125424 (Редуктор коническо-цилиндрический), страница 2

U_д (UREAL)= =3.95; U(DELTU)= = 1.16;

Геометрические размеры зубчатых колес:

d_w1(DW1) =(mZ₁)/(cosB) =

d_w2(DW2) = (mZ₂)/(cos B) =

d_a1(DA1) = d_w1 + 2m =

d_a2(DA2) = d_w2 + 2m =

Проверочный расчет на контактную прочность

V(V) = 0.89

Уточнение степени точности

=0.00814; = 1.051; g₀=8;

Частные коэффициенты нагрузки

K_H = V + = 0.00814*0.91+1.051 = 1.111; K_HB(KHB1) = 1.061; K_HV(KHV1) = = 1.011

Удельная расчетная окружная сила

W_Ht(WHT)= =73.23

Расчетное контактное напряжение

Z_M(ZM)=275; Z_H(ZH)=1.764Cos^0.872= 1.728; Z_E (ZE)= =0.779; E = 1.25; E = 1.647; _H(REALH) = Z_M Z_H Z_E* =441.22;

Условие прочности на контактную выносливости

Недогрузка на контактной прочности

_H (DSIGH)= ;

Ширина колеса b₂ и ширина шестерни

b₁. b₂(B2) = b_w = 53; b₁(B11)=b₂+0.6* =53+0.6 =57.37; (B1)=58;

Проверочный расчет на изгиб:

Коэффициенты формы зубьев шестерни и колеса

Z_V1(ZETV1)= 22.66; Z_V2(ZETV2)= 89.55; Y_F1(YF1) = 3.98; Y_F2(YF2)=3.6;

Частные коэффициенты нагрузки при расчете на изгиб

K_F (KHB) = = 1.123; K_FV(KFV)= =1.034;

Удельная расчетная окружная сила при расчете на изгиб

W_Ft(WFT) = = 71.44

Расчетные напряжения изгиба. Y_E(YEPS)=1; Y(YBET) = 0.91

_F1(REALF1)= 86.08<[]_F1; _F2(REALF2)= 77.87<[]_F2;

Реакции от сил в плоскости от XOZ:

M_A =0;

F_tl₁-R_bgl₂ =0;

R_bg=(F_tl₁)/l₂ = (1003.92*45.7) 99.5 =461.09

M_B=0;

F_t(l₁+l₂) – R_agl₂=0;

R_ag= F_t(l₁+l₂) / l₂ = 1003.92 (45.7+99.5)/ 99.5 = 1465.01

Проверка найденных сил:

X = -1003.92 +1465 – 461.09 = 0

Все силы найдены правильно

Реакции от сил в плоскости YOZ:

M_a = 0;

F_a1 d_m1/2 – R_bbl₂ – F_r1l₁ = 0;

R_bb=(F_a1 d_m1/2 – F_r1l₁)/l₂ =(96.5 * 27.5 – 352.42 * 45.7)/99.5 =-135.19

M_b=0;

F_a1d_m1/2 – F_r1(l₁+l₂) – R_abl₂ = 0;

R_ab = (F_a1d_m1/2 – F_r1(l₁+l₂))/l₂ =

(96.50*27.5 – 352.42 (45.7+99.5))/99.5 =-487.61

Проверка полученных результатов:

Y = 1570.12 – 353.467 -1216.48 = 0;

R_rB= 480,5

R_rA= 1544.02

Построение эпюр моментов

Плоскость YOZ

сечение B: М_x +R_bbx = 0;

М_x = – R_bbx

x=0 -> M_x = 0; x=l₂= 99.5 -> M_x = -13.45

сечение A: M_X +R_bb(x+l₂) – R_ab x = 0

M_X = – R_bb(x+l₂) + R_ab x

M_x = x(R_ab – R_bb) – Rl₂

x =0 -> M_x = -13.45; x=l₁= 45.7 ->M_x = 2.65

Горихзонтальная плоскость XOY

сечение B М_x = 0;

сечение A M_X = R_agl₂ = 1465.01*99.5 = 145.7

сечение E M_x = R_agl₂ -F_t(l₁+l₂) =145.7 – 145.7 = 0;

