Розрахунок конічної пари редуктора

Документація обслуговування і ремонту обладнання пічного прольоту Спеціальна частина Розрахунок конічної пари редуктора

19192

знака

таблиц

изображения

2.4. Розрахунок конічної пари редуктора

Редуктор реверсивний, передаточне відношення конічної пари u = 3, моменти на ведучому і відомому валах відповідно рівні:

М₁ = 1,5 кН×м

М₂ = 4,6 кН×м

Приймаємо матеріали: для шестерні – сталь 40Х покращену з твердістю НВ270 і для колеса – сталь 40Х покращену з твердістю НВ245.

Допускаєме контактне напруження:

При тривалій експлуатації коефіцієнт довговічності К_HL= 1. Коефіцієнт безпеки приймаємо [S_H] = 1,15.

По табл.. 3.2 межа контрольної виносливості при базовому числі циклів σ_lімb=2НВ+70

Тоді допускаєме контактне напруження для шестерні:

для колеса:

для колес з круговим зубом розрахункове допустиме контактне напруження:

Коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілення навантаження по ширині венця, при консольному розташуванні одного з колес приймаємо табл. 3.1; К_Нβ= 1,35

Коефіцієнт ширини венця по відношенню до зовнішньої конусної відстані

(приймаємо рекомендоване значення):

Тоді зовнішній ділильний діаметр колеса визначаємо по формулі:

тут: К_d =86 - для колес з круговим зубом

Приймаємо: число зубів шестерні z₁ = 21.

число зубів колеса z₂ = z₁;

u = 21 × 3 = 63

Зовнішній окружний модуль

В конічних колесах не обов’язково мати стандартне значення m_te. Це пов’язане з технологією нарізання зубів конічних колес.

Залишаємо значення m_te = 10,2 мм

Кути ділильних конусів:

сtg δ₁ = u = 3; δ₁= 18º24'

δ₂ = 90º - δ₁= 90º - 18º24' = 71º36'

Зовнішня конусна відстань R_e і ширина венця b:

Зовнішній ділильний діаметр шестерні

Середній ділильний діаметр шестерні:

Середній окружний і середній нормальний модуль зуб’єв

тут: β_n = 35º - прийнятий середній кут нахилу зуба

Коефіцієнт ширини зуба по середньому діаметру

Середня окружна швидкість і степінь точності передачи

Приймаємо 7- му степінь точності. Коефіцієнт навантаження для перевірки контактних напружень

К_Н = К_Нβ × К_Нα × К_{Нδ ;}

По таблиці 3.5 К_Нβ = 1,2 По таблиці 3.4 К_Нα= 1,04 По таблиці 3.6 К_Нδ = 1,00 Таким чином К_Н = 1.23 × 1,04 × 1,00 = 1,28.

Перевірка контактних напружень (див. ф-лу 3.27)

Окружна сила:

Радіальна сила для шестерні дорівнює осьовій для колеса:

Осьова для шестерні дорівнює радіальній для колеса:

Перевірка зуб’єв на виносливість по напруженням вигину

Коефіцієнт навантаження К_F = F_Fβ × К_Fδ = 1,375.

по табл.. 3.7 F_Fβ = 1,375

по табл.. 3.8 К_Fδ = 1,0

коефіцієнт Y_F - (форма зуба) вибирають так:

для шестерні:

для колеса:

При цьому Y_F1 = 3,7

Y_F2 = 3,6

Коефіцієнт K_Fα враховує розподілення навантаження між зубами.

Приймаємо :

тут: n = 7 - степінь точності передачи ε_α = 1,3

Допускаєме напруження

По табл.. 3.9 для сталі 40Х покращеній при твердості НВ<350 межа виносливості при нульовому циклі вигину σ^о_Flimb = 1,8 НВ;

для шестерні σ^о_Flimb1 = 1,8 × 270 = 490 мПа

для колеса σ^о_Flimb2 = 1,8 × 245 = 440 мПа

Коефіцієнт безпеки [S_F] = [S_F]^' × [S_F]^'' = 1,75

Допускаєме напруження і відношення

Для шестерні:

Для колеса

Подальший розрахунок ведемо для зубів колеса, так як <

Перевіряємо зуб колеса:

Умова виконана.

2.5. Розрахунок вала шестерні

Діаметр вихідного кінця при допускаємо му напруженні [τ_к] = 25мПа

Щоб ведучий вал редуктора можна було з’єднати за допомогою муфти з валом електродвигуна приймаємо: d₁ = 70 мм, діаметр підшипника d_п1 = 75 мм, діаметр під шестерню d_к = 65 мм.

2.6. Перевірочний розрахунок підшипника

Ведучий вал (див. мал.).

Сили діючи в зачепленні:

F_t = 16,4 кН

F_r1 = F_а2 = 5,7 кН

F_а1 = F_r2 = 1,9 кН

Реакції опор в плоскості XZ:

R_xz × С₁ = F_t × f₁