Привод с одноступенчатым цилиндрическим косозубым редуктором и клиноременной передачей (стр. 2 из 3)

МПа

что менее [σ_H] = 426 МПа. Условие прочности выполнено.

Силы, действующие в зацеплении:

окружная

H

радиальная

H

осевая

H

Проверим зубья на выносливость по напряжениям изгиба

Коэффициент нагрузки

K_H = K_FβK_Fυ

При ψ_bd = 1,3 твердости НВ < 350 и несимметричном расположении зубчатых колес относительно опор коэффициент K_Fβ= 1,09.

Для косозубых колес 8-й степени точности и скорости до 3 м/с коэффициент K_Fυ =1,3.

Таким образом,

K_F = 1,09*1,3 = 1,417.

Коэффициент, учитывающий форму зуба, Y_F зависит от эквивалентного числа зубьев z_υ;

у шестерни

у колеса

Коэффициенты Y_F1 = 3,70 и Y_F2 = 3,60. Определяем коэффициенты Y_βи K_Fα:

где средние значения коэффициента торцового перекрытия ε_α = 1,5; степень точности

n = 8.

Допускаемое напряжение при проверке на изгиб определяют по формуле:

для стали 45 улучшенной предел выносливости при отнулевом цикле изгиба

HB.

для шестерни

МПа;

для колеса

МПа.

Коэффициент безопасности [S_F] = [S_F]' [S_F]"

[S_F]' = 1,75 для стали 45 улучшенной; коэффициент [S_F]" = 1 для поковок и штамповок. Следовательно, [S_F] = l,75.

Допускаемые напряжения:

для шестерни

МПа

для колеса

МПа.

Проверку на изгиб следует проводить для того зубчатого колеса, для которого отношение

меньше. Найдем эти отношения:

для шестерни

МПа

для колеса

МПа

Проверку на изгиб проводим для колеса:

МПа

83,5 МПа < 216 МПа условие прочности выполнено.

4. Предварительный расчет валов редуктора

Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Ведущий вал: диаметр выходного конца при допускаемом напряжении [τ_к] =25 МПа

мм

Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда d_B1 ⁼ 42 мм. Диаметр вала под подшипниками принимаем d_п1 = 50 мм. Шестерню выполним за одно целое с валом.

Ведомый вал: диметр выходного конца вала при допускаемом напряжении [τ_к] = 20 МПа

мм

Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда d_B2 = 65 мм. Диаметр вала под подшипниками принимаем d_п2= 70 мм, под зубчатым колесом d_K2= 75 мм.

Диаметры остальных участков валов назначают исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора.

5. Конструктивные размеры шкива клиноременной передачи

Шкивы клиноременных передач выполняются из чугуна СЧ 15. Расчетный диаметр шкива d_p= 280 мм. Угол наклона канавок при таком диаметре равен α = 40°.

Ширина обода шкива

мм

Толщина обода

S = 0,005*d+3+h+h₀ = 13,9 мм

примем S = 15 мм

Длинна ступицы шкива

l = (1,5÷2)d_B1 = 36 ÷ 48 мм

примем l = 40 мм

Диаметр шкива ступицы

мм

примем d = 44 мм.

6. Конструктивные размеры шестерни и колеса

Шестерню выполняем за одно целое с валом, ее размеры определены выше:

d₁ = 112 мм; d_a1 = 118 мм; b₁ = 95 мм.

Колесо кованое:

d₂ = 336 мм; d_а2 = 342 мм; b = 90 мм.

Диаметр ступицы d_ст = 1,6 * d_а2 =1,6 * 75 = 120 мм.

