--PAGE_BREAK--Крутящие моменты, передаваемые валами, определяется по формуле
Ti=9550.
T1=H×м
T2=Н∙м
2. Расчет зубчатой передачи
2.1 Выбор материалов и способов термообработки шестерни и колеса. Расчет допускаемых напряжений.
Выбираем для шестерни и колеса сталь 45 с термообработкой улучшения для шестерни, с нормализацией – для колеса
НВ1=210 НВ2=190 [1, c.34, т. 3.3]
2.1.1 Расчет допускаемых контактных напряжения
[σн]=
где i=1 для шестерни, i=2 для колеса;
sHilimB-предел контактной выносливости при симметричном цикле нагружения; Мпа
sHilimB=
sH1limB= МПа
sH2limB= МПа
[
S
H
j
]-коэффициент безопасности, определяется способом термообработки; [1, с.33]
[S
H
]= 1.1..1.2 S
H=1.15
KHLj— коэффициент долговечности;
KHLj=1,
где NHj– базовое число циклов, определяемое твердостью боков поверхности зубьев;
NHj=
NH
1=
NH
2=
NHEj– эквивалентное число циклов, определяемое сроком службы передачи, числом оборотов вала шестерни и валов колеса, коэффициентом использования;
NHEj= T∑∙k∙ni∙60,
где T∑– срок службы зубчатой передачи; T∑=20000 часов
k- коэффициент использования передачи; k=0,8;
ni– частота вращения валов редуктора, n1= 277,07 об/мин, n2= 78,05 об/мин;
NHE1= 20000∙0,8∙277,07∙60=2,6 ∙108
NHE2= 20000∙0,8∙78,05∙60=0,7 ∙108
Поскольку
Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса
[sH1]= МПа
[sH
2]= МПа
Для косозубой передачи принимается наименьшее из значений, полученных по зависимости
1. [σн]=0,45∙([σн1]+[σн2])= 0,45 (426+391)= 367 Мпа
2. [σн]=1,23∙ [σнi]min= 1,23∙391=481 Мпа
[σн]=367 Мпа
2.1.2. Расчет допускаемых напряжений изгиба
,
где -предел изгибной выносливости при отнулевом цикле нагружения; МПа
[1, c. 44, т.3.9]
МПа
МПа
[SF]-коэффициент безопасности
[SF]= [SF]΄∙ [SF]΄΄,
где [SF]΄ — коэффициент, учитывающий механические свойства и твердость зубьев;
[SF]΄΄- коэффициент, учитывающий способ получения заготовки для шестерни или для колеса
[SF]΄=1,75 [1, с.44, т.3.9]
[SF]΄΄=1 [1, с.44]
[SF]=1,75
Допускаемые напряжения изгиба:
МПа
МПа
МПа
2.2 Расчет параметров зубчатой передачи
2.2.1 Расчет межосевого расстояния
=(u+1),
где — коэффициент, учитывающий тип передачи;= 43
— коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине зуба, [1, c.32, т. 3.1]
— коэффициент ширины; = 0,25…0,5=0,4
u– стандартное передаточное отношение, u=u2=3,55;
T2– крутящий момент на валу колеса, Т2 = 512,7 Н×м
αw=43∙(3,55+1) =178 мм
Округлим до ближайшего большего стандартного значения [1, с. 36] мм.
αw=180 мм
2.2.2 Расчет ширины колеса (расчетной ширины зубчатой передачи)
bw2=bw=ψba∙ αw=0,4∙180=72 мм
bw= 71 мм [1, с. 36]
2.2.3 Расчет модуля зацепления
m=(0,01…0,02) αw=1,8…3,6 мм
Округлим mдо стандартного значения [1, с. 36]: m= 3 мм
2.2.4 Расчет суммарного числа зубьев шестерни и колеса, угла наклона зуба в косозубой передаче
Z∑=,
где β – угол наклона зуба
β= 8…15°=10°
Z∑==118,08
Z=118
β= arcos=arcos=arcos(0,9833)=10,4858=10°29`8``
Z1=25,9
Z1=26
Z2= Z-Z1=118-26=92
2.2.5 Расчет фактического передаточного отношения
иф=3,538
[∆и]=±3,3%
∆и=∙100=0,33%
2.3 Проверочный расчет зубчатой передачи
2.3.1 Расчет по контактным напряжениям
Контактные напряжения равны
,
где с – коэффициент, учитывающий тип передачи; с= 270
aw — межосевое расстояние; мм
bw — расчетная ширина зубчатой передачи; мм
T2 — крутящий момент на валу колеса; н∙мм
uф — фактическое передаточное отношение;
K
Н— коэффициент нагрузки,
KН = KHαKHβKНV.
