1.8.6. Заключение о работоспособности передачи

Передача считается работоспособной, если выполняются условия:

1) контактная выносливость поверхностей зубьев,

_H  [_H];

2) изгибная выносливость зубьев шестерни,

_F1  [_F]₁;

3) изгибная выносливость зубьев колеса,

_F2  [_F]₂.

1.8.7. Контактные напряжения в зацеплении конических прямозубых зубчатых колес

Контактные напряжения вычисляются по формуле

Для передачи со стальными колесами

Формула аналогична приведенной в п. 1.8.4, в котором описаны входящие в нее основные параметры. Особенности расчета заключаются в следующем:

– _H = _F – коэффициент уменьшения нагрузочной способности конической передачи по сравнению с эквивалентной цилиндрической. Принимают _H = _F = 0,85;

– d_m1 – средний диаметр шестерни, подсчитываемый по формуле

d_m1 = m_nm∙z₁ = d_e1 – b_w∙sin₁;

– _w – угол зацепления, обычно _w = 20.

Коэффициент нагрузки K_H принимают как результат расчета по формуле

K_H = K_H∙K_HV,

где K_H – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине зубчатого венца. В упрощенных расчетах может быть найден в зависимости от параметра K_be∙u / (2 – K_be) по графикам рис. П2.4. Параметр K_be можно найти по формуле

K_HV – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении. Определяется так же, как и для цилиндрических передач, менее точных на одну степень, см. раздел 1.8.4.

1.8.8. Напряжения изгиба в основании зубьев шестерни и колеса конической зубчатой передачи

Напряжения в зубьях шестерни и колеса:

В этой формуле

F_t1 = F_t1(Б) – найдена в п. 1.7.3.4;

K_F – коэффициент нагрузки, определяемый по формуле K_F = K_F∙K_FV, здесь K_F = K_H, K_FV = K_HV, см. п. 1.8.7.

_H = _F = 0,85;

m_nm – средний модуль,

m_nm = m_te∙(1 – 0,5∙K_be).

Коэффициент формы зуба может быть найден по диаграмме (рис. П2.2) следующим образом:

– определяются условные числа зубьев:

– для шестерни z_v1 = z₁/cos₁;

– для колеса z_v2 = z₂/cos₂.

Далее по диаграмме находим Y_FS1 и Y_FS2.

1.8.9. Условия работоспособности конической передачи редуктора

Заключение о работоспособности конической передачи соответствует изложенному в п. 1.8.6.

2. Второй этаП ргр. Расчеты подшипников качения редуктора. Конструирование основных соединений

Для выполнения расчетов подшипников качения и соединений используется информация из пп. 1.4, 1.6 и 1.7.

2.1. Определение ресурса подшипников промежуточного вала редуктора

Расчетная схема промежуточного вала рассматривается на примере редуктора по схеме 21 с быстроходной шевронной зубчатой передачей в двух взаимно перпендикулярных плоскостях – плоскости XY и XZ и представлена на рис. 2.1.

Для определения пяти опорных реакций в опорах 3 и 4 (соответственно, опоры быстроходного вала обозначены 1 и 2, а опоры тихоходного 5 и 6) используются уравнения статики. Координаты e и c найдены по рис. 1.9 – 1.14.

Нагрузки на подшипники определяются геометрическим суммированием опорных реакций по формулам:

– опора 3 – плавающая, нагружена радиальной нагрузкой

, Н;

– опора 4 – фиксированная, нагружена радиальной и осевой нагрузками

, Н;

F_a = R_4X .

Заметим, что при изменении знака вращающего момента направление силы F_a1(Т) меняется на противоположное и ситуация меняется.

Аналогичный подход используется для определения нагрузок на подшипники промежуточных валов редукторов всех других схем.

На рис 2.2 показана расчетная схема редуктора по схеме 22 с шевронной тихоходной передачей и косозубой быстроходной.

