2.4 Проверочный расчет зубьев колес зубчатой передачи на изгибную и контактную выносливость

По графику (приложение П14) определяется коэффициент k_ , учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатого венца вследствие упругих перекосов валов.

Для симметричного расположения передачи относительно опор при относительной ширине шестерни _d =b_ш /d_ш = 95/73,11 = 1,3 и при твердости зубьев HRC > 350 k_ = 1,26.

По графику (приложение П15) определяется коэффициент k_v, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении вследствие погрешности изготовления передачи по шагу зацепления.

Для косозубой передачи при угловой скорости v = 1,8 м/с і 9-й степени точности k_v = 1,07 .

Расчетное значение окружной силы

Эквивалентное число зубьев шестерни

По графику (приложение П16) определяется коэффициент

= 4,03 , учитывающий влияние формы зуба шестерни на его прочность.

Определяется коэффициент Y_β, учитывающий влияние угла наклона зуба на изгибные напряжения:

Y_β = 1 – β˚ / 140 = 1 – 10 / 140 = 0,93. (приложение П22, примечание 3).

Определяется коэффициент K_Fα, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между парами зубьев в зоне двухпарного зацепления. Для косозубой передачи при степени точности Ст = 9 K_Fα = 1 (приложение П22, примечание 2 ).

Расчетные напряжения изгиба в зубьях шестерни

Недогруз составляет

Такой недогруз по изгибным напряжениям зубьев допускается (приложение П22, примечание 5). Поэтому предыдущие расчеты остаются без изменений.

Расчетные контактные напряжения

где Z_M = 195 МПа^⅛ – коэффициент, зависящий от механических характеристик материалов колес;

– коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев зубчатых колес;

– коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий;

K_Hα – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между парами зубьев в зоне двухпарного зацепления. Для косозубой передачи K_Hα = 1,1 (приложение П22, примечание 4).

Недогруз по контактным напряжениям составляет

что допускается (приложение П22, примечание 5).

3 ЭскИзнАя компонОвКа редуктора

3.1 Определение масштаба эскизной компоновки редуктора

Действительный размер изображения по горизонтали

L = 1,5 (d_ш + d_к) =

= 1,5 (73,11 + 365,55) = 658 мм.

Коэффициент масштаба изображения 658 / (594 – 25) = 1,15 > 1.

Принимается масштаб изображения М 1:2.

Эскизная компоновка выполняется на листе формата А1 (приложение 3). Расчетные размеры с буквенными обозначениями и числовыми значениями приведены на этому листе.

3.2 Определение исходных размеров для компоновки

Толщина стенки корпуса редуктора

мм.

П

12

11

ринимается δ = 10 мм > δ_min =6 мм.

Расстояние от внутренней стенки редуктора до торца вращающейся детали

мм.

Принимается с = 12 мм.

3.3 Проектирование узлов валов редуктора

3.3.1 Проектирование узла быстроходного вала

Диаметр вала

где [τ]_к = 15 МПа – допускаемое касательное напряжение для быстроходных валов редукторов при жестких требованиях к габаритам привода (приложение П22, примечание 6 ).

Принимается d_вш = 50 мм.

Определяется условие выполнения вал-шестерни.

Вал-шестерня выполняется в случае, если выдерживается условие

г

13

де k_ш = 1,4 при d_вш = 50 мм – поправочный коэффициент на глубину шпоночного паза.

В данном случае числовые значения 50; 63,11; 1,4  50 + 5  4 удовлетворяют этому условию, то есть 50 < 63,11 < 90 мм.

Итак, выполняется вал-шестерня.

Диаметр участка под подшипник d_п1  d_вш .

Принимается шарикоподшипник № 309 средней серии (приложение П10). Конструкция подшипника приведена на рис. 3, б. Внутренний диаметр подшипника d_п1 = 45 мм, внешний диаметр – D_п1 = 100 мм, ширина – b_п1 = 25 мм .

Диаметр участка под уплотнение d_у1 d_п1.

Согласно с приложением П15 принимается d_у1 = 40мм.

Принимается d_хв1= 30 мм < d_у1.

На валу расположены мазеудерживающее кольцо и крышки подшипников. Конструкция этих деталей приведена на рис. 3, а основные конструктивные параметры – в табл. 4.

Рисунок 3 – Детали узлов валов:

а) – крышка торцевая с отверстием для манжетного уплотнения;

б) – шарикоподшипник; в) – мазеудерживающее кольцо; г) – крышка торцевая глухая

Конструктивные параметры мазеудерживающих колец и торцевых крышек, расположенных на валу, приведены в табл. 4.

Таблица 4 – Конструктивные параметры деталей узла быстроходного вала

14 Параметр	Формула и числовое значение, мм
1. Мазеудерживающее кольцо
Толщина диска Суммарная толщина Диаметр бурта Внешний диаметр Ширина канавки	lд1= 0,04 dп1 + 5 = 0,04  45 + 5 = 7 lм1 = 0,06 dп1 + 7 = 0,06  45 + 7 = 10 dм1 = 1,2 dп1 + 4 = 1,2  45 + 4 = 58 Dм1 = Dп1 – 0,2 = 100 – 0,2 = 99,8 t1 = lд1 / 3 = 7 /3 = 2,3
2. Крышки торцевые
Диаметр фланца Толщина фланца Толщина стенки Глубина проточки под манжету Внешний диаметр проточки под манжету Толщина фланца в месте размещения уплотнения Длина центрирующей части Внутренний диаметр	D ф1 = 1,2 Dп1 + 20 = 1,2  100 +20 = 140 δ ф1 = 0,02 Dп1 + 4 = 0,02  100 + 4 = 6 δ с1 = 0,9 δ ф1 =0,9  6 = 5 h1 = 10 (приложение П18) D у1 = 65 (приложение П18) l у1 = hф1 + δ с1 = 10 +5 = 15 l к1 - определяется конструктивно после проектирования тихоходного вала D кр1 = 0,95 Dп1 – 6 = 0,95  100 – 6 = 89

3.3.2 Проектирование узла тихоходного вала

Диаметр вала колеса

где [τ]_к = 25 МПа – допускаемое касательное напряжение для тихоходных валов редукторов при жестких требованиях к габаритам привода (приложение П22, примечание 6 ).

Принимается d_вк = 80 мм.

Диаметр участка под подшипник d_п1  d_вк.

Принимается шарикоподшипник № 215 легкой серии (приложение П10). Конструкция подшипника приведена на рис. 3, б. Внутренний диаметр подшипника d_п2 = 75 мм, внешний диаметр – D_п2 = 130 мм, ширина – b_п2 = 25 мм .

Диаметр участка под уплотнение d_у2 d_п2.

Согласно с приложением П18 принимается d_у2 =70мм.

Принимается d_хв2= 60 мм < d_у2.

Диаметр бурта D_б = 1,08 d_вк + 4 = 1,08  80 + 4 = 90,4 мм.

к D_б = 90 мм.

Конструктивные размеры колеса

Внешний диаметр ступицы (приложение П17).

d_ст = 1,5 d_вк + 10 мм = 1,5  80 + 10 = 130 мм.

Принимается d_ст = 130 мм.

Длина ступицы

l_ст = (1…1,5) d_вк = (1…1,5)  80 = 80…120 мм.

Принимается l_ст = 100 мм.

Толщина обода

δ_о = 2,5 m + 2 мм = 2,5  4 +2 = 12 мм.

Внутренний диаметр обода

D_к = d_fк – 2 δ_о = 355,55 –2  22 = 311,55 мм.

Принимается D_к = 312 мм.

Толщина диска

c = (0,35…0,4) b_к = (0,35…0,4)  90 = 31,5…36 мм.

Принимается c = 35 мм.

Диаметр отверстий

d_о = 0,25(D_к - d_ст) = 0,25 (312 - 130) = 45,5 мм.

Принимается d_о = 45 мм, количество отверстий – 4.

Диаметр окружности размещения отверстий

D_о = 0,5 (D_к + d_ст) = 0,5 (312 + 130) = 221 мм.

Радиусы закруглений R = 6 мм.