4. Расчет быстроходной ступени редуктора

Исходные данные:

Вращательный момент – Т₂=2,01 кНм;

Передаточное число – U₁=5;

Угловая скорость колеса – ω₂=2,48 с^-1;

Строк службы передачи – L_H=20000 час.

Колесо и шестерню изготавливаем из стали 40ХН. Термообработка: колесо – улучшение НВ=269-302; шестерня – улучшение и закалка ТВЧ HRC=48-53.

Допускаемые напряжения.

Число циклов переменных напряжений:

для колеса

N₂=573·ω₂·L_Н=573·2,48·20000=284·10⁶ циклов;

для шестерни:

N₁=N₂·U₁=5·28,4·10³=146·10⁶ циклов.

Число циклов перемены напряжения, соответствующая пределу контактной выносливости, определяем по графику [ст. 11 рис.2.1 (1)]:

для колеса – НВ_ср=285, N_НО=25·10^6;

для шестерни – HRC_ср=52, N_НО=90·10⁶.

Коэффициент долговечности при расчете по контактным напряжениям:

для колеса:

;

.

для шестерни:

;

.

Принимаем: К_HL.2=К_FL.2=К_HL.1=К_FL.1=1.

Допускаемые контактные напряжения и напряжения изгиба, соответствующие числу циклов N_НО и N_FО:

для колеса:

МПа;

МПа.

для шестерни:

МПа;

МПа.

Допускаемые контактные напряжения и напряжения изгиба с учетом времени работы передачи:

для колеса:

МПа;

МПа.

для шестерни:

МПа;

МПа.

Среднее допускаемое контактное напряжение:

МПа.

МПа.

Окончательно принимаем:

МПа;

МПа;

МПа.

Определяем межосевое расстояние.

Принимаем: ψ_а=0,4 [ст.13 (1)].

Тогда, .

По таблице 2.3 К_HВ=1,19.

Тогда межосевое расстояние равно:

Принимаем стандартное значение межосевого расстояния мм.

Определяем предварительные размеры колеса.

Делительный диаметр:

мм.

Ширина колеса:

мм.

Принимаем b₂=100 мм [табл.18.1 (1)].

Определяем модуль передачи:

мм.

Принимаем m=2,5 мм [ст.13 (1)].

Определяем суммарное число зубьев

зуба,

Принимаем β_min=6⁰.

Принимаем зубьев.

Уточняем угол наклона зубьев:

; β=9⁰

Определяем числа зубьев:

шестерни:

зуба.

Принимаем Z₁=29.

колеса:

зуба.

Определяем фактическое передаточное отношение:

.

Определяем делительные диаметры:

шестерни:

мм;

колеса:

мм.

Диаметры окружности вершин и впадин:

шестерни:

мм;

мм.

колеса:

мм;

мм.

Определяем пригодность колеса.

Условие прочности заготовок:

колеса:

; .

шестерни:

мм;

мм;

мм.

Определяем силы, действующие в зацеплении.

Окружная сила:

Н.

Радиальная сила:

Н;

Осевая сила:

Н.

Проверяем зубья колеса по напряжениям изгиба.

Определяем расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса:

МПа,

где - коэффициент, который учитывает неравномерность распределения нагрузки между зубьями колеса;

- коэффициент, который учитывает неравномерность распределения нагрузки по ширине [табл.2.5 (1)];

- коэффициент динамичности нагрузки при расчете на изгиб;

- поправочный коэффициент;

- коэффициент формы зуба [табл.2.6 (1)], при ;

Проверяем зубья колес по контактным напряжениям.

,

где - коэффициент распределения нагрузки между зубьями колеса;

- коэффициент, который учитывает неравномерность распределения нагрузки по ширине [табл.2.3 (1)];

- коэффициент динамичности нагрузки.

Что меньше МПа.

5. ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЕТ И КОНСТРУИРОВАНИЕ ВАЛОВ

Определение диаметров валов.

5.1 Быстроходный вал.

