Проверочный расчет

4.2 Проверочный расчет

4.2.1 Проверяем межосевое расстояние передачи a_w, мм:

где

d₁ - делительный диаметр шестерни, мм

d₂ - делительный диаметр колеса, мм

a_w - межосевое расстояние передачи, мм

4.2.2 Определяем окружную силу в зацеплении F_t, H:

(Н)

где

d₂ - делительный диаметр колеса, мм

Т₂ - вращающий момент на тихоходном валу редуктора, Н*м

4.2.3 Определяем окружную скорость колеса передачи V, м / с:

V₂ = (м/с)

где

w₂ - угловая скорость тихоходного вала,рад/с

d₂ - делительный диаметр колеса, мм

4.2.3 Определим значение коэффициента, учитывающего распределение нагрузки между зубьями, K_Нa = 1,125

4.2.4 Определяем значение коэффициента динамической нагрузки, К_Нu:

К_Нu = 1,01

4.2.5 Определяем значение коэффициента неравномерности нагрузки по длине зуба, К_Нb:

 

ш_б= ; К_Нb=1,1

4.2.7 Проверяем контактное напряжение [у]_н, (Н/мм²):

 £ 514,3(Н/мм²),

где

K - вспомогательный коэффициент равный 376

U_ф = 5,0 - фактическое передаточное число

d₂ - делительный диаметр колеса, мм

в₂ - ширина венца колеса, мм

4.2.8 Определяем эквивалентные числа зубьев, шестерни и колеса:

Z_v1 = ; Z_v2 =

где

Z_v1 = 23 – число зубьев шестерни

Z_v2 = 116 – число зубьев колеса

в = 9,4⁰

4.2.9 Определяем коэффициент формы зуба шестерни Y_F1 и колеса Y_F2:

 

Y_F1 = 3,93

Y_F2 = 3,61

4.2.10 Определяем значение коэффициента распределения нагрузки между зубьями K_F2:

K_F2= 0,91

4.2.11 Определяем значение коэффициента неравномерности нагрузки K_Fв:

K_Fв= 1,095

4.2.12 Определяем значение коэффициента динамической нагрузки K_FV:= 1,03

4.2.13 Определяем значение коэффициента наклона зуба Y_в:

Y_в= 1 -

где

в= 9,4⁰ - угол наклона зуба.

4.2.14 Проверяем напряжение изгиба зубьев шестерни и колеса:

131,87 £ 191,97(Н/мм²)

 £ 220,55(Н/мм²)

где

[у]_F1 = 220,55(Н/мм²) - допускаемое напряжение изгиба зубьев шестерни

[у]_F2 = 191,97(Н/мм²) – допускаемое напряжение изгиба зубьев колеса

4.2.15 Составляем табличный ответ расчета

Проектный расчет
Параметр		Значение		Параметр		Значение
Межосевое расстояние аw, мм		102		Угол наклона зубьев b		9,40
Модуль зацепления, m		1,5
Ширина зубчатого венца:				Диаметр делительной окружности:
шестерни b1, мм		35		шестерни d1, мм		34,0
колеса b2, мм		32		колеса d2, мм		170,0
Число зубьев:				Диаметр окружности вершин:
шестерни Z1		22,363		шестерни dа1, мм		37,0
колеса Z2		111,815		колеса dа2, мм		173,0
Вид зубьев		Косые		Диаметр окружности впадин: шестерни df1, мм колеса df2, мм		30,4 166,4
Проверочный расчет
Параметр			Допускаемые значения		Расчетные значения		Примечания
Контактные напряжения sН, Н/мм2			514,3				1,63%
Напряжения изгиба, Н/мм 2	sF1		220,55		143,56		34,9%
	sF2		191,97		131,87		31,3%

5. Расчёт нагрузок валов редуктора

5.1 Определяем силы в зацеплении закрытой передачи:

5.1.1 Определяем окружную силу на колесе F_t2, H:

F_t2=2*T₂*10³/d₂=2*218,42*10³/=1844(H)

где:

T₂ - вращающий момент тихоходного вала, H*м

d₂ - делительный диаметр колеса, мм

5.1.2 Определяем окружную на шестерне F_t1, H:

F_t1= F_t2=1844(H)

5.1.3 Определяем радиальную силу на колесе F_r2, H:

F_r2= F_t2*tgб/cosв=1844*tg20⁰/cos11,88264⁰=686(H)

где:

б - угол зацепления, град

в - угол наклона зуба, град

5.1.4 Определяем радиальную силу на шестерне F_r1, H:

F_r1= F_r2=685,86(H)

5.1.5 Определяем осевую силу на колесе F_A2, H:

F_A2= F_t2*tgв=1844*tg11,88264⁰=388(H)

где:

F_t2 - окружная сила на колесе, H

в - угол наклона зуба, град

5.1.6 Определяем осевую силу на шестерне F_A1, H:

F_A1= F_A2=388(H)

5.2 Определение значений консольных сил:

5.2.1 Принимаем радиальную силу ременной передачи F_опр, H:

F_опр=2100(H)

5.2.2 Определяем радиальную силу муфты тихоходного вала F_м2,H:

F_м=125*=125*=1847(H)

где:

T₂ - вращающий момент на тихоходном валу, H*м

5.3 Составляем силовую схему нагружения валов

5.3.1 Принимаем направление винтовых линий колёс: для шестерни – с левым зубом, для колеса – с правым зубом

