Проектирование и расчет конического редуктора (стр. 2 из 5)

Ширина колес (2.36)

b= 0,285 ×R_e=0,285×241,768=68,9» 70 мм.

3. Модуль передачи. Коэффициент K_Fb=1, так как колеса полностью прирабатываются (II вариант термообработки). Для прямозубых колес коэффициент u_F.=0,85. Допускаемое напряжение изгиба для колеса [s]_F=294 Н/мм² (оно меньше, чем для шестерни). После подстановки в формулу (2.37) получаем

Примем модуль m_e=3 мм.

4. Число зубьев колеса (2.38)

Принимаем z₂ = 156

Число зубьев шестерни (2.39)

Округляя, примем z₁ = 39.

5. Фактическое передаточное число

Отклонение от заданного передаточного числа (2.40)

6. Окончательные размеры колес.

Углы делительных конусов колеса и шестерни:

d₂=arctgu_Ф=arctg4 =75,964°°; cosd₂ =0,243;

d₁ =90^°-d₂ =90^°-75,964°= 14,036°; cosd₁ =0,97

Делительные диаметры колес (2.41):

d_e1= z₁×m_e=39 × 3=117 мм; d_e2= z₂×m_e=156× 3=468 мм Коэффициенты смещения (2.42):

Внешние диаметры колес (2.43):

7. Пригодность заготовок колес:

Условия пригодности заготовок выполняются (см, табл. 2.1).

8. Силы в зацеплении.

Средний диаметр колеса

d_m2= 0,857 × d_e2=0,857 ×468 =401 мм.

Окружная сила на среднем диаметре колеса (2.45)

Осевая сила на шестерне, равная радиальной силе на колесе (2.46),

Радиальная сила на шестерне, равная осевой силе на колесе (2.47),

9. Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба.

Предварительно определим значение некоторых коэффициентов.

Коэффициент

принят равным .

Коэффициент К_FVдля прямозубых колес при твердости зубьев колеса <350НВ равен 1,4.

Коэффициент J_F для прямозубых колес равен 0,85.

Для определения коэффициентов Y_F2 и Y_F1 предварительно надо найти эквивалентные числа зубьев (2.49);

z_V2 =z₂ /cosd₂= 156/0,243= 641,98; z_V1 =z₁ / cosd₁= 39/0,97= 40,2

После этого по табл. 2.8 находим:

Y_F2 =3,65; Y_F1 =3,53

Напряжения изгиба в зубьях колеса (2,50)

Напряжения изгиба в зубьях шестерни (2.51)

Напряжения изгиба зубьев колеса и шестерни меньше допускаемых. Продолжим расчет.

10. Проверка зубьев колес по контактным напряжениям.

Коэффициенты

; ;

По формуле (2.52) расчетное контактное напряжение

что меньше допускаемого значения.

На этом силовой расчет конической передачи заканчивается.

Для построения компоновочной схемы нужно дополнительно определить некоторые размеры валов. Для вала

колеса (3.1)

Так как опорами вала конического колеса должны быть конические роликовые подшипники, то коэффициент перед корнем следует принять равным 6. Тогда диаметр вала

мм, или, после округления, d=71 мм;

Найдем диаметр d_п: d_п= d + 2×t_цил=71+2×5,1=81,2 мм Выбираем d_п= 85 мм

Произведем расчет диаметра буртика d_БП= d_п + 3×r=85+3×3,5=95,5 мм

Округляем до d_K=96 мм

Для вала шестерни (3.4)

Примем стандартное значение d=60 мм;

d₁= d + 2×t_кон=60+2×2,7=65,4 мм

d₂= d₁ + (2…4)=65,4+(2…4)=67,4 …69,4 мм

Принимаем стандартное значение d₂=65:

d_БП= d_п + 3×r=65+3×3,5=75,5 мм

Размеры других участков валов.

Вала колеса с цилиндрическим концом:

Длина посадочного конца вала l_МТ=1,5×d=1,5×71=106,5 мм.

Принимаем 110 мм;

длина промежуточного участка l_КТ=1,2×d_П=1,2×85=102 мм;

длина ступицы колеса l_ст= 1,2×d_K= 1,2×96 ==115,2 мм.

Примем стандартное значение l_ст=120 мм.

Вала конической шестерни с коническим концом:

Длина посадочного конца вала l_МБ=1,5×d=1,5×60=90 мм.

длина цилиндрического участка 0,15×d = 0,15×60 ==9 мм

длина участка d₁ l_КБ=0,8×d_П=0,8×65=52 мм;

длина резьбового участка 0,4×d_П=0,4×65= 26 мм.

диаметр и длина резьбы d_Р=0,9×(d-0,1×l_MБ)= 0,9×(60-0,1×90)=45,9 мм. Принимаем 48 мм

длина резьбы l_Р=1,1×d_Р =1,1×48@ 53мм;

Другие размеры обоих валов выявляются при вычерчивании компоновочной схемы.

2.3.1. Расчет ременной передачи

По таблице для передачи мощности Pэ.=15 кВт принимаем клиновой ремень типа Б который имеет:b_p=14 мм; h=10,5 мм; S₀=138 мм². Принимаем диаметр малого шкива D₁=200 мм.

Определим скорость ремня:

м/с

Скорость соответствует оптимальной для клиновых ремней. Выбранный тип ремня допускается.

Принимаем коэффициент скольжения e=0,01. Диаметр большого шкива будет равен:

мм

Выбираем из стандартного ряда D₂=480 мм.

Найдем фактическое передаточное отношение:

Отклонение от заданного значения составляет 5%.

Ориентировочно принимаем минимального межосевого расстояния:

мм

Расчетная длина ремня:

мм

Принимаем L=2000 мм.

Число пробегов ремня в секунду:

Уточняем межосевое расстояние:

Условие выполнено.

Угол обхвата ремнем малого шкива:

Принимаем при s₀=1,18 мПа

мПа

Поправочные коэффициенты выбираем из таблиц:

Сa=0,86

Сu=1,05-0,0005×u²= 1,02

Ср=0,8

С_q=1

Допускаемая удельная окружная сила:

мПа

Окружная сила:

Н

Найдем площадь сечения S и число ремней z:

Сила предварительного натяжения ремней:

Н

Сила нагружения вала:

Н

3.4. Выбор типа и схемы установки подшипников.

3.4.1. Выбор типа подшипника.

В соответствии с установившейся практикой проектирования и эксплуатации машин тип подшипника выбирают по следующим рекомендациям.

Для опор валов цилиндрических колес редукторов и коробок передач применяют чаще всего шариковые радиальные подшипники. Первоначально принимают подшипники легкой серии. Если при последующем расчете грузоподъемность подшипника легкой серии окажется недостаточной. принимают подшипник средней серии. При чрезмерно больших размерах шариковых подшипников в качестве опор валов цилиндрических колес можно использовать также подшипники конические роликовые.

Конические колеса должны быть точно и жестко зафиксированы в осевом направлении. Шариковые радиальные подшипники обладают малой осевой жесткостью. Поэтому в силовых передачах для опор валов конических и червячных колес применяют конические роликовые подшипники. Выбирают первоначально легкую серию.