Проверочный расчёт быстроходной зубчатой передачи.

4.5.1 Проверочный расчет по контактным напряжениям (шестерня):

где  - коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацеплений, для косозубых колес

 - коэффициент, учитывающий механические свойства материала сопряженных зубчатых колес, для стальных колес

 - коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий сопряженных зубчатых колес, для косозубых колес:

где  - коэффициент торцового перекрытия,

 - коэффициент нагрузки,

где  - коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку для приводов,  (с.26 таблица 7.1.)/2/

где  - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку возникающую в зацеплении, при НВ< 350 и . При принимаемой 7-ой степени точности изготовления

,

где  - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, при НВ< 350 . При принимаемой 7-ой степени точности изготовления

Контактная прочность зуба обеспечивается.

4.5.2 Проверочный расчет по напряжениям изгиба (шестерня):

Проводим проверку по напряжениям изгиба по формуле

где  - коэффициент формы зуба, зависящий от эквивалентного числа зубьев ,                                 

- коэффициент, учитывающий наклон зубьев,

- коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев, предварительно принимаем ,

 - коэффициент нагрузки,

                                                                  (с.26 таблица 7.1.)/2/

                                                             (с.27 таблица 7.2.)/2/

,                                                             (с.13 таблица 4.3.)/2/

                                                                  (с.28 таблица 7.3.)/2/

Расчет будем вести по тому из колес, у которого отношение  меньше.

Расчет ведем по зубу колеса, как менее прочному

4.5.3. Проверочный расчет при перегрузке:

Предельные контактные напряжения:

где  - предельные контактные напряжения при перегрузке,

 - максимальный момент при перегрузках,

 - рабочие контактные напряжения,

 - максимально допускаемые контактные напряжения,

Предельные контактные напряжения:

где  - предельные контактные напряжения при изгибе,

 - максимальный момент при перегрузках,

 - максимально допускаемые контактные напряжение при изгибе,

Таким образом, контактная изгибная прочность зубьев, как при номинальной нагрузке, так и при перегрузках обеспечивается.

5. Ориентировочный расчет валов

Ориентировочный (предварительный) расчет валов проведем из расчета на кручение, по пониженным допускаемым напряжениям, косвенно учитывая тем самым действие на валы изгибающих моментов.

5.1. Допускаемые напряжения

Для валов из сталей ст. 45, ст.40 и т.д.

 - для быстроходного (ведущего) вала,

 - для промежуточного вала,

 - для тихоходного вала,                               (c.5)/4/

5.2. Быстроходный вал.

Крутящий момент на валу ,

Диаметр вала в месте посадки ведомого шкива плоскоременной передачи.

                        (6.1)

где  - крутящий момент на валу,

Округляем по ГОСТ 6636-69 до

Диаметр вала под уплотнением:

Диаметр вала под подшипником:

Диаметр вала под шестерней:

5.3. Промежуточный вал.

Крутящий момент на валу ,

Диаметр вала в месте посадки зубчатого колеса.

Округляем по ГОСТ 6636-69 до

Диаметр вала под подшипником:

5.4. Тихоходный вал.

Крутящий момент на валу ,

Определяем диаметр выходного конца вала:

Округляем по ГОСТ 6636-69 до

Диаметр вала под уплотнением:

Диаметр вала под подшипником:

Округляем по ГОСТ 6636-69 до

Диаметр вала под зубчатое колесо:

.

6. Расчет элементов корпуса редуктора

При определении основных размеров корпуса и крышки пользуясь указаниями (с.55)/5/. Размеры литейных уклонов и радиусов принимаем по рекомендациям (с.45)/5/

6.1. Толщина стенки редуктора:

где  - большее из межосевых расстояний,

. Принимаем .

