Цилиндрический редуктор (стр. 3 из 5)
по СТ СЭВ 229 – 75 принимаем межосевое расстояние по 2-му ряду
.Ширина венца колеса:
.Модуль зубьев:
, берем 
.Суммарное число зубьев:
., принимаем 
Число зубьев шестерни:
,тогда число зубьев колеса
.Действительное передаточное отношение:
.Определение ошибки по передаточному отношению:
.Делительные диаметры:
.Диаметры вершин:
.Диаметры впадин:
Ширина шестерни: 
.Проверка на контактную выносливость:
, где T = 9,349 Н×м – момент на ведущем колесе, КНV = 1,01 – коэффициент динамической нагрузки, (расчет ведется по колесу).Окружная скорость:
Назначаем девятую степень точности
; 
; 
; 390,9<513 - условие выполняется.Проверка на изгиб:
, где 
,
;YF1 = 3,9 – коэффициент учитывающий форму зуба;
YF2=3.6
KFb = 1,04 – коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контактной линии;
KFV = 1,04 – коэффициент динамической нагрузки.
- расчет ведем по колесу 
- условие выполняется. 
7. Проектный расчет валовВходной вал редуктора:
- расчетный диаметр выходного конца вала, где
- допускаемое напряжение, принимаем равным 25Т – момент на валу;
, принимаем 
;Диаметр под подшипник принимаем 25мм, диаметр под шестерней принимаем 30мм, диаметр буртика 35мм.
Рис.3. Ведущий вал
Выходной вал редуктора:
- расчетный диаметр выходного конца вала, где
- допускаемое напряжение, принимаем равным 25Т – момент на валу;
принимаем 
Диаметр под подшипник принимаем 35мм, диаметр под зубчатое колесо – 40мм, диаметр буртика-45мм
 |
Рис.4. Выходной вал редуктора
Вал вне редуктора (перед муфтой под колесом открытой передачи):
- расчетный диаметр выходного конца вала, где
- допускаемое напряжение, принимаем равным 25Т – момент на валу;
принимаем 
Диаметр под подшипник принимаем 25мм, диаметр под зубчатое колесо – 30мм, диаметр буртика-35мм
8.Конструктивные размеры корпуса редуктораТолщина стенки основания корпуса:
Толщина стенки крышки корпуса:
Толщина ребра жесткости корпуса:
Диаметр стяжных болтов:
Ширина фланца разъема корпуса:
Толщина фланца разъема корпуса:
Ширина лап корпуса:
Толщина лап корпуса:
9. Расчет долговечности подшипников и проверка диаметра валаВыходной вал редуктора:
Определим силы в зацеплении: коническая передача
Цилиндрическая передача закрытая:
Определим реакции опор
Горизонтальная плоскость
Fr*a+M-RB1(a+b)=0,Rb1=(Fr*a+M)/(a+b)=(460.2*0.054+31.7)/0.108=523.6H; Rb1=523.6H
Fr*b-M-RA1(а+b)=0;Ra1=(Fr*b-M)/(a+b)=(460.2*0.054-31.7)/0.108=-63.41H; Ra1=-63.41H
Вертикальная плоскость
Ft*a-RB2(а+b)=0Rb2=Ft*a/(a+b)=1224*0.054/0.108=612H; Rb2= Ra2=612Н
Найдем моменты для построения эпюры
M1=Ra1*a=63.41*0.054=3.42Н*м; M2=Rb1*b=523.6*0.054=28.27Н*м
M3=M4=Rb2*b=612*0.054=33Н*м;
Строим эпюры крутящих и изгибающих моментов, опираясь на реакции опор, определение момента (сила на плечо), влияние сосредоточенного момента от действия осевых сил на эпюру (скачок на величину момента).
Суммарные реакции: 
Рис.5. Эпюры крутящих и изгибающих моментов
выходного вала редуктора
Определяем эквивалентный момент в наиболее опасном сечении вала 
Рассчитываем допускаемый диаметр вала, исходя из допускаемого напряжения на изгиб, равного 278МПа. 
Принятый нами ранее диаметр ведущего вала составляет 30мм, что более допускаемого диаметра. Следовательно, условие прочности соблюдается.