Вертикальный редуктор

s_F1 = 143,3×3,75/3,61 = 148,85 < 294,1 Н/мм². 

Условия выполнены.

 

4 Предварительный расчет валов и выбор подшипников 

Быстроходный  вал (вал-шестерня): 

d₁ = (0,8…1,2)×d_дв = (0,8…1,2)×42 = 33,6…50,4 мм, 

где d_дв – диаметр выходного конца вала ротора двигателя, мм.

      Из  полученного интервала принимаем  стандартное значение d₁ = 35 мм. Длина ступени под полумуфту: 

l₁ = (1,0…1,5)d₁ = (1,0…1,5)×35 = 35…52,5 мм, 

принимаем l₁ = 50 мм.

      Размеры остальных ступеней: 

d₂ = d₁ + 2t = 35 + 2×2,5 = 40 мм, принимаем d₂ = 40 мм;

l₂ » 1,5d₂ = 1,5×40 = 60 мм, принимаем l₂ = 60 мм;

d₃ = d₂ + 3,2r = 40 + 3,2×2,5 = 48 мм, принимаем d₃ = 48 мм;

d₄ = d₂. 

Промежуточный вал 

(220×10³/(0,2×10))^1/3 = 47,91 мм, принимаем d₂ = 50 мм;

d₃ = d₂ + 3,2r = 50 + 3,2×3 = 59,6 мм, принимаем d₃ = 60 мм;

d₄ = d₂; 

Тихоходный  вал (вал колеса): 

(678×10³/(0,2×25))^1/3 = 51,38 мм, принимаем d₁ = 53 мм;

l₁ = (0,8…1,5)d₁ = (0,8…1,5)×53 = 42,4…79,5 мм, принимаем l₁ = 80 мм;

d₂ = d₁ + 2t = 53 + 2×3 = 59 мм, принимаем d₂ = 60 мм;

l₂ » 1,25d₂ = 1,25×60 = 75 мм, принимаем l₂ = 75 мм;

d₃ = d₂ + 3,2r = 60 + 3,2×3 = 69,6 мм, принимаем d₃ = 70 мм;

d₄ = d₂; 

      Предварительно  назначаем шариковые радиальные однорядные подшипники легкой серии: 

• для быстроходного вала: 208;
• для промежуточного вала: 210;
• для тихоходного: 212.

 

5 Расчёт открытой конической передачи 

5.1 Выбор твёрдости, термообработки и материала колёс 

      Выбираем марку стали: для шестерни – 40Х, твёдость ≤ 350 НВ₁; для колеса – 40Х, твёдость ≤ 350 НВ₂. Разность средних твёрдостей НВ_1ср – НВ_2ср = 20…50.

      Определяем механические характеристики стали 40Х: для шестерни твёрдость 269…302 НB₁, термообработка – улучшение, D_пред = 125 мм; для колеса твёрдость 235…262 НВ₂, термообработка – улучшение, S_пред = 125 мм.

      Определяем  среднюю твёрдость зубьев шестерни и колеса: 

HB_1ср = (269 + 302)/2 = 285,5;

HB_2ср = (235 + 262)/2 = 248,5. 

5.2 Определение допускаемых напряжений изгиба

для зубьев шестерни и колеса 

     Коэффициент долговечности для вычисления напряжений изгиба: 

K_FL = (N_F0/N)^1/6, 

где N_F0 = 4×10⁶ – число циклов перемены напряжений для всех сталей, соответствующее пределу выносливости;

     N – число циклов перемены за весь срок службы.

Для шестерни K_FL1 = (4×10⁶/495072000)^1/6 = 0,448;

для колеса K_FL2 = (4×10⁶/247536000)^1/6 = 0,503.

      Так как N₁ > N_F01, а N₂ > N_F02, то принимаем K_FL1 = 1, K_FL2 = 1.