Расчет промежуточного вала:

Реакции опор в плоскости XOY:

M_A =0;

R_bg(l₁+l₂+l₃) – F_t2*l₁ – F_t1(l₁+l₂)=0;

R_bg=(F_t2*l₁ + F_t1(l₁+l₂))/(l₁+l₂+l₃) = 2333.8

M_B=0;

R_ag(l₁+l₂+l₃) +F_t1*l₃ +F_t2(l₂+l₃) =0;

R_ag = (-F_t1*l₃ – F_t2(l₂+l₃))/(l₁+l₂+l₃) = -1928.79

Проверка найденных сил:

X = -1928.79–2333.8 +3258.69+1003.92 = 0

Реакции опор в плоскости ZOY:

M_A =0;

– F_a2*d₁/2+F_r2*l₁-F_r1*(l₁+l₂) – F_a1*d₂/2 – R_bb*(l₁+l₂+l₃) =0;

R_bb=(-F_a2*d₁/2+F_r2*l₁-F_r1*(l₁+l₂) – F_a1*d₂/2)/(l₁+l₂+l₃) = -977.96

M_B=0;

– F_a2*d₁/2 – F_r2*(l₂+l₃)+F_r1*l₃ – F_a1*d₂/2 – R_ab*(l₁+l₂+l₃)=0;

R_ab = (-F_a2*d₁/2 – F_r2*(l₂+l₃)+F_r1*l₃ – F_a1*d₂/2)/(l₁+l₂+l₃) = 141.99

Проверка найденных сил:

X = 141.99 +977.96+96.5–1216.48 = 0

R_rB = =2530.38;

R_rA = = 1934

Построение эпюр моментов:

В плоскрсти ZOY

Сечение А: M_x – R_abx = 0

M_x = R_ab x

x=0 -> M_x=0; x =l₁ = 42.5 -> M_x = 6.03

Сечение E: M_x – R_ab(l₁+x) – F_a2 d₁/2 – F_r2x =0

M_x = R_ab(l₁+x) + F_a2 d₁/2 + F_r2x =0

M_x = x(R_ab + F_r2) +R_abl₁ + F_a2 d₁/2

x = 0 -> M_x = 29.99; x = l₂ = 60.5 ->M_x = 44.41

Сечение B: M_x – R_ab(l₁+l₂+x) – F_r2(l₂+x) – F_a2d₁/2 – F_a1d₂/2 +F_r1x = 0

M_x = R_ab(l₁+l₂+x)+F_r2(l₂+x) + F_a2d₁/2 +F_a1d₂/2 – F_r1x

M_x = x(R_ab+F_r2 – F_r1) + l₁R_ab +l₂(R_ab+F_r2) + F_a2d₁/2 +F_a1d₂/2

x = 0 -> M_x = 57.77; x = l₃ = 59.1 -> M_x = 0

В плоскости XOY:

Сечение A: M_x – R_agx = 0

M_x = R_ag x

x = 0 -> M_x = 0; x=l₁ = 42.5 -> M_x = 81,97

Сечение E: M_x – R_ag(l₁ + x) + F_r2 x – F_a2d₁/2 = 0

M_x = R_ag(l₁ + x) – F_t2 x +F_a2d₁/2

M_x = x(R_ag – F_t2) + R_agl₁ +F_a2d₁/2

x = 0 -> M_x = 105.93; x = l₂ = 60.5 -> M_x = 161.25

Сечение B: M_x – R_ag(l₁+l₂ +x) + F_t2(l₂+x) +F_r1x – F_a2d₁/2 +F_a1d₂/2 = 0

M_x = x(R_ag – F_t2 – F_t1) +l₁R_ag +l₂(R_ag – F_t2) +F_a2d₁/2 – F_a1d₂/2

x= 0 -> M_x =; x = l₃ = 59.1 -> M_x = 0

Расчет тихоходного вала:

Реакции опор в плоскости ZOY:

M_A = 0

R_bb(l₁+l₂) + F_a2 d/2 – F_r2 l₁ = 0

R_bb =(F_r2 l₁ - F_a2 d/2)/(l₁+l₂)

