2.2 Эскизная компоновка редуктора

2.2.1 Конструирование валов

Диаметр тихоходного вала в месте посадки червячного колеса d=70 мм (см. табл. 1.1).

Диаметр вала под червячным колесом принимаем d_Т=70 мм, диаметры под подшипники d_Тп=65 мм, диаметры под уплотнения d_Ту=60 мм и диаметр выходного конца (тихоходного) d_То=60 мм.

Диаметр ступицы червячного колеса:

(2.2.1.1)

принимаем d_ст=125 мм

Длина ступицы червячного колеса:

(2.2.1.2)

принимаем d_ст=110 мм

Быстроходный вал выполнен заодно с червяком. Предварительно диаметры ступеней червячного вала определяем, исходя из диаметра червяка. При d_f1=96 мм диаметр ненарезанной части червяка берём ~ 70 мм; учитывая необходимость упорных буртиков для подшипников, диаметры под подшипники приняты d_Бп=60 мм, диаметры под уплотнения d_Бу=60 мм и диаметр выходного конца (быстроходного) d_Бо=48 мм.

3.3 Расчётная длина быстроходного вала:

расстояние между опорами L_Б=D_Н= 300 мм.

3.4 Величина зазора:

для определения длины тихоходного вала устанавливаем зазор между колесом (и другими деталями) и корпусом

а=0,045А+3=0,045 180+3≈11 мм (4.41) [1, c.155]

3.5 Предварительная ширина подшипников:

предварительную ширину подшипников (вместе с крепящими деталями и мазеудерживающими кольцами) принимаем равной их диаметру.

В_Тп=d_Тп=55 мм;

В_Бп=d_Бп=45 мм.

2.2.2 Конструирование элементов корпуса редуктора

Толщина стенки корпуса:

(2.2.2.1)

принимаем =10 мм.

Рис. 2.2.2.1 К расчету элементов корпуса и крышки редуктора

Толщина стенки крышки корпуса:

(2.2.2.2)

принимаем ₁=10 мм.

Толщина фланца по разъему:

_ФЛ=1,5∙, мм (2.2.2.3)

_ФЛ= 15 мм

2.2.3 Подбор стандартных деталей и узлов

Крышку крепим к корпусу улучшенными винтами с шестигранной уменьшенной головкой класса прочности 6.6. [2, с.417]

Диаметр стяжных болтов:

d= ³T_MAX  10 мм; (2.2.3.1)

d= ³1066,7 = 10,42 мм;

принимаем болт M12.

Рис. 2.2.3.1 К расчету стяжных болтов

Расстояние между стяжными винтами – не более 10d, т.е. не более 1012= 120 мм.

Диаметр винтов

для крепления торцевых крышек – М10. [2, с.417].

Диаметр фундаментного болта:

d_Ф= 1,25 d, мм (2.2.3.2)

d_Ф= 1,25 12= 15 мм

принимаем М16.

Толщина лапы под фундаментным болтом:

_Ф= 1,5 d_Ф, мм (2.2.3.3)

_Ф= 1,5 16= 24 мм.

Уклон дна – 1:200. [2, с.417]

Для исключения сдвига крышки относительно корпуса устанавливаем два конических штифта, располагая их как можно дальше друг от друга.

Диаметр штифтов:

d_ШТ= 0,8 d, мм (2.2.3.4)

d_ШТ= 0,8 12= 9,6 мм.

принимаем 10.

3. Расчет конической зубчатой передачи редуктора

Исходные данные для расчета

P1=7,1, кВт, T1=1048,7 Н·м, n1=64,7 об/мин,

u=3,15.

P2=6,8 кВт, T2=3162,8 Н·м, n2=20,5 об/мин.

3.1 Выбор материала и термообработки колес

По рекомендациям [1, стр.9]

М

Рис. 3 Коническая зубчатая передача

атериал колеса и шестерни – 40Х.

Термообработка колеса – улучшение и закалка ТВЧ, НВ 45-50, НСср=47,5

Термообработка шестерни – улучшение и закалка ТВЧ, HRC 56-63, HRCср=59,5.

Число циклов перемены напряжений для колеса:

N₂=573·ω₂·L_h, (3.1.1)

где Lh – время работы передачи, часов. Примем Lh=10000 час.

Подставляя известные значения в формулу 3.1.1, получим

N₂=573·20,5·10000=117,5·10⁶.

