концевой части ведущего и ведомого валов редуктора.

Расчет произведем по формуле (8.16.), источник №1, стр. 161; .

Допускаемое напряжение на кручение принято равным МПа.. Это невысокое значение было принято с учетом того, что ведущий вал испытывает кручение от натяжения клиноременной передачи.

Для ведущего вала: мм

Для ведомого вала: =36,3 мм

Далее добавим 7% от этих диаметров к ним (чтобы был запас прочности), округлим диаметры по стандартному ряду (стр. 161, источник №1) и определим погрешность.

Для ведущего вала: d_K1 = 25 мм;

Для ведомого вала: d_K2 = 38 мм;

5.2. Определение диаметра между концевой частью вала и подшипником.

Диаметр вала между концевой частью и подшипником можно определить по следующей формуле:

Для ведущего вала: d₁^К-П = d_K1 + 6 = 29 мм

Для ведомого вала: d₂^К-П = d_K2 + 6 = 42 мм

5.3. Определение диаметра вала под подшипником.

Диаметры валов под подшипниками можно определить по следующей формуле:

Для ведущего вала: d_П1 = d_K1 + 8 = 35 мм

Для ведомого вала: d_П2 = d_K1 + 11 = 45 мм

5.4. Определение диаметра буртика.

Диаметры буртиков можно определить по следующей формуле:

Для ведущего вала: d_Б1 = d_П1+6 = 39 мм

Для ведомого вала: d_Б2 = d_П2+8 = 52 мм

5.5. Определение диаметра вала под ступицей.

Диаметр вала под ступицей выбирается согласно соотношению: .

мм.

мм.

5.6. Определение диаметра резьбовой части на конце вала.

Диаметр резьбовой части на конце вала выбирается согласно соотношению:

мм.

мм.

мм.

5.7. Определение диаметра вала под шестерней и колесом.

Выбираем конструктивно из условия, что d_В d_К

6. Расчет конструктивных размеров конических колес.

Исходные данные:

Диаметр вала под ступицей d_В1 = 27 мм;

Диаметр вала под ступицей d_В2 = 40 мм;

Внешнее конусное расстояние Re = 131 мм .

Нормальный модуль m = 3,125 мм;

Цель расчета:

1. Определить длину ступицы.

2. Определить диаметр ступицы.

3. Определить толщину обода.

4. Определить толщину диска колеса.

Замечание.

Так как на ведущем валу диаметр вала близок по значению к диаметру рабочей части шестерни, выполняем вал-шестерню.

6.1. Определение длины ступицы.

Длину ступицы определим по источнику №2, стр. 373.

Для шестерни: L_СТ = (1,2-1,5)d_b1=32,4-40,5мм

Для колеса: L_СТ =( 1,2-1,5)d_b2=48-60мм

6.2. Определение диаметра ступицы.

Диаметр ступицы определим по источнику №1, стр. 273.

Для шестерни: d_СТ =1,6 d_b1=43,2 мм

Для колеса: d_СТ = 1,6 d_b2=64 мм

6.3. Определение толщины обода.

Для колеса (по источнику №1, стр. 273):

₀ = (3-4)m=9,375-12,5=>11 мм

6.4. Определение толщины диска.

Для колеса (по источнику №1, стр. 273):

с = (0,1-0,17)Re=13,1-22,7мм≈20 мм

6.5. Определение диаметров отверстий.

D_отв. = 120 мм (получен при измерении)

Тогда для колеса (по источнику №1, стр. 273):

d_отв = 30 мм (диаметры отверстий)

Там же: z = 4 (число отверстий)

7. Расчет элементов корпуса редуктора.

В корпусе редуктора размещаются детали передач. При его конструировании должны быть обеспечены прочность и жесткость, исключающая перекосы валов. Корпус выполняют разъемным, состоящим из основания – картера и крышки. Плоскость разъема проходит через ось ведущего вала. Материал – Сч.15-32.

Исходные данные:

Внешнее конусное расстояние Re = 131 мм

Цель расчета:

1. Определить толщину стенок картера и крышки.

2. Определить толщину поясов картера и крышки.

3. Определить наименьший зазор между наружной поверхностью внутренних деталей и стенкой редуктора.

4. Определить толщину ребер жесткости картера и крышки.

5. Определить диаметры креплений болтов.

6. Выбор условий смазки редуктора.

7. Выбор сорта и марки масла.

7.1. Определение толщины стенок картера и крышки.

Расчет произведем по формулам из табл. 10.2, источник №1, стр. 241

мм.

Так как расчетные значения толщин получили меньше 8 мм, то берем толщины, равные 8 мм.

7.2. Определение толщины поясов картера и крышки.

Расчет произведем по формулам из табл. 10.2, источник №1, стр. 241

Толщину верхнего пояса картера рассчитаем согласно формуле: .

мм.

Толщину нижнего пояса картера, на основании соотношения: .

мм.

Толщина пояса крышки может быть определена по формуле:

мм.

(по расчетам 19, но берем 23, чтобы соединение со стойкой было бы более оптимальным)

7.3. Определение толщины ребер жесткости картера и крышки.

Расчет произведем по формулам из табл. 10.2, источник №1, стр. 241

m = (0.85-1)δ=6.8-8 мм

m₁ =(0.85-1)δ₁ =6,8-8 мм

7.4. Определение наименьшего зазора между наружной поверхностью внутренних деталей и стенкой редуктора.

Данный параметр рассчитывается по формуле (по диаметру): .

. Принимаем А = 15мм.

7.5. Определение диаметра крепежных болтов.

7.5.1. Фундаментные болты.

Расчет произведем по формулам из табл. 10.2, источник №1, стр. 241

d₁ = (0,05 ÷ 0,055)R_e +9 =16 мм

Принимаем М161,5.

7.5.2. Болты у подшипников.

Расчет произведем по формулам из табл. 10.2, источник №1, стр. 241

d₂ = (0,7 ÷ 0,75)d₁ = 11,2 мм

Принимаем М101,25.

7.5.3. Болты, соединяющие основание корпуса и крышки.

Расчет произведем по формулам из табл. 10.2, источник №1, стр. 241

d₃ = (0,5 ÷ 0,6)d₁ = 8 мм

Принимаем М81.

7.6. Выбор условий смазки редуктора.

Смазывание зубчатых и червячных зацепление уменьшает потери на трение, предотвращает повышенный износ и нагрев деталей, а также предохраняет детали коррозии.

Для заливки масла и осмотра в крышке корпуса имеется окно, закрываемое крышкой.

Для удаления загрязненного масла и для промывки редуктора в нижней части корпуса делают отверстие под пробку с цилиндрической или конической резьбой. Маслоиспускательное отверстие выполняют на уровне днища или несколько ниже него.

Так как окружная скорость в зацеплении весьма мала, используется картерное смазывание, которое осуществляется окунанием зубчатых и червячных колес в масло, заливаемое внутрь корпуса.