II. Расчет зубчатых колес редуктора.

 

Примем для шестерни и колеса одну и ту же марку стали с различной термообработкой (полагая, что диаметр заготовки не превысит 120 мм). Выбираем материалы со средними механическими характеристиками, для шестерни и колеса сталь 45X, твердость НВ 270 –для шестерни, 245-для колеса (стр.34, табл.3, 3).

 

Допускаемые контактные напряжения рассчитываем по формуле:

 

[σ _H] = ,

 

где σ _Hlimb — предел контактной выносливости при базовом числе циклов.

 

 

σ _Hlimb = 2· HB +70 = 2· 245+70 = 560;

 

K_HL — коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают К_HL = 1; коэффициент безопасности [S_H] = 1, 15, тогда

 

 

Коэффициент K_HB при консольном расположении шестерни - K_HB=1, 35 (табл. 3.1, стр. 32).

Коэффициент ширины венца по отношению к внешнему конусному расстоянию ψ _bRe=0.285 (рекомендация ГОСТ 12289-76).

Внешний делительный диаметр колеса (по формуле 3.29 стр. 49)

 

 

 

 

d_e2=338мм

 

Принимаем по ГОСТ 12289-76 ближайшее стандартное значение d_e2=355мм (стр. 49).

Примем число зубьев шестерни z₁=30. Число зубьев колеса

z₂=z₁u=30∙ 4=120.

Примем z₂=64. Тогда

 

 

Отклонение от заданного , что меньше установленных ГОСТ 12289-76 3%.

 

Внешний окружной модуль

 

 

(округлять m_e до стандартного для конических колёс не обязательно).

Уточняем значение

 

d_e2=m_ez₂=3.3· 120=396 мм

 

Углы делительных конусов

 

 

Внешнее конусное расстояние R_e и длина зуба b:

 

 

Принимаем b=53 мм.

 

Внешний делительный диаметр шестерни

 

d_e1=m_e· z₁=3.3· 30=99. мм

 

Средний делительный диаметр шестерни

 

d₁=2(R_e-0.5b)sinδ ₁ = 2∙ (184-0.5∙ 53)sin = 76.36 мм

 

Внешние диаметры шестерни и колеса по вершинам зубьев

 

d_ae1=d_e1+2m_ecosδ ₁=99+2· 3.3cos

d_ae1=105.4 мм

d_ae2=d_e2+2m_ecosδ ₂=396+2· 3.3cos

d_ae2=397.6 мм

 

Средний окружной модуль

 

 

Коэффициент ширины шестерни по среднему диаметру

 

 

Средняя окружная скорость колёс

 

 

Для конических передач обычно назначают 7-ю степень точности. Для проверки контактных напряжений определяем коэффициент нагрузки:

 

K_H=K_Hβ K_Hα K_Hυ

 

По таблице 3.5 (стр. 39) при Ψ _bd=0.69, консольном расположении и твёрдости HB< 350 коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине зуба, K_Hβ =1, 27.

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между прямыми зубьями, K_Hα =1, 0 (таблица 3.4).

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении, для прямозубых колёс при υ < =10 м/с K_Hυ =1.05 (таблица 3.6).

Проверяем контактное напряжение по формуле 3.27 (стр. 47).

 

 

Силы в зацеплении:

окружная ;

 

радиальная для шестерни равная окружной для колеса

 

 

осевая для шестерни, равна радиальной для колеса,

 

 

Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба (формула 3.31, стр.50)

 

.

 

Коэффициент нагрузки .

По таблице 3.7 при Ψ _bd=0.69, консольном расположении, валах на роликовых подшипников и твёрдости HB< 350, значения K_Fβ =1.4.

По таблице 3.8 при твердости HB< 350, скорости υ =7.7 м/с и седьмой степени точности K_Fυ =1.45 (значение взято для восьмой степени точности в соответствии с указаниями на стр. 53. В соответствии с ними для редукторных конических зубчатых передач надо, как правило, назначать седьмую степень точности изготовления, но значения коэффициентов берут такие, которые соответствуют восьмой степени точности цилиндрических зубчатых колёс).

 

Итак, .

 

Y_F-коэффициент формы зуба выбираем в зависимости от эквивалентных чисел зубьев:

 

для шестерни ;

 

 

для колеса

 

При этом Y_F1=3.78 и Y_F2=3.60 (стр. 42).

Допускаемое напряжение при проверке зубьев на выносливость по напряжениям изгиба:

 

 

По таблице 3.9 для стали 45X при твердости НВ < 350

 

 

Для шестерни: = 1, 8· 270 = 490 (МПа);

 

Для колеса: = 1, 8· 245 = 440 (МПа).

 

Коэффициент запаса прочности [S_F] = [S_F]’[S_F]”.По таблице 3.9

[S_F]’ = 1, 75, для поковок и штамповок [S_F]” = 1.

Таким образом, [S_F] = 1, 75· 1=1.75.