6.2. Расстояние от внутренней поверхности стенки редуктора:

- до боковой поверхности вращающейся части:

принимаем с=9мм;

- до боковой поверхности подшипника качения:

;

принимаем с₁=3мм;

6.3. Расстояние в осевом направлении между вращающимися частями, смонтированными на:

- на одном валу:

принимаем

- на разных валах:

принимаем

6.4. Радиальный зазор между зубчатым колесом одной ступени а валом другой ступени ( min):

принимаем

6.5. Радиальный зазор от поверхности вершин зубьев:

- до внутренней поверхности стенки редуктора:

- до внутренней поверхности стенки корпуса:

принимаем

6.6. Расстояние от боковых поверхностей элементов, вращающихся вместе с валом, до неподвижных наружных частей редуктора:

принимаем

6.7. Ширина фланцев S:

соединяемых болтом диаметром ,

6.8.Толщина фланцев боковой крышки:

6.9. Высота головки болта:

6.10. Эскизная компоновка редуктора.

Прежде чем начинать эскизную компоновку редуктора, необходимо решить вопрос о смазке подшипников валов. Смазка подшипников валов осуществляется твёрдой смазкой при окружной скорости колес , так как окружная скорость колес цилиндрической пары промежуточного вала , принимаем тип смазки – твёрдая смазка.

Эскизную компоновку редуктора выполняют на миллиметровой бумаге в масштабе 1: 1, вид горизонтальный по плоскости разъема корпуса и крышки. Вычерчиваем зубчатые колеса, валы, размещаем опоры, очерчиваем контуры фланца корпуса и внутреннюю стенку корпуса. Размещаем прижимные крышки. Размещаем ведущую звездочку в ведомый шкив.

В результате эскизной компоновки для тихоходного вала имеем длину плеч (расстояние) от центра приложения сил (усилий) до точек приложения опорных реакций .

7.Проверочный расчет на выносливость выходного вала редуктора

7.1. Схема нагружения вала (силы, действующие в зацеплении):

Окружное усилие в зацеплении Z₃-Z₄ по формуле        (9.43/1/ с.197)

Радиальное усилие в зацеплении по формуле                        (9.43/1/с.197).

Нормальное усилие в зацеплении по формуле                      (9.42/1/с.198).

Нагрузка на вал от муфты:

Реакции опор в двух плоскостях:

а) в вертикальной плоскости:

Проверка правильности определения реакций:

б) в горизонтальной плоскости:

Проверка правильности определения реакций:

7.2. Изгибающие моменты в плоскостях:

 

 

7.3. Эпюра суммарных изгибающих моментов:

Результирующие изгибающие моменты, приведенные в одну плоскость в сечение под зубчатым колесом:

7.4. Эпюра крутящих моментов.

Все эпюры крутящих и изгибающих моментов представлены на рисунке 3.

7.4. Суммарные реакции в опорах: (приведенные в одну плоскость), которые потребуются при подборе подшипников:

7.5. Характеристики материала вала:

Опасным сечением вала является: 1, в котором действует максимальный крутящий и изгибающий моменты, к тому же сечение ослаблено шпоночной канавкой, которая в тоже время является концентратором напряжений. Определяем коэффициент безопасности в этом сечении:

Выбираем материал вала: Ст.40.

Механические свойства стали:                              (по табл.2.2. /3/)

предел выносливости при изгибе ,

предел выносливости при кручении ,

коэффициент чувствительности при изгибе ,

коэффициент чувствительности при кручении

7.6. Нормальные напряжения:

где

для вала , по СТ СЭВ 189-75 «Размеры сечений шпонок» принимаем: ,                                              (табл.2.29)/1/

7.7. Касательные напряжения от нулевого цикла:

где

7.8. Эффективные коэффициенты концентраций напряжений (шпоночная канавка) для стали 40 с                  (табл. 2.6.) /3/

          

7.9.Масштабные факторы для вала:

                                                                         (табл. 2.4.) /3/

и

принимаем R_a=1, 25 (шероховатость поверхности) =>

(табл. 2.2.) /3/

7.10. Коэффициент безопасности только по изгибу:

7.11. Коэффициент безопасности только по кручению:

7.12. Общий коэффициент безопасности:

где  - нормативный коэффициент безопасности, таким образом, прочность обеспечена.

