2.3 Определение усилий в зацеплении

Окружная сила:

(45)

Радиальная сила:

(46)

Осевая сила:

(47)

2.4 Предварительный расчет валов и выбор подшипников

Диаметр ведущего вала редуктора определяем по формуле 15.8.1 [3, стр. 137]:

(48)

где [τ] – допускаемое напряжение кручения.

Конструктивно принимаем:

Таблица 4 - Конструктивные размеры участков валов, мм.

Участок	Вал ведущий	Вал ведомый
Выходной конец	20	30
Под уплотнение	25	35
Под подшипник	25	35
Под колесо	-	45
Буртик	-	50

Рисунок 1 – Конструкция ведомого вала.

Предварительно принимаем подшипники [2]:

Таблица 5 - Типоразмеры подшипников качения

Вал	Номер	d, мм	D, мм	C, Н
Ведущий	7205	30	72	36900
Ведомый	7209	45	80	41800

3 Проверочный расчет передачи редуктора

3.1 Расчет на контактную выносливость

Проверяем условие по контактной прочности [2, стр. 41]:

σ_Н = Zh · Zm · Ze · ≤ [σ]_Н (49)

где Zh – коэффициент, учитывающий форму сопряженных зубьев [2, стр. 41]:

Zh = 1,76 · cos β = 1,76 · 1,000 = 1,76 (50)

Zm – коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных колес. Zm = 275 МПа ½.

Ze – коэффициент, учитывающий суммарную длину контактной линии [2, стр. 41]:

Ze = = = 0,8

q_Ht – удельная расчетная окружная сила [2. стр. 42]:

q_Ht = (51)

где Khα - коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями;

Khv – коэффициент динамической нагрузки, который зависит от твердости материала колес, скорости и степени точности изготовления передачи.

Принимаем по таблице 2.9 [2, стр. 34] Khα = 1 и по табл. 2.10 [2, стр. 35] Khv = 1.

q_Ht = = 19 Н/мм

σ_Н = 1,76 · 275 · 0,8 · ≤ 312

σ_Н = 280 МПа > 312 МПа

Перегрузка составляет

δσ_Н = = 10,26 %,

что допустимо (-15%…5%)

3.2 Расчет на выносливость при изгибе

Вычисляем напряжение изгиба у ножки зуба [2, стр. 42]:

(52)

где Y_F – коэффициенты формы зуба шестерни и колеса;

K_Fα – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями;

K_Fβ – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба;

K_FV – коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости передачи V, м/с, и степени точности передачи;

Y_β – коэффициент, учитывающий наклон зуба.

Принимаем по таблице 2.9 [2, стр. 34] принимаем K_Fα = 1,35, по табл. [2, стр. 36] K_Fβ = 1,22, по табл. 2.10 [2, стр. 35] K_Fv = 1,04, по табл. 2.11 [2, стр. 36] методом интерполирования Y_F = 3,62

Y_β = 1,00 (53)

Ye = = =

= 0,61

36 МПа < 227

Условие прочности выполняется.

Таким образом, полученные результаты показывают, что спроектированная передача удовлетворяет условиям работоспособности.

4 Уточненный расчет валов

4.1 Определение долговечности подшипников

Ведущий вал. Принимаем из эскизной компоновки l1 = 35 мм, l2 = 70 мм.

Вертикальная плоскость

= 317 Н

Горизонтальная плоскость

= = 786 Н

=

= -220 Н

Проверка:

-220 - 231 + 786 - 335 = 0

0 = 0

Определение суммарных реакций

(54)

Более нагружена опора 2.

Определяем эквивалентную нагрузку подшипников:

(55)

где - коэффициент радиальной нагрузки;

- коэффициент осевой нагрузки.

Т.к. > e; (56)

Кб = 1,3 – коэффициент безопасности, т.к. характер нагрузки – умеренные толчки;

Кт = 1 – температурный коэффициент;

V = 1 – коэффициент вращения.

Определяем долговечность подшипников на ведущем валу редуктора:

(57)

Долговечность подшипников на ведущем валу редуктора обеспечена.

Построение эпюр изгибающих моментов

Мх₁ = 0 Нм;

Мх₂ = 0 Нм;

Мх₃ = Yb · l1 = 317 · 35/1000 = 11 Нм

Мх₄ = 0 Нм.

Му₁ = 0;

Му₂ = -Fм · l2 = - 718 · 70/1000 = -23 Нм

Му₃ = -Fм · (l1 + l2) + Xa · l1 = ()/1000 = -43 Нм

Му₄ = 0.

Крутящий момент Т = 19 Нм

Рисунок 2 - Эпюры моментов ведущего вала.

Ведомый вал. Принимаем из эскизной компоновки l3 = 45 мм, l4 = 65 мм.

Горизонтальная плоскость

Xd = =

= = 1352 Н

= = 403 Н

Проверка:

403 - 1352 + 231 + 718 = 0

Вертикальная плоскость

Н

Определяем суммарные реакции опор:

Опора 4 более нагружена.

Определяем эквивалентную нагрузку подшипников:

(58)

где - коэффициент радиальной нагрузки;

- коэффициент осевой нагрузки.

Т.к. > e;

Определяем долговечность подшипников на ведущем валу редуктора:

Подшипники на ведомом валу поменять один раз за период эксплуатации привода.

Построение эпюр изгибающих моментов

Мх₁ = 0 Нм;

Мх₂ = 0 Нм;

Мх₃ = Yd · l3 = 116 · 45/1000 = 5 Нм

Мх₄ = 0 Нм.

Му₁ = 0;

Му₂ = -Fц · l4 = - 718 · 65/1000 = -47 Нм

Му₃ = -Fц · (l3 + l4) + Xс · l3 = ( )/1000 = -61 Нм

Му₄ = 0.

Крутящий момент Т = 45 Нм

Рисунок 3 - Эпюры моментов ведомого вала.