Детали машин

N_К2 = 60∙50∙5000=2,4∙10⁷

Определяем базовый предел контактной выносливости из формулы (3.4) для шестерен быстроходной и тихоходной ступени

= 2 НВ + 70  (3.4)

= 2∙280 + 70 = 630 Н/мм² ;

для колес

= 2∙260 + 70 = 590 Н/мм² .

Допускаемые напряжения изгиба при расчете на выносливость определяются по формуле:

 (3.5)

. Принимаем S_H=1,1÷1,2, S_H=1,1.

Выбираем  допустимое =536,36 МПа.

Производим  расчет на прочность тихоходной ступени  как более нагруженной.

= НВ + 260 (3.5)

= 280 + 260=540 МПа

= 260 + 260=520 МПа

Межосевое  расстояние  из  условия  контактной  выносливости  активных  поверхностей  зубьев  по  формуле:

                                            a_w=К_а(u+1)                             (3.5)

где  для  косозубых  колёс  К_а=43, а передаточное отношение редуктора u_р=4.

    y_ab—коэффициент  ширины  колеса. Принимаем  для  косозубых  колёс  коэффициент  ширины  венца  по  межосевому  расстоянию                                        y_ab = =0.2 стр.157 /8/.

где =1,09.

a_w= =122,1 мм, принимаем 125 мм.

Рабочая ширина тихоходной ступени

Принимаем =25 мм.

Для определения  остальных диаметров зубчатых колес  необходимо найти модуль, ориентировочное  значение которого можно вычислить  по формуле

 (3.8)

Определяем модуль зацепления по формуле (3.8):

=25 (табл. 9.5 [3]). Принимаем  m=2 мм.

Принимая  , определяем угол наклона зубьев:

 (3.9)

Определяем  суммарное  число  зубьев шестерни  и  колеса:

                                                         Z_Σ=                                       (3.10)

Z_Σ= 121,1  принимаем Z_Σ=121.

Уточняем  угол  наклона  зубьев:

                                           сosβ=                                                        (3.11)

        сosβ= 0,968

Тогда  угол  β=14⁰32^’.                                               

Определяем  действительное  число  зубьев  шестерни:

                                                                                                     (3.12)

=24,2 Принимаем Z₁=24

Число  зубьев  колеса:

                                                                 Z₂=Z_Σ-Z₁                                    (3.13)

Z₂=121-24=97

 

Уточняем диаметры:

                                                            (3.12)

Уточняем  межосевое  расстояние:

 (3.13)

Диаметры  колёс:

 (3.15)

 (3.16)

Производим проверочный  расчет по контактным напряжениям, для  чего определяем:

окружную силу

 

 (3.17)

 Н

 (3.18)

 Н

окружную скорость определим по формуле

 (3.19)

По таблице 9.10 [1] назначаем 9-ю степень точности. По таблице 9.9 [1] g₀=73, по таблице 9.7 [1] δ_Н=0,002. Удельная окружная динамическая сила по формуле (3.20).

 (3.20)

где δ_Н – коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля зубьев. Значения δ_Н при расчете на контактные и изгибные напряжения различны; g₀ – коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса; v – окружная скорость, м/с.

Отсюда удельная окружная динамическая сила равна:

.

Удельная расчетная  окружная сила в зоне ее наибольшей концентрации по формуле (3.21).

 (3.21)

.

По формуле 

 (3.22)

По формуле

 (3.23)

(рис.9.7 [1]).

Для полюса зацепления расчетное контактное напряжение определяется по формуле (3.22).

Определяем  расчетное контактное напряжение по формуле

, (3.24)

где - коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления; при Х=0 и Х_Σ =0 =20⁰, =1,77 cos β; - коэффициент, учитывающий механические свойства материалов колес (Е_пр – приведенный модуль упругости материала зубчатых колес, v - коэффициент Пуассона); для стальных колес ; - коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий; для прямозубых передач ; для косозубых и шевронных при ; - удельная расчетная окружная сила, Н/мм.

Учитывая, что Z_H=1,77·cos11⁰²⁸’=1,71; Z_M=275.

 (3.25)

Недогрузка 1,9% <

Проверка по напряжениям  изгиба:

 (3.26)

Находим значение коэффициента в зависимости от числа зубьев: Y_F1=3,9, Y_F2=3,6 по графику 9.6 [1].

Определяем эквивалентное  число зубьев шестерни и колеса:

.

Расчет производим по шестерне.

При

;

 (3.27)

По графику  .

По таблице 9.8 [1] =0,006; g₀=73.

,

Из выражения (3.21)

.

По формуле (3.22) определяем

По формуле (3.23)

Напряжение  изгиба определяем по формуле (3.24)

< .

Прочность по напряжениям изгиба обеспечена.

