Расчёт нагрузок валов редуктора

 

5.1 Определяем силы в зацеплении закрытой передачи:

5.1.1 Определяем окружную силу на колесе F_t2, H:

 

F_t2=2*T₂*10³/d₂=2*218,42*10³/=1844(H)

 

где:

T₂ - вращающий момент тихоходного вала, H*м

d₂ - делительный диаметр колеса, мм

5.1.2 Определяем окружную на шестерне F_t1, H:

 

F_t1= F_t2=1844(H)

 

5.1.3 Определяем радиальную силу на колесе F_r2, H:

 

F_r2= F_t2*tgб/cosв=1844*tg20⁰/cos11,88264⁰=686(H)

 

где:

б - угол зацепления, град

в - угол наклона зуба, град

5.1.4 Определяем радиальную силу на шестерне F_r1, H:

 

F_r1= F_r2=685,86(H)

 

5.1.5 Определяем осевую силу на колесе F_A2, H:

 

F_A2= F_t2*tgв=1844*tg11,88264⁰=388(H)

 

где:

F_t2 - окружная сила на колесе, H

в - угол наклона зуба, град

5.1.6 Определяем осевую силу на шестерне F_A1, H:

 

F_A1= F_A2=388(H)

 

5.2 Определение значений консольных сил:

5.2.1 Принимаем радиальную силу ременной передачи F_опр, H:

 

F_опр=2100(H)

 

5.2.2 Определяем радиальную силу муфты тихоходного вала F_м2,H:

 

F_м=125* =125* =1847(H)

 

где:

T₂ - вращающий момент на тихоходном валу, H*м

5.3 Составляем силовую схему нагружения валов

5.3.1 Принимаем направление винтовых линий колёс: для шестерни – с левым зубом, для колеса – с правым зубом

5.3.2 Принимаем направление вращения двигателя по часовой стрелке

5.3.3 Принимаем направление сил в зацеплении редукторной пары в соответствии с принятым направлением винтовой линии и вращения валов: окружные силы F_t1 и F_t2 направлены так, чтобы моменты этих сил уравновешивали вращающие моменты T₁ и T_2, приложенные к валам редуктора со стороны двигателя и рабочей машины; окружная сила Ft1 направлена противоположно вращению шестерни, а F_t2 – по направлению вращения колеса

5.3.4 Определяем направление консольных сил на выходных концах валов:

а) направление консольной силы от цепной передачи F_оп перпендикулярно оси вала и, в соответствии с положением передачи, она направлена вертикально к горизонту

б) консольная сила от муфты F_м перпендикулярна оси вал и направлена в сторону, противоположную силе F_t1 =F_t2

5.3.5 Определяем направление радиальных реакций в подшипниках: радиальные реакции в подшипниках быстроходного и тихоходного валов направляем в сторону, противоположную направлению окружных сил F_t1 и F_t2 и радиальных сил F_r1 и F_r2 в зацеплении редукторной пары. Точка приложения - середина подшипника

5.3.6 Определяем направление суммарных реакций в подшипниках геометрическим сложением радиальных реакций в вертикальной и горизонтальной плоскостях методом параллелограмма

 

6. Проектный расчёт валов

 

6.1 Выбираем для быстроходного вала термически обработанную среднеуглеродистую легированную сталь 45 и для тихоходного вала термически обработанную среднеуглеродистую легированную сталь 40X.

 

Сталь	Твердость	Термообработка	Предел выносливости (у-1)
	235 … 262	Улучшение
40X	269 … 302	улучшение

 

6.2 Выбираем допускаемые напряжения на кручение. Расчет выполняем по напряжениям кручения (при чистом кручении) при этом не учитываем напряжение на изгиб, концентрацию напряжений во времени (циклы напряжений).

Для компенсации приближенности этого метода расчета допускаемые напряжения на кручение [t]_к принимаем заниженными:

[t]_к = 20 – 25(Н/мм²)

Значение [t]_к = 20(Н/мм²) принимаем для быстроходного вала, а [t]_к = 25(Н/мм²) для тихоходного вала.

6.3 Определяем геометрические параметры ступеней валов:

6.3.1 Определяем диаметр d, и длину L каждой ступени быстроходного вала:

а) первая ступень:

 

(мм)

 

где:

М_к - вращающий момент быстроходного вала, Н*м

[t] - допускаемое касательное напряжение, МПа

Принимаем d₁ = 21(мм), l₁ = 1,35*d₁ =1,35*21,33=28,8(мм)

Принимаем l₁ = 30(мм)

б) вторая ступень:

d₂ = d₁ + 2t = 21,33 + 2*2 = 25,33(мм)

где:

t – высота буртика, (мм)

Принимаем d₂ = 25(мм)

l₂ = 1,5 * d₂ = 1,5 * 25,33 = 37,9(мм)

Принимаем l₂ = 38(мм)

в) третья ступень:

d₃ = d₂ + 3,2r = 25,33 + 2*2 = 29,33(мм)

Принимаем d₃ = 30(мм)

где:

r - координаты фаски подшипника

L₃ - определяем графически на эскизной компоновке

г) четвёртая ступень:

d₄ = d₂ = 25(мм)

l₄ = B = 15(мм)

6.3.2 Определяем диаметр d, мм, и длину L, мм, каждой ступени тихоходного вала:

а) первая ступень:

 

(мм)

 

где:

М_к - крутящий момент на тихоходном валу, Н*м

[t] - допускаемое касательное напряжение, МПа

Принимаем d₁ = 36(мм)

l₁ = 1,25*d₁ =1,25*35,22=44,03(мм)

Принимаем l₁ = 44(мм)

б) вторая ступень:

d₂ = d₁ + 2t = 35,22 + 2*2,5 =40,22(мм),

где:

t - высота буртика, мм

Принимаем d₂ = 40(мм)

l₂ = 1,25*d₂ = 1,25*40,22 = 50,28(мм)

Принимаем l₂ = 50(мм)

в) третья ступень:

d₃ = d₂ + 3,2r = 40,22 + 3,2 * 2,5 = 48,22 (мм)

Принимаем d₃ = 48(мм)

где:

L₃ - определяем графически на эскизной компоновке

L₃ = 58(мм)

r - координаты фаски подшипника

г) четвёртая ступень

d₄ = d₂ = 40(мм)

l₄ = B = 18(мм)

6.3.3 Предварительно намечаем радиальные однорядные шарикоподшипники легкой серии: габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников D_п1 = 25(мм), D_п2 = 40(мм)

 

	Условное обозначение подшипника	Размеры, мм	Динамическая грузоподъемность С, кН	Статическая грузоподъемность, C0, кН
d	D	B
Тихоходный вал					25,10	17,80
Быстроходный вал					10,80	6,95

 

Решаем вопрос о смазывании подшипников.

Принимаем для подшипников пластичный смазочный материал, для предотвращения вытекания смазки внутрь корпуса и вымывания пластичного материала жидким маслом из зоны зацепления устанавливаем мазе удерживающие кольца

 

7. Эскизная компоновка редуктора

 

7.1 В проектируемом редукторе оси валов параллельны, расстояние между валами a_w = 140(мм), что соответствует межосевому расстоянию зубчатой передачи

7.2 Редукторная пара вычерчивается в соответствии с геометрическими параметрами полученными в результате проектного расчета

7.3 Для предотвращения заедания поверхностей вращающихся колес за внутренние стенки корпуса, контур стенок проводим с зазором, из условия x³0,03*a_w+1 мм, принимаем х = 10 мм.

Также зазор предусматриваем между подшипниками и контуром стенок.

Расстояние между дном корпуса и поверхностью колеса принимаем из условия y ³ 4x, следовательно y = 40(мм)

7.4 Ступени быстроходного и тихоходного валов вычерчиваются на соответствующих осях по размерам принятым в проектном расчете. Ступени валов вычерчиваются в последовательности от 3 - ей до 1- ой, при этом длину 3 - ей ступени получаем конструктивно как расстояние между противоположными стенками корпуса

7.5 На 2 - ой и 4 - ой ступенях вычерчиваем контуры подшипников по размерам для быстроходного вала d_б = 25(мм); D_б = 52(мм); B_б = 15(мм); для тихоходного вала d_т = 40(мм); D_т = 80(мм); B_т = 18(мм)

7.6 Определяем расстояние между точками приложения реакции подшипников быстроходного и тихоходного валов:

 

l_б = L_3б + B_б = 58 + 15 = 73(мм)

l_т = L_3т + B_т = 58 + 18 = 76(мм)

 

7.7 Определяем точку приложения консольных сил:

а) Силу давления цепной передачи принимаем приложенной к середине выходного конца тихоходного вала на расстоянии от точки приложения реакции смежного подшипника l_оп= 45,5(мм)

б) Силу давления муфты принимаем приложенной между полумуфтами, то есть точка приложения данной силы находится в торцевой плоскости выходящего конца быстроходного вала на расстоянии от точки приложения смежного подшипника l_м= 85(мм)