5.3.2 Принимаем направление вращения двигателя по часовой стрелке

5.3.3 Принимаем направление сил в зацеплении редукторной пары в соответствии с принятым направлением винтовой линии и вращения валов: окружные силы F_t1 и F_t2 направлены так, чтобы моменты этих сил уравновешивали вращающие моменты T₁ и T_2, приложенные к валам редуктора со стороны двигателя и рабочей машины; окружная сила Ft1 направлена противоположно вращению шестерни, а F_t2 – по направлению вращения колеса

5.3.4 Определяем направление консольных сил на выходных концах валов:

а) направление консольной силы от цепной передачи F_оп перпендикулярно оси вала и, в соответствии с положением передачи, она направлена вертикально к горизонту

б) консольная сила от муфты F_м перпендикулярна оси вал и направлена в сторону, противоположную силе F_t1 =F_t2

5.3.5 Определяем направление радиальных реакций в подшипниках: радиальные реакции в подшипниках быстроходного и тихоходного валов направляем в сторону, противоположную направлению окружных сил F_t1 и F_t2 и радиальных сил F_r1 и F_r2 в зацеплении редукторной пары. Точка приложения - середина подшипника

5.3.6 Определяем направление суммарных реакций в подшипниках геометрическим сложением радиальных реакций в вертикальной и горизонтальной плоскостях методом параллелограмма

6. Проектный расчёт валов

6.1 Выбираем для быстроходного вала термически обработанную среднеуглеродистую легированную сталь 45 и для тихоходного вала термически обработанную среднеуглеродистую легированную сталь 40X.

Сталь	Твердость	Термообработка	Предел выносливости (у-1)
45	235 … 262	Улучшение	335
40X	269 … 302	улучшение	410

6.2 Выбираем допускаемые напряжения на кручение. Расчет выполняем по напряжениям кручения (при чистом кручении) при этом не учитываем напряжение на изгиб, концентрацию напряжений во времени (циклы напряжений).

Для компенсации приближенности этого метода расчета допускаемые напряжения на кручение [t]_к принимаем заниженными:

[t]_к = 20 – 25(Н/мм²)

Значение [t]_к = 20(Н/мм²) принимаем для быстроходного вала, а [t]_к = 25(Н/мм²) для тихоходного вала.

6.3 Определяем геометрические параметры ступеней валов:

6.3.1 Определяем диаметр d, и длину L каждой ступени быстроходного вала:

а) первая ступень:

 (мм)

где:

М_к - вращающий момент быстроходного вала, Н*м

[t] - допускаемое касательное напряжение, МПа

Принимаем d₁ = 21(мм), l₁ = 1,35*d₁ =1,35*21,33=28,8(мм)

Принимаем l₁ = 30(мм)

б) вторая ступень:

d₂ = d₁ + 2t = 21,33 + 2*2 = 25,33(мм)

где:

t – высота буртика, (мм)

Принимаем d₂ = 25(мм)

l₂ = 1,5 * d₂ = 1,5 * 25,33 = 37,9(мм)

Принимаем l₂ = 38(мм)

в) третья ступень:

d₃ = d₂ + 3,2r = 25,33 + 2*2 = 29,33(мм)

Принимаем d₃ = 30(мм)

где:

r - координаты фаски подшипника

L₃ - определяем графически на эскизной компоновке

г) четвёртая ступень:

d₄ = d₂ = 25(мм)

l₄ = B = 15(мм)

6.3.2 Определяем диаметр d, мм, и длину L, мм, каждой ступени тихоходного вала:

а) первая ступень:

(мм)

где:

М_к - крутящий момент на тихоходном валу, Н*м

[t] - допускаемое касательное напряжение, МПа

Принимаем d₁ = 36(мм)

l₁ = 1,25*d₁ =1,25*35,22=44,03(мм)

Принимаем l₁ = 44(мм)

б) вторая ступень:

d₂ = d₁ + 2t = 35,22 + 2*2,5 =40,22(мм),

где:

t - высота буртика, мм

Принимаем d₂ = 40(мм)

l₂ = 1,25*d₂ = 1,25*40,22 = 50,28(мм)

Принимаем l₂ = 50(мм)

в) третья ступень:

d₃ = d₂ + 3,2r = 40,22 + 3,2 * 2,5 = 48,22 (мм)

Принимаем d₃ = 48(мм)

где:

L₃ - определяем графически на эскизной компоновке

L₃ = 58(мм)

r - координаты фаски подшипника

г) четвёртая ступень

d₄ = d₂ = 40(мм)

l₄ = B = 18(мм)

6.3.3 Предварительно намечаем радиальные однорядные шарикоподшипники легкой серии: габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников D_п1 = 25(мм), D_п2 = 40(мм)

	Условное обозначение подшипника	Размеры, мм			Динамическая грузоподъемность С, кН	Статическая грузоподъемность, C0, кН
		d	D	B
Тихоходный вал	208	40	80	18	25,10	17,80
Быстроходный вал	205	25	52	15	10,80	6,95

Решаем вопрос о смазывании подшипников.

Принимаем для подшипников пластичный смазочный материал, для предотвращения вытекания смазки внутрь корпуса и вымывания пластичного материала жидким маслом из зоны зацепления устанавливаем мазе удерживающие кольца