Расчетно-пояснительная записка

колеса  внешнего зацепления:

d₂ =  2a_w - d₁

Диаметры  окружностей  вершин d_a  и впадин d_f  зубьев :

колес внешнего зацепления :

d_a1 = d₁ + 2(1 + x₁ – y )m ;

d_f1  = d₁ - 2(1.25 – x₁)m ;

d_a2 = d₂  + 2(1 + x₂  - y )m ;

d_f2  = d₂  - 2(1.25 -  x₂ )m ;

 9) Силы в зацеплении:

окружная :

F_t = 2T₂ / d₂  ,

где Т₂  - момент на колесе, Н·м;

радиальная :

F_r = F_t tg a / cos b ;

осевая  :

F_a = F_t  tg b .     

10) Проверка  зубьев колес по напряжениям  изгиба.

Расчетное напряжение изгиба:

в зубьях колеса:

s_F2 =К_FaК_FbК_FvY_bY_F2F_tE / (b₂m) < [s ]_F2 ;

в зубьях шестерни:

s_F1 =s_F2 Y_F1 / Y_F2  < [ s ]_F1 .

11) Допускаемые  контактные напряжения.

Предел  контактной выносливости:

s_Hlim1 = 17 H_HRC+200;

s_Him2 =2 H_HB+70;

Коэффициент запаса прочности:

S_H = S_hmin S_ha S_Hb;

Коэффициент долговечности:

Z_N = , где

N_NG = H³_HB;

N_HE = m_H·N_K ,

N_K = n₁ 60 n_з t_S;

n₁ - частота вращения шестерни;

t_S - требуемый ресурс времени;

Допускаемое контактное напряжение шестерни и колеса:

[s]_H = s_Hlim Z_N/S_H

Допускаемое контактное напряжение:

[s]_H = 0.45 ([s]_H1+[s]_H2);

[s]_H2 £ [s]_H £ 1.2 [s]_H2; 

2.2. Анализ  результатов расчёта ЭВМ

     По  рассчитанным данным был найден оптимальный  вариант конструкции, учитывающий минимальную массу редуктора, минимальную стоимость и габариты.

Выбранный вариант  №5. Результаты расчета представлены на следующей странице. 
 

 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

     3. Эскизное проектирование 

     3.1. Проектный расчет  валов

3.1 Предварительный  расчет валов

    Вращающий  момент на быстроходном валу  Т_Б= 63,8

    Вращающий  момент на тихоходном валу  Т_Т=1060

Предварительные значения диаметров (мм) различных участков валов определяем по формулам:

     Для быстроходного вала 

   Принимаем диаметр быстроходного вала d=32мм

   Тогда диаметр вала под подшипник: принимаем

   равным 35мм. t_КОН – высота заплечика вала [1, с.46]

   Диаметр вала под зубчатое колесо

    , где r- координата фаски подшипника [1, с.46],

     Принимаем  =45мм.

  Для тихоходного  вала расчет проводится аналогично:

  

     Принимаем d_П=60мм

      Принимаем d_П=72мм

   Расчеты для промежуточного вала:

     Принимаем d_К=42мм.

     Принимаем d_П=35мм

     Принимаем d_БП=48мм, f определяем по

   таблице [1, с.46]       
 

  3.2. Выбор  подшипников

Из за неизбежной угловой погрешности при изготовлении колес для шевронных передач на вал будет действовать дополнительная сила, стремящаяся сдвинуть вал, что может повлечь за собой более быстрый выход из строя редуктора. Поэтому в редукторе часть опор сделаем плавающими. Для плавающих опор применяют радиальные подшипники с короткими цилиндрическими роликами, т.к. они допускают осевое смещение валов. Одну из опор объязательно нужно зафиксировать, иначе редуктор не будет работать. Выбираем конические роликовые подшипники, т.к они не дают валу перемещаться, выдерживают большие нагрузки, а так же добавляют дополнительную жесткость конструкции.

