Ширина венца зубьев шестерни:
3. Проверочный расчет на контактную выносливость
Определим коэффициент ширины шестерни по диаметру:
Для уточнения коэффициента нагрузки определяется окружная скорость колес в зацеплении и степень точности передачи:
Примем 7-ую степень точности.
Уточним коэффициент нагрузки
где: К Нb = 1,041 - из таблицы 3.5 [1]
К Нa = 1,12 - из таблицы 3.4 [1]
К HV = 1,05 - из таблицы 3.6 [1]
Проверка контактных напряжений по формуле:
591,25
Условие прочности соблюдается
393,26 МПа <[s H ] = 591,25 Мпа
5. Расчет на контактную выносливость при действии максимальной нагрузки
Используя график нагрузки находим
Допускаемое напряжение для нормализованной стали 45
sHРmax = 2,8 sТ = 2,8• 510 = 1428 МПа
Условие прочности sHmax < sHРmax соблюдается
6.Силы, действующие в зацеплении
окружная
радиальная
осевая
7. Расчет на выносливость при изгибе
По таблице 3 методики уточним механические характеристики материалов зубчатых колес с учетом установленных размеров и вычислим пределы выносливости:
где: коэффициент твёрдости (стр. 42). По табл. 3,7 при ψbd=1,275, твёрдости HB≤350 и несимметричном расположении зубчатых колёс относительно опор kFβ=1,33.
по табл. 3.8 kFυ=1,2.
Т.о. коэффициент kF=1,33х1,2=1,596
YF – коэффициент, учитывающий форму зуба, и зависящий от эквивалентного числа зубьев zυ
у шестерни
у колеса
По таблице на стр.42 выбираем:
YF1=4,09 и YF2=3,61
Допускаемое напряжение по формуле:
По табл. 3.9 для Стали 35 при твёрдости HB≤350 σoFlimb=1,8 HB
Для шестерни σoFlimb=1,8 х 510=918 HB
Для колеса σoFlimb=1,8 х 450=810 HB
[SF]=[SF]I x [SF]II - коэффициент безопасности,
где: [SF]I =1,75 (по табл. 3.9), [SF]II =1 (для поковок и штамповок)
[SF]=[SF]I x [SF]II=1,75х1=1,75.
Допускаемые напряжения:
для шестерни:
для колеса:
Находим отношения:
для шестерни:
для колеса:
Дальнейший расчёт следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.
Определим коэффициенты Yβ и KFα (см гл. III, пояснения к формуле (3.25)).
для средних значений коэффициента торцевого перекрытия εα=1,5 и 7-й степени точности KFα=0,92
Проверяем прочность зуба колеса по формуле:
Условие прочности выполнено.
8.Предварительный расчет валов
Предварительный расчет проводим на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.
Ведущий вал
Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении [t к] = 20 Мпа
Принимаем d в1 = 50 мм
Примем под подшипниками d п1 = 45 мм
Шестерню выполним за одно целое с валом.
Ведомый вал
Примем [ t к ] = 20 МПа
Диаметр выходного конца вала
Примем d в2 = 65 мм
Диаметр вала под подшипниками примем d п2 = 70 мм
Под зубчатым колесом примем d к2 = 75 мм
Диаметры остальных участков валов назначают исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора.
9.Конструктивные размеры зубчатых колес
Вал-шестерня
Её размеры определены выше:
d1 = 146,565 мм; da1 = 158,565 мм; b1 = 131 мм
Колесо вала 2
d2 = 653,435 мм; da2 = 665,435 мм; b2 = 126 мм
Диаметр ступицы
dст = 1,6 х dk2 = 1,6 х 75 = 120 мм
Принимаем dст = 120 мм
Длина ступицы
Lст = 1,4 х dk2 = 1,4 х 75 = 105 мм
Принимаем L ст = 150 мм
Толщина обода
d = (2,5¸4) х m n= (2,5¸4) х 6 = 15¸24 мм
Принимаем d = 20 мм
Толщина диска
С = 0,3 х b 2 = 0,3 х 126 = 37,8 мм
Принимаем С = 40 мм
10.Конструктивные размеры корпуса редуктора
Толщина стенок корпуса и крышки
d = 0,025 х aw +1 = 0,025 х 400 + 1 = 11 мм Примем d = 12 мм
d 1 = 0,02 х aw +1 = 0,02 х 400 + 1 = 9 мм Примем d 1 = 10 мм
Толщина фланцев поясов корпуса и крышки
-верхнего пояса корпуса и пояса крышки
b = 1 ,5 х d = 1,5 х 12 = 18 мм
b 1= 1 ,5 х d1= 1,5 х 12 = 15 мм
-нижнего пояса корпуса
р = 2,35 х d = 2 ,53 х 10 = 25,3 мм Принимаем р = 25 мм
Диаметр болтов :
-фундаментных
d 1 = 0,033 х aw +12 = 0,033 х 400 + 12 = 25,2 мм
Принимаем болты с резьбой М 27
-крепящих крышку к корпусу у подшипника
d 2 = 0,72 х d 1 = 0 ,72 х 27 = 19,4 мм
Принимаем болты с резьбой М20
-соединяющих крышку с корпусом
d 3 = 0,55 х d 1 = 0,55 х 27 = 14,8 мм
Принимаем болты с резьбой М 16
11.Выбор муфты
Ведомый вал
Передаваемый крутящий момент
Т2 = 1027,93 Н м
Число оборотов n = 650 об/мин
Применим муфту упругую втулочно-пальцевую по ГОСТ 21424-75
Размеры
d = 65 мм Т = 1000 Н м Тип I
D = 220 мм L = 286 мм
12.Выбор смазки
Смазывание зубчатого зацепления производим окунанием зубчатого колеса в масло ,заливаемое внутрь корпуса до уровня ,обеспечивающего погружение колеса на 10 мм .
