Проектирование и проверочный расчет редуктора (стр. 3 из 10)
1.6.3 Расчет межосевого расстояния
Расчетная формула:
,причем [σ]H берется минимальным из [σ]H3 и [σ]H4.
Kap = 9.75*103 [1, табл. 2] – средний суммарный коэффициент при расчетах межосевого расстояния с использованием мощности.
119 мм.Принимаем значение a из стандартного ряда [1, табл. 16] a = 125 мм.
1.6.4 Назначение модуля
m = (0.01 … 0.025)*a = (0.01 … 0.025)*160 = 1,25 … 3.125.
Принимаем m = 2.5 мм, он обеспечивает
- целое число.1.6.5 Назначение числа зубьев
30.9,принимаем Z3 = 31.
Z4 = (Z3 + Z4) – Z3 = 100 – 31 = 69.
Фактическое передаточное число
U34ф =
2.23; 
ΔU < [ΔU] = 0.45 % [1, табл.8].
1.6.6 Расчет геометрических размеров зубчатых колес
b = bw = ψba*a =0.2*125 = 25, принимаем b = 25 [1, табл. 18] – ширина колес 3 и 4.
Делительные и внешние диаметры колес:
d3 = mZ3 = 2.5*31 = 77.5 мм; da3 = d3 + 2m = 82.5 мм.
d4 = mZ4 = 2.5*69= 172.5 мм; d a4 = d4 + 2m = 177.5 мм.
1.6.7 Назначение степени точности
м/с.Назначаем степень точности 9B [1, табл. 19].
1.7 Расчет цепной передачи
Исходные данные для расчета:
мощность на шестерне Pz4 = 1.92 кВт;
частота вращения шестерни nz4 = 151. об/мин;
передаточное число U34 = 1.4.
Режим нагружения:
t1 = 3000 час; P1 = P;
t2 = 5000 час; P2 = 0.8P;
t3 = 4000 час; P3 = 0.3P;
Для передачи выбирается приводная роликовая цепь по ГОСТ 13568-75.
1.7.1 Назначение чисел зубьев звездочек
Z1=31-2U=31-2*1.4=28.2, принимаем Z1=29 (таблица 1,[1]);
Z2=Z1*U=28*1.4=40.6, принимаем Z2=41;
1.7.2 Назначение шага цепи
ммКэ = Кд*Ка*К*Крег*Кс*Креж=1.5;
Кд = 1.25 – предполагается, что при работе передачи возможны незначительные толчки;
Ка = 1 – габаритных ограничений нет, передача проектируется с оптимальным межосевым расстоянием;
К = 1 – угол наклона передачи к горизонту < 70o;
Крег = 1 – межосевое расстояние регулируется перемещением одной из опор;
Кс = 2 – смазка периодическая
Креж = 1 – работа односменная; Для всех коэффициентов (таблица 7,[1]).
m=1.7 – предварительно принимается двухрядную цепь (таблица 6,[1]).
[p] = 33 МПа – ожидается шаг около 15,875 мм (таблица 5,[1]).
В соответствии с расчетом принимаем цепь t=25.4 мм ПР-25,4-5670
Назначение межосевого расстояния: at = 40
1.7.3 Расчет длины цепи, уточнение межосевого расстояния передачи:
мм,принимаем lt = 114.
