Учебное пособие: Проектування редуктора

К_н – коефіцієнт навантаження:

- для прямозубих коліс береться К_н =3,2×10⁵ ,

- для косозубих коліс К_н =2,7×10⁵ .

Розбіжність між величинами s_H і [s_H ] не повинна перевищувати 10%.

Коефіцієнт динамічного навантаження К_{н u} береться за [2], табл. 2.9, с. 16 залежно від величиниu, ступеня точності, твердості зубців колеса і типу зубців.

Розрахунок на витривалість зубців коліс за напругами згинання виконується для попередження руйнування зубців. Розрахункова напруга згинання в зубцях коліс перевіряється за формулою

.

У зубцях шестерні вона перевіряється за формулою

.

Для прямозубих коліс береться коефіцієнт К_{F a} =1, для косозубих коліс він береться з табл. 4.3 залежно від ступеня точності.

Таблиця 4.3.

Ступінь точності	6	7	8	9
КF a	0,72	0,81	0,91	1,0

Коефіцієнт концентрації навантаження для неприпрацьованих коліс дорівнює ; для припрацьованих коліс він дорівнює

де Х=0,5 – коефіцієнт для середнього нормального режиму навантаження. Початковий коефіцієнт концентрації навантаження береться з [2], табл. 2.9, с. 15 залежно відy_d , твердості зубців коліс і схеми редуктора.

Коефіцієнт динамічного навантаження К_{F u} береться за [2], табл. 2,7, с. 15 залежно від величиниu, ступеня точності, твердості зубців колеса і типу зубців.

Коефіцієнт U_r визначається за формулою

.

Для циліндричних зубчатих передач без зміщення інструмента (х=0) коефіцієнт форми зуба U_F береться за[2] табл. 4.4 залежно від числа зубців колеса.

Таблиця 4.4

z	17	20	25	30	40	50	60	80	100
UF	4,27	4,07	3,9	3,8	3,7	3,65	3,63	3,61	3,6

4.3 Розроблення ескізного проекта редуктора

Попередній розрахунок стального вала редуктора заключається у визначенні діаметра його вихідного кінця із розрахунку на чисте скручування за зменшеною допустимою напругою [t_к ]=(15…20)×10⁶ Па за формулою

м.

Розрахункове значенняd округлюється до найближчого більшого значення в мм із стандартного ряду: 10; 10,5; 11; 11,5; 12; 13; 14; 15; 16; 17; 18; 19; 20; 21; 22; 24; 25; 26; 28; 30; 32; 33; 34; 36; 38; 40; 42; 45; 48; 50; 52; 55; 60; 63; 65; 70; 75; 80; 85; 90; 95; 100; 105; 110; 120; 125; 130 і дальше через 10 мм.

Для полегшення монтажу коліс, підшипників, шківів, півмуфт й інших деталей вали роблять ступінчастими. Діаметри вихідного вала редуктора і вала компресора, які з'єднуються втулково-пальцевою муфтою, повинні відрізнятися не більше ніж на 20%. Діаметри вала під підшипниками і зубчатими колесами і довжини участків вала беруть із конструктивних міркувань при розробленні компоновки редуктора.

Під час вибору конструктивних розмірів зубчатої пари необхідно використати вказівки, наведені в [2, 3]. Конструкція вала- шестернішвидкохідної чи тихохідної ступенів редуктора повинна забезпечувати вільний вихід інструмента при нарізанні зубців. Конструкція зубчатого колеса визначається технологією його виготовлення, а разміри його елементів наведені в [3], табл. 10.1, с. 233.

Вказівки щодо вибору основних размірів литого корпуса редуктора наведені в [3], табл. 10.2, с. 241. Зазор між внутрішніми поверхнями стінок корпуса і колесами редуктора визначається за емпіричною залежністю

мм,

де L – найбільший поперечний розмір зубчатої передачі редуктора, мм.