Редуктор цилиндрический двухступенчатый (стр. 2 из 5)

, (6.2)

где масштабный фактор K_M=1,04

По средним значениям твердостей находим пределы выносливости при отнулевом изгибе

МПа;

МПа

и коэффициенты запаса

;

В соответствии с принятыми твердостями зубьев и размерами колес, шестерня и колесо могут быть изготовлены из стали марки 45 или 40Х. Необходимый коэффициент запаса по ГОСТ 21354-87 составляет для поковок из улучшенных сталей 1.7, что меньше найденных. Следовательно, выносливость зубьев на излом обеспечивается.

7. Геометрический расчет тихоходной ступени

Модуль окружной

Принято Z_2'+Z₃=98, тогда

мм

Принято по ГОСТ 14186-69 модуль нормальный m_n= 5 мм.

Значениям модулей соответствуют:

, b=11°28,5',

что лежит в обычном интервале 10…15°.

Числа зубьев:

, Z₃=(Z_2'+Z₃)–Z_2'.

Принято: Z_2'=21, Z₃=77. Значение Z_2' находится в интервале 10…25, обычном для передач Новикова. Действительное передаточное число тихоходной ступени

Коэффициент осевого перекрытия e_b, равным 1.2, обеспечивается при ширине колеса

мм,

что близко к найденной предварительной расчетной ширине b_2'3=100мм.

Принято окончательно (ГОСТ 6636-69)

b₃=95мм, b_2'³b₃+2m_n, b_2'=100 мм.

Диаметры колес:

d_2'=m_t×Z_2'=5,102×21, d_2'=107 мм,

d₃=m_t×Z₃=5,102×77, d₃=393 мм.

проверяем:

d_a2'=d_2'+1.8m_n=107+1,8×5, d_a2'=116 мм

d_a3=d₃+1.8m_n=393+1.8×5, d_a3=402 мм

d_¦_2'=d_2'–2.1m_n=107–2.1×5, d_¦_2'=96,5 мм

d_¦₃=d₃–2.1m_n=393-2.1×5, d_¦₃=382,5 мм

Окружная скорость

м/с,

в соответствии с чем передачу можно выполнить по нормам степени точности 10–9–7–B по ГОСТ 16162-78.

Номинальная толщина зуба на делительном цилиндре

, S_¶=7,7 мм

8. Проверка передаточного числа

Действительное передаточное число

Относительное отклонение действительного передаточного числа от номинального

что меньше 4%, допускаемых по ГОСТ 2185-66.

9. Проверочный расчет зубьев тихоходной ступени на

выносливость и выбор материалов

Контактное напряжение в дозаполюсной передаче Новикова

, (9.1)

где при b=10…20° коэффициент K_B составляет 0.01×b°.

Для рассчитываемой передачи

Окружное усилие

При коэффициенте нагрузки K=1.1, получаем

МПа

что меньше принятого в п. 4.1. допускаемого напряжения 455 МПа.

Напряжение у основания зуба дозаполюсной круговинтовой передачи Новикова

. (9.2)

Относительный приведенный радиус кривизны профиля

Такому радиусу соответствует коэффициент l=9,7 и расчетная длина зуба l=l×m_n=9,7×5=48,5 мм. Эквивалентные числа зубьев шестерни и колеса

и соответствующие коэффициенты прочности Y_2'=2,04, Y₃=1,83.

Напряжения у основания зубьев

МПа,

МПа.

Коэффициент запаса выносливости

где масштабный фактор K_M=1.1

По средним значениям твердостей находим пределы выносливости при изгибе:

s_ou2'=1.75HB_cp2'=1.75×265=465 МПа,

s_ou3=1.75HB_cp3=1.75×215=375 МПа

и коэффициенты запаса:

В соответствии с принятыми твердостями зубьев и размерами колес шестерни может быть изготовлена из стали марки 40Х, колесо – либо также из стали 40Х (поковка), либо из 30ХМЛ (отливка). Необходимый коэффициент запаса по ГОСТ 21354-87 составляет для поковок из улучшенных сталей 1.7 и для отливок 2.25 что меньше найденных. Следовательно, выносливость зубьев на излом обеспечивается.

10. Подбор муфты и предварительное определение расчетных длин

валов

Для соединения электродвигателя с быстроходным валом принята муфта упругая втулочно-пальцевая (МУВП) по ГОСТ 21424-75 с допускаемым вращающим моментом до 710 Нм, диаметром отверстия до 56 мм и длиной муфты в сборе до 135 мм. Запас нагрузочной способности

Такой запас лежит в обычных пределах – от единицы до двух.

По размерам муфты и согласно ГОСТ 12080-66 принимаем диаметр и длину конца (хвостовика) быстроходного вала d_X₁= 45 мм, l₁= 110 мм.

Для тихоходного вала, исходя из передаваемого вращающего момента 1250 Нм, руководствуясь ГОСТ 24266-80 и ГОСТ 12080-66, принимаем:

d_X₃= 100 мм, l₃=210 мм.

Расчетные длины участков валов (рис. 1, 4, 5, 6) устанавливаем предварительно (с последующим уточнением при конструировании) из соотношений:

X₁=l₁–0.5B=110–0.5×40=90 мм,

X₃=0.5l₃=0.5×210=105 мм;

K₁=(1.4…1.8)d_X₁=1.5×45=67,5 мм,

K₃=(0.8…1.2)d_X₃=(0.8…1.2)×100=100 мм;

C₁=0.25b₁+(30…40)=0.25×100+(30…40)=60 мм,

C₂=0.25b₂+(10…20)=0.25×90+(10…20)=40 мм;

¦=0.5×(0.5b₂+b_2')=0.5×(0.5×90+100)=72,5 мм;

L₁=C₁+¦=60+72,5=132,5 мм,

L₂=L₃=C₂+¦=40+72,5=112,5 мм.

11. Усилия в зацеплении и консольные нагрузки

редуктор электродвигатель муфта вал деталь

Усилия в зацеплении быстроходной ступени (рис. 3)

Окружные усилия

Радиальные и осевые усилия

, F_x₁=F_x₂=F_t₁×tgb,

где угол наклона b составляет 36°52' (п. 5). Получаем

Н,

F_x₁=F_x₂=6239×tg36°52'=6239×0.750=4031 Н

Усилия в зацеплении тихоходной ступени определяем аналогично:

Н,

, F_x_2'=F_x₃=F_t_2'×tgb,

где угол наклона b составляет 11°28.5' (п. 7.1). Получаем

Н,

F_x_2'=F_x₃=16673×tg11°28,5'=2986 Н

Консольная нагрузка U₁ на хвостовик быстроходного вала появляется от неравномерного распределения усилий между пальцами муфты вследствие погрешностей монтажа. Принимаем

Н,

где диаметр окружностей центров пальцев D_n=130 мм.

Консольная нагрузка U₃ на хвостовике тихоходного вала указана в исходных данных и составляет 16000 Н (п. 1).

12. Расчет быстроходного вала

Принятые диаметры (рис. 4): хвостовика d_x₁=45 мм, в опорах d_A=d_B=d_x₁+5=50 мм, участка вала между шестернями d_F£d_¦1–1=60–1 принято d_F=59 мм.

Опорные реакции и изгибающие моменты от сил в зацеплении (рис. 4).

Горизонтальная плоскость, опорные реакции

Н,

изгибающие моменты

Н×мм.

Вертикальная плоскость, опорная реакция

изгибающие моменты

Н×мм,

Н×мм.