Длина ступицы l_ст = (1,2 ÷ 1,5)d_k2 = (1,2 ÷ 1,5) * 75= 90÷ 113 мм

принимаем l_ст = 100 мм

Толщина обода δ₀ = (2,5 ÷ 4)m_n=(2,5 ÷ 4) * 3 = 7,5 ÷ 12 мм

принимаем δ₀ = 10 мм

Толщина диска при b = 90 мм: С =0,3*90=27 мм

7. Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщина стенок корпуса и крышки:

δ = 0,025а_w + 1 = 0,025 * 224 + 1 = 6,6 мм,

принимаем δ = 8 мм; δ₁ = 0,02а_w + 1 = 0,02 * 224 + 1 = 5,48 мм, принимаем δ₁ = 8мм.

Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:

верхнего пояса корпуса и пояса крышки

b = 1,5 δ = 1,5 * = 12 мм; b₁ = 1,5δ₁ = 1,5 * 8 = 12 мм,

нижнего пояса корпуса

р = 2,35δ = 2,35 * 8 = 19 мм; принимаем р = 20 мм.

Диаметр болтов: фундаментных d₁ = (0,03÷0,036)а_w+12 = (0,03÷0;36)224 + 12 = 18,72÷ 20,064 мм; принимаем болты с резьбой М20; крепящих крышку к корпусу у подшипников d₂ = (0,7÷0,75) d₁ = (0,7÷0,75)20 = 14÷15 мм; принимаем болты с резьбой М16; соединяющих крышку с корпусом d₃ = (0,5÷0,6)d₁ = (0,5÷0,6)20 = 10÷12 мм; принимаем болты с резьбой М12.

8. Расчет подшипников

Ведущий вал

Из предыдущих расчетов имеем

F_t = 6232 H, F_r = 2283 Н, F_a= 841 Н, F_B= 2162 H, l₁ = 112 мм и l₃ = 65 мм.

Реакции опор: в плоскости xz

Н

Н

Проверка:

R_x1+ R_x2 – F_t – F_B = 5243 + 3151 – 6232 – 2162= 0.

в плоскости yz

Н

Н

Проверка:

R_yl+ R_y2 – F_r = 1351 + 931 – 2283 = 0.

Суммарные реакции

Н

Н

Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 1.

Намечаем радиальные шариковые подшипники 206: d= 30 мм; D= 62 мм; В = 16 мм;С = 19,5 кН и С₀ = 10 кН.

Эквивалентная нагрузка по формуле

Р_э = (XVP_r1+ YP_a)К_бК_T,

в которой радиальная нагрузка Р_r1 = 1871 Н; осевая нагрузка Р_а = F_a = 317 Н;V = 1 (вращается внутреннее кольцо); коэффициент безопасности К_б = 1,2; К_Т = 1.

Отношение

;

этой величине соответствует е ≈ 0,23

Отношение

< е; X= 1 и Y = 0.

Р_э= (1 * 1 * 1871) * 1,2 * 1 = 2245 Н.

Расчетная долговечность, млн. об.

млн. об.

Расчетная долговечность, ч

ч.

Ведомый вал несет такие же нагрузки, как и ведущий:

F_t = 6232 H, F_r = 2283 Н, F_a= 841 Н, l₂ = 112 мм.

Реакции опор: в плоскости xz

Н

в плоскости yz

Н

Н

Проверка:

R_y3+ R_y4 – F_r = 1773 + 510 – 2283 = 0.

Суммарные реакции

Н

Н

Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 4.

Намечаем радиальные шариковые подшипники 208: d= 40 мм; D= 80 мм; В = 18 мм;С = 32 кН и С₀ = 17,8 кН.

Эквивалентная нагрузка по формуле

Р_э = (XVP_r4+ YP_a)К_бК_T,

в которой радиальная нагрузка Р_r4 = 1060 Н; осевая нагрузка Р_а = F_a = 317 Н;V = 1 (вращается внутреннее кольцо); коэффициент безопасности К_б = 1; К_Т = 1.

Отношение

;

этой величине соответствует е ≈ 0,20

Отношение

> е; X= 0,56 и Y = 2,40.

Р_э= (0,56 * 1 * 1060 + 2,4 * 317) * 1 * 1 = 1354 Н.

Расчетная долговечность, млн. об.

млн. об.

Расчетная долговечность, ч

ч