2.2.1. Проверочный расчет
9. Проверка зубьев колес по контактным напряжениям
условие прочности
выполняется.
10. Силы в зацеплении
окружная
радиальная
11. Проверка зубьев по напряжениям изгиба
В зубьях колеса
В зубьях шестерни
Δ=6%
12. Проверочный расчет на прочность зубьев при действии пиковой нагрузки.
Кпер=2.2 коэффициент перегрузки
Для предотвращения остаточных деформаций и хрупкого разрушения поверхностного слоя контактное напряжение σHmax при действии пикового момента не должно превышать допускаемое [σ]Hmax
Для предотвращения остаточных деформаций и хрупкого разрушения зубьев напряжение σFmax изгиба при действии пикового момента не должно превышать допускаемое [σ]Fmax
Вывод : таким образом данная передача удовлетворяет всем условиям прочности и может использоваться в конструкции привода.
3. Компоновка редуктора
3.1 Проектные расчеты валов
Проектные расчеты валов.
Предварительные значения диаметров различных стальных валов редуктора определяют по формулам: [2, стр 42]
Для быстроходного (входного) вала:
Для промежуточного вала:
Для тихоходного вала:
3.2. Расстояние между деталями передач
[2 стр.45-47].
Чтобы поверхности вращающихся колес не задевали за внутренние поверхности стенок корпуса, между ними оставляют зазор:
Где L – расстояние между внешними поверхностями деталей передач, мм.
a=11 мм; В дальнейшем под а будем понимать так же расстояние между внутренней поверхностью стенки корпуса и торцом ступицы колеса.
Расстояние b0 между дном корпуса и поверхностью колес для всех типов редукторов принимают: b0≥3a мм; b0=33мм
Расстояние между торцевыми поверхностями колес двухступенчатого редуктора, выполняют по развернутой схеме. Принимают c=(0.3…0.5)a=6мм.
3.3. Выбор типа подшипника.
Для опор валов цилиндрических прямозубых колес редукторов применяют чаще всего шариковые радиальные подшипники. Первоначально назначают подшипники легкой серии. Если при последующем расчете грузоподъемность подшипника окажется недостаточной, то принимают подшипники средней серии.
Для быстроходного и промежуточного вала выбираем подшипники шариковые радиальные однорядные ГОСТ 8338-75: подшипник 206: р-ры d=30мм, D=62 мм, B=16 мм, r=1.5 мм; грузоподъемность: Cr=19.5кН, Cor=10кН
Для тихоходного вала выбираем подшипники шариковые радиальные однорядные ГОСТ 8338-75: подшипник 211: размеры d=55 мм, D=100 мм, B=21 мм, r=2.5 мм; грузоподъемность: Сr=43.6 кН, 25,0 кН.
3.4 Схема установки подшипника
Схема установки подшипников «враспор» конструктивно наиболее проста. Ее широко применяют при относительно коротких валах. При установке в опорах радиальных шариковых подшипников отношение l/d=(8…10)
3.5. Конструирование зубчатых колес
Цилиндрически зубчатые колеса внешнего зацепления единичном и мелкосерийном производстве получают ковкой с последующей токарной обработкой.
Условно обозначим, что КПП – цилиндрическое зубчатое колесо внешнего зацепления промежуточного вала, КТП – цилиндрическое зубчатое колесо внешнего зацепления тихоходного вала.
Длину посадочного отверстия колеса желательно принимать равной или больше ширины зубчатого колеса:
l=b2
КПП lст=30мм
КТП lст=42мм
Диаметры dст назначают в зависимости от материала ступицы: для стали dст=1.55d
КПП dст=57мм
КТП dст=94.5мм
Ширину S торцов зубчатого венца принимают:
S=2.2m+0.5*b2
КПП S=5.9
КТП S=8.7
На торцах зубатого венца (зубьях и углах обода) выполняют фаски под углом 45о: ʄ=0.5*m
КПП ʄ =1мм
КТП ʄ =1.6мм
Для уменьшения влияния термической обработки на точность геометрической формы зубчатые колеса делают массивными. Толщина диска C: C=(0.35…0.4) b2
КПП C=12мм
КТП C=16мм
Радиус закругдения принимается из условия R≥20мм; принимаем R=20мм
Штамповочные уклоны γ=12o