R_bb = (128.58 – 94.8)/(164.9) = 204.851

M_B = 0

– R_ab(l₁+l₂) +F_a2d/2 +F_r2l₂ = 0

R_ab = (F_a2d/2 +F_r2l₂)/(l₁+l₂)

R_ab = (94.8+)/164.9 = 1011.6

Проверяем найденные реакции:

R_ab + R_bb-F_r2 = 1011.6 + 204.8 – 1216.48 = 0

Все силы направленны правильно

Реакции опор в плоскости XOY:

M_A = 0

R_bg(l₁+l₂) – F_t2l₁ + F_a2d/2 =0

R_bg = (F_t2l₁ - F_a2d/2) /(l₁+l₂)

R_bg = (344.7 – 94.8)/164.9 = 1513.9

M_B = 0

– R_ag(l₁+l₂) + F_a2d/2 +F_t2l₂ =0

R_ag = (F_a2d/2 +F_t2l₂)/(l₁+l₂)

R_ag = (94.8 +)/164.9 = 1744.7

Проверяем найденные реакции:

– R_ag – R_bg + F_t2 = -1513.9 – 1744.7 + 3258.69 = 0

Все силы направленны правильно

R_rB = =1527.68;

R_rA = = 2016.75;

Построение эпюр моментов:

В плоскости ZOY:

Сечение А: M_x – R_abx = 0

M_x = R_abx

x = 0 -> M_x = 0; x=l₁ = 105.7 -> M_x = 106.92

Сечение B: M_x – R_ab(l₁+x) +F_r2x + F_a2d/2 = 0

M_x = R_ab(l₁+x) – F_r2x – F_a2d/2

M_x = x(R_ab – F_r2) + R_abl₁ – F_a2d/2

x = 0 -> M_x = 12.11; x = l₂ = 59.2 -> M_x = 0

В плоскости XOY:

Сечение А: M_x – R_agx = 0

M_x = R_agx

x = 0 -> M_x = 0; x=l₁ = 105.7 -> M_x = 184.41

Сечение B: M_x – R_ag(l₁+x) +F_t2x + F_a2d/2 = 0

M_x = R_ag(l₁+x) – F_t2x – F_a2d/2

M_x = x(R_ag – F_t2) + R_agl₁ – F_a2d/2

x = 0 -> M_x = 89.61; x = l₂ = 59.2 -> M_x = 0

Расчет сечения на статическую прочность

Предположительно опасным сечением является сечение B в тихоходном валу.

Результирующий изгибающий момент:

213,18*10³ H*мм

Осевой момент сопротивления сечения:

= 8362 мм ³

Эквивалентное напряжение:

=55.4

Коэффициент запаса прочности текучести при при коэффициенте перегрузки K_п =2.5

3.9 >[S_t] = 1.6

Расчет сечения В на сопротивление усталости.

Определяем амплитуду цикла в опасном сечение:

= 25.49Н/мм²

=12.29Н/мм²

16724

Принимаем K/K_d = 3; K/K_d = 2.2; K_F = 1; K_V = 1.034

Коэффициенты концентраций напряжений

(K)_D = =2.9

(K)_D= =2.127

Пределы выносливости вала:

(_-1)_D = 120.68

(_-1)_D = 98.73

Коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям

4.73

8.03

Коэффициент запаса прочности в сечение В

4.07 >[s]=2.1

Сопротивление усталости в сечение Е обеспечивается.

Расчет подшибников.

