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

α_w =43∙(3,55+1) =178 мм

Округлим до ближайшего большего стандартного значения [1, с. 36] мм.

α_w=180 мм

2.2.2 Расчет ширины колеса (расчетной ширины зубчатой передачи)

b_w2=b_w=ψ_ba∙ α_w=0,4∙180=72 мм

b_w= 71 мм [1, с. 36]

2.2.3 Расчет модуля зацепления

m=(0,01…0,02) α_w=1,8…3,6 мм

Округлим m до 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

и_ф= 3,538

[∆и]=±3,3%

∆и= ∙100=0,33% < 3,3%

2.3 Проверочный расчет зубчатой передачи

2.3.1 Расчет по контактным напряжениям

Контактные напряжения равны

,

где с – коэффициент, учитывающий тип передачи; с= 270

a_w - межосевое расстояние; мм

b_w - расчетная ширина зубчатой передачи; мм

T₂ - крутящий момент на валу колеса; н∙мм

u_ф - фактическое передаточное отношение;

K_Н - коэффициент нагрузки,

K_Н = K_Hα K_Hβ K_НV.

v=ω_1∙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

K_Hα – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, K_Hα=1,09 [1, с. 39, т. 3.4]

K_Hβ - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине зуба,

K_Hβ =1,0 [1, с. 39, т. 3.5]

K_НV - динамический коэффициент, определяемый степенью точности изготовления передачи,

K_НV=1,0 [1, с. 40, т. 3.6]

K_H=1,091,01,0=1,09

σ_н= 363,61 Мпа

∆σ_н= ∙100=0,92% <|±5%|

2.3.2 Расчет по напряжению изгиба

K_F - коэффициент нагрузки;

Y_F  коэффициент формы зуба;

Y_  коэффициент, учитывающий влияние осевой силы в косозубой передаче на напряжение изгиба в основании зуба;

- коэффициент, учитывающий распределения нагрузки между зубьями;

m – модуль зацепления; мм

b_w –ширина колеса; мм

- окружное усилие, Н

F_t =F_t1=F_t2=

где T₂ - крутящий момент на валу колеса;

- диаметр начальной окружности колеса, мм

где - диаметр начальной окружности шестерни, мм

d_w1= =79,33 мм

d_w2=79,33∙3,538=280,67 мм

F_t= 3653,4 н

K_F = K_Fβ K_FV,

где K_Fβ - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине зуба;

K_FV - динамический коэффициент,

K_FV=1,1 [1, c. 43, т.3.8]

Ψ_bd= - коэффициент диаметра

Ψ_bd= 0,89

K_Fβ = 1,1 [1, c. 43, т.3.7]

K_F = 1,1 1,1=1,21

Y_F=3,8 [1, c. 42]

Y_b=1- 0,926

K_Fα [1, c. 46]

Е_β= 1,39 > 1

=0,92

σ_w= 67,2 МПа >[G_F]=195 Мпа

Условия изгибной прочности передачи выполняются

3. Первый этап эскизной компоновки редуктора

3.1 Компоновка зубчатой передачи в корпусе редуктора

d_w1=79,33 мм

d_w2=280,67 мм

b_w1= b_w2+3…5=75 мм

b_w2=71 мм

мм

3.2 Компоновка валов

3.2.1 Расчет диаметров хвостовиков валов

d_1i=

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

d_1Б= 34,58 мм

[1, с. 161] =36 мм

d_1Т= 52,22 мм

d_1Т=55 мм

d_1Б =36 мм d_2Б =45 мм d_3Б =50 мм

d_1Т =55 мм d_2Т =60 мм d_3Т =65 мм d_4Т =70 мм d_5Т = d_4Т +10 d_5Т = 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=d_3Б =50 мм N210

c=35,1 кН с₀=19,8 кН

3.3.2 Тихоходный вал

d=d_3Т =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

F_t1= F_t2= F_t=3653,4 Н

F_r1= F_r2= F_t∙ 1352,3 Н

F_a1= F_a2= F_t∙ 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

R_AB=R_BB= =1826,7 Н

М_1В=R_AB∙a₁=1826,7∙66,5∙10^-3=121,5 Нм

T=T₁=148,9 Нм

4.2.1.2 Горизонтальная плоскость

R_АГ= = -877,8 Н

R_ВГ= = - 474,5 Н

М_1Г= R_АГ∙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

R _max=R₁=R_A= =2026,6 Н

M ₁= =134,8 Нм