Конструктивные особенности и вычерчивание редуктора, страница 5

4.7.2 Определяем силы в зацеплении:

Окружная сила

                                                       (4.72)

Радиальная сила

                                                  (4.73)

Осевая сила

                                                    (4.74)

4.7.3 Выполняем проверку зубьев на выносливость по напряжениям изгиба ([2], с. 46, ф. 3.25):

                                    (4.75)

где К_F - коэффициент нагрузки;

Y_F - коэффициент, учитывающий форму зуба;

Y_b - коэффициент, учитывающий повышение прочности косых зубьев по сравнению с прямыми;

    К_Fa - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями

4.6.3.1 Определяем коэффициент нагрузки:

                                                    (4.76)

где К_Fb - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба (коэффициент концентрации нагрузки), при y_bd = 1,2 и передаче с нессиметричным расположением колес по отношению к опорам К_Fb = 1,53 ([2], табл. 3.7, с. 43);

K_Fu - коэффициент, учитывающий динамическое действие нагрузки (коэффициент динамичности), для косозубых передач с 8-ой степенью точности, при окружной скорости 1,62 м/с и повышенной твердости:
К_Fu = 1,1 ([2], табл. 3.4, с. 39)

4.7.3.2 Коэффициент Y_F зависит от эквивалентных чисел зубьев z_u1 и z_u2 :

Для шестерни

                                                    (4.77)

Для колеса

                                                    (4.78)

При этом Y_F1 =4,34 и Y_F2 = 3,659 ([2], с. 42).

4.7.3.3 Определяем допускаемое напряжение

                                                     (4.79)

где s⁰_{F lim b}– предел выносливости при отнулевом цикле изгиба, соот-ветствующего базовому числу циклов, для колеса из стали 45 при термо обработке- улучшение s⁰_{F lim b2}=360 МПа, а для шестерни из стадии 45 при термо обработке- улучшение s⁰_{F lim b1} = 414 МПа;

    [S_F ] – коэффициент безопасности

Определяем коэффициент безопасности:

                                                (4.80)

где [S_F ]' – коэффициент, учитывающий нестабильность материала зубчатых колес, [S_F ]' = 1,75([2], табл. 3.9, с. 45);

    [S_F ]'' – коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса, для поковок и штамповок [S_F ]'' = 1,0([2], с. 44)

Для шестерни

Для колеса

4.7.3.4 Находим отношения

                                         (4.81)

                                      (4.82)

4.7.3.5 Дальнейшие расчеты ведем для шестерни, так как для него найденное отношение меньше.

4.7.3.6 Определяем коэффициент Y_b :

                                                    (4.83)

где b - угол наклона делительной линии зуба, b = 8,156

4.7.3.7 Определяем коэффициент К_Fa:

                                        (4.84)

где e_а– коэффициент торцового перекрытия, e_а = 1,5;

    п – степень точности колес, п = 8

Проверяем зуб шестерни по формуле:

Расчет выполнен правильно, так как s_F < [s_F ] (42,2 < 409).

5 Предварительный расчет валов

Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

5.1 Диаметр ведущего вала

                                                    (5.1)

где Т_к1 – крутящий момент на ведущем валу, Т_к1 = 12,14 Н × м;

    [t_к ] – пониженное значение допускаемого напряжения

    [t_к ] = 15 МПа

Принимаем конец ведущего вала конический, уклон Î1:10. Для соединения ведущего вала с помощью МУВП с валом электродвигателя d_дв = 24 мм, принимаем d_в1 = 20 мм ([2], с. 391, П. 2). Диаметр вала под подшипниками d_п1 = 25 мм. Шестерню 1 выполняем за одно целое с валом.

5.2 Диаметр промежуточного вала 1.

                                                   (5.2)

где Т_к2 – крутящий момент на промежуточном валу,

    Т_к2 = 54,11 Н × м;

    [t_к ] – пониженное значение допускаемого напряжения,

    [t_к ] = 15 МПа

 

Принимаем ближайшее большее значение d_в2 = 30 мм ([2], с. 162), диаметр вала под подшипниками принимаем d_п2 = 30 мм, шестерню изготавливаем за одно с валом, диаметр вала под колесом принимаем d_к2 = 35 мм.

5.3 Диаметр промежуточного вала 2.

                                                   (5.3)

где Т_к3 – крутящий момент на промежуточном валу,

    Т_к3 = 180,2 Н × м;

    [t_к ] – пониженное значение допускаемого напряжения,

    [t_к ] = 15 Мпа

Принимаем ближайшее большее значение d_в3 = 40 мм ([2], с. 162), диаметр вала под подшипниками принимаем d_п3 = 40 мм, шестерню изготавливаем за одно с валом, диаметр вала под колесо принимаем d_к3 = 45 мм.

5.4 Диаметр ведомого вала

                                                   (5.4)

где Т_к4 – крутящий момент на ведомом валу,

    Т_к4 = 600 Н × м;

    [t_к ] – пониженное значение допускаемого напряжения

    [t_к ] = 40 МПа

Принимаем конец ведущего вала конический, уклон Î1:10. Ближайшее большее значение d_в4 = 45 мм ([2], с. 162), диаметр вала под подшипниками принимаем d_п4 = 50 мм, диаметр вала под колесом принимаем d_к4 = 65 мм.

Диаметры остальных участков валов назначают исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора.

6 Конструктивные размеры шестерни и колеса

6.1 Быстроходный вал

Шестерню выполняем за одно целое с валом; её размеры определены выше:d₁ =33,56 мм;

d_а1 = 39,56 мм; b₁ =41мм.

6.2 Первый промежуточный вал

Размеры шестерни определены выше: d₃ =60,9 мм; d_а3=68,9 мм;b₃=57 мм.

Колесо первого промежуточного вала кованое ([2]см. рис. 10.2 и табл. 10.1): d₂ =146,44 мм; d_а2 =152,44мм; b₂=36 мм.

        Диаметр ступицы:d_СТ = 1,6 · d_К3                                            (6.1)

d_СТ = 1,6 · d_К3 = 1,6·35=56 мм.