Допускаемое напряжение при проверке зубьев на выносливость по напряжениям
изгиба [sF]=s0Flimb/[SF] [1, c. 43]
По табл.3.9 [1] для стали 45 улучшенной при твердости НВ<350s0Flimb=1,8*HB
Для шестерни s0Flimb1=1,8*230=414 МПа
для колеса s0Flimb2=1,8*200=360 МПа
Коэффициент запаса прочности {SF}={SF}`{SF}``=1,75*1=1,75 = 1,75
Для стали 45, термической обработке - улучшение коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала цилиндрического колеса [SF]=1,75 [1, табл.3.9];
полагая, что заготовки будут получены поковкой, коэффициент [SF]``=1
Допускаемые напряжения при расчете зубьев на выносливость:
для шестерни [sF]=414*1/1,75=236,6 МПа для колеса [sF]=200*1,0/1,75=205,7 МПа
Для шестерни отношение [sF]/YF1=236,6/3,8=54,1
Для колеса отношение [sF2]/YF2=205,7/3,6=57,1
Определим коэффициенты Yb и KFa
Yb=1-(b/140)=1-(10044`/140)=0,92
KFa=4+(ea-1)*(n-5)/(4*ea)=4+(1,73-1)*(8-5)/(4*1,73)=0,895
Дальнейший расчет ведем для зубьев колеса, так как полученное отношение для него меньше
sF2=736,3*1,36*3,6*0,92*0,895/(40*1)=49,8< 205,7 МПа.
3. Расчёт открытой цепной передачи.
Из предыдущих расчетов известно: вращающий момент на валу меньшей звездочки
Т2=59,02*103 Н*м
Для уменьшения динамических нагрузок на цепь звездочки, а также диаметров звездочек принимаем приводную роликовую двухрядную цепь, расчетное значение шага которой определяем по формуле (6.26) [1]
Для этого вначале находим: рекомендуемое значение числа зубьев малой (ведущей) звездочки
z1=31-2u2=31-2*1,99=26,81, округлим полученное значение до целого z1=27 число зубьев ведомой звездочки z2=z1u2=27*1,99=54 коэффициент эксплуатации по формуле [1, 6.27], принимая при спокойной нагрузке kД=1
kа=1 при аw=(30…50)t при наклоне до 60 kн=1,
kсм=0,8 при смазывании погружением;
kсм=1 при непрерывной смазке ;
kп учитывает продолжительность работы в сутки;
kр =1,15 при периодическом регулировании натяжения цепи
kп=1,25 при двухсменной работе
Расчетный коэффициент нагрузки [1, c.241]
Кэ=кДкакНкрксмкп=1*1*0,8*1,25*1*1,15=1,15; ориентировочно принимаем допускаемое среднее давление [р]=20 МПа, число рядов цепи mр=2 [1, c.241]
Тогда расчетное значение шага цепи
Принимаем ближайшее стандартное значение шага t=15,875 [1, табл. 7.15]
Цепь 2ПР-15,875-45,4, q=1,9 кг/м; Aоп=140
Cкорость цепи
v=z1tn1/60*103=27 *15,875*359/60*103=2,56 м/с
Окружная сила Ftц=Р3/v=T3w3/v=106,2*18,84/2,56=780,45 Н
Проверяем давление в шарнире
р=FtцКэ/Аоп=780,45*1,25/ 140=17 МПа
Уточняем допускаемое давление [1, табл. 7.15]
[p]=18,7*{1+0,01(z1-17)}=18,7*[1+0,01(27-17)]= 20,6 МПа условие р<[p]- выполнено
В этой формуле 24*0,85=18,7 МПа -табличное значение допускаемого давления по [1,табл.7.17] при n=359 об/мин и t=15,875
Определяем число звеньев
Lt=2at+0,5zS+D2/at=2*50+0,5*81+4,272/50=141
at=aц/t=50 [1, стр. 148] zS=z1+z2= 27+ 54=81 D=z2-z1/2p=4,27
Уточним межосевое расстояние цепной передачи ац=0,25t{Lt-0,5zS+((Lt-0,5zS)2-8D2)1/2=776,8 мм
Для свободного провисания цепи предусматриваем возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,4%, т.е. на 662*0,004=3 мм.
Диаметры делительных окружностей
dД1=t *z1/sin180 =15,875*27/sin180=134 мм
dД2=t*z2/sin180/=15,875*54/sin180=266 мм
Определим диаметры наружных окружностей звездочек.
De1=t(ctg180/z1+0,7)-0,3d1=15,875(сtg180/ 27+0,7)-0,3*10,16=114 мм.
d1=10,16 мм- диаметр ролика цепи [1, табл. 7.15]
De2=t(ctg180/z2+0,7)-0,3d1=15,875(сtg180/54+0,7)-0,3*10,16=280 мм.