Число циклов перемены напряжений для шестерни:

N₁=N₂·u (3.1.2)

N₁=117,5·3,15·10⁶=370·10⁶

Базовое число циклов перемены напряжений примем [3, стр. 11]

Для колеса NF₀₂=4·10⁶ и NН₀₂=25·10⁶

Для шестерни NF₀₁=4·10⁶ и NН₀₁=90·10⁶

Рассчитаем коэффициенты долговечности:

Для колеса

Так как N₂>NH₀₂, то принимаем [3, стр. 11]

Так как N₂>NF₀₂, то принимаем [3, стр. 11]

Для шестерни

Так как N₁>NH₀₁, то принимаем [3, стр. 11]

Так как N₁>NF₀₁, то принимаем [3, стр. 11]

Рассчитаем допускаемые и допускаемые напряжения изгиба:

Для колеса воспользуемся формулами [3, стр. 12, табл. 2.2]

Контактные напряжения

[σ]H₂=1,8·НВср+67 (3.1.3)

Напряжения изгиба

[σ]F₂=1,03·НВср (3.1.4)

Примем следующие значения допускаемых напряжений для колеса

[σ]_H2=1,8·285,5+67=581 МПа

[σ]_F2=1,03·285,5=294 МПа

Для шестерни, полагая, что модуль передачи m<3 мм [3, стр. 12, табл. 2.2]

Контактные напряжения

[σ]_H1=14·НRCср+170 (3.1.5)

Напряжения изгиба

[σ]_F1=370 МПа

Примем следующие значения допускаемых напряжений для шестерни

[σ]_H1=14·47,5+170=835 МПа

[σ]_F1=370 МПа

Для дальнейших расчетов при II варианте термообработки рассчитаем среднее допускаемое контактное напряжение по формуле [3, стр. 11]

[σ]_H=0,45·([σ]_H2+[σ]_H1) (3.1.6)

[σ]_H =0,45·(581+835)=637 МПа

Для конических колес значение среднего допускаемого контактного напряжения не должно превышать 1,15[σ]H2

[σ]_H<1,15[σ]_H2 (3.1.7)

637<1,15·581 637<668

Условие 3.1.7 соблюдается, следовательно, за расчетные величины принимаем [σ]_H = 637 МПа и [σ]_F=294 МПа.

3.2 Расчет диаметра внешней делительной окружности колеса

(3.2.1)

где K_Hβ – коэффициент концентрации нагрузки

н =0,85 – для прямозубых колес [3, стр. 19]

Коэффициент концентрации нагрузки определяется в зависимости от коэффициента :

(3.2.2)

По полученному значению ψ_d, принимаем К_Hβ=1,18

[3, стр. 12, т. 2.3]

Подставляя значения в формулу 3.2.1 получим

d_e2≥0,535 м

Округляя, примем d_e2=550 мм

3. _{Определение углов делительных конусов и конусного расстояния}

Углы делительных конусов

Колеса

; (3.3.1)

Шестерни

; (3.3.2)

Конусное расстояние:

(3.3.3)

Ширина колес:

_{b=0,285 Re (3.3.4)}

_{b=0,285 288,5=82,2 мм, примем b=85 мм.}

3. _{Модуль передачи}

_(3.4.1)

_{где KFB – коэффициент концентрации нагрузки, KFB=1,37 [3, стр. 16, т. 2.5]}

_{F=0,85 – для прямозубых колес [3, стр. 20].}

_{Примем me=5 мм.}

3. _{Расчет чисел зубьев колеса и шестерни}

_{Число зубьев колеса рассчитываем по формуле:}

_(3.5.1)

_{Число зубьев шестерни:}

_{Примем z1=35}

_{Уточняем передаточное число:}

_{Проверим выполнение условия}

. (3.5.2)

_{Условие соблюдается.}

3. _{Окончательные геометрические параметры колеса и шестерни}

_{Уточнив передаточное число определим углы делительных конусов колеса и шестерни по формулам 3.3.1 и 3.3.2 соответственно:}

_{Делительный диаметр шестерни:}

_{de1=z1·me (3.6.1)}

_{de1=35·5=175 мм.}

_{Делительный диаметр колеса:}

_{de2=z2·me (3.6.2)}

_{de2=110·5=550 мм.}

_{Коэффициенты смещения [3, стр. 22, т. 2.7]}

_{Для шестерни xe1=0,18}

_{Для колеса xe2=-0,18}

_{Диаметр окружности вершин шестерни:}

_{da1=de1+2·(1+xe1)m·cos1 (3.6.3)}

_{da1=175+2·(1+0,18)·5·0,95285=186,2 мм.}

_{Диаметр окружности вершин колеса:}

_{da2= de2+2·(1+xe2)·m·cos2 (3.6.4)}

_{da2=550+2·(1- 0,18)·5 ·0,30345=553,6 мм.}

_{Конусное расстояние}

_{Рис. 3.6.1 Основные конструктивные размеры конического колеса}