v=ω1∙r1,
где ω1— угловая скорость шестерни, рад/м
ω1=
r1— радиус делительной окружности шестерни; мм
r1=
v==1130,9 мм/с=1,13 м/с
степень точности — 8
KHα– коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, KHα=1,09 [1, с. 39, т. 3.4]
KHβ — коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине зуба,
KHβ=1,0 [1, с. 39, т. 3.5]
K
Н
V
-динамический коэффициент, определяемый степенью точности изготовления передачи,
K
Н
V
=1,0 [1, с. 40, т. 3.6]
KH=1,09×1,0×1,0=1,09
σн= 363,61 Мпа
∆σн=∙100=0,92%
2.3.2 Расчет по напряжению изгиба
KF— коэффициент нагрузки;
YF-коэффициент формы зуба;
Yb-коэффициент, учитывающий влияние осевой силы в косозубой передаче на напряжение изгиба в основании зуба;
— коэффициент, учитывающий распределения нагрузки между зубьями;
m– модуль зацепления; мм
bw–ширина колеса; мм
— окружное усилие, Н
Ft
=
Ft1=Ft2=
где T2 — крутящий момент на валу колеса;
— диаметр начальной окружности колеса, мм
где — диаметр начальной окружности шестерни, мм
dw1==79,33 мм
dw2=79,33∙3,538=280,67 мм
Ft=3653,4н
KF = KFβ ×KFV,
где
KFβ — коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине зуба;
KFV — динамический коэффициент,
KFV
=1,1[1, c. 43, т.3.8]
Ψbd= — коэффициент диаметра
Ψbd=0,89
KFβ= 1,1 [1, c. 43, т.3.7]
KF= 1,1×1,1=1,21
YF
=3,8[1, c. 42]
Yb=1- 0,926
KFα[1, c. 46]
Еβ= 1,39 > 1
=0,92
σw=67,2 МПа >[GF]=195 Мпа
Условия изгибной прочности передачи выполняются
3. Первый этап эскизной компоновки редуктора
3.1 Компоновка зубчатой передачи в корпусе редуктора
dw1=79,33 мм
dw2=280,67 мм
bw1= bw2+3…5=75 мм
bw2=71 мм
мм
3.2 Компоновка валов
3.2.1 Расчет диаметров хвостовиков валов
d1i=
где — диаметр хвостовиков
— для быстроходного вала
— для тихоходного вала
— крутящие моменты на валах,
Т1=148,9∙103 Н×м
Т2=512,7∙ 103 Н×м
[τ]- допускаемое заниженное касательное напряжение
[τ]=15…20 МПа=18 МПа
d1Б=34,58 мм
[1, с. 161] =36 мм
d1Т=52,22 мм
d1Т=55 мм
d1Б =36 мм d2Б =45 мм d3Б =50 мм
d1Т =55 мм d2Т =60 мм d3Т =65 мм d4Т =70 мм d5Т = d4Т +10 d5Т = 80 мм
1 – участок для установки полумуфты, соединительной муфты
2 – участок, контактирующий с уплотнением в сквозной крышке подшипника
3 – участки для установки внутренних колец подшипников качения
4 – участок для установки ступицы колеса
5 – буртосевой фиксации ступицы колеса и внутреннего кольца подшипника
6 – конус центрирования шпоночного паза на ступице относительно шпонки, установленной на валу
3.3 Предварительный выбор подшипников
Предварительно выбираем радиальные шариковые однорядные подшипники легкой серии [1, c. 393, т. П.3]
3.3.1 Быстроходный вал
d=d3Б =50 мм N210
c=35,1 кН с0=19,8 кН
3.3.2 Тихоходный вал
d=d3Т =65 мм N213
c=56 кН с0=34 кН
3.4 Компоновка подшипников в корпусе редуктора
3.4.1. Выбор способа смазки подшипника
При v=1,2 м/с >1 м/с смазка подшипников жидкая
