Розрахунок зубчастої циліндричної передачі, страница 2

- матеріал – сталь 45, МПа, МПа.

4.4.2. Визначення сил передачі.

В зачепленні виникає три сили (див. рис.4.5):

- колова сила .

- радіальна сила

- осьова сила

4.4.3. Використовуючи прототип і компоновочну схему (див. ТК) визначаємо необхідні розміри вала (див. рис. 4.6).

Так як мінімальний діаметр вала 45 мм, то для можливості (забезпечення) збирання вузла даний діаметр назначаємо для ступені, що забезпечується муфтою. Далі кожну ступінь збільшуємо на 5 мм конструктивно і матимемо: ступінь вала під підшипникову кришку – 50мм, під підшипники – 55 мм, під черв’ячне колесо – 60мм.

Виконуємо попередній вибір підшипників кочення за діаметр вала. Так вибраний діаметр вала під підшипники , та беремо радіально упорні роликові підшипники 7311 середньої серії типу 7000 ГОСТ 333-79 із схемою установки „у розпір”. Із каталога виписуємо геометричні розміри та характеристики підшипників:

, D=120, В=29, С=25, Т=3231.0, =13.

- статична вантажопід’ємність;

С=102000Н – динамічна.

Приймаємо товщину стінки редуктора:

мм;

Відстань між внутрішньою стінкою редуктора і торцем  деталі:

мм;

Відстань від торця підшипника до внутрішньої стінки корпуса:

;

Ширина ступеці черв’ячного колеса:

.

Виконуємо перший (попередній) етап ескізної компоновки вихідного вала редуктора і визначаємо відстань між точками прикладення реакцій підшипників з врахуванням розміру а:

;

де .

В результаті компоновки одержали відстань L=144мм.

4.4.4. Визначаємо реакції опор. Вертикальна площина XOZ:

 ;

;

 

.;

Перевірка , 

1,579+1,579-3,158=0.

Горизонтальна площина YOZ:

 ; ;

 ;

 

Перевірка:    

3,292-1,15-4,782+2,64=0;

Визначаємо величини сумарних згинальних моментів у перерізах:

   

 

;

;

Визначаємо приведені моменти на основі третьої гіпотезі міцності:

 - коефіцієнт, що враховує режим руху (матеріал – сталь45, режим роботи – не реверсивний).

4.4.5. Перевірочний розрахунок вала на втому.

Перевірочний розрахунок вала на втому будемо проводити в найбільш небезпечних перерізах. Такими перерізами будуть перерізи А-А, В-В, С-С де діють значні згинальні моменти. Крім того перерізи В-В та С-С послаблені шпон очними пазами.

- коефіцієнт запасу для нормальних напружень;

 - коефіцієнт запасу для дотичних напружень;

При одночасній дії нормальних і дотичних напружень:

де  - границя міцності гладкого зразка при симетричному циклі напружень згину;

границя міцності при симетричному циклі напружень кручення ;

для сталі 45   ([1] табл..5.1).

амплітуда номінальних напружень відповідно згину та кручення;

середнє значення номінальних напружень

  і

 коефіцієнти чутливості матеріалу до симетрії циклу напружень відповідно при згині та крученні. Для сталі 45 ([1] т.5.1)  

Напруження згину і кручення знаходимо по відомим формулам опору матеріалів:

;     ,

де згинаючий та крутний моменти,

осьовий та полярний моменти опору.

Визначимо  для наших перерізів:

осьовий та полярний моменти опору для вала  із шпоночним пазом

моменти опору для ступені вала мм із шпон очним пазом  ([1] табл. 5.9).

Знаходимо напруження згину для даних перерізів:

Знаходимо напруження кручення :

Ефективний коефіцієнт концентрації напружень для деталі  (або ) при наявності технологічного зміцнення (термохімічна обробка) визначається:

    

де  і  - ефективний коефіцієнт концентрації напружень для полірованого зразка ([1] табл.. 5.11...5.13)

           

                          

 і коефіцієнти стану поверхні ([1] табл.. 5.14)

коефіцієнти впливу абсолютних розмірів деталі ([1] табл.. 5.16);

коефіцієнт впливу поверхневого зміцнення ([1] табл.. 5.17) .

Визначаємо  та :

не враховуємо, бо відсутні нормальні напруження в перерізі В-В.

Визначаємо коефіцієнти запасу:

не визначаємо ().

4.5. Перевірочний розрахунок підшипників кочення.

4.5.1. Початкові дані:

- прийнятий підшипник 7311;

- каталогові дані: С=102000Н, ;

- навантаження підшипника:  

- число обертів , довговічність t=15000 год.

- розрахункові коефіцієнти

4.5.2. Визначаємо співвідношення:

По даним співвідношення з табл..6.2 [1] знаходимо коефіцієнти радіального та осьового навантажень:

X=1,  Y=0  при.

4.5.4. Знаходимо еквівалентне навантаження на підшипник:

;

4.5.4. Користуючись таблицею стандарту ([1], с.262) знаходимо відношення  при заданих n і t, по якому визначаємо  для даного підшипника:

Порівняння   з С показує, що прийнятий підшипник задовольняє поставлені йому вимоги.