Расчет дыухступенчатого редуктора (стр. 3 из 5)

0,9*514<396,03<514*1,1

5.2.3. Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни б_F1 и колеса б_F2 , Н/мм²

б_F2=Y_F2Y_ß(F₁/Θ_Fbm_е)K_FαK_FβK_Fv≤ [б]_F2

б_F1= б_F2Y_F1/ Y_F2≤[б]_F1

K_F

-коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями=1

K_F

- коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба=1

K_F

- коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной

скорости колес и степени точности передачи=1,28 [ 1, табл. 4.3]

Y_F1 и Y_F2 – коэффициенты формы зуба шестерни и колеса определяются в

зависимости от числа зубьев шестерни z₁ и колеса z₂ [ 1, табл. 4.4]

Y_β=1

Z_v1=Z₁/cosd₁; Z_v1=28/cos13,80415=28,833; Y_F1=4,15

Z_v2=Z₂/cosd₂; Z_v2=114/cos76,19585=477,787; Y_F2=3,63

б_F2 =3,63*1(1056,92/0,85*28*1,71)*1,28=120,66 Н/мм²

б_F2 =120,66<255,96 Н/мм²

б_F1=120,66*4,15/3,63=137,94 Н/мм²

б_F1=137,94<294,07 Н/мм²

5.3. Табличный ответ.

Таблица 5.2. Механические характеристики материалов зубчатой передачи

Проектный расчет
Параметры	Значение	Параметры	Значение
Внешнее конусное расстояние Re	100,428	Внешний делительный диаметр шестерни de1 колеса de2	47,88 246,24
Внешний окружной модуль me	1,71
Ширина зубчатого венца b	28	Внешний диаметр окружности вершин шестерни dаe1 колеса dаe2	52,32 246,96

Продолжение табл. 5.2.

Проектный расчет
Параметры		Значение		Параметры	Значение
Число зубьев: шестерни z1 колеса z2		28 144		Внешний диаметр окружности впадин шестерни dfe1 колеса dfe2	47,809 244,983
Вид зубьев		Средний делительный диаметр шестерни d1 колеса d2	47,033 214,028
Угол делительного конуса, град: шестерни d1 колеса d2		13,80415 76,19585
Проверочный расчет
Параметр			Допускаемые значения	Расчетные значения	Примечание
Контактные напряжения sh, Н/мм2			514,3	396,03	22,9% недогрузка
Напряжения изгиба, Н/мм2	sf1		294,.07	137,94	53,4% недогрузка
	sf2		255,96	120,66	52,9% недогрузка

6. Нагрузка валов редуктора

6.1. Определяем силы в зацеплении закрытых передач

α=20^oβ=0^o

Окружная F_t1= F_t2 F_t2=2T₂*10³/d₂F_t1= F_t2=1185,25 Н

Радиальная F_r1= F_r2 F_r2= F_t2tgα/cosβF_r1= F_r2=431,4 Н

Осевая F_a1= F_a2 F_a2= F_t2tgβF_a1= F_a2=0

6.2. Определение консольных сил

Окружная F_t1= F_t2 F_t2=2T₂*10³/0,857d_е2=1056,9 Н

Радиальная F_r1=0,36F_t1cosd₁=369,5 Н F_r2=F_a1

Осевая F_a1=0,36 F_t1sind₁=90,8 Н F_a2= F_r1

Муфта на

быстроходном валу

6.3. Силовая схема нагружения валов редуктора ( см. приложение )

7. Разработка чертежа общего вида редуктора

7.1. Выбор материала валов [1, табл. 3.2]

Марка стали : 45

Термообработка : Улучшение

б_В=890 Н/мм²

б_Т=650 Н/мм²

б_-1=380 Н/мм²

7.2. Выбор допускаемых напряжений на кручение

Принимаем [t]_к=10…20 Н/мм² ; причем меньшие значения [t]_к – для быстроходных валов, большие [t]_к – для тихоходных.

