3.7 Усилия в зубчатом зацеплении
Окружное усилие [2, с. 26]:
Радиальное усилие [2, с. 26]:
Fr1
= Fr2
=Ft1·tg
/Cosβ
= 3,82·tg20°/0,9825 = 1,42кН.
Осевое усилие [2, с. 26]:
Fа1= Fа2= Ft1∙tgβ=3,82·tg10,73°=0,72 кН.
Выводы
- выбран материал и термообработка колеса и шестерни.
- определенны допустимые напряжения для зубьев колеса и шестерни.
- определенны геометрические параметры передачи.
- выполнена проверка зубьев колеса по напряжениям изгиба и контактных напряжениям. Зубья прочные.
- определены силы в зацеплении.
4 Конструктивные размеры корпуса редуктора
Корпус литой разъёмный, состоящий из основания (картера) и крышки.
Плоскость разъёма проходит через ось тихоходного вала. Материал корпуса чугун марки СЧ10.
Основные элементы корпуса [3, с. 241 табл. 10.2]:
Толщина стенки
корпуса редуктора δ=
,
принимаем δ=8мм;
Толщина стенки
крышки редуктора δ1=
,
принимаем δ1=6мм;
Толщина верхнего
пояса корпуса b=
;
Толщина нижнего
пояса крышки редуктора b1=
;
Толщина нижнего
пояса корпуса р=
,
принимаем р=20мм;
Толщина рёбер основания корпуса m=(0,85…1,0)·δ=1·8=8мм;
Толщина рёбер крышки m1=(0,85…1,0)·δ1=1∙6=6мм;
Диаметр фундаментных болтов:
d1=(0,03…0,036)∙aw+12=0,033∙200+12=18,6мм.
Принимаем болты с резьбой М20. Принимаем число фундаментных
болтов 6.
Диаметр болтов крепящих крышку к корпусу у подшипников:
d2=(0,70…0,75)∙d1=(0,70…0,75)·20=14…15мм.
Принимаем болты с резьбой М12.
Диаметр болтов соединяющих крышку с корпусом:
d3=(0,5…0,6)·d1=(0,5…0,6)·20=10…12мм. Принимаем болты с резьбой М10.
5 Выбор подшипников и проверка их на долговечность
5.1 Быстроходный вал
Проверочный расчёт подшипника вала редуктора выполним для наиболее нагруженной опоры под действием на него Рэкв по зависимости:
[Lh]min<Lh<[Lh]max, (1)
где Lh-фактическая долговечность подшипника под действием на него Рэкв;
[Lh]-допускаемая долговечность подшипника, [Lh]=12000-36000 ч (для подшипниковых опор валов зубчатых цилиндрических передач).
Рисунок 2 – Расчётная схема узла первого вала редуктора
Определим реакции опор.
Плоскость УОZ
ΣMiB = 0; УА·104 – Fr1·52- Fа1∙d1/2= 0
УА=Fr1
·
ΣMiА = 0; УВ·104 – Fr1·52+ Fа1∙d1/2= 0
УВ=Fr1
·
Строим эпюру МFr: МFr(Б-Б)лев=УА·52=0,96·52=50 Н·м
МFr(Б-Б)прав=УВ·52=0,46·52=24 Н·м
Плоскость XOZ
Строим эпюру МFt: МFt(Б-Б)=XA·52=1,91·52=99 Н·м
Суммарные реакции в опорах:
Для установки в опоры вала примем подшипники шариковые радиальные однорядные №208: d = 40 мм; D = 80 мм; B = 18 мм; Co = 17,8 кН;
С = 32,0 кН ГОСТ 8338-75.
Определим эквивалентную нагрузку [3, с. 212]:
РЭ= (X·V·R + Y·Fa)·Кб·Кт,
где V = 1 – при вращении внутреннего кольца подшипника;
Кб – коэффициент безопасности, Кб = 1,6 [3, с. 214 табл. 9.19];
Кт – температурный коэффициент, Кт = 1,05 [3, с. 214 табл. 9.20].
Отношение Fа/Со=0,72/17,8=0,040, е=0,241.
Отношение
Fа/Rа=0,72/2,14=0,336>е=0,241
Коэффициенты Х = 0,56 , Y=1,85 [3, с. 213 табл. 9.18].
Тогда:
РЭ=(0,56·2,14+1,85·0,72)·1,60·1,05=4,25 кН.
Номинальная долговечность подшипника в часах [3, с. 211]:
,
что удовлетворяет условию (1), значит,
подшипники № 208 выбраны, верно.