 

4 РАСЧЕТ ТИХОХОДНОЙ  ПЕРЕДАЧИ РЕДУКТОРА

 

Принимаем  у  соосного  редуктора межосевое  расстояние  равное  быстроходной  ступени равного  125 мм..

Делительный диаметр шестерни d1 (мм) определяется из условия обеспечения контактной прочности по формуле

 мм

 мм

Определяем коэффициент 

где =1,03

K_d=770

Рабочая ширина быстроходной ступени

Принимаем =32 мм.

Для определения  остальных диаметров зубчатых колес необходимо найти модуль, ориентировочное значение которого можно вычислить по формуле

 (4.1)

На основании рекомендации принимаем параметр =25 и определяем модуль зацепления по формуле (4.1):

По СТ СЭВ 310-76 и на основании рекомендаций принимаем m=2 мм.

Определяем  число зубьев шестерни и колеса:

 (4.2)

,  принимаем 30.

.  (4.3)

, принимаем 95.

Уточняем  диаметры колес тихоходной ступени:

 (4.4)

 (4.5)

по формуле 3.16

Определяем  межосевое расстояние

 (4.6)

Выполним  проверочный расчет на выносливость по контактным напряжениям, для чего определяем следующие величины:

Окружную  силу

 (4.7)

 (4.8)

окружную  скорость по формуле (3.19)

По таблице 9.10 [1] назначаем 8-ю степень точности. По таблице 9.9 [1] g₀=56, по таблице 9.7 [1] δ_Н=0,006. Удельная окружная динамическая сила по формуле (3.20).

.

Удельная  расчетная окружная сила в зоне ее наибольшей концентрации по формуле: (3.21)

(рис. 9.5 [1]).

.

По формуле (3.22):

По формуле (3.23):

Для полюса зацепления расчетное контактное напряжение определяется по формуле (3.24), учитывая, что Z_H=1,77, Z_M=275.

 (4.9)

Недогрузка  составляет 7,2%, что допустимо.

Тогда

Недогрузка  составляет 1,4%, что допустимо.

Производим  проверку по напряжениям изгиба по формуле (3.24).

Находим значение коэффициента в зависимости от числа  зубьев: Y_F1=3,8, Y_F2=3,6 (рис.9.6 [1]).

Определяем  менее прочное звено:

.

Расчет производим по шестерне.

Коэффициент концентрации нагрузки (рис. 9.5 [1]).

По формуле (3.20):

,

где =0,016 (табл.9.8 [1]), g₀, v, , u имеют прежние значение.

По формуле (3.21)

Коэффициент динамическое нагрузки по формуле (3.22)

По формуле (3.23)

Напряжение  изгиба

 (4.10)

 < .

 

5 КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ КОРПУСА И КРЫШКИ РЕДУКТОРА

 

Корпус редуктора выполняем  литым из чугуна марки СЧ 15            ГОСТ 1412-79.Для удобства сборки корпус выполняем разборным. Плоскость разъема проходит через оси валов, что позволяет использовать глухие крышки для подшипников. Плоскость разъема для удобства обработки располагаем параллельно плоскости основания. Для соединения корпуса и крышки редуктора по всему контуру плоскости разъема выполняем фланцы. Фланцы объединены с приливами для подшипников.

Толщина стенок основания  корпуса и крышки редуктора:

 

=0,025·125=4,125. Принимаем ,

 

=0,02·125=3,3. Принимаем .

 

Толщина фланцев поясов корпуса и пояс крышки

нижний пояс корпуса

, принимаем р=20 мм.

Диаметры болтов:

• фундаментальных

принимаем болты с  резьбой М16

• крепящих крышку корпуса у подшипников

принимаем болты с  резьбой М12.

• соединяющих крышку с корпусом

принимаем болты с  резьбой М10.

Ширина фланцев: К=2,7d

верхнего          К₁=2,7 ·12=32 мм;

нижнего      К₂=2,7· 16=43 мм.

Толщину стенок крышек подшипников, принимаем в зависимости от диаметра самого подшипника по табл. 5.4 [3].

 

6 РАСЧЕТ ВАЛОВ И ПОДШИПНИКОВ РЕДУКТОРА

6.1 Расчет входного  вала

Материал  вала сталь 40Х

Определяем  реакции в опорах в горизонтальной плоскости

Производим  проверку правильности определения  численных значений реакций

Определяем  реакции в опорах в вертикальной плоскости

Производим  проверку правильности определения численных значений реакций

1267,68+901,35-657,55-1511,48=0

Определяем  диаметр вала под шкив.

 (6.1)

мм

Принимаем d=26 мм.

Диаметр под  подшипника d=30мм.

Определяем  диаметр вала в опасном сечении

мм (6.2)

=785 (табл.12.13 [1])

мм

Определим момент сопротивления сечения вала.

 мм³ (6.3)

Определим полярный момент

 (6.4)

 МПа

Определим коэффициент  безопасности по изгибу

 (6.5)

=0

 табл.12.13 [1]