Расчет привода двухвалкового рольганга, страница 2

1) Для шестерни конической зубчатой передачи.

тогда :

N_FE=194,09*10⁶

     

2) Для колеса конической зубчатой передачи.

тогда :

N_FE=54,22*10⁶

3) Для шестерни цилиндрической зубчатой передачи.

тогда :

N_FE=104,44*10⁶

4) Для колеса цилиндрической зубчатой передачи.

тогда :

N_FE=24,53*10⁶

4.3.4. Расчет допускаемых напряжений для проверки прочности зубьев при перегрузках.

1)  Допускаемое напряжение при перегрузке моментом Т для всех колес (шестерен) с объемной закалкой

[s_H]_max-=2.8s_T=2.8*785=2198 МПа

2)  Допускаемое напряжение при изгибе для всех колес (шестерен) с объемной закалкой

[s_F]_max-=0.6s_Б=0,6*980=576 МПа.

Значения s_Т и s_Б взяты из таблицы механических свойств сталей (Приложение 3 [ 4 ])

4.4. Рассчитаем вторую прямозубую пару, как более нагруженную и в основном определяющую габариты редуктора.

4.4.1. Межосевое расстояние из условия а_w=300 мм

4.4.2. Определим ширину зубчатого венца b_w

b_w= а_w*y_ba=0.22*300=66 мм

По таблице 8.5 [ 5 ] принимаем коэфицент ширины зубчатого венца по модулю получаем:

y_m=20

-        Определяем модуль: m= b_w/y_m=66/20=3.3 мм

-        Согласовываем значение m по таблице 8.1 [ 2 ] m=3 мм

-        Суммарное число зубьев Z_S=2 а_w/m=2*300/3=200

-        Число зубьев шестерни Z₁= Z_S/(u+1)=200/(4.37+1)=37,24. Принимаем Z₁=38>Z_min=17 , где Z_min=17 для прямозубых передач.

-        Число зубьев колеса Z₂= Z_S-Z₁=200-38=162

-        Фактическое передаточное число

-  Делительные диаметры шестерни колеса d₁=Z₁*m=114 мм

d₂=Z₂*m=162*3=486 мм

4.5. Рассчитаем коническую прямозубую пару.

u=i_Б=3,58; Т₂=70,42*10³Н*мм

По рекомендациям к формуле (8.44) [ 2 ] принимаем K_be=0.285 (коэфицент ширины зубчатого венца относительно внешнего конусного расстояния)

По примечаниям к графику рис 8.33 [ 2 ] принимаем К_Нb=1.45

Опытный коэфицент, характеризующий положение прочности конической прямозубой передачи по сравнению с цилиндрической V_H=V_F=0.85

Найдем основные габаритные размеры конической передачи d_e2 и R_e

 

По формуле (8.36) [ 2 ] , углы делительных конусов tgd₂=u₁=3.54, d₂=74⁰ 13¹ 20¹¹, d₁=90⁰-d₂=15⁰ 46¹ 80¹¹

Внешнее конусное расстояние

Среднее конусное расстояние: R=R_e-0.5b=108,46-0.5*30,91=93,005

Z_1min³17cosd₁cos³b=9.025

Z₁=18

Z₂=Z₁*u=18*3.58=64,44

Z₂=64

Уточняем u=Z₂/Z₁=64/18=3.5

d₂=arctg u=74⁰ 3¹ 00¹¹ , d₁=90⁰-d₂=15⁰ 57¹ 00¹¹

m_e=d_e2/Z₂=3,25

d_e1=d_e2/u=208,75/3.5=59,64

Средний окружной модуль: m=m_eR/R_e=2.39*68.25/79.59=2.78

Средний делительный диаметр: d=mZ

d₁=mZ₁=2.78*18=50,04

d₂=mZ₂=2.78*64=177,92

Внешняя высота зуба h_e=2.2m_e=2.2*3,25=7,15

Внешняя высота головки зуба: h_ae=m_e=3,25

Внешняя высота ножки зуба: h_fe=1.2m_e=1.2*3,25=3,9

Угол ножки зуба: Q_f=arctg h_fe/R_e=arctg(3,9/108,46)=2.06

Окончательные значения размеров колес.

