Расчет двухступенчатых цилиндрических редукторов (стр. 2 из 6)

=164,7,

принимаем согласно рекомендации стр. 92 /4/ l_р=166

Определяем фактическое межосевое расстояние в шагах:

(2.6)

=47,93

Принимаем межосевое расстояние в шагах а_t=48.

Определяем фактическое межосевое расстояние а:

а=а_t∙р=48∙38,1=1828,8 мм.

Определяем длину цепи l мм:

l=l_рр=166·38,1=6324,6 мм.

Определяем диаметры звёздочек:

d_д=

Ведущей звёздочки:

d_д1=

=303,98 мм.

Ведомой звёздочки:

d_д2=

=715,8 мм.

Диаметр выступов звёздочки:

(2.7)

где К—коэффициент высоты зуба, К=0,7 стр. 92 /4/;

К_z—коэффициент числа зубьев;

К_z=ctg180⁰/Z

К_z1=ctg180⁰/25=7,91

К_z1=ctg180⁰/59=18,76

λ—геометрическая характеристика зацепления:

λ=р/d₁ (2.8)

где d—диаметр ролика шарнира цепи, мм

d=25,4 стр. 131 /7/.

λ=31,75/22,23=1,25

Ведущей звёздочки:

=318,59 мм.

Ведомой звёздочки:

=851,6.

Диаметры окружностей впадин:

(2.9)

Ведущей звёздочки:

=281,63 мм

Ведомой звёздочки:

=694,8 мм.

Определяем фактическую скорость цепи:

(2.10)

=1,86 м/с.

Определяем окружную силу передаваемую цепью:

(2.11)

=5716 Н.

Проверяем давление в шарнирах цепи:

р_ц=

(2.12)

А—площадь опорной поверхности шарнира, мм;

А=d₁b₃ (2.13)

b₃—ширина внутреннего звена цепи, мм;

b₃=25,4 мм

А=2·11,1∙25,4=563,8 мм²

р_ц=

Н/мм²

Уточняем допустимое давление в шарнирах цепи в зависимости от скорости цепи стр. 91 /4/.: [р_ц]=24 Н/мм² Условие прочности выполняется.

Определяем коэффициент запаса прочности:

(2.14)

F_р—разрушающая нагрузка цепи, Н, F_р=254000 Н стр. 131 табл. 8.1 /8/.

К_д—коэффициент, учитывающий динамичность нагрузки;

К_д=1 стр.269/8/

F₀—предварительное натяжение цепи от провисания ведомой ветви ( от силы тяжести):

F₀=К_fqag (2.15)

где К_f—коэффициент провисания, К_f=3 стр. 94 /4/.

q—масса 1 м цепи, q=11 кг

а—межосевое расстояние, м; а=1,828 м.

g—ускорение свободного падения, g=9,81 м/с².

F₀=3∙11∙1,82∙9.81=589,2 Н.

F_v—натяжение цепи от центробежных сил, Н;

F_v=qv² (2.16)

F_v=11∙1,86²=38,05 Н

Тогда:

=25,3>[S]=8,2 стр. 94 табл. 5.9 /4/.

Определяем силу давления цепи на вал:

F_оп=k_вF_t+2F₀ (2.17)

K_в—коэффициент нагрузки вала, k_в=1,15 стр.90 табл. 5.7 /4/.

F_оп=1,15∙5716+2∙589,2=7758 Н

3. РАСЧЕТ БЫСТРОХОДНОЙ ПЕРЕДАЧИ РЕДУКТОРА

Принимаем для изготовления шестерни и колеса обеих ступеней для уменьшения номенклатуры сталь 40Х (улучшение) со следующими механическими характеристиками: для колеса σ_В = 830 Н/мм², σ_Т = 540 Н/мм², НВ=260; для шестерни σ_В = 930 Н/мм², σ_Т = 690 Н/мм², НВ=280.

Эквивалентное число циклов перемены напряжений определяем по формуле (3.1) для колеса тихоходной ступени

(3.1)

где n – частота вращения того из колес, для которого определяется допускаемое напряжение, об/мин.

Определяем число циклов напряжения по формуле (3.2)

(3.2)

где Т_max = Т₁ – максимальный момент, передаваемый рассчитываемым колесом в течение L_h1 часов за весь срок службы при частоте вращения n_T1 об/мин; Т₂…Т_i – передаваемые моменты в течение времени L_h2…L_hi при n_T2…n_Ti оборотах в минуту; с – число колес, находящихся в зацеплении с рассчитываемым.

Так как режим нагрузки постоянный, N_HE в формуле (3.2) заменяется на расчетное число циклов перемены напряжений, определяемое по формуле:

(3.3)

где L_h – расчетный срок службы передачи.

N_К1 = 60∙1477∙2000=17,7∙10⁷

N_К2 = 60∙369,25∙2000=4,43∙10⁷

Определяем базовый предел контактной выносливости из формулы (3.4) для шестерен быстроходной и тихоходной ступени

= 2 НВ + 70 (3.4)

= 2∙280 + 70 = 630 Н/мм² ;

для колес

= 2∙260 + 70 = 590 Н/мм² .

Допускаемые напряжения изгиба при расчете на выносливость определяются по формуле:

(3.5)

. Принимаем S_H=1,1÷1,2, S_H=1,1.

Выбираем допустимое

=536,36 МПа.

Производим расчет на прочность тихоходной ступени как более нагруженной.

= НВ + 260(3.5)

= 280 + 260=540 МПа

= 260 + 260=520 МПа

Делительный диаметр шестерни d₁ (мм) определяется из условия обеспечения контактной прочности по формуле

,(3.6)

где K_d – вспомогательный коэффициент, МПа^1/3;

K_d=770 – для стальных прямозубых колес;

K_d=675 – для стальных косозубых и шевронных колес;

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца; Т_2Н – передаваемый крутящий момент на числа тех, число циклов действия которых превышает 0,03 N_HE, Н·м (N_HE – эквивалентное число циклов перемены напряжений); - допускаемое контактное напряжение, МПа.

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев по формуле:

a_w=К_а(u+1)

(3.5)

где для косозубых колёс К_а=43, а передаточное отношение редуктора u_р=4.

y_ab—коэффициент ширины колеса. Принимаем для косозубых колёс коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию y_ab =

=0.2 стр.157 /8/. где =1,09.

a_w=

=150,1 мм, принимаем 150 мм.

Рабочая ширина тихоходной ступени

Принимаем

=30 мм.

Для определения остальных диаметров зубчатых колес необходимо найти модуль, ориентировочное значение которого можно вычислить по формуле

(3.8)

Определяем модуль зацепления по формуле (3.8):

=25 (табл. 9.5 [3]). Принимаем m=2 мм.

Принимая

, определяем угол наклона зубьев: