Проверка прочности при перегрузке

Максимальные контактные напряжения, создаваемые наибольшим крутящим моментом:

МПа

где МПа

Максимальные напряжения изгиба, создаваемые наибольшим крутящим моментом:

МПа

где .МПа

Что соответствует рекомендациям.

 

 

5. Расчет тихоходной ступени редуктора

Задано: цилиндрическая косозубая передача с круговинтовым зацеплением Новикова крутящие моменты на валу шестерни T_H3= 356,3 H×м, частота вращения вала шестерни n₃=135,9 мин ^-1, передаточное число u=2,8,

Принимаем те же материалы, что и для быстроходной ступени:

Эквивалентное число циклов перемены напряжений при расчете контактной выносливости для:

шестерни

N_HE3= N_HE2=5,6310⁷

колеса

N_{NE 4}=N_{NE 3}/u₃=5,6310⁷/2,8=2,0110⁷

к_HL=1 и к_FL=1 и допускаемые напряжения останутся без изменений:

[_H]₃=[_H]₁=463, [_Н]₄=[_Н]₂=427,27 МПа

Эквивалентное число циклов перемены напряжений при изгибе

шестерни

N_FЕ3= N_FЕ2=3,610⁷

колеса

N_{FE 4}=N_{FE 3}/u₃=3,610⁷/2,8=1,310⁷

Тогда

[_F]₃=[_F]₂=240, [_F]₄=[_F]₂=230 МПа

 

Диаметр делительной окружности шестерни:

где y_bd=1,5

Ширина колеса:

b_w = y_ba× d¢₃= 1.570,16=105

принимаем b_w=105

Принимаем число зубьев шестерни

z¢₃ =18

Модуль передачи

m¢=d¢₃/ z¢₃=3,89

принимаем m=4 [2, табл. П7]

Угол наклона зубьев

b =arcsinp m e_b/ b_w = arcsin 30,14·4·2,1/105=14,53°

Условие 10°£b£24° выполняется

Модуль торцевой

m_t=m/cosb= 4/cos14,53=4,1322 мм

Уточняем число зубьев

z¢¢₃=d¢₃/m_t=70/4.1322=16,98=17

Окончательно принимаем z₃=17

z₄= z₃·u₃=17·2,8=47,6

Принимаем z₄=48

Фактическое передаточное число

u_3ф=z₄/z₃=48/17=2,828

Эквивалентные числа зубьев

z_v1=z₁/cos³(b)=17/cos³(14,53°)=34,65

z_v2=z₂/cos³(b)=48/cos³(14,53°)=52,92

Окружная скорость в зацеплении

V = p×m _t×z₃×n₃/(60×10³) =3,144,132217135,9/(6010³) =0,4996=0,5 м/с;

принимаем [1, табл. 9.10] степень точности n'=8 .

 

Размеры, мм:

- колес

d₃=m_t×z₃=4,1317=70,25;

d_a3=d₃+ 1,8m=70,25+41,8=77,45;

d_f3=d₃–2,1m=70,25-8,4=61,85;

b₃=b₄+(0,4…1,5)m=105+(0,4…1,5)4=110

 

d₄=m_t×z₂= 4,1348=198,35;

d_a4=d₄+1,8m=198,35+41,8=205,55;

d_f4=d₄–2,1m=198,5-8,4=189,95;

b¢₄ = y_ba× a_W= 0,315500=157,5

принимаем b₄=b_w=105 мм [1, табл. 12.1,];

Фактическое межосевое расстояние

а_wф=0,5×(d₃+ d₄)=0,5×(70,25+198,35)=134,30 мм

Силы в зацеплении,Н:

F_t3=2×10³×T_H3/d₃=2×10³×356,3/70,25=10400;

F_r3=F_t3×tga_n/cosb=10400×tg27/cos14,53=5474,23;

F_a3=F_t3×tgb=10400×tg14,53=2695,43 ,

где a_n = 27° - угол давления.

Проверочный расчет зубьев на выносливость по контактным напряжениям

= МПа

 

[1, рис. 9.5 кривая 5] k_Hb=1,14, k_HV=1, k_b=0,15

m – часть коэффициента перекрытия

Проверочный расчет зубьев на выносливость при изгибе

,

где Y_F- коэффициент, учитывающий форму зуба,

K_Fb- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца;

K_Fn- коэффициент динамической нагрузки;

K_p=3,6- коэффициент, учитывающий расчетную длину зуба

Принимаем

Y_F3=2,1, K_Fb=1,33 [1, рис. 9.5, кривая 5], K_Fn=1, K_Fm=1,05 при m=5 мм

Таким образом

МПа

что соответствует рекомендациям.

Проверка прочности при перегрузке

Максимальные контактные напряжения, создаваемые наибольшим крутящим моментом:

МПа

где МПа

Максимальные напряжения изгиба, создаваемые наибольшим крутящим моментом:

МПа

где .МПа

Что соответствует рекомендациям

Эскизная компоновка.

Быстроходный вал:

Диаметр хвостовика:

принимаем [1, табл. 12.1]

Диаметр под утолщение

мм

Диаметр под подшипником

Выбираем [1, табл.14.8,] роликоподшипник радиально-упорный однорядный средняя серия 46308 :

, , , , ,;

Диаметр под шестерней .

Вал и шестерню выполняем как одно целое.

Промежуточный вал:

,

принимаем [1, табл.12.1].

подшипником:

Выбираем [1, табл.14.8,] роликоподшипник радиально-упорный однорядный средняя серия 46310: , , , , ,;

диаметр вала под шестерней

Вал и шестерню выполняем как одно целое

Тихоходный вал.

Расчетный момент муфты Нм

Выбираем муфту МУВП 70 [1, прил.,табл.2]:

, , мм

Диаметры:

Уплотнением

d₁₂= d₁₁=65 мм

под колесом

мм [1, табл.12.1]

мм

диаметр хвостовика

мм

принимаем d₁₃=70,

подшипник: , , , .

 

Конструктивные размеры:

диаметр фундаментных болтов

=19,17…20,6

принимаем из расчета М12, М14, М16, М18, М20, М22, М24, М27;

диаметр болтов, стягивающих корпус и крышку редуктора у бобышек,

=

принимаем ;

диаметр фланцевого болта

=

принимаем ;

крышка фланца корпуса редуктора

к₁=2,5·d₂+d=2,5·300+8=758 мм

длина гнезда под подшипник

=8+2,514=43

принимаем ;