Силы, действующие в зацеплении передачи

2.5.1. Радиальная сила

= 716 Н,

где - угол зацепления.

2.5.2. Осевая сила Н.

Таблица 4

Результаты расчета передачи

Диаметр делительной окружности шестерни	55, 31 мм		Ширина венца шестерни	45 мм
Диаметр делительной окружности колеса	194, 69 мм	Ширина венца колеса	40 мм
Диаметр окружности впадин шестерни	50, 31 мм	Модуль зацепления	2 мм
Диаметр окружности впадин колеса	189, 69 мм	Межосевое расстояние	125 мм
Диаметр окружности вершин шестерни	59, 31 мм	Осевая сила	429 Н
Диаметр окружности вершин колеса	198, 69 мм	Окружная сила	1921 Н
Число зубьев шестерни		Радиальная сила	716 Н
Число зубьев колеса		Угол наклона зубьев	12, 57⁰

Ориентировочный расчет валов

Цель: Определение наименьшего диаметра вала из условия прочности на кручение:

где - допускаемое напряжение кручения (20…40 МПа).

3.1. Вал 2 (входной вал редуктора, вал шестерни)

22 мм.

3.2. Вал 3 (выходной вал редуктора, вал колеса)

34 мм.

Полученные значения округляются до ближайшего размера согласно ГОСТ 6636- 69 «Нормальные линейные размеры». (См. п.2.2.1.).

3.3. Определим диаметры цапф валов (размеры под подшипник) по формуле _.

Таблица 5

Высота заплечика подшипника, координата фаски подшипника r

d, мм	17-22	24-30	32-38	40-44	45-50	52-58	60-65	67-75	80-85	90-95
t_цил,, мм		3, 5	3, 5	3, 5		4, 5	4, 6	5, 1	5, 6	5, 6
r, мм	1, 5		2, 5	2, 5			3, 5	3, 5	3, 5

Получим: . Принимаем .

. Принимаем .

3.3. Диаметр вала под колесом мм.

3.4. Для выполнения эскизной компоновки редуктора длины участков вала можно найти по формулам: длина выходного конца быстроходного вала ; длина выходного конца тихоходного вала .

Ориентировочный подбор подшипников для эскизной компоновки редуктора

Подбор подшипников (Приложение, табл.12)

Вал 2	Вал 3
Диаметр цапфы вала 30 мм	Диаметр цапфы вала 40 мм
Тип подшипника радиально-упорный	Тип подшипника радиально-упорный
Серия подшипника № 36206	Серия подшипника № 36208
Наружный диаметр подшипника = 62 мм	Наружный диаметр подшипника = 80 мм
Ширина подшипника = 16 мм	Ширина подшипника = 18 мм

Эскизная компоновка редуктора

Цель: разработать расчетную схему, необходимую для выполнения проверочных расчетов валов, шпоночных соединений, подшипников.

Чертеж общего вида редуктора (эскизная компоновка) устанавливает положение колес редукторной пары относительно опор (подшипников). Чертеж позволяет определить место точек приложения усилий в зацеплении редуктора, открытых передач, муфт и реакций опор. Чертеж выполняется в соответствии с требованиями ЕСКД на миллиметровой бумаге формата не менее А3 карандашом.

5.1. Начертить компоновочную схему (рис.1). Порядок работы:

· Выбрать масштаб.

· Провести осевые линии валов. Расстояние между ними есть межосевое расстояние .

· Провести ось зубчатой пары. Наметить расположение зубчатых колес в соответствии с кинематической схемой привода.

· Упрощенно вычертить в принятом масштабе зубчатую пару в соответствии с геометрическими параметрами, полученными в результате проектного расчета (см. таблицу 4).

· В соответствии с назначенными в пункте 4 размерами подшипников прочертить их упрощенное изображение. Зазор между стенкой корпуса и зубчатым колесом мм.

· В соответствии с назначенными размерами участков валов, полученными в пункте 3, прочертить их контуры.

Рис.1. Эскизная компоновка редуктора

Проверочный расчет тихоходного вала

Исходные данные

Материал – сталь 45. Механические характеристики: _В=530 МПа, _Т=275 МПа, _Т=170 МПа, _-1=230 МПа, _-1=155 МПа, , (Приложение, табл. 28)
Крутящий момент на валу колеса
Окружная сила Н	Радиальная сила 716 Н	Осевая сила =429 Н	Cила, действующая на вал со стороны муфты =14 Н
Расстояние от середины колеса до середины опоры А (определяется по компоновочному чертежу редуктора)	мм
Расстояние до муфты (определяется по компоновочному чертежу редуктора)	b=70 мм
Делительный диаметр колеса	мм
Диаметр вала под колесом	мм
Коэффициент пусковой перегрузки	К_П=2

Cила, действующая на вал со стороны муфты, определяется по формуле: для входных валов и выходных валов одноступенчатых редукторов , для выходных валов многоступенчатых редукторов .

Начертить расчетную схему вала (рис.2).

6.1. Определение реакций в опорах А и В .

6.1.1. Реакции опор в вертикальной плоскости

;

= 954 Н;

;

= - 238 Н.

Проверка: - 238 – 716 + 954 = 0.

6.1.2. Реакции опор в горизонтальной плоскости

= 960 Н.

6.1.3. Реакции опор в плоскости смещения валов

; = 28 Н;

; = 14 Н.

Проверка: - 14 + 28 - 14 = 0.

Рис.2. Расчетная схема тихоходного вала и эпюры моментов

6.1.4. Результирующие реакции в опорах

= 1003 Н;

+28 = 1381 Н.

6.2. Построение эпюр изгибающих моментов (Рис. 2).

6.2.1. Вертикальная плоскость (эпюра «М_y» )

= -8330 Н·мм; = 33390 Н·мм.

6.2.2. Горизонтальная плоскость (эпюра «М_х» )

960·35 = 33600 Н·мм.

6.2.3. В плоскости смещения валов

14·70 = 980 Н·мм.

Изгибающий момент в сечении I-I 14·35 = 490 Н·мм.

6.2.4. Анализируя характер эпюр, определяем, что опасным является сечение I-I под колесом. Суммарный изгибающий момент в опасном сечении

= 4, 7859·10⁴ Н·мм.

6.3. Расчет на статическую прочность

6.3.1. Максимальное напряжение изгиба в период пуска

9, 96 МПа,

где W_x - осевой момент сопротивления сечения вала, мм³

b, t - размеры шпонки (Приложение, табл.18).

6.3.2. Максимальное растягивающее (сжимающее) напряжение в период пуска

МПа,

где А – площадь сечения вала, мм².

6.3.3. Максимальное нормальное напряжение

9, 96+0, 49=10, 45 МПа.

6.3.4. Максимальное напряжение кручения в период пуска

=18, 38 МПА,

где - полярный момент сопротивления сечения вала, мм³.

6.3.5. Коэффициенты запаса прочности по нормальным напряжениям

6.3.6. Коэффициенты запаса прочности по касательным напряжениям

6.3.7. Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести

Вывод.

Поскольку расчетное значение коэффициента запаса прочности , то пластические деформации вала в период действия кратковременных пусковых перегрузок будут отсутствовать.

6.4. Расчет вала на усталостную выносливость

В сечении вала I-I концентратором напряжений является шпоночный паз, который выполнен концевой фрезой. Данная поверхность подлежит чистовому шлифованию.

Коэффициенты для расчетов (Приложение, табл. 29, 30, 31):

Эффективные коэффициенты при изгибе и кручении	Масштабный фактор	Коэффициент, учитывающий влияние шероховатости
1, 6875	1, 445	0, 818
Коэффициенты определяются путем интерполирования