Заглубления подшипников в подшипниковые гнезда
с2=3..5 мм=4 мм
3.5. Расчет расстояния между точкой приложения усилий зацеплений и опорами валов
a1=66,5 мм
a2=68 мм
4. Расчет валов
4.1 Определение усилий зацепления
Ft1= Ft2= Ft=3653,4 Н
Fr1= Fr2= Ft∙1352,3 Н
Fa1= Fa2= Ft∙ tgβ= 3653,4∙tg10,4858=676,18 Н
4.2 Построение расчетных схем валов, определение опорных реакций, построение эпюр изгибающих и крутящих моментов
4.2.1 Быстроходный вал
4.2.1.1 Вертикальная плоскость
RAB=RBB==1826,7 Н
М1В=RAB∙a1=1826,7∙66,5∙10-3=121,5 Н×м
T=T1=148,9 Н×м
4.2.1.2 Горизонтальная плоскость
RАГ== -877,8 Н
RВГ== — 474,5 Н
М1Г=RАГ∙а1= -877,8∙66,5∙10-3= -58,37 Н∙м
4.2.1.3 Расчет максимальных значений суммарной реакции в опорах и суммарного изгибающего момента
Rmax=R1=RA==2026,6 Н
M1==134,8 Н×м
4.2.2 Тихоходный вал
4.2.2.1 Вертикальная плоскость
RCB=RDB=1826,7 Н
M2B=RCB∙a2=1826,7∙68∙10-3=124,2 Н∙м
T=T2=512,7 Н×м
4.2.2.2 Горизонтальная плоскость
RСГ= — 21,5 Н
RDГ=1373,8
М2г=RDГ∙а2=1373,8∙68∙10-3=93,4 Н∙м
4.2.2.3 Суммарные значения
R2max=RD= 2285,6 Н
М2=155,4 Н∙м
4.3. Уточненный расчет валов
4.3.1 Быстроходный вал
Материалом вала является материал шестерни, т. е. сталь 45 с термообработкой улучшение. Предел прочности определяется диаметром заготовки вала, который является диаметром окружности вершин зубьев шестерни
da1 ≈ dw1 + 2m = 79,33 + 2∙3 = 85,33 мм;
σв= 780 [1, с.34, т. 3.3]
S= Sτ= , где:
τ-1– предел выносливости материала вала при симметричном цикле напряжения, МПа
τ-1 = 0,58∙σ-1;
σ-1 = 0,43∙σв = 0,43∙780 = 335,4 МПа;
τ-1 = 0,58∙335,4 = 194,532 МПа;
Kτ– коэффициент концентрации напряжения,
Kτ= 1,7 [1, с. 165, т. 8.5];
ετ – масштабный фактор,
ετ = 0,75 [1, с. 166, т. 8.8];
β – фактор поверхности,
β = 0,94 [1, с. 162];
τV– амплитуда цикла напряжения, МПа;
τm– среднее значение цикла напряжения, МПа;
τV= τm= = =
τV= 7,98 МПа
ψτ – коэффициент чувствительности материала,
ψτ = 0,1 [1, с. 166];
S= Sτ= 9,7 > [S]=3,3
4.3.2 Тихоходный вал
Выбираем для вала сталь 45 с термообработкой улучшение.
Диаметр заготовки d5Т= 80 мм
σв = 780 МПа [1, с. 34, т. 3.3]
d4Т= 70 мм
S= , где:
Sσ– запас прочности по нормальным напряжениям;
Sτ– запас прочности по касательным напряжениям
Sσ=
σ-1 – предел выносливости материала вала при симметричном цикле напряжения, МПа
σ-1 = 0,43∙σВ = 0,43∙780 = 335,4 МПа;
Kσ– коэффициент концентрации напряжения,
Kσ= 1,8 [1, с. 165, т. 8.5];
εσ – масштабный фактор,
εσ = 0,76 [1, с. 166, т. 8.8];
β – фактор поверхности,
β = 0,94 [1, с. 162];
σV– амплитуда цикла напряжения, МПа
σV= =
σV=4,53МПа
ψσ – коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла,
ψσ = 0,2 [1, с. 166];
σm– среднее значение цикла напряжения,
σm=0,17 МПа
Sτ=29,3
S = Sτ =
da2=dw2+2∙m=280,67+2∙3=286,67 мм
σв= 690 [1, с.34, т. 3.3]
τ-1 = 0,58∙σ-1;
