Расчет тихоходной ступени редуктора

Шестерни:

 

_a1=15+1.27=16.27

Колеса:

_a2=₂+

_a2=75+2,8=77.8

Угол конуса впадин:

Шестерни:

_f1=₁-

_f1=15-2,8=12,2

Колеса:

_f2=₂-

_f2=75-1,27=73,73

Внешний делительный  диаметр:

 

Шестерни:

=2,75*18=49,5

Колеса

 

Внешний диаметр  вершин зубьев:

 

Шестерни:

 

Колеса:

 

Расстояние от вершины конуса до плоскости внешней  окружности вершин зубьев:

Шестерни:

 

 

Колеса:

 

0,5*49,5-1,51*sin75=23,29

Среднее конусное расстояние:

 

 

Средний окружной модуль:

 

 

Средний делительный  диаметр:

 

 

Шестерни:

 

Колеса:

 

Коэффициент торцевого  перекрытия:

=

 

=18/cos15=19

 

 

=0,34

 

=

=0,34

 

 

Здесь - число зубьев эквивалентного цилиндрического зубчатого колеса.

 

=

 

 

2.5 Проверочные расчеты передачи

2.5.1 Расчет на контактную выносливость активных поверхностей зубьев

 

Где – коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев.

=1,76

 – коэффициент,  учитывающий суммарную длину  контактных линий.

Для прямозубых передач:

 

- окружная сила  на среднем делительном диаметре, H

 

 

- коэффициент,  учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении до зоны резонанса:

 

 – удельная  окружная динамическая сила, Н/мм:

 

- предельное  значение удельной окружной динамической  силы, принимаемое по табл.

 

 – коэффициент,  учитывающий влияние вида зубчатой  передачи. При принимают для прямозубых передач

- – коэффициент,  учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса, принимается по табл.

 

 

V – средняя окружная скорость передачи в метрах в секунду:

 

 

Исходя из формулы  …

 

Исходя из формулы  …

 

- коэффициент,  учитывающий неравномерность распределения  нагрузки по длине контактных  линий, определяемый по графикам  в зависимости от параметра  .

-коэффициент,  учитывающий распределение нагрузки  между зубьями.

Для прямозубых передач  = 1.

 

2.5.2 Расчет зубьев на выносливость при изгибе.

2.5.2.1  Расчет зубьев  на выносливость при изгибе:

 

Для прямозубых передач принимать 

 – коэффициент, учитывающий  динамическую нагрузку, возникающую  в зацеплении до зоны резонанса:

 

удельная окружная динамическая сила, Н/мм:

 

коэффициент, учитывающий  влияние вида зубчатой передачи. Для  прямозубых передач =0,16,

коэффициент, учитывающий  влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса,  предельное значение удельной окружной динамической силы. При модуле m до 3,5 и 6 степени точности по нормам плавности зубчатой передачи (по ГОСТ 1643-81)  определяем, что =3.8, = 160 Н/мм.

- предельное  значение удельной окружной динамической  силы, принимаемое по табл. 14.

 

 

- коэффициент,  учитывающий неравномерность распределения  нагрузки по длине контактных  линий, определяемый по графикам  в зависимости от параметра  .

-коэффициент,  учитывающий распределение нагрузки  между зубьями.

Для прямозубых передач  = 1.

 – коэффициент,  учитывающий форму зуба и концентрацию  напряжений

 

Шестерни:

 

Колеса:

 

- коэффициент,  учитывающий наклон зуба.

 

–коэффициент, учитывающий  перекрытие зубьев.

Для прямозубых передач 

Шестерни:

 

=444.7

Колеса:

 

 

2.5.3 Расчет усилия зубчатого зацепления

В зацеплении работающей конической зубчатой передачи действуют  силы: окружная , радиальная и осевая .

Окружное усилие в ньютонах вне зависимости от вида передачи определяется как 

 

 

В прямозубой конической передаче:

Шестерня:

 

Колесо:

 

 

 

3 Предварительный расчет диаметров валов

 

 

3.1 Быстроходный вал

 

, принимаем 

 

 

3.2 Тихоходный вал

 

.

 

.

Принимаем =45 мм.

Концы валов

Вал	d1	d2	d3	Испол нение	L1	L2	r	b	c	t1	t2	h
Быстроходный (конический)	25	22.9	M16×1.5	1	60	42	2	5	1	3	2.3	5

 

Вал	d	Испол нение	L	r	c
Тихоходный (цилиндрический)	35	1	58	2	1,6

3. Определение расстояние  между деталями передач

    3. 1. Зазор между внутренней стенкой  корпуса и колесами:

 

 

- внешний диаметр  вершин зубьев

 

 

Принимаем, а=10 мм.

Расстояние  - между дном корпуса и поверхностью колес принимают:

 

Принимаем, 40 мм.

 

. Определение толщины  стенки корпуса

 

 – толщина  стенки корпуса;крутящий момент на тихоходном вале.

 принимаем,  что =8 мм.

Определение диаметров  болтов

   5.1. Диаметр болтов, для крепления крышки к корпусу редуктора:

                                             (191)

, следовательно принимаем =10 мм.

Выбираем болт с резьбой  М10.

     5.2. Диаметр болта для крепления  редуктора к плите:

,                                             (192)

 диаметр болта для крепления крышки к корпусу редуктора.

=12,5

принимаем: 14 мм.

5.3. Высота фланца:

                                                   (193)

=31,5 мм, принимаем,  =32 мм.

    5.4. Диаметр штифта:

,                                             (194)

диаметр болта  для крепления крышки к корпусу  редуктора.

 мм, принимаем:  мм.

4. Расчёт шпоночного соединения  на смятие.

1. Вал-шестерня (быстроходный):

Выбираем шпонку

l=30 мм, d=25мм, b=8 мм, h=7 мм, t₁=4 мм, t₂=3,3 мм.

Проверка шпонки на смятие

 

Условие прочности:

σ_см[ σ_см]

[ σ_см]=(90…110) мПа

 

45,87 мПа < 90 мПа, условие выполнилось.

Проверка шпонки на срез

Условие прочности                   τ_ср[ τ_ср]

[ τ_ср]=(60…90) мПа

 

 

11,85 мПа < 60 мПа, условие выполнилось

2. Вал тихоходный

Выбираем шпонку

 

l=30 мм, d=30 мм, b=10 мм, h=8 мм, t₁=5 мм, t₂=3,3 мм.

Проверка шпонки на смятие

Условие прочности                 σ_см[ σ_см]

[ σ_см]=(90…110) мПа

 

 

42,05 мПа < 90 мПа, условие выполнилось.

     Проверка шпонки на срез:

Условие прочности

τ_ср[ τ_ср]

[ τ_ср]=(60…90) мПа

 

 

8,41 мПа < 60 мПа, условие выполнилось.

Следовательно, шпонка пригодна.

 

Определение опорных  реакций

l1=67мм, l2=75мм, l3=35мм

 Н

 Н

 Н

 Н

 Н

Вертикальная  плоскость

34037.2 H

H

Горизонтальная  плоскость

/l2=83207.69/75=1109.43 H

/l2=-488.21 H

Произвольная  плоскость

 H

H

+ H

+ H

 

 

 

 

Расчет  вала на статическую прочность

Быстроходный  вал

 

Вертикальная  плоскость

Mx (1)=0;

M x(2)= R x3 *  l2 =-120448.5 Н*мм;

M x(3)=0;

M x(4)=0;

Горизонтальная  плоскость

M y(1)= Fa *dw /2 = 4991 Н*мм;

M y2)=  Ry2  *  l2 = 83207.25 Н*мм;

M y(3)=0;

M y(4)=0

Произвольная  плоскость

M k(1)=0;

M k(2)= 0;

M k(3)= Fm * l3 = 11750.2 Н*мм;

M k(4)=0;

Расчет  подшипников

Вал	Обозна- чение	Размеры, мм						Грузоподъемность, кН
		d	D	С	B	r
Быстроходный	7205А	25	52	13	15	1	16,5	29,2	21,0
Тихоходный	7207А	35	72	15	17	1	16,5	48.4	32.5

Выбор подшипников

 

 

 

 

 

 

 

 

H

H

H

H

-1605 H

H

H

 

 

 

 

 

 

 

 

=0.0047<0.19

 

=47457.2 H

 

,

 

X=0.44, Y=2.9

H

Определим скорректированный  по уровню надежности и условиям применения расчетный ресурс(долговечность)подшипника, ч:

 

- 98%

=0.6

     

=0.33*0.6(29200/47457.2)^10/3*=39228ч>13140 ч

     следовательно, подшипник пригоден.

 

 

        Фиксирование крышки относительно корпуса.

Отверстие в подшипниковом  гнезде для установки подшипников  должна иметь правильную цилиндрическую форму. При сборке редуктора во время затяжки болтов, соединяющих корпус с крышкой, возможно, некоторое смещение крышки относительно корпуса, что вызовет деформирование наружных колец подшипников, имеющих малую жесткость. Кроме того, торцы приливов у подшипниковых гнезд на крышке редуктора и корпусе могут не совпасть, что повлечет перекос крышек подшипников и наружных колец самих подшипников. Следовательно, при сборке редуктора нужно точно фиксировать положение крышки относительно корпуса. Необходимую точность фиксирования достигают штифтами, которые располагают на возможно большем расстоянии друг от друга.

 

Поверхности сопряжения корпуса и крышки шарбят и шлифуют для плотного их прилегания. Прокладки в плоскость разъема не ставят вследствие вызываемых ими искажения формы посадочных отверстий под подшипники и смещения осей отверстий с плоскости разъема.

Штифт 2.10х24 ГОСТ 3128-70 ( 2 шт).

Манжетное уплотнение применяют для  предохранения от вытекания смазочного материала из подшипниковых узлов.

 

Манжета состоит  из корпуса, изготовленного из маслобензостойкой резины, каркаса, представляющего собой стальное кольцо Г-образного сечения и браслетной пружины.

6.Подбор  смазки

6.1. Тип  смазки  зубчатых колес и подшипников

V=0.82 м/с,

Картерное смазывание осуществляется окунанием зубчатых колес в масло, заливаемое внутрь корпуса. Это смазывание применяют при окружных скоростях в зацеплении зубчатых передач до V≤12м/с

Уровень масла

hm  = (2m...d2 /2) = (2*3.55...152/4) = 7...38 мм

Для наблюдения за уровнем масла в корпусе устанавливают  пробки с конической резьбой, маслоуказатели крановые, маслоуказатели жезловые (щупы), маслоуказатели круглые и удлиненные из прозрачного материала.

При длительной работе в связи с нагревом воздуха  повышается давление внутри корпуса. При  интенсивном тепловыделении это  приводит к просачиванию масла через уплотнения и стычки. Чтобы избежать этого, внутреннюю полость корпуса сообщают с внешней средой путем установки отдушин в его верхних точках.

					КП 2068998.15.10.00.000.ПЗ
			Подп	Дата
Разраб.		Глушанина С.А.			Коническо цилиндрический зубчатый редуктор	Лит			Лист	Листов
Пров.		Коновалов В.Е. В.Н.				У			3
						ОмГТУ гр.СКб-310
Н.контр.
Утв.

 

КП 15.Д2.2.2.215.21.00.000.ПЗ						Лист
Изм.	Лист	№ докум.	Подп.	Дата