Файл: ПЛК-3,12.00.00.000 ПЗ (Записка).doc

(3.11)

 Н

3.2 Проверочный расчёт тихоходной передачи редуктора

3.2.1 Проверочный расчёт тихоходной передачи редуктора по контактным напряжениям

Проверочный расчёт передачи по контактным напряжениям выполняем по формуле:

(3.12)

где  ‑ коэффициент повышения прочности косозубых передач по контактным напряжениям;

 ‑ коэффициент расчётной нагрузки.

Коэффициент расчётной нагрузки определяем по формуле

= ·· (3.13)

Определяем окружную скорость зубчатых колёс по формуле

, (3.14)

 м/с

По таблице 8.3, [3] выбираем коэффициент динамической нагрузки =1,02.

Определяем коэффициент расчётной нагрузки:

Коэффициент определяем по формуле

(3.15)

где  ‑ коэффициент торцового перекрытия

(3.16)

Тогда

Определяем контактные напряжения:

 МПа

Сравниваем действительные контактные напряжения с допускаемыми:

= МПа <  МПа

Недогрузка составляет:

,

Недогрузка передачи составляет более 5%, следовательно, корректируем ширину шестерни по формуле.

, (3.17)

 мм

Назначаем ширину шестерни  мм

Определяем контактные напряжения:

 МПа

Сравниваем действительные контактные напряжения с допускаемыми:

= МПа <   МПа

Недогрузка составляет:

,

Недогрузка передачи составляет менее 5%, следовательно, оставляем расчётное значение ширины шестерни  мм

3.2.2 Проверочный расчёт тихоходной передачи по напряжениям изгиба

Проверочный расчёт передачи по напряжениям изгиба выполняем по формуле:

(3.18)

где  ‑ коэффициент повышения прочности косозубых передач по напряжениям изгиба.

Определяем эквивалентное число зубьев

(3.19)

Для шестерни

Для колеса

По рисунку  8.20, [3] при коэффициенте смещения x = 0:

для шестерни при числе зубьев ;

для колеса при числе зубьев ;

Для колеса и для шестерни находим отношение

Для шестерни

Для колеса

Дальнейший расчёт ведем по наименьшему значению, т.е по колесу.

По рекомендациям стр. 133, [3] в расчётах принимается =, и в нашем случае  = 1,18.

По графикам на рисунке 8.15, [3] при выбираем  = 1,17.

По таблице 8.3, [3] при степени точности колес – 8, твердости поверхности зубьев 270 HB и окружной скорости  м/с выбираем  = 1,04

Тогда коэффициент расчётной нагрузки:

.

Коэффициент определяем по формуле

(3.20)

где  ‑ коэффициент повышения изгибной прочности вследствие наклона контактной линии к основанию зуба.

(3.21)

Тогда

Окружное усилие на шестерне , Н определяем по формуле

(3.22)

 Н

Напряжения изгиба в передаче

 МПа 280 МПа

Условие изгибной прочности соблюдается.

Определяем радиальное усилие в зацеплении по формуле

(3.23)

 Н

Определяем осевое усилие в зацеплении по формуле

(3.24)

 Н

4 Проектный расчет валов редуктора

Диаметр посадочного вала редуктора под зубчатое колесо определяем исходя из условия прочности вала на кручение по формуле

; (4.1)

где - допускаемое напряжение на кручение, Па (для редукторных валов МПа [3]);

 ‑ крутящий момент на валу, Н·м.

Выполним проектный расчет для тихоходного вала редуктора

 м =60 мм

Назначаем диаметр под подшипники на 5 мм меньше посадочного диаметра под зубчатое колесо  = 55 мм.

Назначаем диаметр выходного конца вала на 5 мм меньше диаметра под подшипники  = 50 мм. Длину выходного конца вала определяем по ГОСТ 12080-66  мм. По диаметру вала под подшипники и по значению осевой нагрузки предварительно принимаем подшипник шариковый радиально-упорный 36210К6 ГОСТ 831-75.

Диаметр промежуточной шейки под манжету принимаем больше диаметра выходного конца и меньше диаметра под подшипники, согласуя при этом этот диаметр со стандартом на манжету (ГОСТ 8752-79). Окончательно принимаем  = 52 мм. Диаметр промежуточной шейки вала принимаем равным диаметру вала под зубчатое колесо  = 60 мм.

Диаметр упорного буртика принимаем на 10 мм больше диаметра под зубчатое колесо  = 70 мм

Расчёт диаметров остальных валов редуктора производим аналогично и представим в таблице 4.1.

Таблица 4.1 - Диаметры валов редуктора