[t]_к1= 10 н/мм² -- для быстроходного вала

[t]_к2= 15 н/мм² – для тихоходного вала

7.3. Определение геометрических параметров ступеней валов

7.3.1. Для быстроходного вала

а) 1-я ступень под муфту

d₁=(0,8…1,2)d_1(дв)

где: d_1(дв) – диаметр выходного конца вала ротора двигателя d_1(дв) =32 [1, К10]

d₁=(0,8…1,2)32=26…48 мм

d₁=26 мм

ι₁=(1,0…1,5)d₁=30 мм

б) 2-я ступень под подшипник

d₂=d₁+2t

где: t – высота буртика t=2,2 мм

d₂=26+2*2.2=30,2 мм

Округляю до ближайшего стандартного значения из ряда Ra40 [1, табл. 13,15]

d₂=30 мм

l₂=1,5d₂=1,5*30=45 мм

в) 3-я ступень под шестерню

d₃=d₂+3,2r

где: r – координаты фаски подшипника r =2 мм

d₃=30+3,2*2=36,4 мм

Округляю до ближайшего стандартного значения из ряда Ra40 [1, табл. 13,15]

d₃=36 мм

ι₃ – графически

г) 4-я ступень под подшипник

d₄=d₂=30 мм

l₄=B=16 мм [1, К27]

7.3.2. Для тихоходного вала

а) 1-я ступень под элемент открытой передачи

где: МК – Крутящий момент на валу МК =Т2 =111,52 Н·м; [τ]К=15 Н/мм2

Округляю до ближайшего стандартного значения из ряда Ra40 [1, табл. 13,15]

d1 =33 (мм)

l1=(1,0…1,5)d1=40 мм

б) 2-я ступень под подшипник

d2=d1+2t t=2.5 мм

d2=33+2*2.5=40 мм

l2=1.25d2=1.25*40=50 мм

в) 3-я ступень под шестерню

d3=d2+3.2r

где: r – координаты фаски подшипника r =2,5 мм

d3=40+3.2*2,5=48 мм

l3 – графически

г) 4-я ступень под подшипник

d4=d2=40 мм

l₄=B=18мм [1, К27]

д) 5-я ступень упорная

d₅=d₃+3f

d₅=48+3*1.2=51,6 мм

Округляю до ближайшего стандартного значения из ряда Ra40 [1, табл. 13,15]

d₅=52 мм

l₅ – графически

7.4. Предварительный выбор подшипников качения

Для быстроходного вала выбираем подшипник легкой серии 206

Для тихоходного вала выбираем подшипник легкой серии 208

Подшипники радиальные шариковые однорядные. Устанавливаются враспор.

Табл. 7.1. [1. К27]

Обозначение	d	D	B	r	Cr	C0r
206	30	62	16	1,5	19,5	10,0
208	40	80	18	2	32	17,8

7.5. Эскизная компоновка редуктора (см. приложение).

7.6. Табличный ответ.

Табл. 7.2

Ступень вала и ее параметры d, l		Вал-шестерня цилиндрическая Б	Вал колеса Т
1-я под элемент открытой передачи или полумуфту	d1	26	33
	l1	30	40
2-я под уплотнение крышки с отверстием и подшипник	d2	30	40
	l2	45	50
3-я под шестерню, колесо	d3	36	48
	l3	Графически	Графически
4-я под подшипник	d4	30	40
	l4	16	18
5-я упорная или под резьбу	52
	Графически

8. Расчетная схема валов редуктора (см. приложение).

8.1. Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов на быстроходном валу.

Дано: F_t1 =1185 H; F_r1 =431,4 H; F_м=256,66 H; d₁ =41,82 мм; l_b=87 мм; l_м=67 мм;

8.1.1. Расчет в вертикальной плоскости.

а) Определяю опорные реакции подшипников.

Проверка:

б) Определяю значения изгибающих моментов по участкам, Н∙м.