Файл: 11.docx

ψ_bd = b/d₁ = 36,77/54 = 0,68

4.3.12. Определение средней окружной скорости зубчатых колес.

v = (·d1·n1)/60 = 1,34 м/с

4.4. Проверочный расчет на выносливость по контактным напряжениям.

Выполним проверочный расчет по формуле (3.27.), источник №1, стр. 47. При этом возьмем коэффициент нагрузки K_H =K_Hα·K_Hβ·K_Hν = 1,0·1,3·1,05 = 1,37 (источник №1, стр. 48)

= 467 МПа (см. 4.2.1.)

>- условие прочности по контактным напряжениям выполняется

∆=(467-465)/467·100%=0,4%<10% - недогрузка в установленных пределах

4.5. Проверочный расчет по напряжениям изгиба.

4.5.1. Определение коэффициента нагрузки K_F

Т.к. в редукторе будет использоваться коническая передача, то степень точности возьмем равной 7. Расчет проведем по формуле 3.22. (источник №1, стр. 41). Значение = 1,59 (таблица 3.7, источник №1, стр. 43). ЗначениеK_Fv= 1,15 (таблица 3.8, источник №1, стр. 43).

Итак, K_F=K_Fβ·K_Fv= 1,59·1,15=1,83

4.5.2. Определение окружной силы в зубчатом зацеплении.

Определим окружную силу по формуле

F_t = 2M₁/d₁ = 2·38·1000/54 = 1407,5 Н

4.5.3. Определение коэффициента формы зуба.

Значение Y_F1= 4,09 т.к.z₁ = 20

Значение Y_F2= 3,61 т.к. .z₂ = 80

(Источник №1, стр. 42).

4.5.4. Определение допускаемых напряжений при проверке зубьев на выносливость по напряжениям изгиба.

Примем по источнику №1 (табл. 3.9, стр. 44)[S_F1]’ = 1,75; [S_F1]’’= 1,0

По формуле (3.24), источник №1, стр. 43, получаем:

[σF1]/YF1 = 68 МП

[σF2]/YF2 = 68,8 МПа

[σF1]/YF1 < [σF2]/YF2 , следовательно расчет ведем для зубьев шестерни

4.5.5. Определение напряжения изгиба.

σ_F1 = (F_t∙K_f∙Y_f)/(_f∙b∙m) = (1407,5∙1,83∙3,61)/(1,67∙36,77∙2,7) = 56 МПа

> _{- следовательно условие прочности по напряжениям изгиба выполняется}

Проектировочный расчет валов редуктора

Исходные данные.

Вращающий момент на ведущем валу редуктора, M₁ = 38 ·10³ Н·м

Вращающий момент на ведомом валу редуктора, M₂ = 144,45 ·10³ Н·м

5.1. Определение диаметров концевой части валов редуктора.

Расчет произведем по формуле (8.16.), источник №1, стр. 161;

[τ_к] для ведущего вала редуктора = 30 МПа

[τ_к] для ведомого вала редуктора равно 35 МПа

Для ведущего вала: =19+5% = 20мм

Для ведомого вала: =28+5% = 30мм

5.2. Определение диаметра между концевой частью вала и подшипником.

D_1К-П =d_к1+4 = 24 мм

D_2К-П =d_к2+4 = 34 мм

5.3. Определение диаметра вала под подшипником.

D_п1=d₁+6 = 30 мм – подшипник 46306 (ГОСТ 831-75, Средняя узкая серия, а = 26⁰, стр. 140, источник №1)

D_п2=d₂+5 = 40 мм - подшипник 46308 (ГОСТ 831-75, Средняя узкая серия, а = 26⁰, стр. 140, источник №1)

5.4. Определение диаметра вала между подшипниками.

D_1п-п =D_1п-2 = 28 мм

D_2п-п =D_2п-2 = 38 мм

5.5. Определение диаметра вала под ступицей.

D_в d_к – консольное расположение деталей относительно подшипников

D_{в 1} = 25 мм

D_{в 2} = 28 мм

5.6. Определение диаметра буртика.

d = (20 – 40 )

h = 4 мм

D_б1 = D_п1 +2h = 30 + 24 = 38 мм

D_б2 = D_п2 +2h = 40 + 24 = 48 мм

5.7. Определение диаметра резьбовой части на конце вала.

D_рк1 = D_в1 – (2÷5) = 16 мм (ГОСТ 11871-80) Круглая гайка шлицевая

D_рк2 = D_к2 – (2÷5) = 24 мм (ГОСТ 11871-80) Круглая гайка шлицевая

Расчет конструктивных размеров зубчатых колес.

Расчет произведем по источнику №1 (табл. 10.1, стр. 233).