ao = 0.997a = 0.997*634.3 = 632.4 мм – монтажное межосевое расстояние
1.7.4 Расчет делительных диаметров звездочек:
d1 = t/sin(180/Z1) = 15.875/0.11=143 мм
d2 = t/sin(180/Z2) = 15.875/0.077=153 мм
1.7.5 Расчет нагрузки на валы звездочек:
Fв = 0.595Ft = 0.595*1652 = 982.1 H
Ft = 1000P4/V = 1000*1,92/1.162 = 1652 H
V = t*Z1*n1/60000 = 15.875*29*151.5/60000 = 1.162 м/с
1.8 Предварительный расчет муфты
Выбираем упругую муфту со звездочкой (ГОСТ 14084-93)
Момент - Т=63 Н*м
Диаметр посадочных отверстий – d=28 мм
Z=6 D = 85 мм
Величина радиальной нагрузки на валы
Fм=300T/D1=300*63/85=222 H
1.9 Предварительный расчет валов
Исходные данные для расчета:
P1=2.06 кВт P2=2 кВт P3=1.94 кВт
n1= 950 мин-1 n2= 339,3 мин-1 n3= 151,5 мин-1
Входной вал:
D1=
мм. Принимаем D1=28 мм (Dв=28)Промежуточный вал:
D2=
мм. Принимаем D2=36 ммВыходной вал:
D3=
мм. Принимаем D1=44 мм1.10 Выбор и расчет подшипников
Исходя из условия a < 200, и конструктивных особенностей валов, приняты следующие подшипники (легкая серия):
Входной вал:
ГОСТ 27365-87 7205 Cr = 23900 H D = 52 мм d = 25 мм B = 15 мм
Промежуточный вал:
ГОСТ 27365-87 7206 Cr = 29800 H D = 62 мм d = 30 мм B = 16 мм
Выходной вал:
ГОСТ 8338-75 107 Cr = 15900 H D = 62 мм d = 35 мм B = 14 мм
2.1 Проверочный расчет быстроходной передачи
2.1.1 Проверка контактной выносливости зубьев
Расчетное условие: σH < [σ]H.
[σ]H = [σ]H2 = 413 МПа (см. проектировочный расчет).
Расчетная формула контактного напряжения:
.Принимаем
ZH = 1.63 – коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев.
ZM = 275 – коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес. (сталь-сталь)
εα =
- торцевой коэффициент перекрытия.Zε =
- коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий.KHβ = 1 [1, табл. 20],
KHα = 1.14
KHV=1 +
;
Н/мм,δH = 0.002 [1, табл. 22];
q = 73 [1, табл. 21] – степень точности по нормам плавности.
Н/мм.KHV=1 +
. 
МПа.σH < [σ]H, контактная выносливость обеспечена.
2.1.2 Проверка изгибной выносливости зубьев
Расчетное условие: σF < [σ] F. Выясним, по какому из колес считать, вычислив отношение
для колеса и шестерни.Допускаемое изгибное напряжение:
, где 
- предел выносливости при эквивалентном числе циклов нагружения.Принимаем
YS = 1 – коэффициент, учитывающий чувствительность материала к концентрации напряжений.
YR = 1 - коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности. Принят 7-й класс чистоты.
YχF = 1 - коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса. Для d1 < 500 принимаем равным 1.
KFg = 1 - коэффициент, учитывающий влияние шлифования переходной поверхности – переходная поверхность не шлифуется.
KFd = 1 – деформационного упрочнения переходной поверхности не предусматривается.
KFl = 1 – нагрузка односторонняя.
- коэффициент долговечности [1].Для шестерни
NF0 = 4*106 [1].
NFE1 = 60*nz1* 
=60*950*(3000 + 5000*0.86 + 4000*0.36) = 246*106.
< 1, принимаем KFL = 1.SF = SF’ = 2.2 [1, табл. 24] – коэффициент безопасности.
σFlimb0 = 1.8*HB = 1.8*220 = 396 МПа.
[σ]F1 =
=180 МПа.Для колеса
NFE2 =
88*106 
< 1, принимаем KFL = 1.SF = SF’ = 2.2 [1, табл. 24] – коэффициент безопасности.
σFlimb0 = 1.8*HB = 1.8*192 = 345,6 МПа.
[σ]F2 =
=157 МПа.YF1 = 3.9 [1, табл. 4] – коэффициент, зависящий от формы зуба;
YF2 = 3.61 [1, табл. 4].
46.1; 
43.5.Более слабым элементом является колесо. По нему проверим изгибную прочность:
.