7. Выбор варианта

Руководствуясь условием наибольшей компоновки редуктора, а также наименьшей его массы, выбираем оптимальный вариант компоновки редуктора – вариант 5

8. Проверка на минимальный зазор между колесом промежуточного вала и тихоходным валом.

Округляем d до85 мм

В итоге получаем следующие данные

	Aw	b	Z1	Z2	U	m	D1	D2	X	β
Первая ступень (Косозубая)	135,0	43,5	15	98	6,53	2,50	38,50	251,50	-	13,05
Вторая ступень (Прямозубая)	190,0	74,1	23	72	3,13	4,00	92,00	288,00	0	-

2. Расчет частот вращения валов и моментов на валах.

Частота вращения входного вала:

Частота вращения промежуточного вала:

Частота вращения выходного вала:

- момент на валу колеса тихоходной ступени

2. Проверочный расчет тихоходной ступени.

U	T1T	T2T	[]	D1	D2	b
3,13	477,5	1450	750	92,00	288,00	74,1

1. Окончательный выбор материала и Т.О.

Z_N – коэффициент долговечности

S_H – коэффициент запаса прочности,

– предел контактной выносливости,

Z_N = K_Hl ≈ 1,1

S_H=1,1

Для лучшей приработки зубьев твердость шестерни рекомендуется назначать больше твердости колеса не менее чем на 10…15 единиц:

По этим данным выбираем сталь 40ХНМА (табл 8.8 [2])

2. Расчет допускаемых контактных напряжений.

Далее по рис. 8.40 [2] выбираем

Далее по рис. 8.40 [2] выбираем

Здесь N_HG – базовое число циклов

Далее рассчитываем расчетное число циклов напряжений:

Расчет Коэффициента долговечности

Аналогично для колеса имеем

3. Определение действительных контактных напряжений

,

где – Приведенный модуль упругости

К_H – Коэффициент расчетной нагрузки

К_Hβ – Коэффициент концентрации нагрузки по графику 8.15[2]

К_Hv – Коэффициент динамической нагрузки по таблице 8.3[2]

Для выбора К_Hv подсчитываем окружную скорость шестерни и назначаем 7-ую точность:

Проверка по контактным напряжениям:

Т.к. расчетное напряжение меньше допустимого на 2,9%, то параметры передачи принимаем за окончательные.

4. Расчет допускаемых изгибных напряжений.

- Коэффициент безопасности по таб. 8.9 [2]

для всех сталей

;

5. Определение действительных изгибающих напряжений

где – коэффициент формы зуба, находится по рис 8.20 [2]

– коэффициент расчетной нагрузки

рис. 8.15 [2]

таб 8.3. [2]

2. Проверочный расчет быстроходной ступени.

U	T1Б	T2Б	[]	D1	D2	b
6,53	75,38	477,5	700	38,5	251,50	43,50

1. Окончательный выбор материала и Т.О.

Z_N – коэффициент долговечности

S_H – коэффициент запаса прочности,

– предел контактной выносливости,

Z_N = K_Hl ≈ 1,1

S_H=1,1

По этим данным выбираем сталь 40ХНМА (табл 8.8 [2])

2. Расчет допускаемых контактных напряжений.

Далее по рис. 8.40 [2] выбираем

Далее по рис. 8.40 [2] выбираем

Аналогично для колеса имеем

3. Определение действительных контактных напряжений

,

- Коэффициент повышения прочности косозубых передач по контактным напряжениям

– коэффициент торцового перекрытия

– коэффициент, учитывающий большее нагружение первой пары зубьев

(Табл. 8.7. [2])

К_H – Коэффициент расчетной нагрузки

По графику 8.15[2]

К_Hv по таблице 8.3[2]

Для выбора К_Hv подсчитываем окружную скорость шестерни и назначаем 7-ую точность:

Проверка по контактным напряжениям:

Т.к. расчетное напряжение меньше допустимого на 2,8%, то параметры передачи принимаем за окончательные.

4. Расчет допускаемых изгибных напряжений.

- Коэффициент безопасности по таб. 8.9 [2]

для всех сталей

;

5. Определение действительных изгибающих напряжений

по рис 8.20 [2]

рис. 8.15 [2]

таб 8.3. [2]

2. Разработка эскизного проекта редуктора

После определения межосевых расстояний, размеров колес первым этапом нужно разработать эскизный проект. При эскизном проектировании определяют расположение деталей передач, расстояния между ними, ориентированные диаметры ступеней валов, выбирают типы подшипников и схемы их установки.

1. Определение диаметров валов.

Входной и выходной валы редуктора имеют консольные участки для установки муфт. Т.к. коническая форма консольного вала обеспечивает точное и надежное соединение, возможность легкого монтажа и снятия устанавливаемых деталей. Консольные участки входного и выходного вала выполнены коническими. Конические концы по ГОСТ 12081-72 [1] стр.431. Конические концы и входного вала и выходного валов выполнены с наружной резьбой.

Вал I (Быстроходный)

,

где

Принимаем d=32мм

Чтобы выходной вал соединялся муфтой с валом электродвигателя необходимо выполнить соотношение:

У выбранного нами двигателя , подставляя этот размер получаем диапазон диаметров d₁=30,4…45,6 и видно, что выбранный диаметр подходит.

Диаметр подшипников рассчитывается:

Принимаем , и проверяем по справочнику, наличие подшипника с данным диаметром.

Далее рассчитываем буртик подшипника:

. Округляем до 48 мм

принимается предварительно

Вал II (Промежуточный)

,

где

Принимаем d_К=56мм

Диаметр буртика колеса:

. Принимаем

Диаметр подшипников рассчитывается:

Принимаем , и проверяем по справочнику, наличие подшипника с данным диаметром.

Далее рассчитываем буртик подшипника:

.

Вал III (Тихоходный)

,

где

Принимаем d=63мм

Диаметр подшипников рассчитывается:

Принимаем , и проверяем по справочнику, наличие подшипника с данным диаметром.

Далее рассчитываем буртик подшипника:

. Берем 83 мм, т.к. этот размер нам обеспечивает втулка

Принимаем d_К=80мм

Диаметр буртика колеса:

. Принимаем

принимается предварительно