Х = 0,44; Y = 1,25; е = 0,45.
Динамическая эквивалентная радиальная нагрузка:
Рr = X· Fr +Y· Fa = 0,44· 3491 +1,25· 2917 = 5182 Н.
Номинальная долговечность подшипников:
Чрезмерная долговечность, но это самая легкая серия.
Конструктивные размеры редуктора
Толщина стенки корпуса:
принимаем Толщина стенки крышки:
принимаем Толщина ребра в сопряжении со стенкой корпуса:
Толщина ребра в сопряжении со стенкой крышки:
Диаметр фундаментных болтов:
принимаем Диаметр болтов cоединения крышки с корпусом:
принимаем Толщина фундаментных лап:
Диаметр прилива подшипникового узла для врезной крышки:
.
Расстояние между осями болтов для крепления:
Диаметр болтов крышки смотрового отверстия:
.
Поверка прочности шпоночного соединения.
На всех валах применяем шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок — по ГОСТ 23 360–78. Материал шпонок — сталь 45 нормализованная.
Напряжения смятия и условие прочности:
Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице [σ]см = 100…120 МПа, при чугунной — [σ]см = 50…70 МПа.
Промежуточный вал:
Диаметр вала d=30 мм, сечение шпонки: b х h = 8×7 мм, t1 = 4,0 мм, длина шпонки l = 25 мм, момент на первом валу Т=76,7 Н· м.
Определяем напряжение смятия:
На тихоходном валу:
Диаметр вала d=50 мм, сечение шпонки: b х h = 14×9 мм, t1 = 5,5 мм, длина шпонки l = 35 мм, момент на первом валу Т= 264/2=132 Н· м.
Определяем напряжение смятия:
Смазка передач и подшипников
Способ смазки зубчатых передач зависит от скорости вращения. При окружной скорости Vs ≤ 12 м/с обычно применяют картерную смазку, при которой смазка зубьев осуществляется окунанием их в масляную ванну.
В конических редукторах зубья колес погружают в ванну на всю длину.
Объем масляной ванны редуктора определяют из расчета 0,4−0,8 л масла на 1 кВт передаваемой мощности. Т. е. для нашего редуктора объем ванны получается 0,6×1,5 = 0,9 л.
Выбираем смазку ЦИАТИМ-221 ГОСТ 9433–80.
Подшипники смазывают пластичной смазкой типа Литол-24, которую закладывают в подшипниковые камеры при сборке. Периодически смазку пополняют, используя пресс-масленки.
Выбор материалов и допускаемых напряжений
По заданию мы берем для колеса другой материал Сталь 35Л.
Но мы в первом варианте шестерни делаем из Стали 40ХН, из-за невыполнения условий по контактной выносливости. Оставим Сталь 45, но возьмем модуль побольше.
Допускаемые контактные напряжения Материал шестерни: Сталь 45, термообработка — улучшение; твердость 207…250 НВ, пределы прочности: σв = 780 МПа; σт = 440 МПа.
Материал колеса: Сталь 35Л, термообработка — нормализация; твердость 145 НВ, пределы прочности: σв = 420 МПа; σт = 270 МПа.
Допускаемые контактные напряжения σНР, МПа определяют по формуле (13):
Для шестерни:
;
Для колеса:
При расчете косозубых передач принимают усредненное значение:
Допускаемые напряжения при расчете на выносливость при изгибе
Расчет на выносливость по изгибным напряжениям осуществляется по следующей формуле (14):
Расчет передачи на контактную прочность
Предварительно определяем размер межосевого расстояния по формуле (15), м:
где Ка — вспомогательный коэффициент, равный для косозубой передачи Ка = 430;
U — передаточное отношение ступени редуктора;
Т2р — расчетный крутящий момент на ведомом валу ступени редуктора, Н· м;
КНβ - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца; КНβ1 = 1,12; КНβ2 = 1,025;
— вспомогательный параметр отношения рабочей ширины зубчатого венца зубчатого колеса ступени редуктора к начальному диаметру шестерни;
— вспомогательный параметр отношения рабочей ширины зубчатого венца зубчатого колеса ступени редуктора к межосевому расстоянию;
;
.