σ-1 = 0,43∙σв = 0,43∙690 = 296,7 МПа;
τ-1 = 0,58∙296,7 = 172 МПа;
τV= τm= = =
τV= 3,7 МПа
Kτ= 1,6 [1, с. 165, т. 8.5];
ετ = 0,65 [1, с. 166, т. 8.8];
β = 0,94 [1, с. 162];
ψτ = 0,1 [1, с. 166];
Sτ=17,09
S= 14,7 > [S]=3,3
5. Расчет шпоночных соединений
5.1 Быстроходный вал
Примем муфты МУВП [1, c. 277, т. 11.5]
d1Б=36 мм
[Т]=250 н∙м > Т1=148,9 н∙м Тип Iисполнение 2
мм
Размеры шпоночного соединения [1, c.169, т. 8.9]
мм
=45-10=35 мм
где T1 — момент сопротивления на быстроходном валу, Н×м
d1Б — диаметр
h — высота шпонки, мм
lp — рабочая длина шпонки, мм
t1 — глубина шпоночного паза на валу, мм
σсм= 78,8 МПа
5.2 Тихоходный вал
5.2.1 Шпоночные соединения на хвостовике
Выбираем муфту [1, c. 277, т. 11.5] Муфта МУВП
[Т]=710 н∙м, Т2=512,7 н∙м Тип Iисполнение 2
L1T=82мм
Размеры шпоночного соединения [1, c.169, т. 8.9]
мм
мм
σсм=86,3 МПа
5.2.2 Шпоночные соединения на ступице колеса
d4T=70 мм
l
4
T=bw
2=71 мм
Размеры шпоночного соединения [1, c.169, т. 8.9]
b=20 мм, h=12 мм, t1=7,5 мм, t2=4,9 мм
l=l4T-10…15=61…56=60 мм
lp=l-b=60-20=40мм
σсм=81,38 МПа
6. Расчет теоретической долговечности подшипниковых опор
6.1 Быстроходный вал
Подшипник шариковый радиальный однорядный N210
c=35,1 кН c=19,8 кН
Долговечность подшипника при максимальной нагрузке, ч:
Lh=≥ Lhmin,
где n1 — частота вращения быстроходного вала,
n1=277,07 об/мин
c — динамичная грузоподъемность подшипника, с=35,1 кН
m– показатель степени
m=3 (подшипники шариковые)
Lhmin– минимальная теоретическая долговечность;
Lhmin=10000 часов
p — эквивалентная динамичная нагрузка, кН
P= Kб∙KТ (X∙V∙Fr+ Y∙Fa),
где X
-коэффициент радиальной нагрузки;
Y— коэффициент осевой нагрузки;
Kб– коэффициент безопасности
Kб=1,4 [1, с.214, т.9.19];
KТ— температурный коэффициент,
KТ=1 [1, с.214, т.9.20]
V– коэффициент кольца
V=1 (вращается внутреннее кольцо)
Fr– радиальнаянагрузка на наиболее нагруженный подшипник; н
Fr=RA=R1=2026,6H=2кН
Fa– осевая нагрузка на подшипник, кН
Fa= Fa1=676,18Н=0,67кН
X, Y[1, с.212, т.9.18]
0,034 0,335
X=0,56 Y=1,99
P= 1,4∙ 1∙(0,56∙1∙2+ 1,99×0,67)=3,43 кН
Lh= ∙ = 64400 часов> Lhmin
6.2 Тихоходный вал
Подшипник шариковый радиальный однорядный N213
c=56 кН c=34 кН
Lh=≥ Lhmin,
n1=277,07 об/мин
m=3
P= Kб∙KТ (X∙V∙Fr+ Y∙Fa)
Fr=RD=R2=2285,6 H=2,2 кН
Fa= Fa1=676,18 Н=0,67 кН
V=1
0,3 0,019
X=0,56 Y=1,99
KТ=1 [1, с.214, т.9.20]
Kб=1,4 [1, с.214, т.9.19];
P= 1,4∙ 1∙(0,56∙1∙2,2+ 1,99×0,67)=3,59 кН
Lh= ∙ = 228279 час > Lhmin
7. Расчет элементов корпуса редуктора
7.1. Расчет глубины подшипниковых гнезд.
[1 с 240 рис. 10.18 вид к]
l2=K2+δ+4
где d— толщина стенки основания корпуса редуктора, мм
Ci, Ki [1, с.242, т. 10.3]
В редукторе имеется 3 группы болтов:
· фундаментные болты ;
· болты , установленные в подшипниковых гнездах;
· фланцевые болты
продолжение
--PAGE_BREAK--