 

Допускаемые напряжения при расчёте зубьев на выносливость:

 

для шестерни:

Для колеса:

Находим отношение :

 

для шестерни:

для колеса:

 

Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.

Проверяем зуб колеса:

 

 

Условие прочности выполнено.

 

III. Предварительный расчет валов редуктора.

 

Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Крутящие моменты в поперечных сечениях валов:

ּ

T_k1=T₁=32.8· 10³ Нּ мм

T_k2=T₁u=92.17· 10³ Нּ мм.

Ведущий вал:

 

Диаметр выходного конца вала при допускаемом напряжении

[τ _k] = 25МПа по формуле (стр.161):

 

d_B1 = = 18.7 (мм).

 

Так как вал редуктора соединен муфтой с валом электродвигателя, то необходимо согласовать диаметры ротора d_дв и вала d_В1. У подобранного электродвигателя диаметр вала 28 мм. Примем d_B1 = 22 мм (стр.162).

Диаметр под подшипниками примем d_п1=30 мм; диаметр под шестернёй d_k1=20 мм.

 

Ведомый вал:

 

Диаметр выходного конца вала d_В2 определяем при меньшем значении [τ _k]=20 МПа.

 

d_B2 = = 28.17 мм.

 

Принимаем [стр.162] d_В2 = 28мм. Диаметр вала под подшипниками принимаем d_п2 = 35 мм, под зубчатым колесом d_к2 = 40 мм.

IV. Конструктивные размеры шестерни и колеса.

 

Шестерня:

 

Сравнительно не большие размеры шестерни по отношению к диаметру вала позволяют не выделять ступицу.

Длина посадочного участка вала (назовём по аналогии l_ст )

; примем l_ст=35 мм.

 

Колесо:

 

Коническое зубчатое колесо кованное (таблица 10, 1 стр. 233). Его размеры: d_ae2 = 202.5 мм; b₂ = 31 мм.

Диаметр ступицы d_ст = 1, 6· d_k2 = 1, 6· 40 = 65 мм; длина ступицы l_ст = (1, 2 1, 5)· d_k2 =(1, 2 1, 5)· 35 = 48 60 мм; принимаем l_ст = 50 мм.

Толщина обода δ _о = (3 4)· m = (3 4)· 4=12 16 мм; принимаем δ _о = 12 мм.

Толщина диска С = (0.1 0.17)ּ R_e = (0.1 0.17)ּ 107 = 10.7 18, 19 мм; принимаем С=15 мм.

 

V. Конструктивные размеры корпуса редуктора.

 

Толщина стенок корпуса и крышки:

δ = 0.05· R_e + 1 = 0.05· 107 + 1 = 6.35 мм;

принимаем δ = 7 мм;

δ ₁ = 0.04· R_e + 1 = 0.04· 107 + 1 = 5.28 мм;

принимаем δ ₁ = 6 мм.

 

Толщина фланцев (поясов) корпуса и крышки:

верхнего пояса корпуса и крышки:

 

b = 1, 5· δ = 1.5· 7 = 11 мм;

b₁ = 1, 5· δ ₁ = 1.5· 6 = 9 мм;

 

нижнего пояса корпуса:

 

p = 2.35· δ = 2.35· 7 = 16.45 мм;

 

принимаем p = 17 мм.

 

Диаметр болтов:

фундаментных:

 

d₁ = 0.055ּ R_e + 12 =0.055· 107+ 12 =18 мм;

 

принимаем фундаментные болты с резьбой M20;

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 М16;

соединяющих крышку с корпусом:

 

d₃ = (0, 5 0, 6)· d₁ = (0, 5 0, 6)· 18 = 9 11 мм;

 

принимаем болты с резьбой М10.

VI. Первый этап компоновки редуктора

 

Компоновочный чертеж выполняем в одной проекции — разрез по осям валов при снятой крышке редуктора.

 

Выбираем способ смазывания: зацепление зубчатой пары - окунанием зубчатого колеса в масло; для подшипников пластичный смазочный материал. Раздельное смазывание принято потому, что один из подшипников ведущего вала удален, и это затрудняет попадание масляных брызг. Кроме того, раздельная смазка предохраняет подшипники от попадания вместе с маслом частиц металла.

Камеры подшипников отделяем от внутренней полости корпуса мазеудерживающими кольцами.

Проводим посередине листа горизонтальную осевую линию - ось ведущего вала. Намечаем положение вертикальной линии - оси ведомого вала. Из точки пересечения проводим под углом δ ₁ = 19°36' осевые линии делительных конусов и откладываем на них отрезки R_e = 107 мм.

Конструктивно оформляем по найденным выше размерам шестерню и колесо. Вычерчиваем их в зацеплении. Ступицу колеса выполняем несимметричной относительно диска, чтобы уменьшить расстояние между опорами ведомого вала.

Подшипники валов расположим в стаканах.

Намечаем для валов роликоподшипники конические однорядные особолегкой серии (таблица П7):

Условное обозначение подшипника	d	D	T	С	С0	e
мм	КН
				32.0		0.27
				27.0	19.9	0.24

 

Наносим габариты подшипников ведущего вала, наметив предварительно внутреннюю стенку корпуса на расстоянии х = 8 мм от торца шестерни и отложив зазор между стенкой корпуса и торцом подшипника у= 10 мм (для размещения мазеудерживающего кольца).

При установке радиально-упорных подшипников необходимо учитывать, что радиальные реакции считают приложенными к валу в точках пересечения нормалей, проведенных к серединам контактных площадок (таблица 9.21). Для однорядных конических роликоподшипников по формуле ( 9.11 )

 

 

a₂ =13.5 мм.

 

Размер от среднего диаметра шестерни до реакции подшипника f₁=53 мм.

Принимаем размер между реакциями подшипников ведущего вала

 

 

 

Примем C₁ = 100 мм.

Размещаем подшипники ведомого вала, наметив предварительно внутреннюю стенку корпуса на расстоянии х = 10 мм от торца ступицы колеса и отложив зазор между стенкой корпуса и торцом подшипника у₂ = 20 мм (для размещения мазеудерживающего кольца).

Определяем замером размер А - от линии реакции подшипника до оси ведущего вала. Корпус редуктора выполним симметричным относительно оси ведущего вала и примем размер А' = А = 80 мм. Нанесем габариты подшипников ведомого вала.

Замером определяем расстояния f₂ = 49 мм и с₂ = 111 мм.

Очерчиваем контур внутренней стенки корпуса, отложив зазор между стенкой и зубьями колеса, равный 1, 5x, т. е. 15 мм.

 

 

VII. Проверка долговечности подшипника

 

Ведущий вал:

Силы, действующие в зацеплении:

F_t = 1081 H;

F_r1 = F_a2 = 371 H;

F_a1 = F_r1=130 H.

Первый этап компоновки дал

f₁ = 53 мм;

c₁ = 100 мм.

Реакции опор:

в плоскости xz

Проверка: R_x2 - R_x1 + F_t = 572.93 – 1653.93 + 1081 = 0.

 

в плоскости yz

 

Проверка: R_y2 - R_y1 + F_r = 157.2 – 528.2 + 371 = 0 H.

Суммарные реакции:

 

(Н),

 

Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников по формуле (9.9 стр. 216):

 

 

Осевые нагрузки подшипников (таблица 9.21), в нашем случае S₁> S₂; F_a> 0; тогда P_a1=S₁=346 H; P_a2 = S₁ + F_a = 346 + 130 = 476 H.

 

Найдём требуемую долговечность подшипников

 

L_треб=число лет x число раб. дней в году x кол-во часов в смене x число смен

L_треб=8ּ 365ּ 8ּ 3=70080 часов

 

Рассмотрим левый подшипник.

 

Отношение , поэтому следует учитывать осевую нагрузку.

Эквивалентная нагрузка по формуле 9.3 (стр. 212):

 

;

 

При вращении внутреннего кольцаV=1; K_m=1 (по таблице 9.20 стр. 214); коэффициент безопасности K_б=1, 35; K_m=1 (по таблице 9.20 стр. 214); для конических подшипников при коэффициент X=0.4 и коэффициент Y=2.5 (по таблице 9, 18 и П7 приложения).

Эквивалентная нагрузка P_э2=(0.4ּ 594+2.2ּ 476)ּ 1.35 = 1741Н = 1, 741 кН.

Расчётная долговечность, млн. об. (стр.211)

 

(млн. об).

 

Расчётная долговечность, в часах (стр. 211)

 

(ч),

где n=949 об/мин. – частота вращения ведущего вала.

 

 

 

⇐ Предыдущая1234Следующая ⇒

Поделиться:

Популярное:

1. Анализ перемещений инструмента и заготовки при нарезании конических зубчатых колёс с круговыми зубьями
2. В XVIII веке до и. э. в Египет вторглись азиатские племена — гиксосы, которые владели страной до 1580 года. Египтяне заимствовали у них боевую колесницу.
3. Влияние привода и силы тяги на нагрузки от колёс на рельсы
4. Вопрос. КПД ведущего колеса.
5. Вопрос. Углы установки управляемых колес.
6. Для осады и штурма крепости, по данным источников, скифы применяли осадные машины — тараны, складные штурмовые лестницы, осадные башни на колесах.
7. Иностранные морские лафеты более просты в обращении, так как у них есть 4 колеса и они короче.
8. История возникновения и эволюция автомобильного колеса
9. Колесница стояла за воротами, все было готово; он уже уходил, и он сказал своему вознице: «Подожди минуту. Дай мне увидеть лицо ребенка. Быть может, я уже никогда не возвращусь».
10. КОЛЕСО С ПНЕВМАТИЧЕСКОЙ ШИНОЙ
11. Кровь – Колесница Дыхания и Желания