Расчет редуктора прямозубого

        К_Т – температурный коэффициент, принимаем К_Т = 1,0;

        Х – коэффициент радиальной нагрузки, Х = 1;

   

   Определяем  требуемую динамическую грузоподъемность

    ;                                  (30)

   где k – показатель степени; для шариковых подшипн6иков k = 3;

   

   Т.к. С_тр < С_r, то предварительно выбранный подшипник подходит.

   6.3 Проверка подшипников  тихоходного вала

   6.3.1 Определение реакций  опор 

   

Рисунок 9 – Схема нагружения тихоходного вала 
 

   Определяем  опорные реакции в вертикальной плоскости

   

 

   

   

 

   

   Проверка: ΣY_i = R_Аy –F_r2 – R_By + F_к2 = 1055,7 – 676,4 – 1422,9 + 1043,6 = 0.

   Определяем  опорные реакции в горизонтальной плоскости

   

 

   

   

 

   

   Проверка: ΣХ_i = – R_Аx + F_t2 – R_Вx = – 359,9 + 719,8 – 359,5 = 0.

   Определяем  суммарные радиальные реакции

   

   

   6.3.2 Определение динамической  грузоподъемности подшипников

   Исходные  данные для расчета:

      Частота вращения вала – n = 240 об/мин;

      Требуемая долговечность подшипника – L_h = 10000 ч;

      Подшипник 207

      Базовая динамическая грузоподъемность C_r = 25500 Н;

      Коэффициент вращения V = 1 (вращается внутреннее кольцо).

   Расчет  ведем для опоры B, как наиболее нагруженной

   Радиальная  реакция F_r = R_B = 1467,7 Н;

   Определяем  эквивалентную динамическую силу по формуле (29)

   

   Определяем  требуемую динамическую грузоподъемность по формуле (30)

   

   Т.к. С_тр < С_r, то предварительно выбранный подшипник подходит.

   7 Проверочный расчет шпоночных соединений

   Принимаем шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонки, пазов и длины шпонок – по ГОСТ 23360-78

   Материал  шпонок - сталь 45 нормализованная.

   Допускаемые напряжения [σ_см] = 120 МПа.

   Прочность шпоночного соединения обеспечена при выполнении условия:

                                                      (31)

   где l_р – рабочая длина шпонки;

   Быстроходный  вал, d = 28 мм шпонка 8×7×40, t₁ = 4 мм;

   

   Тихоходный  вал, d = 28 мм шпонка 8×7×40, t₁ = 4 мм;

   

   Тихоходный  вал, d = 38 мм шпонка 10×8×36, t₁ = 5 мм;

   

   Как видно из расчетов, во всех случаях  прочность шпоночных соединений обеспечена.

 

   

   8 Проверочный расчет валов редуктора

   8.1 Построение эпюр внутренних силовых факторов

   Расчет  будем вести для тихоходного  вала, как наиболее нагруженного.

   Строим эпюру изгибающих моментов в вертикальной плоскости “M_х”

   

   Строим эпюру изгибающих моментов в горизонтальной плоскости “M_y”

   

   Определяем  суммарные изгибающие моменты в  опасных сечениях

   

   Строим эпюру крутящих моментов “T”

   

 

   

   Рисунок 10 – Эпюры внутренних силовых факторов

   8.2 Расчет вала на усталостную прочность

   Расчет  вала на усталостную прочность заключается  в определении коэффициентов запаса прочности s для опасных сечений и сравнении их с допускаемыми значениями [s]. Прочность обеспечена при s > [s] = 2,5.

   Исходные  данные:

– Материал вала сталь 45 улучшенная;

– предел прочности σ_в = 780 МПа;

– предел выносливости стали при симметричном цикле перемены напряжений изгиба σ_-1 = 353 МПа;

– предел выносливости стали при симметричном цикле перемены напряжений кручения τ_-1 = 216 МПа;

– коэффициенты, характеризующие чувствительность материала к асимметрии цикла изменения напряжения: ψ_σ = 0; ψ_τ = 0;

   Расчет  ведем для сечения вала B (рисунок 10), т.к. в этом сечении возникает наибольший изгибающий момент. Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом. Диаметр вала d = 35 мм.

   Определяем  коэффициент запаса прочности по напряжениям изгиба

                                                    (32)

   где  k_σ – коэффициент концентрации напряжений при изгибе;

ε_σ – масштабный фактор, учитывающий влияние размеров сечения валов,

принимаем k_σ/ε_σ = 3,38;

β – коэффициент, учитывающий упрочнение поверхности, применение специальных технологических методов; при отсутствии специального упрочнения или термообработки β = 0,95…0,98 (шлифование); принимаем β = 0,97;

       σ_а – амплитуда напряжений изгиба, МПа;

σ_m – среднее напряжение цикла напряжений изгиба, МПа; т.к. осевая нагрузка на вал отсутствует, то принимаем σ_m = 0;

   Амплитуда напряжений изгиба определяется по формуле:

                                              (33)

   где  М_и – изгибающий момент в расчетном сечении, М_и = 68,9 Н∙м;

        W – осевой момент сопротивления сечения изгибу, мм³;

   Определяем  осевой момент сопротивления сечения  изгибу по формуле:

                                                    (34)

   

;

   

;

   

   Определяем  коэффициент запаса прочности по напряжениям кручения

                                            (35)

   где  k_τ – коэффициент концентрации напряжений кручения;

        ε_τ – масштабный фактор, учитывающий влияние размеров сечения валов,

            принимаем k_τ/ε_τ = 2,43;

        τ_а – амплитуда напряжений кручения, МПа;

        τ_m – среднее напряжение цикла напряжений кручения, МПа.

   Амплитудное и среднее значение касательных  напряжений определяется по формуле:

                                               (36)

   где  Т – крутящий момент в расчетном сечении, Т = 69,1 Н∙м;

      W_p – полярный момент сопротивления сечения кручению, мм³;

   Определяем  полярный момент сопротивления сечения  по формуле:

                                                      (37)

   

;

   

   

 

   Определяем  суммарный коэффициент запаса прочности  по напряжениям изгиба и кручения

                                                              (38)

   

   Как видно из расчетов, прочность вала обеспечена.

 

   

   9 Назначение посадок основных деталей редуктора

   Посадки основных деталей редуктора представлены в таблице 11

 Таблица 11 – Посадки основных деталей передач

 

 

   

   10 Смазка и сборка редуктора

   10.1 Смазка редуктора

   Смазывание  зубчатого зацепления производится разбрызгиванием жидкого масла. При контактных напряжениях σ_Н до 600 МПа и окружной скорости колес u до 5 м/с вязкость масла должна быть приблизительно равна 28∙10^-6 мм²/с. Принимаем масло И–Г–А–32.