4.2 Определение крутящего расчетного момента
Расчетный крутящий момент:
Где - коэффициент неравномерности распределения нагрузи по длине контактных линий;
- коэффициент динамичности.
Значение коэффициента динамической нагрузки:
= = 1
Коэффициент ширины венца зубчатого колеса по длительному диаметру:
Где - коэффициент ширины венца зубчатого колеса по межосевому расстоянию, примем =0,4;
Тогда:
Межосевое расстояние передачи:
Для большего нагружения передачи по ГОСТ 2185-66 примем ближайшее меньшее значение =160 мм
4.3 Расчет модуля и геометрических параметров колес
Модуль передачи:
Ширина колеса:
Ширина шестерни:
Примем предварительно угол наклона зубьев колеса β=10 ͦ
Общее число зубьев шестерни и колеса:
Число зубьев шестерни:
Число зубьев колеса:
Передаточное число редуктора:
Делительные диаметры зубьев шестерни и колеса:
Проверка:
Диаметр вершины зубьев шестерни и колеса:
Диаметр впадин зубьев шестерни и колеса:
Основные геометрические параметры передачи:
4.4 Определение фактической скорости в зацеплении:
4.5 Контактное напряжение:
4.6 Условия прочности по напряжениям изгиба
4.7 Усилия в зубчатом зацеплении
Окружное усилие:
Радиальное усиление:
Осевое усилие:
Выводы
Выбран материал и термообработка колеса и шестерни. Определены геометрические параметры передачи. Зубья прочные. Определены силы в зацеплении.
5. Конструктивные размеры элементов корпуса редуктора
Корпус литой разъемный, состоящий из основания (картера) и крышки
Плоскость разъема проходит через оси валов. Материал корпуса чугун марки СЧ20.
Основные элементы стенки корпуса:
-толщина стенки корпуса редуктора δ =0.025* +1=0,025*160+1=5 мм, принимаем δ=8 мм;
-толщина стенки крышки редуктора δ1 = 0,02* +1=0,02*160+1=4,2 мм, принимаем δ1 =6 мм;
-толщина верхнего пояса корпуса b=1.5*δ=1,5*8=12 мм;
-толщина нижнего пояса крышки редуктора b1=1,5* δ1=1,5*6=9 мм;
-толщина нижнего пояса корпуса р=2,35* δ=2,35*8=18,8 мм, принимаем р=20мм;
-толщина ребер основания корпуса m=(0.85…1.0)* δ=1*8=8 мм;
-толщина ребер крышки m1=(0,85…1.0)* δ1=1*6=6 м.
Диаметр фундаментных болтов:
d1=(0.03…0.036)*а +12=0,033*160+12=17,28 мм
Принимаем болты с резьбой М18. Принимаем число фундаментных болтов 4.
Диаметр болтов крепящих крышку к корпусу у подшипников:
d2=(0.7…0.75)*d1=(0.7…0.75)*18=12.6…13.5 мм, принимаем болты с резьбой М12.
Диаметр болтов соединяющих крышку с корпусом:
d3=(0.5…0.6)*d1=(0.05…0.6)*18=9…10.8 мм, принимаем болты с резьбой М10
6. Выбор подшипников и проверка их на долговечность
6.1 Быстроходный вал
Выбор подшипников качения для опор валов редуктора осуществляется по каталогам в зависимости от диаметра дала под опорой d , вида нагрузки на опору и частоты вращения вала. Диаметр d вычисляют по формуле:
Здесь d - диаметр хвостовика вала (см.таблицу 1)
d- усредненный размер одной степени на валу.
При диаметре хвостовика быстроходного вала d =35,5 мм рекомендуемый размер одной ступени на валу d=3…5, следовательно, подшипники должны иметь посадочный диаметр d =40 мм.
Для определения типа схемы установки подшипников на вал измерю величину расстояния между его опорами по эскизной компоновке. Расстояние между опорами быстроходного вала меньше 350 мм, что допустимо для применения схемы «враспорт», при которой каждый подшипник фиксирует вал в одном осевом направлении и воспринимают осевую силу только одного знака. Таким образом, в каждой опоре вала установлю по одному шариковому радиальному однорядному подшипнику №208. Этот подшипник имеет следующий набор стандартных параметров:
- Внутренний посадочный диаметр d =40 мм
- наружный посадочный диаметр D =80 мм
- ширина кольца подшипника В=18 мм
- радиус скругления кольца r= 2.0 мм
Рисунок 1 – Расчетная схема узла первого вала редуктора
Определим реакции опор.
Плоскость УОZ
Строим эпюру М :М =У *40=0,43*40=17.2 Н*м
Плоскость XOZ
Строим эпюру М : М =X *40=0,91*40=36.4 Н*м
Суммарные реакции в опорах:
Определим эквивалентную нагрузку:
Р =(0,56*1,01+1,95*0,34)*1,6*1,05=2,06 кН.
Номинальная долговечность подшипников в часах: