Двухступенчатый редуктор

 

Для колеса:

Коэффициент запаса прочности [n]_F=[n]^’_F*[n]_F’’. По таблице 3.9. [1] [n]^’_F=1,75;

для поковок  и штамповок [n]_F’’=1, следовательно [n]_F=1.75*1=1.75

Рассчитаем допускаемые  напряжения изгиба:

Для шестерни:

Для колеса:

    Тихоходная  передача:

Допускаемые напряжения изгиба шестерни и колеса рассчитаем по формуле:                              

По таблице 3.9. [4] для стали 50 улучшенной при твердости <HB350

Для шестерни:

Для колеса:

Коэффициент запаса прочности [n]_F=[n]^’_F*[n]_F’’. По таблице 3.9. [1] [n]^’_F=1,75;

для поковок  и штамповок [n]_F’’=1, следовательно [n]_F=1.75*1=1.75

Рассчитаем допускаемые  напряжения изгиба:

Для шестерни:

Для колеса:

 
 

    4. Расчет геометрических параметров передачи

Быстроходная  ступень (цилиндрическая передача прямозубая):

    Межосевое расстояние найдем по формуле:

,

где u_цп  = 4 – передаточное отношение ступени;

Т = Т₂ /2=506/2=253 Н×м – момент на колесе данной ступени;

;

К_Нb = 1.05 – коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контактной линии;

 = 547,8 МПа –допускаемое контактное напряжение ступени; 

по СТ СЭВ 229 – 75 принимаем межосевое расстояние по 1-му ряду .

    Ширина  венца колеса: .

    Модуль  зубьев: , берем .   

    Суммарное число зубьев: ., принимаем

    Число зубьев шестерни: ,

      тогда число зубьев колеса  .

Действительное  передаточное отношение: .

Определение ошибки по передаточному отношению: .

Делительные диаметры:

.

Диаметры вершин:

. 
 
 

Диаметры впадин:

       Ширина шестерни: .

Проверка на контактную выносливость:

, где T = 66,5Н×м – момент на ведущем колесе, КНV = 1,01 – коэффициент динамической нагрузки, (расчет ведется по колесу).

Окружная скорость:

Назначаем восьмую степень точности

;   ; 

; 518,93<547,8 - условие выполняется.

Проверка на изгиб:

     ,  где  ,   

      ;

Y_F1 = 3,78 – коэффициент учитывающий форму зуба (z=32);

Y_F2=3.6 (z=128)

KFb = 1,04 – коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контактной линии;

KFV = 1,04 – коэффициент динамической нагрузки.

   - расчет ведем по колесу

 - условие выполняется. 
 

Тихоходная  ступень (цилиндрическая передача прямозубая):

    Межосевое расстояние найдем по формуле:

,

где u_цп  = 3,15 – передаточное отношение ступени;

Т = Т₃=1548Н×м – момент на колесе данной ступени;

;

К_Нb = 1.02 – коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контактной линии;

 = 495,6 МПа –допускаемое контактное напряжение ступени; 

по СТ СЭВ 229 – 75 принимаем межосевое расстояние по 1-му ряду .

    Ширина  венца колеса: .

    Модуль  зубьев: , берем .   

    Суммарное число зубьев: ., принимаем

    Число зубьев шестерни: ,

      тогда число зубьев колеса  .

Действительное  передаточное отношение: .

Определение ошибки по передаточному отношению: .

Делительные диаметры:

.

Диаметры вершин:

.

Диаметры впадин:

       Ширина шестерни: . 
 

Проверка на контактную выносливость:

, где T = 506Н×м – момент на ведущем колесе, КНV = 1,05 – коэффициент динамической нагрузки, (расчет ведется по колесу).

Окружная скорость:

Назначаем восьмую степень точности

;   ; 

; 451,36<495,6 - условие выполняется.

Проверка на изгиб:

     ,  где  ,   

      ;

Y_F1 = 3,8 – коэффициент учитывающий форму зуба (z=30);

Y_F2=3.6 (z=95)

KFb = 1,05 – коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контактной линии;

KFV = 1,25 – коэффициент динамической нагрузки.

   - расчет ведем по колесу

 - условие выполняется. 
 

Рис.2. Кинематическая схема цилиндрической передачи 
 
 
 
 
 
 
 

 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

5. Предварительный расчет валов

Быстроходный  вал:

- расчетный диаметр выходного  конца вала, где

- допускаемое напряжение, принимаем  равным 30

Т – момент на валу;

, принимаем  (для соединения с валом двигателя), диаметр под подшипник ; диаметр под колесо ; диаметр буртика .

Рис.3. Быстроходный вал

    Промежуточный вал:

, принимаем  ; диаметр под подшипник ; диаметр под колесо ; диаметр буртика .

Рис.4. Промежуточный вал 
 
 

    Тихоходный  вал:

, принимаем  ; диаметр под подшипник ; диаметр под колесо ; диаметр буртика .

  Рис.5. Тихоходный вал 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

    6.Конструктивные размеры корпуса редуктора 

Толщина стенки основания корпуса: , принимаем

Толщина стенки крышки корпуса: ,

Толщина ребра  жесткости корпуса:

Диаметр стяжных  болтов: ,

Принимаем диаметр  стяжных болтов равным 20 мм.

Ширина фланца разъема корпуса:

Толщина фланца разъема корпуса:

Ширина лап  корпуса:

Толщина лап  корпуса:  
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

7. Проверка долговечности подшипников

Намечаем для валов шарикоподшипники радиальные и радиально-упорные (табл.2)

Таблица.3. Подбор подшипников

Промежуточный вал редуктора:

Силы, действующие  в зацеплении:

 Цилиндрическая  передача быстроходная:

Цилиндрическая  прямозубая тихоходная:

Вычислим реакции  опор:

Горизонтальная  плоскость:

; P_rб*а-Prт*(a+b)+Prб(a+b+c)-Rb1(a+b+c+d)0

Rb1 =(719*0,076-3069*0,169+719*0,262)/0,338=-815,5Н; Rb1=815,5H

  ; P_rб*d-Prт*(c+d)+Prб(b+c+d)-Ra1(a+b+c+d)=0

Ra1=(719*0,076-3069*0,169+719*0,262)/0.338=-815,5H; Ra1=815,5H

Вертикальная плоскость:

; P_tб*а-Ptт*(a+b)+Ptб(a+b+c)-Rb2(a+b+c+d)=0

Rb2=(1976*0,076-8433*0,169+1976*0,262)/0,338=-2240,5H; Rb2=2240,5H; Ra2=2240,5H

Определим моменты  для построения эпюры изгибающих моментов