Редуктор конический

Коэффициент запаса прочности [ S F ] = [ S F ] | ; [ S F ] | = 1,75; для поковок и штамповок [ S F ] || = 1. Отсюда [ S F ] = 1,75 · 1 = 1,75. Допускаемые напряжения при расчете зубьев на выносливость: для шестерни для колеса

Расчет редуктора выполним на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Крутящие моменты в поперечных сечениях валов: ведущего Т К1 = Т 1 = 30 · 10 3 Н·мм; ведомого Т К2 = Т К1 · U = 120 · 10 3 Н·мм Ведущий вал: Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении [ K ] = 25 МПа Диаметр под подшипником принимаем d n 1 = 20 мм; диаметр под шестерней d k 1 = 28 мм.

Ведомый вал: Диаметр выходного конца вала d b 2 определяем при меньшем [ k ] = 20 МПа, чем учитываем влияние изгиба от натяжения цепи: Принимаем диаметр под подшипниками d n 2 = 35 мм; под зубчатым колесом d k 2 = 40 мм.

Колесо. Коническое зубчатое колесо кованное. Его размеры: d ae 2 = 1020,26 мм, b 2 = 147. Диаметр ступицы d cm 1,6 · d k 1 = 1,6 · 40 65 мм; длинна ступицы l cm = (1,2 1,5) · d k 2 = (1,2 1,5) · 40 = 48 60; принимаем l cm = 55 мм.

Толщина обода о = (3 4) · m = (3 4) · 9 = 27 36; принимаем о = 30 мм.

Толщина диска С = (0,1 0,17) · R e = (0,1 0,17) · 515 = 51,5 875,5; принимаем С = 465 мм.

Толщина стенок корпуса и крышки. = 0,05 · R e + 1 = 0,05 · 515 + 1 = 26,7 мм; принимаем = 27 мм. = 0,04 · R e + 1 = 0,04 · 515 + 1 = 21,6 мм; принимаем = 22 мм.

Толщина фланцев (поясов) корпуса и крышки: верхнего пояса корпуса и пояса крышки: b = 1,5 · = 1,5 · 27 = 40 мм; b 1 = 1,5 · 1 = 1,5 · 22 = 33 мм; нижнего пояса корпуса: p = 23,5 · = 2,

Выбираем приведенную роликовую однорядную цепь.

Вращающий момент на ведущей звездочке: Т 3 = Т 2 = 120 · 10 3 Н·мм; Передаточное число цепной передачи U ц = 4,1 Число зубьев ведущей звездочки Z 4 = Z 3 · U ц = 23 · 4,1 = 93,48; принимаем Z 4 = 93 Тогда; Отклонение что допустимо.

Расчетный коэффициент нагрузки К э = 1,25. Шаг однорядной цепи: При n 2 = 239 об/мин. принимаем среднее значение допускаемого давления в шарнирах цепи [ p ] = 20 МПа. Тогда: Принимаем цепь с шагом t = 19,05 мм; Q = 31,8 кН, q = 1,9 кг/м; А оп = 105 мм.

Скорость цепи: Окружная сила: Проверяем давление в шарнире: уточняем допускаемое давление [ p ] = 19 [1 + 0,01(21 - 17)] 20 МПа: условие p [ p ] выдержано.

Межосевое расстояние:

Проверяем коэффициент запаса цепи на растяжение по формуле: Это больше, чем требуемый коэффициент запаса [ S ] = 8,4; следовательно, условие S [ S ] выполнено.

Размеры ведущей звездочки: Ступица звездочки d cm 3 = 1,6 · 30 = 48 мм; l cm 3 = (1,2 1,5) 30 = 38 45 мм, принимаем l cm 3 = 40 мм.

Толщина диска звездочки 0,93 В ВН = 0,93 · 12,7 = 12 мм, где В ВН = 12,7 мм – расстояние между пластинами внутреннего звена.

Выбираем способ смазывания; зацепление зубчатой пары – окунание зубчатого колеса в масло; для подшипников пластичный смазочный материал.

Раздельное смазывание принято потому, что один из подшипников ведущего вала удален, и это затрудняет попадание масляных брызг.

Камеры подшипников отделяем от внутренней полости корпуса мазеудерживающими кольцами.

Намечаем для валов роликоподшипники конические однорядные легкой серии:

Принимаем размер между реакциями подшипников ведущего вала C 1 (1,4 2,3) · f 1 = (1,4 2,3) · 162 = 226,8 372,6 . Принимаем С 1 = 300 мм Размещаем подшипники ведомого вала, наметив предварительно внутреннюю стенку корпуса на расстоянии х = 10 мм от торца ступицы колеса и отложив зазор между стенкой корпуса и торцом подшипника y 2 = 20 мм. Для подшипников 7207 размеры Определяем замером размер А – от линии реакции подшипника до оси ведущего вала.

Корпус редуктора выполним симметричным относительно оси ведущего вала и применим размер А | = А = 115 м.

Замером определяем расстояние f 2 = 16 + 510 = 526 мм и С 2 = (1,4 2,3) · 526 = 736,4 1209,8, принимаем С 2 = 973 мм.

Намечаем положение звездочки и замеряем расстояние от линии реакции ближнего к ней подшипника: l 3 = 0,5 · d b 2 + a 2 = 30 · 0,5 + 16 = 31 мм.