Развернутая схема, наиболее простая и распространенная, в сборнике заданий имеет номер 20. В таких редукторах используются две цилиндрические зубчатые передачи, обычно косозубые. Нагрузки на подшипники можно определить соответственно рис. 2.3.

Рис. 2.1

Наименее благоприятное сочетание направлений нагрузок от усилий в зацеплении характеризуется воздействием осевой силы F_a1(T) на опору 4 – определяющую долговечность опорного узла вала в целом. Заметим, что изменение знака момента меняет направления окружных сил F_t и осевых F_a на противоположное.

Редукторы по схеме 24 выполнены по сосной схеме – быстроходный и тихоходный валы имеют общую геометрическую ось вращения. Рис. 2.4 показывает наименее благоприятный случай – осевая нагрузка шестерни тихоходной передачи F_a1(T) направлена на опору 4, для которой суммарная радиальная нагрузка F_r4, обычно больше, чем в опоре 3. Можно предположить, что ресурс подшипника в этой опоре определяет ресурс опор промежуточного вала в целом.

Рис. 2.2

Расчетная схема редуктора схема 23 с быстроходной конической прямозубой и цилиндрической косозубой тихоходной передачами представлена на рис. 2.5.

Показанное направление нагрузок от усилий в зацеплениях конической и цилиндрической передач соответствует наименее благоприятному случаю. Изменение знака вращающего момент меняет направления окружных сил F_t1(T) и F_t2(Б) на противоположные, но направление F_a2(Б) остается прежним, также, как направления сил F_r1(T) и F_r2(Б).

Диаметр d_П цапфы вала найден ранее (см. п. 1.4), это дает возможность предварительно подобрать подшипники для рассматриваемых опор. Начинают подбор с подшипников шариковых однорядных легкой серии.

Рис. 2.3

Пример. d_П = 25 мм, что соответствует подшипнику № 205 с размерами D = 52 мм, d = 25 мм, b_П = 15 мм, динамическая грузоподъемность С = 14000 Н, статическая грузоподъемность С₀ = 6950 Н.

Ресурс подшипника L_h определяется из равенства:

, час,

где a₁, a₂ – коэффициенты, учитывающие свойства материалов колец и тел качения и вероятность безотказной работы, определяемые по табл. 16.3 [2]. В проектных расчетах можно принимать a₁  a₂ = 1;  – показатель степени кривой усталости. Для шариковых подшипников  = 3, для роликовых  = 3,33; n – частота вращения, в нашем случае n = n_2Б = n_1Т; P – эквивалентная нагрузка, определяемая уравнением:

P_r = (X  V  F_r + Y  F_a)  K_д  K_t,

решаемым с привлечением таблиц из каталогов и справочников (например, табл. П3.6).

Рис. 2.4

Порядок определения P следующий. Вначале определяется (выбирается) тип подшипника, например, радиальный шариковый однорядный и вычисляется отношение F_a / C₀, и находится значение параметра осевого нагружения e. Затем вычисляется величина F_a / (V  F_r), которая сравнивается с параметром e. При этом возможны два варианта:

1. F_a / (V  F_r)  e;

2. F_a / (V  F_r) > e.

Рис. 2.5

Каждому из этих вариантов соответствуют определенные значения коэффициента радиальной – X и осевой – Y нагрузок.

Коэффициент V в формуле зависит от вида нагружения его колец. В нашем случае внутреннее кольцо подшипника вращается вместе с валом, а наружное – неподвижно, поэтому V = 1, коэффициент динамической нагрузки K_д = 1,3 (для редукторов), а температурный коэффициент K_t = 1.

Работоспособность подшипника считается обеспеченной с вероятностью безотказной работы 0,9, если соблюдается условие

L_h  L_he,

принимаемое по табл. 1.1. В противном случае необходимо использовать подшипники средней или тяжелой серии или, если это не приводит к цели, в опорах устанавливают радиально-упорные конические или шариковые радиально-упорные подшипники.