Проектирование привода перегружателя, страница 4

         По ГОСТ 9563-60 принято m_m=12 мм.

5.3 Определение основных геометрических размеров цилиндрической передачи

Определение внешнего окружного модуля

,

где =12,07 –нормальный расчетный модуль конической передачи,

- коэффициент ширины зубчатого венца,

- ширина зубчатого венца,

где мм - средний диаметр вершин зубьев шестерни,

мм,

- внешнее конусное расстояние,

где мм

где Z₁ и Z₂ = - число зубьев шестерни и колеса соответственно,

мм,

,

мм.

Углы делительных конусов колеса и шестерни

,

,

Внешние делительные диаметры шестерни и колеса

мм,

мм,

По ГОСТ 12289-76 принято мм.

Внешние диаметры вершин зубьев шестерни и колеса

мм,

мм,

Средние делительные диаметры шестерни и колеса

мм,

мм,

Определение окончательного передаточного числа конической передачи

Отклонение от стандартного значения

5.4. Определение скоростей и усилий, действующих в  зубчатом зацеплении

            Окружная скорость:.

Окружная сила:.                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                          

Радиальная сила:

 Осевая сила:

5.5 Проверка передачи на изгибную прочность

где Y_F - коэффициент, учитывающий форму зуба, находится по таблице в зависимости от эквивалентного числа зубьев

,

;.

По табл.4.12 Y_F1 = 4,28 и  Y_F2 =3,60.

Коэффициент нагрузки ,

 где К_Fa=1 - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями

К_Fb - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца; расположения опор и НВ, К_Fb = 1,53 по табл.4.4 [2]

К_FV - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении, К_FV =1

 - корректирующий коэффициент, для колеса с прямыми зубьями =1

Þ условие изгибной прочности для зубьев колеса выполнено.

Þ условие изгибной

прочности для зубьев шестерни выполнено.

6 Предварительный расчет валов

6.1 Ориентировочное определение диаметров быстроходного вала

Учитывая, что диаметр выходного вала  электродвигателя d₁=48,0мм, то принимаем диаметр конца быстроходного вала d_к1=48,0мм{2}.

Диаметр вала под подшипниками принимаем равным d_п1=60,0мм.

Предварительно принимаем подшипники шариковые радиально-упорные № 46212 с d=60,0мм, D=110,0мм, B=22,0мм, С=60800 Н{1}.

6.2 Ориентировочное определение диаметров промежуточного вала

Диаметр вала под подшипниками определяем из расчета на чистое кручение:

,

где15…25 Н/мм² – допускаемое напряжение кручения{2}.

По ГОСТ 6636-69 принимаем d_2п=55,0 мм{1}.

Принимаем диаметры под червячным колесом d_ч.к=60,0мм и шестерней d_ш=60,0мм.

Предварительно принимаем на промежуточном валу шарикоподшипники радиально-упорные  однорядные, легкой серии №36211 с d=55,0мм, D=100,0мм, B=22,0мм,

C=43200 H{1}.

6.3Расчет промежуточного вала на статическую прочность

Расчетная схема вала:

F_хк=1730H, F_рк=2000 H, F_tк=5530H, F_хц=3375H, F_рц=6450H, F_tц=17600 H d_к=448,0мм

D_ш=142,14

Расчетная схема вала в координатах XOZ:

Проверка: = 2000+2494-6450+1956=0

    Расчетная схема вала в координатах ZOY:

Проверка: = - 17600+11220+5530+850=0.

Изгибающие моменты для плоскости XOZ:

Изгибающие моменты для плоскости ZOY

Определение максимального изгибающего момента:

Эпюра изгибающего момента достигла максимума в сечении под шестернью,  опасное сечение - переходной участок вала d_о.с=60,0мм.

Эпюра изгибающих моментов:

6.5Определение расчетного запаса статической прочности

,

где -допускаемый запас статической прочности.

Материал вала Сталь 45 {1, Табл.10.1}:

Эквивалентное напряжение:

,

где -расчетное изгибное напряжение,

- расчетное напряжение кручения.

Диаметр вала в опасном сечении: d_о.с=60,0мм.

 Момент сопротивления в опасном сечении:

;

Расчетное изгибное напряжение:

где = 1,3(по диаграмме нагружения).

Момент сопротивления при кручении:

Расчетное напряжение кручения:

Площадь опесного сечения.

Напряжение сжатия в опасном сечении.

Эквивалентное напряжение:

.

Расчетный запас статической прочности:

>2,5.

Статическая прочность вала обеспечена.

6.6Расчет промежуточного вала на выносливость

Расчетный коэффициент запаса прочности:

,

где -коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям{4}:

,

,

где -амплитуды напряжений цикла,

-средние напряжения цикла.

;

.

Коэффициенты концентрации напряжений для данного сечения:

{2},

{2}.

,

.

Определение общего запаса выносливости:

Общий запас выносливости обеспечен.

 7. Выбор и расчет шлицевых соединений

7.1 Выбор шлицевых соединений

В соответствии со СТ СЭВ 188-75 по диаметру вала и крутящему моменту  в соединении колеса Z₂ промежуточного вала прямобочное шлицевое соединение легкой серии  , а для соединения колеса Z₄ и выходного вала прямобочное шлицевое соединение средней серии  .

7.2. Проверочный расчет шлицевых соединений на смятие

,

где  -наибольший допустимый крутящий момент, передаваемый соединением;

        - коэффициент, учитывающий неравномерне распределение усилий по рабочим поверхностям зубьев;

      - рабочая длина зуба;

     - средний радиус;

   - площадь всех боковых зубьев на один мм длины;

                  - наружный диаметр зубьев вала;

d_a –   диаметр отверстия шлицевой втулки;

    f – размер фаски;

   r – радиус закругления 

8 Подбор подшипников для промежуточного и

и проверка их на долговечность

8.1 Подбор подшипников для промежуточного вала

и проверка их на долговечность

На промежуточном валу установлены шарикоподшипники радиально-упорные 46210 ГОСТ 831-75, С=43200 H{1}.

Определяем расчетную радиальную нагрузку на подшипник A:

Определяем расчетную радиальную нагрузку на подшипник B:

F_x=1000 Н –осевая сила на шестерне, воспринимающаяся подшипником B.

Требуемый ресурс работы подшипников L_h=7008ч.

 Осевая составляющая от радиальных нагрузок:

S_A=е*R_A=0,68*2590=1761 H,

S_В=е*R_В=0,68*11395=7748 H

где е – коэффициент осевого нагружения [1].

F_xA=S_A+F_x =1761-1730=31 H,

F_xB=S_B=S_В+F_x=7748-3375=4375 H.

Эквивалентная нагрузка на подшипник A:

P=(VR_AX+YF_xA)K_БK_Т,

где V=1,0-коэффициент вращения{4};

K_Б=1,1-коэффициент безопасности{4};