Определение осевых нагрузок:

R_r1 = R_rB = 480.5; R_r2 = R_rA = 1544.02; F_a = F_a1 = 96.5

Определяем осевые составляющие:

R_s1 = 0.83 * e * R_r1 = 0,83* 0.36 * 480.5 = 143.57

R_s2 = 0.83 *0.36 * 1544.02 = 461.35

Так как R_s1s₂ и F_a < R_s2 – R_s1, то в соответствии с таблицей находим осевые силы, нагружающие подшипники:

R_a2 = R_s2 = 461.35; R_a1 = R_a2 – F_a = 461.35 – 96.5 = 364.85

Отношение:

= 0.69 > e=0.36 => X=0.4; Y =0.4ctg() = 1.49

= 0.27 < e = 0.36; => X=1; Y = 0

Эквивалентная нагрузка:

Принимаем следующие сонстанты: v = 1.1; K_б=1.5; K_T=1.2;

R_E1=(XVR_r1 + YR_a1) K_Б K_T

R_E1 = (0.4*1.1*480.5 + 1.49* 364.85) 1.5*1.2

R_E1 = 1359.08

R_E2=XVR_r2 K_Б K_T

R_E2=1*1.1*1544.02*1.5*1.2 = 3057.15

Расчитываем долговечность более нагруженного подшибника опоры 2 при a₂₃ = 0.65:

=26981 ч

Требуемая долговечность 10000 ч, выбранный подшибник подходит по долговечности.

Расчет подшибников для промежуточного вала

Определение осевых нагрузок:

R_r1 = R_rA = 1934;

R_r2 = R_rB = 2530.38;

F_a = F_a1 – F_a2 = 742.66 – 352.42 = 390.24

Определяем осевые составляющие:

R_s1 = 0.83*e*R_r1 = 0,83*0.36*1934 = 577,87

R_s2 = 0.83*e*R_r1 = 0.83*0.36 * 2530.38 = 756

Так, как R_s1s₂ и R_s2 – R_s1 < F_a находим осевые силы нагружающие подшибники:

R_a1 = R_s1 = 577.87;

R_a2 = R_a1+F_a = 577.87 + 390.24 = 968.11;

Отношение:

= 0.27 < e = 0.36 => X= 1; Y =0

= 0.37 < e = 0.36; => X=0.4; Y = 1.49

Эквивалентная нагрузка:

Принимаем следующие сонстанты: v = 1; K_б=1.2; K_T=1;

R_E1=XVR_r1 K_Б K_T

R_E1 = 1*1*1934* 1.2*1. = 2320

R_E2=XVR_r2 K_Б K_T

R_E2=(0.4*2530.38 +1.49* 968) *1.2 *1= 2945

Расчитываем долговечность более нагруженного подшибника опоры 2 при a₂₃ = 0.65:

=30560 ч

Требуемая долговечность 10000 ч, выбранный подшибник подходит по долговечности.

Осевые составлябщие для радиальных подшибников R_sB = R_sA = 0

Из условия равновесия вала R_aB= 0; R_aA = F_a = 742.66

Для опоры B: X=1; Y=0

Для опоры A отношение: = 0.113

X=0.56; Y = 1.45; e = 0.3

Отношение = 0.36 > e = 0.3

Эквивалентные динамические нагрузки при K_Б =1.2 и К_Т = 1

R_E1 = (VXR_rA+YR_aA) K_БК_Т

R_E1=(0.56 * 2016.75 + 1.45 * 742.66) 1.2=2647.48

R_E2 = VXR_rBK_БК_Т

R_E2 = 1* 1527.68 *1.2 = 1833.216

Расчитываем долговечность более нагруженного подшибника опоры A при a₂₃ = 0.65:

=21550 ч

Требуемая долговечность 10000 ч, выбранный подшибник подходит по долговечности.

Смазка

Выбор смазочного материала основан на опыте эксплуатации машин. Принцип назначения сорта масла следующий: чем выше контактное давление в зубьях, тем с большей вязкостью должно обладать масло, чем выше окружная сила колеса, тем меньше должна быть вязкость масла.

Вязкость масла определяют от контактного напряжения и окружной скорости колес.

Из таблицы выбираем сорт масла учитывая перечисленные выше параметры. Исходя из полученных результатов расчета редуктора выбираем масло И-Г-С‑68. Оно наиболее подходит для данного типа редуктора! В коническо-цилиндрических редукторах в масляную ванну должны быть обязательно погружены зубья конического колеса.

Подшипники смазываются тем же маслом, что и детали передач.

При работе передач масло постепенно загрязняется продуктами работы передач. С течением времени масло стареет. Его свойства ухудшаются. Для контроля количества и состояния используют специальный масломер.