Ведущий вал. Силы, действующие в зацеплении: F t = 264 H , F r 1 = F a 2 = 92 H , F a 1 = F r 2 =23 H . Первый этап компоновки дал f 1 = 162 мм и с 1 = 300 мм.

Реакция опор (левую опору, воспринимающую внешнюю осевую силу F a ). В плоскости XZ R x2 · C 1 = F t ·f 1 ; R x1 · C 1 = F t (c 1 + f 1 ); Проверка: R x2 – R x1 + F t = 142,56 – 406,56 + 264 = 0. В плоскости YZ ; ; ; Проверка: R y 2 – R y 1 + F r = 41 – 133 + 92 = 0 Суммарные реакции: Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников: S 2 = 0,83 · e P r2 = 0,83 · 0,36 · 150 = 45 H; S 1 = 0,83 · e P r1 = 0,83 · 0,037 · 430 = 132 H; здесь для подшипника 7204 параметр осевого нагружения e = 0,36, а для 7207 е = 0,37. Осевые нагрузки подшипников. В этом случае S 1 > S 2 , F a > 0, тогда P a1 = S 1 = 132 (H); P a2 = S 1 + F a = 132 +23 = 155 (H) Рассмотрим левый подшипник.

Отношение Эквивалентная нагрузка: P э2 = ( X · V · P r 2 + Y · P a 2 ) · K б ·К т ;

Рассмотрим правый подшипник.

Отношение Р Э1 = V · p r 1 · K б · К т = 430 · 1 · 1 · 1 = 430 Н = 0,4 кН. Расчетная долговечность, млн. об: Найденная долговечность приемлема.

Ведомый вал. Из предыдущих расчетов F t = 264 H ; F r = 92 H ; F a = 23 H . Нагрузка на вал от цепной передачи F b = 1815 H . Составляющие этой нагрузки F bx = F by = F b · sin = 1815 · sin 45 0 = 1815 · 0,7 = 1270 Первый этап компоновки дал f 2 = 526 мм; С 2 = 973 мм; l 3 = 31 мм.

Реакции опор (правую опору, воспринимающую осевую силу F a ), обозначим четным индексом цифрой 4 и при определении осевого нагружения этот подшипник будем считать «вторым». Дальнейший расчет аналогичен расчету ведущего вала.

Реакции в плоскости XZ : R x 3 = 406,7 H R x 4 = 142,7 H Реакции в плоскости YZ (для их определения следует знать еще средний диаметр колеса d 2 = m · Z 2 = 9,08 · 100 = 908 мм); R y 3 = 131 H R y 4 = 39 H Так как в качестве опор ведомого вала применены одинаковые подшипники легкой серии 7207, то долговечность определили для более наружного правого подшипника: Отношение , поэтому осевые силы не учитываем.

Эквивалентная нагрузка P Э4 = VP r 4 K б · К т = 150 · 1 · 1,2 · 1 = 180 Н = 0,2 кН. Расчетная долговечность, млн. об.

Полученная долговечность более требуемой.

Подшипники 7207 приемлемы.

Взаимное расположение подшипников фиксируем распорной втулкой и установочной гайкой М39 1,5 с предохранительной шайбой.

Толщину стенки втулки назначают (0,1 0,15) d П : принимаем ее равной 0,15 · 20 = 3 мм.

Подшипники размещаем в стакане, толщина стенки которого Очеркиваем всю внутреннюю стенку корпуса, сохраняя величины зазоров, принятых в первом этапе компоновки х = 10 мм, y 2 = 20 мм. Для фиксации зубчатое колесо упирается с одной стороны в утолщение вала 48 мм, а с другой – в мазеудерживающее кольцо; участок вала 60 мм делаем короче ступицы колеса, чтобы мазеудерживающее колесо 35 мм упиралось в торец колеса, а не в буртик вала; переход вала от 40 мм к 35 мм смещен на 2 – 3 мм внутрь зубчатого колеса.

Наносим толщину стенки корпуса к = 27 мм и определяем размеры основных элементов корпуса.

Определяем глубину гнезда под подшипник l т 1,5 · Т 2 = 1,5 · 18,25 = 27,3 мм, где Т 2 – ширина подшипника 7207.

Диаметр вала в этом месте d b 2 = 30 мм.

Сечение и длина шпонки b h l = = 8 7 28; глубина паза t 1 = 4 мм по ГОСТ 23360 – 78. Момент на звездочке Т 3 = 120 · 10 3 Н · мм Напряжение смятия: см [ см ]

Материал валов – сталь СТ45 нормализованная; b = 570 МПа.

Пределы выносливости: -1 = 0,43 · b = 0,43 · 570 = 246 МПа -1 = 0,58 · -1 = 0,58 · 246 = 142 МПа У ведущего вала определить коэффициент запаса прочности в нескольких сечениях нецелесообразно; достаточно выбрать одно сечение с наименьшим коэффициентом запаса, а именно сечение в месте посадки подшипника, ближайшего к шестерне. В этом опасном сечении действуют максимально изгибающие моменты M y и М х и крутящий момент Т 2 = Т 1 . Концентрация напряжений вызвана напресовкой внутреннего кольца подшипника на вал.