6. Расчет конструктивных размеров зубчатой пары редуктора

6.1 Быстроходная коническая ступень

Геометрические параметры колеса:

диаметр ступицы

, (6.1)

мм;

принимаем

длина ступицы

(6.2)

принимаем

толщина обода

, (6.3)

мм.

принимаем мм;

толщина диска

мм, (6.4)

принимаем мм;

6.2 Тихоходная цилиндрическая ступень

Геометрические параметры шестерни:

Из конструктивных соображений шестерню выполним заодно с валом.

Геометрические параметры колеса:

диаметр ступицы

, (6.11)

мм;

принимаем

длина ступицы

(6.12)

принимаем

толщина обода

, (6.13)мм.

принимаем мм;

толщина диска

мм, (6.14)

принимаем мм;

6. Расчет шлицевого соединения

Подобрать шлицевое соединение зубчатого колеса с валом. Соединение передает вращающий момент Т = 178,85 Н·м. Условия эксплуатации средние. Диаметр вала d = 56 мм, материал – сталь 45 с термообработкой – улучшение, твердость 290 НВ.

Как наиболее распространенное, принимаем прямобочное шлицевое соединение с центрированием по наружному диаметру (наружный диаметр втулки при твердости НВ ≤ 350 калибруется протяжкой). По таблице находим размеры для легкой серии. Для d = 56 мм z × d × D = 8 × 56 × 62 мм; фаска f = 0,5 мм; средний диаметр и высота зуба соответственно

d_ср = 0,5 ⋅ (D + d); (7.1)

d_ср = 0,5 ⋅ (62 + 56) = 59 мм;

h = 0,5 ⋅ (D – d) – 2 f; (7.2)

h = 0,5 ⋅ (62 – 56) – 2 · 0,5 = 2 мм.

Для неподвижного соединения при средних условиях эксплуатации и твердости меньше 350 НВ принимаем [σ_см] = 60 МПа. Расчетную длину l зубьев определим из условия прочности на смятие при К_з = 0,75:

= ; (7.3)

Откуда

l = ; (7.4)

l = = 8,42 мм.

Длина ступицы колеса

l_ст = l + 6; (7.5)

l_ст = 8,42 + 6 = 14,42 мм.

Принимаем длину ступицы l_ст = 14 мм (ближайшее к расчетному значение по Ra 40) по ГОСТ 6636.

8 Определение нагрузок валов редуктора

8.1 Определение сил в зацеплении первой конической передачи

Определяем окружную силу

, (8.1)

Определяем радиальную силу

(8.2)

(8.3)

H.

H.

где - делительный угол наклона шестерни;

Определяем осевую нагрузку

(8.4)

(8.5)

.

8.2 Определение сил в зацеплении второй прямозубой передачи

Определяем окружную силу

(8.6)

Определяем радиальную силу

(8.7)

где - угол зацепления;

H.

Определяем осевую нагрузку

(8.8)

8.3 Определение консольных сил

Консольная нагрузка, вызванная муфтой на быстроходном валу

; (8.9)

Консольная нагрузка, вызванная муфтой на тихоходном валу

; (8.10)

9 Подбор подшипников качения

9.1 Определение реакций в опорах подшипников быстроходного вала

A

B

C

Действующие силы: – окружная, – осевая, – радиальная, T₂=75,31 H·м – крутящий момент. Н. – консольная нагрузка от муфты.

F_t1

,

F_r1

F_a1

-28,73

11,38

-34,71

118,76

83,85

d₁

F_м

Рисунок 9.1 – Расчетная схема быстроходного вала

а) Вертикальная плоскость.

Определяем опорные реакции

; (9.1)

; (9.2)

Проверка

(9.3)

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y в характерных сечениях (рисунок 9.1)

б) Горизонтальная плоскость

Определяем опорные реакции

; (9.4)

; (9.5)

Проверка

(9.6)

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси X в характерных сечениях (рисунок 9.1)

Определяем суммарные радиальные реакции

(9.7)

(9.8)

Определяем суммарный изгибающий момент в наиболее нагруженном сечении

(9.9)