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 TH3= 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
NHE3= NHE2=5,63·107
колеса
NNE 4=NNE 3/u3=5,63·107/2,8=2,01·107
кHL=1 и кFL=1 и допускаемые напряжения останутся без изменений:
[σH]3=[σH]1=463, [σН]4=[σН]2=427,27 МПа
Эквивалентное число циклов перемены напряжений при изгибе
шестерни
NFЕ3= NFЕ2=3,6·107
колеса
NFE 4=NFE 3/u3=3,6·107/2,8=1,3·107
Тогда
[σF]3=[σF]2=240, [σF]4=[σF]2=230 МПа
Диаметр делительной окружности шестерни:
где ybd=1,5
Ширина колеса:
bw = yba× d¢3= 1.5·70,16=105
принимаем bw=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 eb/ bw = arcsin 30,14·4·2,1/105=14,53°
Условие 10°£b£24° выполняется
Модуль торцевой
mt=m/cosb= 4/cos14,53=4,1322 мм
Уточняем число зубьев
z¢¢3=d¢3/mt=70/4.1322=16,98=17
Окончательно принимаем z3=17
z4= z3·u3=17·2,8=47,6
Принимаем z4=48
Фактическое передаточное число
u3ф=z4/z3=48/17=2,828
Эквивалентные числа зубьев
zv1=z1/cos3(b)=17/cos3(14,53°)=34,65
zv2=z2/cos3(b)=48/cos3(14,53°)=52,92
Окружная скорость в зацеплении
V = p×m t×z3×n3/(60×103) =3,14·4,1322·17·135,9/(60·103) =0,4996=0,5 м/с;
принимаем [1, табл. 9.10] степень точности n'=8 .
Размеры, мм:
- колес
d3=mt×z3=4,13·17=70,25;
da3=d3+ 1,8m=70,25+4·1,8=77,45;
df3=d3–2,1m=70,25-8,4=61,85;
b3=b4+(0,4…1,5)m=105+(0,4…1,5)4=110
d4=mt×z2= 4,13·48=198,35;
da4=d4+1,8m=198,35+4·1,8=205,55;
df4=d4–2,1m=198,5-8,4=189,95;
b¢4 = yba× aW= 0,315·500=157,5
принимаем b4=bw=105 мм [1, табл. 12.1,];
Фактическое межосевое расстояние
аwф=0,5×(d3+ d4)=0,5×(70,25+198,35)=134,30 мм
Силы в зацеплении,Н:
Ft3=2×103×TH3/d3=2×103×356,3/70,25=10400;
Fr3=Ft3×tgan/cosb=10400×tg27/cos14,53=5474,23;
Fa3=Ft3×tgb=10400×tg14,53=2695,43 ,
где an = 27° - угол давления.
Проверочный расчет зубьев на выносливость по контактным напряжениям
=
МПа
[1, рис. 9.5 кривая 5] kHb=1,14, kHV=1, kb=0,15
m – часть коэффициента перекрытия
Проверочный расчет зубьев на выносливость при изгибе
,
где YF- коэффициент, учитывающий форму зуба,
KFb- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца;
KFn- коэффициент динамической нагрузки;
Kp=3,6- коэффициент, учитывающий расчетную длину зуба
Принимаем
YF3=2,1, KFb=1,33 [1, рис. 9.5, кривая 5], KFn=1, KFm=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 Н·м
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+2,5·14=43
принимаем ;