 

Рисунок 3 – Схема нагружения тихоходного вала редуктора.

8. Подбор подшипников на всех валах

В настоящее время, наиболее распространены подшипники качения, поэтому, следуя рекомендациям /1/с.217 выбираем радиальные однорядные шарикоподшипники, как наиболее простые в эксплуатации и дешевые.

Радиальные однорядные шарикоподшипники предназначены для восприятия преимущественно радиальных нагрузок, но могут воспринимать и относительно небольшие осевые нагрузки. Допускаются перекосы осей колец до , а при больших перекосах ресурс резко снижается и возможны аварийные разрушения из-за перегрева и разрыва сепаратора. Радиальные однорядные шарикоподшипники могут фиксировать осевое положение вала, однако из-за малой осевой жесткости точность фиксации относительно невелика. Сравнительно невелика жесткость в радиальном направлении.

Таблица 8.1. - Радиальные однорядные шарикоподшипники

Условное обозначение подшипника	, м м	, мм	, мм	, мм	, кН	, кН	ГОСТ
20206	30	62	16	1, 5	15, 3	10, 2	8338-75
20207	35	72	17	2	20, 1	13, 9	8338-75
20207	35	72	17	2	20, 1	13, 9	8338-75

 

 - быстроходный вал,

 - промежуточный вал,

 - тихоходный вал,

9. Расчет подшипников на выходном валу редуктора

В проектном подборе подшипников на всех валах были поставлены радиальные однорядные шарикоподшипники. По результатам эскизной компоновки и предварительного расчета вала получено:

 угловая скорость тихоходного (выходного) вала,

                      

9.1. Отношение осевой нагрузки

В пункте 9 приняли радиальные однорядные шарикоподшипники ГОСТ 8338-75 тип 20207, у которого , .

В пункте расчет вала рассчитали что:

  

9.2. Суммарная реакция на опорах:

9.3. Эквивалентная нагрузка на наиболее нагруженный подшипник:

                         (10.1)

V - коэффициент, зависящий от того, какое кольцо подшипника вращается,                                                                                (с.25)/4/

 - коэффициент безопасности, учитывающий характер нагрузки при работе с толчками, ,                                                                  (с.25)/4/

 - температурный коэффициент, при работе подшипника в условиях ,                                                                                      (с.25)/4/

9.4. Расчетная грузоподъемность подшипника:

Определяется С_Р и проверяется условие

                                  (10.2)

где  - долговечность подшипника, (млн. оборотов)

 - для шариковых подшипников,

                            (9.3)

где  - угловая скорость вращения вала,

 - долговечность подшипника,

где коэффициенты использования в году и сутках.

Условие  выполняется, следовательно, к установке принимаем.

10.Подбор и расчет муфт.                (с.30)/6/

Муфты подбирают по наибольшему диаметру соединяемых валов с соблюдением условия

,

где Т_р – расчетный крутящий момент на соединяемых валах

 [T] – допускаемый крутящий момент, принимаемый из справочных таблиц и выбираемой муфте.

где Т₁ – крутящий момент на соединяемых валах Т₁=153, 37 H·м.

К – коэффициент режима работы муфты К=1, 25…1, 5

Т.к. значение расчётного крутящего момента велико для расчётного диаметра выходного вала d=28мм, следовательно, конструктивно можно принять d=30мм, который отвечает требованиям муфты с данным расчётным крутящим моментом.

Выбираем муфту цепную с однорядной цепью по ГОСТ 20742-93 с номинальным крутящим моментом Т=0, 25кH·м, диаметром посадочного отверстия для одной полумуфты d=30мм исполнение 1, другая – диаметром d=40мм исполнение 1.

Обозначение муфты: Муфта 250-1-30-1-40-1

⇐ Предыдущая123

Поделиться: