Разработка конического редуктора (стр. 2 из 4)

по табл. 9.1 принимаем 8 степень точности передачи.

14. Силы в зацеплении по формулам (9.57)… (9.59); окружная на колесе и шестерне:

F_t = 2М₃/d₂ = 2 · 187,9 ·10³/154,44 = 2433,3 (Н);

радиальная на шестерни и осевая на колесе:

F_r1 = F_a2 = Ft · tgαω·cosδ₁ = 2433,3·tg20°·cos 18° = 832,2 (Н);

осевая на шестерни и радиальная на колесе:

F_а1 = F_r2 = Ft · tgαω·sinδ₁ = 2433,3·tg20°·sin 18° = 262,8 (Н);

15. Коэффициент динамической нагрузки

К_нυ = 1,1 (см. табл. 9.6 [6])

К_НВ = 1,4

16. Расчетное контактное напряжение по формуле (9.74 [6])

σ_н =

МПа

σ_Н = 899 МПа = [σ_Н] = 899 МПа

R

17. Эквивалентное число зубьев шестерни и колесо по формуле (9.46 [6])

z_υ1 = z₁/cos σ₁ = 21 / cos 18° = 22,1 (Н);

z_υ2 = z₂/cos σ₂ = 66 / cos 72° = 220 (Н);

Коэффициент формы зуба (см. § 9.10 [6])

Y_F1 = 3,977; Y_F2 = 3,6

Интерполируем:

z_υ1 Y_F2

22 – 3,98

0,1

2 22,1 – Δ 0,06

243,92

2 –0,06 Δ =

0,1 – Δ К_НВ = 3,98 – 0,003 = 3,977

18. Принимаем коэффициенты

К_Fυ = 1,2 (см. табл. 9.6 [6])

К_FВ = 1,64 (см. пункт 7) – остается без изменения

19. Расчетное напряжение изгиба в основании зубьев шестерни по формуле (9.78 [6])

σ_F1 = Y_F1

(МПа);

σ_F1 = 316,8 МПа < [σ_F] = 370 МПа.

Расчетное напряжение изгиба в основании зубьев колеса

σ_F2 = Y_F1Y_F2/ Y_F1 = 316,8 · 3,6/3,9 = 286,76 (МПа);

σ_F2 = 286,76 МПа < [σ_F] = 370 МПа.

Прочность зубьев на изгиб обеспечена.

1.4 Проектный расчет ведущего вала

Ведущий вал выполняем заодно с шестерней.

Из предыдущих расчетов известно:

М₂ = 61,5 (Н ·м); R_e = 94,2 (мм)

в = 26 мм; m_e = 2,72 (мм)

δ₁^° = 18°

1. Т.к. вал выполняем заодно с шестерней, то его материал сталь 35ХМ, тогда допустимое напряжение на кручение можно принять [τ] = 20 МПа.

Диаметр выходного участка:

d_в1 =

(мм);

Принимаем dв₁ = 30 мм.

В кинематической схеме предусмотрено соединение ведущего вала редуктора и электродвигателя, выписываем из таблицы К10 [1] диаметр вала выбранного двигателя d_э = 38 мм и проверяем соотношение.

dв₁ = 0,8 · d_э = 0,8 · 38 = 30,4 (мм);

т. к. данное соотношение выполняется, принимаем dв₁ = 30 мм

2. Диаметр по монтажу: d_м1 = dв₁ + 5 мм = 30 + 5 = 35 (мм)

3. Диаметр цапфы: d₁ = d_м1 + 5 мм = 35 + 5 = 40 (мм)

4. Начинаем построение вала с прорисовки шестерни.

4.1 Под углом σ₁ = 18° откладываем расстояние:

R_e = 94,2 (мм);

4.2 Откладываем ширину зубчатого венца:

в = 26 (мм);

4.3 Откладываем высоту головки зуба:

h_a = m_e = 2,72 (мм) и высоту ножки зуба

h_f = 1,28 m_e = 1,28 · 2,72 = 3,48 (мм);

4.4 Соединяем полученные точки с вершиной делительного конуса.

4.5 Строим буртик (d_δ) для упора подшипника:

d_δ1 = d_n1 +10 = 40 + 10 = 50 (мм);

4.6 Определяем диаметр резьбы для гайки, крепящей подшипник:

d_р1 = d_м1 + 5 мм = 35 + 5 = 40 (мм);

Принимаем стандартное значение резьбы для гайки М36.

Рис. 1. Эскиз ведущего вала

1.5 Проектный расчет ведомого вала

Из предыдущих расчетов известно

М₃ = 187,9 (Н · м) – вращающий момент на ведомом валу редуктора.

1. Диаметр выходного участка определяем из условия прочности на кручение:

d_в1 =

(мм)

Принимаем dв₂ = 40 мм.

2. Диаметр на манжету:

d_м2 = d_в2 + 5 = 40 + 5 = 45 (мм);

3. Диаметр цапфы:

d_n2 = d_м2 + 5 = 45 + 5 = 50 (мм);

4. Диаметр посадочной поверхности:

d_к2 = d_n2 + 5 = 50 + 5 = 55 (мм);

5. Диаметр буртика:

d_δ2 = d_к2 + 10 = 55 + 10 = 65 (мм);

Рис. 2. Эскиз ведомого вала

1.6 Конструктивные размеры колеса

Из предыдущих расчетов известно:

в = 26 мм; R_e = 94,2 мм; d_к = 55 мм; m = 2,34 мм;

d_ае2 = 181,7 мм; d_е2 = 180 мм; d₂ = 154,44 мм;

1. Находим диаметр ступицы стальных колес:

d_ст = 1,45d_в2 = 1,45 · 55 = 80 (мм);

2. Длина ступицы:

L_ст = 1,1 · d_к = 1,1 · 55 = 60 (мм);

3. Толщина обода конических колес:

δ_о = 4 ·m = 4 · 2,34 = 9,36 (мм);

Принимаем δ_о =10 (мм);

4. Толщина диска:

с = 0,1 R_e = 0,1 · 94,2 = 9,42 (мм);

Принимаем с = 10 (мм);

5. Фаска:

n = 0,5 m_n = 0,5 · 2,34 = 1,17 (мм);

Принимаем n = 1,6 (мм);

Рис. 3. Эскиз конического зубчатого колеса

1.7 Конструктивные размеры корпуса и крышки редуктора

Из предыдущих расчетов известно:

R_e = 94,2 (мм) – внешнее конусное расстояние.

1. Толщина стенки конуса и крышки редуктора:

δ = 0,05 R_e + 1 = 0,05 · 94,2 + 1 = 5,71 (мм); δ = 8 (мм);

δ = 0,04 R_e + 1 = 0,04 · 94,2 + 1 = 4,77 (мм); δ₁ = 8 (мм);

2. Толщина верхнего пояса (фланца) корпуса:

в = 1,5 δ = 1,5 · 8 = 12 (мм);

3. Толщина нижнего пояса (фланца) крышки корпуса:

в₁ = 1,5 δ₁ = 1,5 · 8 = 12 (мм);

4. Толщина нижнего пояса корпуса без бобышки:

р = 2,35 δ = 2,35 · 8 = 18,8 (мм) ≈20 (мм);

5. Толщина ребер основания корпуса:

m = (0,85÷1) δ = 1 · 8 = 8 (мм);

6. Толщина ребер крышки:

m₁ = (0,85÷1) δ₁ = 1 · 8 = 8 (мм);

7. Диаметр фундаментных болтов:

d₁ = 0,072 R_e +12 = 0,072 · 94,2 + 12 = 18,78 (мм);

Принимаем диаметр болтов М20.

8. Диаметр болтов:

8.1 У подшипников

d₂ = (0,7÷0,75) d₁ = 0,75 · 20 = 15 (мм);

Принимаем диаметр болтов М16.

8.2 Соединяющие основание корпуса с крышкой

d₃ = (0,5÷0,6) d₁ = 0,6 · 20 = 12 (мм);

Принимаем диаметр болтов М12.

9. Размеры, определяющие положение болтов d₂:

е ≈ (1÷1,2) d₂ = 1 · 15 = 15 (мм);

q = 0,5 d₂ + d₄ = 0,5 · 15 + 6 = 13,5 (мм);

Крепление крышки подшипника:

d₄ = 6 (мм) (по таблице 10.3 [2]);

Рис. 4. Эскиз корпуса и крышки редуктора

1.8 Эскизная компоновка редуктора

Эскизная компоновка редуктора служит для приближенного определения положения зубчатых колес относительно опор для последовательного определения опорных реакций и проверочного расчета вала, а также проверочного расчета подшипников.

С учетом типа редуктора предварительно назначаем роликовые конические однорядные подшипники. По диаметру цапфы (d_n2 = 50 мм). Выбираем по каталогу подшипники ведомого вала 7210.

Назначаем способ смазки: зацепление зубчатой пары – окунанием зубчатого венца в масло, подшипники смазываются автономно, пластичным смазочным материалом, камеры подшипников отделяем от внутренней полости корпуса мазеудерживающими кольцами.

Определяем размеры, необходимые для построения и определения положения реакций опор:

а =

а_б =

(мм);

а_r =

(мм);

f₁ = 35 (мм) – определяем конструктивно

l₁ = 2 · f₁ = 2 · 35 = 70 (мм);

Принимаем l₁ = 70 мм = 0,07 (м);

Расстояние между опорами ведомого вала:

l₂= 0,19 (м).

1.9 Подбор шпонок и их проверочный расчёт

Шпоночные соединения в редукторе предусмотрены для передачи вращающего момента от полумуфты на ведущий вал, от колеса на ведомый вал и от ведомого вала на звездочку.

Все соединения осуществляем шпонками с исполнением 1.

Из предыдущих расчетов известно:

М₂ = 61,5 (Н ·м);

М₃ = 187,9 (Н ·м);

d_в1 = 30 (мм)

d_в2 = 40 (мм)

Принимаем [σ]_см = 110 МПа.

1. Соединение полумуфта – ведущий вал:

σ_см =

Здесь h = 7 мм; в = 8 мм; t₁ = 4 мм.

(табл. К 42 [1])

1.1 Вычисляем длину ступицы:

l_ст = 1,5 d_в1 = 1,5 · 30 = 45 (мм).

1.2 Вычисляем длину шпонки:

l_ш = l_ст – 5 мм = 45 – 5 = 40 (мм).

1.3 Принимаем стандартное значение:

l_ш = 40 мм.

1.4 Вычисляем рабочую длину шпонки:

l_р = l_ш – в = 40 – 8 = 32 (мм).

1.5 Вычисляем расчетное напряжение сжатия и сравниваем его с допускаемым:

σ_см =

МПа

σ_см = 49,7 МПа < [σ]_см = 110 МПа

Прочность соединения обеспечена.

2. Соединение звездочки с ведомым валом:

σ_см =

Здесь h = 8 мм; в = 12 мм; t₁ = 5 мм. (табл. К 42 [1])

2.1 Вычисляем длину ступицы:

l_ст = 1,5 d_в2 = 1,5 · 40 = 60 (мм).

2.2 Вычисляем длину шпонки:

l_ш = l_ст – 5 мм = 60 – 5 = 55 (мм).

2.3 Принимаем стандартное значение:

l_ш = 56 мм.

2.4 Вычисляем рабочую длину шпонки:

l_р = l_ш – в = 56 – 12 = 44 (мм).

2.5 Вычисляем расчетное напряжение сжатия и сравниваем его с допускаемым:

σ_см =

МПа

σ_см = 84,7 МПа < [σ]_см = 110 МПа.

1.10 Проверочный расчет ведомого вала

Из предыдущих расчетов известно:

М₃ = 187,9 (Н ·м) – момент на ведомом валу

F_t = 2433,3 (Н) – окружная сила

F_a= 832,2 (Н) – осевая сила

F_r = 262,8 (Н) – радиальная сила