Рисунок 5.1 – Эскиз быстроходного вала

Определяем диаметр хвостовика:

мм,

где Т₁=400 Н – момент на валу.

Принимаем d=40 мм.

Определяем длину хвостовика:

мм.

Определяем диаметр вала под подшипник:

мм.

Длина вала под подшипник равна:

мм,

где t=2,5 мм, r=2,5 мм [табл.3.1 (1)].

Определяем диаметр ступицы:

мм.

Принимаем d_бп=55 мм.

5.2 Тихоходный вал

Рисунок 5.2 – Эскиз тихоходного вала

Определяем диаметр хвостовика:

мм,

где Т₃=7740 Н – момент на валу.

Принимаем d=95 мм.

Определяем длину хвостовика:

мм.

Принимаем мм.

Определяем диаметр вала под подшипник:

мм.

Принимаем d_п=105 мм.

Длина вала под подшипник равна:

мм.

где t=3,5 мм, r=3,5 мм [табл.3.1 (1)].

Определяем диаметр ступицы:

мм.

Принимаем d_бп=115 мм.

Определяем диаметр ступицы вала под колесо:

мм.

Определяем диаметр бурта:

мм.

5.3 Промежуточный вал

Рисунок 5.3 – Эскиз тихоходного вала

Определяем диаметр ступицы вала под колесо:

мм

где Т₂=2010 Н – момент на валу.

Принимаем d_к=80 мм.

Определяем диаметр вала под подшипник:

мм.

Принимаем d_п=70 мм.

Определяем диаметр бурта:

мм.

Принимаем, мм.

Определяем диаметр бурта:

мм.

Принимаем, d_бп=78 мм.

7.РАСЧЕТ РЕАКЦИЙ НА ВАЛАХ

7.1 Расчет реакций тихоходного вала

а) Реакции параллельные оси ОY.

Рисунок 7.1–Схема к расчету реакций тихоходного вала параллельных

оси ОY

;

Н;

;

Н.

б) Реакции параллельные оси OX

Рисунок 7.2–Схема к расчету реакций тихоходного вала параллельных

оси ОX

;

Н;

;

Н.

в) Суммарные опорные реакции

Н;

Н.

7.2 Расчет реакций быстроходного вала

а) Реакции параллельные оси ОY.

Рисунок 7.3–Схема к расчету реакций тихоходного вала параллельных

оси ОY

;

Н;

;

Н.

б) Реакции параллельные оси OХ

Рисунок 7.4–Схема к расчету реакций тихоходного вала параллельных

оси ОХ

;

Н;

;

Н.

в) Суммарные опорные реакции

Н;

Н.

7.3 Расчет реакций промежуточного вала

а) Реакции параллельные оси ОY.

Рисунок 7.5–Схема к расчету реакций тихоходного вала параллельных

оси ОY

;

Н;

;

Н.

б) Реакции параллельные оси OХ

Рисунок 7.6–Схема к расчету реакций тихоходного вала параллельных

оси ОХ

;

Н;

;

Н;

в) Суммарные опорные реакции

Н;

Н.

8.ВЫБОР ПОДШИПНИКОВ КОЧЕНИЯ

8.1 Выбор подшипников для тихоходного вала

Исходные данные:

- требуемая долговечность подшипника - L_h=20000 часов;

- диаметр цапфы, на которую устанавливается подшипник – d=105 мм;

- частота вращения вала – n₃=6 об/мин;

- нагрузки, действующие на опоры: R₁=21704,3 Н; R₂=10852,2 Н; F_а=0;

- характер нагружения – умеренные толчки ( ).

Назначаем шарикоподшипник радиальный однорядный средней серии №321.

Для него: С=144 кН; С₀=14,5 кН.

Для радиальных подшипников Х=1; Y=0.

Определяем эквивалентную нагрузку:

Н.

Определяем требуемую динамическую грузоподъемность:

Н.

Определяем долговечность подшипника:

часов.

Долговечности подшипника обеспечено.