      Определяем допускаемое напряжение изгиба, соответствующее пределу изгибной выносливости при числе циклов перемены напряжений N_F0:

для шестерни [s]_F01 = 1,03НВ_1ср = 1,03×285,5 = 294,1 Н/мм²;

для колеса [s]_F02 = 1,03НВ_2ср = 1,03×248,5 = 256 Н/мм²;

      Определяем  допускаемое напряжение изгиба:

для шестерни

[s]_F1 = K_FL1[s]_F01 = 1×294,1 = 294,1 Н/мм², 

для колеса

[s]_F2 = K_FL2[s]_F02 = 1×256 = 256 Н/мм². 

     Далее передачу рассчитываем по меньшему значению допускаемого напряжения изгиба из полученных для шестерни и колеса. Таким образом: 

[s]_F = 256 Н/мм². 
 

5.3 Проектный расчёт 

     Определим внешний делительный диаметр  колеса: 

 

где K_Fb – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца;

     J_F – коэффициент вида зуба. 

d_e2 ³ 165×(2×1250×10³×1/(0,85×256²))^1/3 = 348,86 мм. 

Полученное  значение округляем до стандартного d_e2 = 350 мм.

      Углы  делительных конусов шестерни и  колеса 

d₂ = arctgu = arctg2 = 63,4°;

d₁ = 90° – d₂ = 90 – 63,4 = 26,6°. 

      Определим внешнее конусное расстояние  

R_e = d_e2/(2sind₂) = 350/(2×sin63,4) = 195,66 мм. 

      Ширина  зубчатого венца 

b = y_RR_e = 0,285×195,66 = 55,76 мм, 

где y_R – коэффициент ширины венца.

Полученное  значение округляем до стандартного b = 56 мм.

      Определим внешний окружной модуль 

 

m_e = 14×1250×10³×1/(0,85×350×56×256) = 4,10 мм. 

      Число зубьев колеса и шестерни: 

z₂ = d_e2/m_e = 350/4,10 = 85,28; z₁ = z₂/u = 85,28/2 = 42,64. 

Полученные  значения округляем до целых чисел: z₁ = 43, z₂ = 85.

      Определяем  фактическое передаточное число  и его отклонение от заданного:

u_ф = z₂/z₁ = 85/43 = 1,98;

Du = (|u_ф – u|/u)×100% = (|1,98 – 2|/2)×100% = 1,2% < 4. 

Определим действительные углы делительных конусов  шестерни и колеса 

d₂ = arctgu_ф = arctg1,98 = 63,2°;

d₁ = 90° – d₂ = 90 – 63,2 = 26,8°. 

      Коэффициент смещения инструмента для шестерни x_e1 = 0,11, коэффициент смещения колеса x_e2 = – x_e1.

      Определим делительные диаметры шестерни и  колеса 

d_e1 = m_ez₁ = 4,10×43 = 176,5 мм;

d_e2 = m_ez₂ = 4,10×85 = 348,8 мм. 

      Диаметры  вершин зубьев шестерни и колеса 

d_ae1 = d_e1 + 2(1 + x_n1)m_ecosd₁ = 176,5 + 2×(1 + 0,11)×4,10×0,892 = 184,6 мм;

d_ae2 = d_e2 + 2(1 – x_n1)m_ecosd₂ = 348,8 + 2×(1 – 0,11)×4,10×0,451 = 352,1 мм; 

      Диаметры впадин зубьев 

d_fe1 = d_e1 – 2(1,2 – x_n1)m_ecosd₁ = 176,5 – 2×(1,2 – 0,11)×4,10×0,892 = 169,9 мм;

d_fe2 = d_e2 – 2(1,2 + x_n1)m_ecosd₂ = 348,8 – 2×(1,2 + 0,11)×4,10×0,451 = 344,9 мм; 

      Определим средние делительные диаметры шестерни и колеса 

d₁ » 0,857d_e1 = 0,857×176,5 = 151,2 мм;

d₂ » 0,857d_e2 = 0,857×348,8 = 299,0 мм; 

      Определим силы в зацеплении: 

окружная  сила F_t = 2000Т₂/d₂ = 2000×1250/299,0 = 8363 Н;