Для редуктора  выбраны подшипники:

Роликовый конический однорядный ГОСТ 27365-87 7212А:

 d=60мм, D=110мм, B=22мм,

Роликовый радиальный с короткими цилиндрическими  роликами ГОСТ 8328-75 12207:

d=35мм, D=72мм, B=17мм. 

   Для приводного вала изначально приняты  шариковые радиальные сферические двухрядные подшипники 1212 d=60 мм,   D=110 мм,  В=22 мм по ГОСТ 28428-90. 

  4. Расчёт  соединений

  4.1.1. Соединение  с натягом (колесо быстроходной  ступени)

     Исходные данные:

       Т=270 Нм - вращающий момент на колесе,

       d=42мм- диаметр соединения,

       d2=63мм- диаметр ступицы колеса,

       l=40мм- длинна сопряжения.

   1) Среднее контактное давление:

    , где К- коэффициент запаса  сцепления,

                                             f- коэффициент сцепления.

   K=4,5 [1, c.88], f=0,14 [1, c.88]

   

   2) Деформация деталей:

    ,где С₁,С₂- коэффициенты жёсткости,

      где  коэффициент Пуассона

   для стали  

   Е- модульупругости, МПа., Е=2,1*10⁵

   

1. Поправка  на обмятие микронеровностей:

      , где R_a1, R_a2- средние арифметические

     отклонения профиля поверхностей.

     

2. Минимальный натяг:

     

3. Максимальный натяг:

      

     предел текучести материала

    

    

4. Выбор посадки:

      По значениям  назначаю посадку: H8/x8

5. Температура нагрева:

  4.1.2. Соединение  с натягом (колесо тихоходной  ступени)

     Исходные данные:

       Т=1060 Нм - вращающий момент на колесе,

       d=72мм- диаметр соединения,

       d2=92мм- диаметр ступицы колеса,

        l=98мм- длинна сопряжения.

   1) Среднее контактное давление:

    ,        

      

   2) Деформация деталей:

   

6. Поправка  на обмятие микронеровностей:

      , где R_a1, R_a2- средние арифметические

     отклонения профиля поверхностей.

     

7. Минимальный натяг:

     

8. Максимальный натяг:

        

    

    

9. Выбор посадки:

      По значениям  назначаю посадку: H7/z7

  Определяем  силу запрессовки: ,  -определяем по[1, с.90]

 

   

4.2. Шпоночное  соединение 

4.2.1. Шпоночное  соединение быстроходного вала  с муфтой 

   Расчёт  на прочность по критерию смятия:

    , где Т- вращающий момент,Нм.,

                                      d- средний диаметр,мм.,

                                      l_p- рабочая длина шпонки,мм.,

                                      t₂- высота шпонки,мм.,

     - допускаемое напряжение смятия, МПа.,

                                     - предел текучести,МПа.,

                                                       

   

    - шпонка пригодна.

4.2.2. Шпоночное  соединение тихоходного вала  с муфтой

   Дано:     T=1060Hм- вращающий момент,

              l_p=52мм- рабочая длина шпонки,

              d=51,9мм- посадочный диаметр,

              t₂=5,5мм- высота шпонки.

   

    - шпонка пригодна.

4.2.3. Шпоночное  соединение звездочки с приводным  валом 

   Дано:    T=1060 Hм- вращающий момент,

              l_p=45мм- рабочая длина шпонки,

              d=75мм- посадочный диаметр,

              t₂=7,5мм- глубина врезания шпонки в ступицу. 

    - шпонка пригодна. 

                             5. Расчёт подшипников

5.1. Расчёт  подшипников на быстроходном  валу.

 Расчетная  схема 

   Силы, действующие в зацеплении:

   F_r=1226,6H- радиальная нагрузка в зацеплении на Быстроходной ступени,

   F_A=1468,8H- осевая сила,

   F_t=3032,6Н- окружная сила.

   Осевую  силу в расчетах не учитываем, т.к  она компенсируется. (см. рис)

   Определяем  реакции опор от сил действующих  в зацеплении:

   

   Очевидно  в силу симметричности, что

   

   Из  уравнения моментов получим что