Передаваемая мощность Р = 99,93 кВт
Объем масляной ванны W определим из расчета 0,25дм3 масла на 1 кВт передаваемой мощности
W = 0,25 х 99,93 = 24,98 л
Устанавливаем вязкость масла
При s н =9,729 МПа и V = 22,435 м/с
кинематическая вязкость масла u = 34 х 10 -6 м2 /с
Применим масло индустриальное И- 30А по ГОСТ 20799-75
Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом УТ – 1.
13. Проверочный расчет валов одноступенчатого редуктора
Расчёт ведущего вала
Из предыдущих расчётов имеем:
T 1 = 326,41 Н м – крутящий момент
n1 = 2925 об/мин - число оборотов
F t = 4454,13 Н – окружное усилие
F r = 1650,05 Н – радиальное усилие
F a = 308,56 Н – осевое усилие
d 1 = 146,565 мм – делительный диаметр шестерни
Материал вала: сталь 45, улучшенная, HB 200
s в = 690 МПа – предел прочности
s -1 = 0,43 х s в = 0,43 х 690 = 300 МПа - предел выносливости при
симметричном цикле изгиба
t -1 = 0,58 х s -1 = 0,58 х 300 = 175 МПа - предел выносливости при
симметричном цикле касательных напряжений
l1 = 110 мм
Определим опорные реакции в плоскости XZ
Определим опорные реакции в плоскости YZ
Проверка:
Суммарные реакции:
Определим изгибающие моменты
Плоскость YZ
Плоскость ZX
Суммарный изгибающий момент
Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 1.
Намечаем радиальные шариковые подшипники 309 (по П.3. [1]):
d = 45 мм ; D = 100 мм ; B = 25 мм ; r = 2,5 мм ; C = 52,7 кН ; Co = 30 кН
Эквивалентная нагрузка определяется по формуле:
где: Fr1 = 2412,59 Н - радиальная нагрузка
Fa = 308,56 Н - осевая нагрузка
V = 1 - (вращается внутреннее кольцо)
Kσ = 1 - коэффициент безопасности для приводов ленточных конвейеров (по табл.9.19 [1])
KT = 1 - температурный коэффициент (по табл.9.20 [1])
Отношение ; этой величине (по табл. 9.18[1])
соответствует e ≈ 0,18
Отношение > e ; X = 0,56 и Y = 2,34
Расчётная долговечность, млн.об
Расчётная долговечность, час.
что больше установленных ГОСТ 16162-85.
Расчет ведомого вала
Ведомый вал несёт такие же нагрузки, как и ведущий.
Из предыдущих расчётов имеем:
T 2 = 1027,93 Н м – крутящий момент
n2 = 650 об/мин - число оборотов
F t = 4454,13 Н – окружное усилие
F r = 1650,05 Н – радиальное усилие
F a = 308,56 Н – осевое усилие
d 2 = 653,435 мм – делительный диаметр шестерни
Материал вала: сталь 45, нормализованная HB 190
s в = 570 МПа – предел прочности
s -1 = 0,43 х s в = 0,43 х 570 = 245 МПа - предел выносливости при
симметричном цикле изгиба
t -1 = 0,58 х s -1 = 0,58 х 245 = 152 МПа - предел выносливости при
симметричном цикле касательных напряжений
l2 = 140 мм
Определим опорные реакции в плоскости XZ
Определим опорные реакции в плоскости YZ
Проверка:
Суммарные реакции:
Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 4.