6.1. Определение длины ступицы.

L_СТ=(1,2-1,5)d_в

L_СТ1=(1,2-1,5)25 = 24-30 мм. ПримемL_ст= 37,5 мм

L_СТ2=(1,2-1,5)28 = 33,6-42 мм. ПримемL_ст= 38 мм

6.2. Определение диаметра ступицы.

d_СТ= 1,6d_в

d_СТ1= 1,6∙ 25 = 32 мм

d_СТ2= 1,6∙ 28 = 44,8 мм

6.3. Определение толщины обода.

Для конического колеса: ₀= (3-4)m= (3-4)2,7 = 10 мм

6.4. Определение толщины диска.

с = (0,1-0,17)Re=18 мм

6.5. Определение диаметров отверстий.

D_отв. = 230 мм (выбран конструктивно)

Тогда d_отв = 24 мм (диаметры отверстий)

Там же: z= 4 (число отверстий).

Расчет элементов корпуса редуктора.

Расчет произведем по формулам из табл. 10.2, источник №1, стр. 241

7.1. Определение толщины стенок корпуса и крышки.

Исходные данные: Re = 129 мм

Первоначально определим толщину стенок корпуса по следующей формуле:

мм.

Далее рассчитаем толщину стенок крышки согласно соотношению:

мм

Для надежности примем толщины стенок равными 8 мм.

7.2. Определение толщины поясов корпуса и крышки.

Толщину верхнего пояса корпуса рассчитаем согласно формуле: .

мм.

Толщину нижнего пояса корпуса, на основании соотношения: .

мм.

Толщина пояса крышки может быть определена по формуле:

мм.

7.3. Определение толщины ребер жесткости корпуса и крышки.

Расчет произведем по формулам:

m= (0.85-1)δ=6,8-8 мм

m₁=(0.85-1)δ₁ =6,8-8 мм

7.4. Определение диаметра крепежных болтов.

7.4.1. Фундаментные болты.

d₁= (0,05÷ 0,055)R_e+12 =19 мм

7.4.2. Болты у подшипников.

d₂= (0,7÷ 0,75)d₁= 13 мм

7.4.3. Болты, соединяющие пояса корпуса и крышки.

d₃= (0,5÷ 0,6)d₁= 10 мм

7.6. Определение наименьшего зазора между внутренними деталями и стенкой корпуса

А=(1÷1,2)

А=8÷9,6

7.7. Выбор условий смазки редуктора.

Смазывание зубчатых и червячных зацепление уменьшает потери на трение, предотвращает повышенный износ и нагрев деталей, а также предохраняет детали коррозии.

Для заливки масла и осмотра в крышке корпуса имеется окно, закрываемое крышкой.

Для удаления загрязненного масла и для промывки редуктора в нижней части корпуса делают отверстие под пробку с цилиндрической или конической резьбой. Маслоиспускательное отверстие выполняют на уровне днища или несколько ниже него.

Так как окружная скорость в зацеплении весьма мала, используется картерное смазывание, которое осуществляется окунанием зубчатых и червячных колес в масло, заливаемое внутрь корпуса.

7.8. Выбор сорта и марки масла.

Согласно источнику №1, выбор сорта масла начинают с определения необходимой кинематической вязкости масла в зависимости от окружной скорости. Принимаем (по таблице 10,8 на стр. 253 при σ< 600 МПа при окружной скорости до 2 м/с) кинематическую вязкость масла .

После определения кинематической вязкости можно выбрать сорт масла по таблице 10.10 на стр. 253: Для смазывания конической передачи выбираем индустриальное масло марки И-40А.

Подбор подшипников.

Для фиксации осей валов редуктора в строго определенном положении необходимо использовать подшипники качения

Будем использовать радиально-упорные однорядные шарикоподшипники. Они воспринимают комбинированные радиальные и осевые нагрузки. Осевая грузоподъемность шарикоподшипника зависит от угла контакта, имеющего значения 12, 26, 36. С увеличением угла контакта допускаемая осевая нагрузка возрастает за счет радиальной. Подшипники способны воспринимать осевую нагрузку только в одном направлении, поэтому для фиксации вала в обе стороны подшипники устанавливают попарно.

По источнику №1 (стр. 399 табл. П6) выбираем шарикоподшипники радиально-упорные, однорядные, серия легкая узкая по ГОСТу 831-75. При этом мы учли, что наименьший диаметр подшипника d должен быть равен диаметру вала под подшипниками.

Так как моменты на валах не велики, то выберем радиально-упорные однорядные шариковые подшипники с углом контакта в 26 ⁰. Берем среднюю узкую серию, так как на валах–небольшие вращающие моменты и используется закрытая коническая передача (источник №1, стр. 399).