Делительные диаметры:

d_e1=m_eZ₁=3,25*18=58,5

d_e2=m_eZ₂=3,25*64=208

Внешние диаметры:

d_ae1= d_e1+2(1+x_e1)m_ecosd₁=58,5+2(1+0.44)3,25cos15.8=67,51

d_ae2= d_e2+2(1+x_e2)m_ecosd₂=208+2(1-0.14)3,25cos74.05=209,54

4.6. Проектный расчет валов.

Для предварительного определения диаметра вала выполняют ориентировочный расчет его на чистое кручение по пониженному допускаемому напряжению[ t ] по формуле:

Ведущий вал. Принимаем [ t ]=25 Н/мм² и определяем диаметр выходного конца вала:

Округляем до ближайшего значения из стандартного ряда стр.372 [3 ], принимаем  d_b1=26 мм

Из таблицы на стр. 25 [ 3 ]:

T=2,2 мм - высота буртика

r=2 мм – координата фаски подшипника

f=1 мм – размер фаски

принимаем d_bп=38 мм

Промежуточный вал. Принимаем [ t ]=25 Н/мм² и определяем диаметр выходного конца вала:

Округляем до ближайшего значения, принимаем d_b2=38 мм, d_K=38 мм

Из табл. На стр 25 [ 3 ]:

r= 2,5 мм

f=1,2мм

Ведомый вал. Принимаем [ t ]=25 Н/мм² и определяем диаметр выходного конца вала:

Округляем до ближайшего значения, принимаем d_b3=58 мм

Из табл. На стр 25 [ 3 ]:

t= 3 мм

r=3мм

Округляем до ближайшего значения, принимаем d_К=72 мм

4.7. Конструктивные размеры корпуса редуктора.

Размеры основных элементов корпуса определяют в зависимости от значения наибольшего вращающего момента на тихоходном валу, Т_тих=Т₃=956,56 Н*м

4.7.1. Толщина стенки корпуса:

Принимаем d=6 мм.

4.7.2. Толщина стенки крышки корпуса:

d1=0,9d=0,9*6=5,6

Принимаем d1=10 мм

4.7.3. Толщина ребра в сопряжении со стенкой корпуса:

d2=d=10 мм

4.7.4. Толщина ребра в сопряжении со стенкой крышки:

d3=d1=10 мм

4.7.5. Диаметр фундаментных болтов:

Принимаем d=16 мм.

4.7.6. Диаметр болтов в соединении крышки с корпусом редуктора:

Принимаем d1=12 мм.

4.7.7. Диаметр болтов крепления торцовых крышек подшипников:

d2=0.5*d1=0.5*12=6 мм

4.7.8. Толщина фундаментных лап:

h=1,5*d=1,5*16=24 мм

4.7.9. Толщина фланца корпуса:

h1=1,5*d1=1,5*12=18 мм

4.7.10. Толщина фланца крышки:

h2=1,3*d1=1,3*12=15,6 мм

4.7.11. Размеры, определяющие положение болтов:

-  расстояние от стенки корпуса до края фланца фундаментных лап:

К=(3,2 ... 3,5)d=3.5*16=56 мм;

-  для верхнего фланца:

К1=(2,8 ... 3)d1=3*12=36 мм;

-  от края фланца до оси болта:

с=0,5К=0,5*56=28 мм

-  расстояние между осями болтов: l₁=(10 ... 15)d1=12,5*12=150 мм

-  диаметр штифта: d_шт=(0,7 ... 0,8)d1=0.8*12=9,6 мм

Список литературы:

1.  А.И. Смелягин. «Детали машин» методичка

2.  М.Н. Иванов «Детали машин», М., Высшая школа, 1991г

3.  П.Ф.Дунаев, О.П. Леликов, «Конструирование узлов и деталей машин» М., Высшая школа, 1985г

4.  В.Ф. Чешев «Выбор материала и определение допускаемых напряжений при проектировании редукторов» учебное пособие, НГТУ, 2000 г.

5.  С.А. Чернавский «Курсовое проектирование деталей машин», М., Машиностроение , 1979г.