Редуктор цилиндрический.Проверка работоспособности подшипников, установленных на выходном валу

Таким образом, допускаемое контактное напряжение [s_H]₁= 552,7 МПа.

Допускаемые напряжения изгиба определяются по зависимости

, где  – базовый предел изгибной выносливости зубьев,

 =1,75 – коэффициент безопасности,

 – коэффициент долговечности,

 – коэффициент учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки.

Базовый предел изгибной выносливости зубьев для улучшенных колес с твердостью HB < 350 определяется по зависимости

s_Flimb = 1,8 HB,   что составляет

– для шестерни  ,

– для колеса       .

Коэффициент учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки – при односторонней (нереверсивной) нагрузке.

Фактическое число циклов нагружения при постоянной нагрузке

.

Для шестерни – об

Для колеса     – об

Найдем для зубьев колеса коэффициенты долговечности , учитывая, что число циклов нагружения зуба колеса

N_F2 =570×10⁶ >=4×10⁶,

N_F1 =126×10⁶ >=4×10⁶

где =4×10⁶ циклов – базовое число циклов по изгибным напряжениям для стали 45, следовательно, коэффициенты долговечности

К_FL1 = 1 и K_FL2 = 1.

Подставляя значения параметров, находим допускаемые напряжения изгиба

– для шестерни ,

– для колеса     .

2.3 Геометрический расчёт зубчатых колёс

В результате геометрического расчета косозубых цилиндрических колес (без смещения) определим следующие их параметры (рисунок 2): межосевое расстояние, модуль зубьев m, числа зубьев шестерни z₁ и колеса z₂, делительные диаметры шестерни  и колеса , диаметры окружности вершин  и , диаметры окружности впадин  и , ширина венцов колеса  и шестерни .

В косозубых передачах стандартных редукторов для шестерни принимают направление зуба левое, для колёс – правое.

Чтобы показать направление зубьев зубчатого колеса, на изображении поверхности зубьев наносят (как правило, вблизи оси) три сплошные тонкие линии с соответствующим наклоном. На изображении зубчатого зацепления направление зубьев указывают на одном из элементов зацепления.

Рисунок 2 - Параметры цилиндрических колес

1) Рассчитаем предварительно межосевое расстояние, выбрав коэффициент ширины колеса =0,4; полагая, что  пара расположена симметрично опорам:

, где  К_а – коэффициент, для косозубой К_а = 430 МПа^1/3;

u – передаточное число редуктора, u = 4,52;

T₂ – вращающий момент на валу колеса, T₂ = 118,24 Н·м;

[σ_H] - допускаемое контактное напряжение, [σ_H] = 491 МПа;

 – коэффициент ширины венца зубчатого колеса, =0,4;

 – коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине венца зубчатого колеса, определяемый в зависимости от расположения колеса по отношению к опорам и коэффициента ширины колеса =1,3

мм

2) Найдем предварительно делительный диаметр шестерни

3) Зададим число зубьев шестерни, учитывая, что z_min =17cos³β:

z₁=17

Из рекомендуемого диапазона углов наклона зубьев β=7…23° принимаем β=10°.

4) Подберем из стандарта величину модуля зубьев, для этого предварительно рассчитаем торцовый модуль

Предварительное значение нормального модуля

 мм

Из ГОСТ 9563-60  (стандартный ряд m: 1; 1,25; 1,5; 1,75; 2; 2,25; 2,5; 2,75; 3; 3,5; 4; 4,5; 5; 5,5; 6; 7)

m_n =2,25 мм

5) Найдем число зубьев сопряженного колеса

,

z₂ = 77.

6) Рассчитаем геометрические параметры проектируемой передачи при модуле зубьев m=2,25 мм, числах зубьев шестерни z₁=17 и колеса z₂=77:

Фактическое передаточное число

4,52

Отклонение от заданного передаточного числа

0

Диаметры делительных окружностей

,

,

Межосевое расстояние

.

Конструктивное межосевое расстояние a_w не должно отличаться от a’_w более, чем на 3%.

 

Диаметры окружностей вершин

,

,

Диаметры окружностей впадин

,

,

Ширину венца шестерни  назначаем больше ширины венца колеса  с целью облегчения сборки механизма.

==0,4·107,72=43,088 мм

=47,4 мм

В таблице 2 приведены основные параметры зубчáтой передачи.

На рисунке 3 проставим рассчитанные геометрические параметры зубчатой пары: a_w, d₁, d₂, d_a1, d_a2, b₁, b₂.

Окружная скорость вращения колёс в полюсе зацепления (на делительном диаметре)

Принимаем степень точности изготовления зубчатых колес 9-В (ГОСТ 1643-81), что означает 9-ю степень кинематической точности, плавности и контакта зубьев;  вид сопряжения В (нормальный боковой зазор).

Таблица 2 - Основные параметры зубчáтой передачи 

Наименование параметра и размерность	Обозначение	Значение
Момент на ведомом валу,	Т2	118,24
Частота вращения вала, – ведущего – ведомого	n1 n2	950 210
Межосевое расстояние, мм	aw	107,72
Число зубьев – шестерни – колеса	z1 z2	17 76,84
Модуль зубьев нормальный, мм	mn	2,25
Передаточное число	U	4,52
Материал колес, термообработка	cталь 45,  улучшение
Твердость рабочих поверхностей зубьев – шестерни – колеса	НВ1 HB2	269 235
Тип передачи	Косозубая
Угол наклона  зуба, град, мин, с	Β	10
Диаметры делительных окружностей, мм – шестерни – колеса	d1 d2	39,03 176,41
Ширина зубчатого венца, мм – шестерни – колеса	b1 b2	47,4 43,088

                            176,4     170,785                                                  180,91

                                                                                                                          107,72

                             39,03      33,405                                                           43,53 

Рисунок 3 – Геометрические параметры зубчатой пары

2.4 Проверка зубьев на контактную и изгибную выносливость

Проверку зубьев на контактную выносливость проведем по формуле

, где K – коэффициент, равный для косозубой К=270;

Т₂ –  момент 118,24 (Н×мм);

=  = – ширина венца колеса в мм;

, при симметричном расположении зубчатой пары относительно опор =1,3:

=270·=13,59 МПа

Контактная выносливость обеспечена.

Проверку зубьев на изгибную выносливость проведем по формуле

, где допускаемое изгибное напряжение  в МПа; момент   в Н×мм;

= =1,3;

 =4,27– коэффициент формы зуба, зависящий от эквивалентного числа зубьев.

=17,68

zv	17	20	22	24	26	28	30
YF	4,27	4,07	3,98	3,92	3,88	3,81	3,80

===80,8 МПа

Изгибная выносливость обеспечена.

3 Эскизная компоновка механизма

3.1 Предварительный расчёт валов

Эскизная компоновка редуктора выполняется в два этапа. На первом этапе выявляется расположение деталей в корпусе; определяются расстояния между деталями, ориентировочные диаметры ступеней валов, месторасположение опор и расстояния между средними плоскостями колес и опорами.

На втором этапе разрабатывается конструкция колес, валов, подшипниковых