Выбираем ближайшее большее стандартное значение межосевого расстояния: Укладываемся в старые расстояния. Но берем побольше, держа в уме расчеты на контактную выносливость и менее прочный материал для колеса.
Значение модуля выбирается по зависимости:
где — вспомогательный параметр отношения рабочей ширины зубчатого венца зубчатого колеса к модулю ступени редуктора;
Принимаем 1,5 мм;
Суммарное число зубьев определяют по формуле:
где β = 8…18º - угол наклона зубьев косозубой передачи;
Уточняем угол наклона зубьев:
Числа зубьев колес: ;
Уточненное значение передаточного отношения передачи:
;
Отклонение передаточных чисел:
Геометрические параметры зубчатых колес:
— диаметры делительных окружностей, мм:
— диаметры окружностей вершин, мм:
— ширина венцов зубчатого колеса и шестерни ступени, мм:
.
Окружная скорость, м/с:
=0,82; =1,0335
Расчет передачи на выносливость зубьев при изгибе
Подсчитываем отношение допускаемого напряжения на изгиб к коэффициенту формы зуба YF:
Определяем отношения:
Возникающие изгибные напряжения σF, МПа, выражаются формулой:
где Т1р — расчетный крутящий момент на ведущем валу, Н· м;
КFα - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями,
где εα - коэффициент торцового перекрытия;
st — степень точности передачи.
;
;
КFβ - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца, КFβб = 1,3; КFβт = 1,02;
КFV — коэффициент, учитывающий влияние динамической нагрузки;
Yβ - коэффициент, учитывающий наклон зубьев;
; .
Для быстроходной передачи:
Для тихоходной передачи:
.
Расчет передачи на контактную выносливость
Для работы передачи в пределах установленного ресурса времени расчетное значение контактного напряжения не должно превышать допускаемого значения.
(24)
— коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления;
Zм = 275 — коэффициент, учитывающий механические свойства материалов зубчатых колес ;
Zε - коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий;
.
Для тихоходной ступени оставляем сталь 45 и сталь 35Л.
Даже увеличив модуль, обе передачи не прошли проверку на контактную выносливость. Следовательно, надо колеса делать при данных размерах из стали 40.
Делаем вывод, чтобы шестерни были из стали 45, а колеса из стали 40, надо чтобы размеры были, как в данном разделе.
Детали машин: задания на курс. Проект и метод. указания по его выполн. / сост. — А. С. Рукодельцев, О. В. Сидорова. — Н. Новгород: изд-во ФГОУ ВПО «ВГАВТ», 2010. — 63 с.
Иванов М. Н. Детали машин. Учеб. для студ. Высш.
техн. учеб. заведений / М. Н. Иванов. 5-е изд., перераб. ;
М.: Высшая школа. 1991. — 383 с. .
Ицкович Г. М. Курсовое проектирование деталей машин / Г. М. Ицкович, В. А. Киселев, С. А. Чернавский. — М.: Высшая школа. 1990. -560 с. .
Кузьмин А. В. Курсовое проектирование деталей машин: справ. пособие. Ч. 1 / А. В. Кузьмин, Р. Н. Макейчик, В. Ф. Калачев — Минск: Вышейшая школа, 1982. — 208 с.
Справочник/Л.С. Бойко, А. З. Высоцкий и др. — М.: Машиностроение, 1984.-247 с.
Решетов Д. Н. Детали машин: Учебник. — М.: Машиностроение, 1989.-496 с.
Чернавский С.А. и др. Курсовое проектирование деталей машин.
М.: Высшая школа. 1984. 560 с.
Чернавский С. А. Проектирование механических пердач: учеб.
справ. пособие. — 5-е изд. перраб. И доп. М.: Высшая школа. 1984. 560 с.
