Проектування редуктора (стр. 3 из 6)
,де Кнa - коефіцієнт розподілу навантаження
- для прямозубих коліс береться Кнa=1,
- для косозубих коліс Кнa=1,1;
Кн – коефіцієнт навантаження:
- для прямозубих коліс береться Кн=3,2×105,
- для косозубих коліс Кн=2,7×105.
Розбіжність між величинами sHі [sH] не повинна перевищувати 10%.
Коефіцієнт динамічного навантаження Кнuбереться 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 КFa =1, для косозубих коліс він береться з табл. 4.3 залежно від ступеня точності.
Таблиця 4.3.
| Ступінь точності | 6 | 7 | 8 | 9 |
| КFa | 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 відyd, твердості зубців коліс і схеми редуктора.Коефіцієнт динамічного навантаження КFuбереться за [2], табл. 2,7, с. 15 залежно від величиниu, ступеня точності, твердості зубців колеса і типу зубців.
Коефіцієнт Urвизначається за формулою
.Для циліндричних зубчатих передач без зміщення інструмента (х=0) коефіцієнт форми зуба UFбереться 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 [tк]=(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.
Він округлюється в більшийбік до цілого числа. Відстань між дном корпуса ізовнішньою поверхнею коліс дорівнює во=4ао. Відстань між торцовими поверхнями коліс двоступінчастого редуктора (схеми г, д, е) дорівнює Со=(0,3…0,5)ао.
Для опори валів циліндричних прямозубих і косозубих коліс редукторів частіше всього застосовують шарикові радіальні підшипники. Для початку застосовують підшипники легкої серії. Якщо в результаті розрахунку їх вантажопідйомність виявиться недостатньою, застосовують підшипники середньої серії.
Для опор валів в схемі е можна використовувати радіальні підшипники з короткими циліндричними роликами. Радіальні шарикові і роликові підшипники мають малу осьову жорсткість, тому в схемах а, б, в, г, д з косозубими передачами можна використовувати конічні роликові підшипники чи для сприйняття осьового навантаження як одну із опор застосувати радіально-упорний шариковий підшипник. Підшипники катання для редукторів, як правило беруться класу точності 0. Підшипники більш високих класів точності (6, 5, 4, 2) застосовують тільки для опор валів з особливо високими частотами обертання. Крім того, з підвищенням класу точності підшипника його ціна підвищується. Вали, як правило, необхідно зафіксувати в опорах від осьового переміщення, при цьому опори бувають фіксуючими, які обмежують пересування вала в обох напрямках і сприймають радіальне й осьове навантаження, і плаваючими, які не обмежують осьового переміщення і які сприймають тільки радиальне навантаження. Схеми осьового фіксування валів подані в [2], рис. 3.9, с. 30 і в [3], рис. 9.9 – 9.21, с. 180-186. Кріплення підшипників на валу і в корпусі, конструювання опорних вузлів, класи точності і посадки підшипників катання, їх змазування відображені в [3], с. 186-208.
4.4 Розрахунок клинопасової передачі
При розрахунку параметрів клинопасової передачі задають: скручувальний момент Т, умови експлуатації, частоту обертів ведучого шківа n1, передавальне відношення
. Шківи виконуються із сірого чавуну СЧ15 або СЧ18, а при коловій швидкості на шківі u³30 м/с – із сталі 25Л чи алюмінієвих сплавів. Форма обода шківаі розміри канавок наведені в [3], табл. 7.12, с. 138. Шківи діаметром до 400мм виконуються дисковими, більшого діаметра – із спицями. Вибір перетину паса проводиться за номограмою [3], рис. 7.3, с. 134. Діаметр меншого шківа визначається за емпіричною залежністю 
, м і округлюється за [3], табл. 7.7, с. 131 чи [3], с.120.Діаметр більшого шківавизначається за формулою
де e=0,01 для передач з регульованим натягненням паса.
Міжосьова відстань передачі дорівнює
м, 
м,де То – висота перетинупасабереться з [3], табл. 7.7, с. 131 залежно від d1і перетину паса.
Довжина пасадорівнює
м.Уточнена міжосьова відстань дорівнює
м,де
Кут обхвату меншого шківа дорівнює
.Число пасіввизначається за формулою
,де n1 – частота обертів ведучого шківа, с-1;
Ро – потужність, яка передається одним пасом, Вт, яка береться за [3], табл. 7.8, с. 132-134 і залежить від d1іперетину паса;
СL – коефіцієнт, який враховує вплив довжинипаса, який береться за [3], табл. 7.9, с. 135 і залежить від Lpі перетину паса;
Cp– коефіцієнт режиму роботи, який при середньому режимі навантаження береться залежно від числа змін: одна зміна - Cp=1,1; 2 зміни- Cp=1,2; 3 зміни - Cp=1,5.
Сa - коефіцієнт кута обхвата, який визначається за табл. 4.5.
Таблиця 4.5
| aо | 180 | 160 | 140 | 120 | 100 | 90 | 70 |
| Сa | 1,0 | 0,95 | 0,89 | 0,82 | 0,73 | 0,68 | 0,56 |
Сz – коефіцієнт, який враховує число пасів у передачі і береється за табл. 4.6.
Таблиця 4.6
| z | 2-3 | 4-6 | Більше 6 |
| Сz | 0,95 | 0,90 | 0,85 |
Розрахункова величина z округлюється до найближчого цілого числа.
Початковий натяг гілки пасазнаходиться за формулою
,де
- колова швидкість шківа, м/с;q - коефіцієнт, який враховує відцентрову силу, Н×с2/м2, який береться за табл. 4.7 залежно від перетину паса.
Таблиця 4.7
| Перетин | 0 | А | Б | В | Г | Д |
| q | 0,06 | 0,1 | 0,18 | 0,3 | 0,6 | 0,9 |
Сила, яка діє на вал редуктора, визначається за формулою
.