Силы действующие на цепь:
Окружная сила Ftц=780,45 Н от центробежных сил Fv=qv2= 1,9*2,562=12,5 Н
q=1,9 кг/м [1, табл. 7.15] от провисания Ff=9,81kfqaц=9,81*1,5*1,9*0,777=21,72 Н
kf=1,5 при угле наклона передачи 45 [1, с 151]
Расчетная нагрузка на валы
Fв=Ftц+2Ff= 780,45+2*21,7=824 Н
Проверяем коэффициент запаса прочности [1, c.243]
s=Q/(FtцkД+Fv+Ff)=45,4/(780,45+12,5+21,7)=8,6
Q=45,4 кН [1, табл. 7.15 ]
Это больше, чем нормативный коэффициент запаса [s]=8,4 [1, табл. 7.19]
условие s>[s]- выполнено
4. Предварительный расчет валов
Ведущий вал-шестерня.
Т1= 15,1 Н*м
Зубья шестерни выполнены заодно целое с валом
Диаметр выходного конца ведущего вала по расчету на кручение при [t]=15 МПа
мм.
Округляем до ближайшего большего стандартного значения [1, с.161]
dв1=18 мм.
У подобранного электродвигателя [1, табл. П1] диаметр вала равен 28 мм.
Для обеспечения крутящего момента с вала двигателя на ведущий вал редуктора стандартной муфтой необходимо выполнить условие d`в1=(0,75…1,0)*dдв=(0,75…1,0)*28=21…28 мм
Для сопряжения вала редуктора с валом электродвигателя выбираем стандартную муфту МУВП ГОСТ 21424 с росточками полумуфт под dдв=28 мм и d1=25 мм
Диаметр под подшипником dп1=30 мм,
Крутящие моменты в поперечных сечениях валов:
Ведомый вал.
Т2=59,02 Н*м
Диаметр выходного конца ведущего вала по расчету на кручение при [t]=15 МПа
мм
Принимаем dв2=32 мм
Диаметры подшипниковых шеек dп2=35 мм
Диаметр вала в месте посадки цилиндрического колеса dк2=40 мм
Диаметр ступицы червячного колеса dст=1,6*dк2=1,6*40=64 мм
Длина ступица lст=(1,2…1,5)dк2=(1,2…1,5)*40=48…60 мм
Толщина диска С=0,3*b2=0,3*40=12 мм
Толщина обода d0=(3…4)mn=(3…4)*1=3…4 мм
Принимаем значение равным d0=5 мм
5 Конструктивные размеры корпуса редуктора
Толщина стенок корпуса и крышки
d=0,04aw+2=0,04*100+2=4 мм.
d1=0,032aw+2=0,032*100+2=3 мм.
Так как корпус и крышка редуктора выполняются литейным способом, о минимальная толщина отливок корпусов и крышек равно 8 мм , то рассчитанное ранее значение толщины стенок корпуса и крышки принимаем равным 8 мм.
Толщина фланцев (поясов)корпуса и крышки
b=1,5d=1,5*8=12 мм.
b1=1,5d1=1,5*8=12 мм
нижнего пояса корпуса р=1,5d=1,5*8=12,0 мм
Диаметр болтов: фундаментных d1=(0,03…0,036)aw+12=(0,03…0,036)100+12=15…15,6 мм, принимаем болты с резьбой М16
крепящих крышку к корпусу у подшипников d2=(0,7…0,75)d1=(0,7х0,75)*16=11,2…12,00 мм
принимаем болты с резьбой М 12
соединяющих крышку с корпусом d3=(0,5…0,6)d1=(0,5…0,6)*16,00=8…9,6 мм
принимаем болты с резьбой М 8
6 Проверка долговечности подшипников
Ведущщий вал. Из предыдущих расчетов имеем Ft=736,3 H;
Fr= 272,6 Н
Fa=139,6 H.
Из первого этапа компоновки l1.1=61 мм, l1.2=38 мм, l1=99 мм
Реакции опор:
в плоскости xz
Rх1=Ft*l1.2/l1=736,3*38/99=282,6 Н
Rх2=Ft*l1.1/l1=736,3*61/99=453,7 Н
в плоскости yz
Ry1=(Fr*l1.2+Fa*d1/2)/ l1=(272,6*38+139,6*39,7/2)/99=132,6 Н
Ry2=(Fr*l1.1-Fa*d1/2)/2*l1=(272,6*61-139,6*39,7/2)/99=139,99 Н
Проверка : -Ry1+Fr-Ry2=-132,6+273-139,99=0
Суммарные реакции
Н
Н
Как видно более нагружена вторая опора, следовательно расчет долговечности подшипников будем проводить по более нагруженной опоре2.
По формуле [1, стр117] эквивалентная нагрузка
Р=(xvPr1+YFa)KbKT
В которой радиальная нагрузка Pr2=475 Н
осевая Fa=139,6 Н
v=1, так как вращается внутреннее кольцо
Kb=1,2 табл. [1, стр118] коэффициент безопасности
КТ=1.0 табл. [1, стр118] температурный коэффициент
Рассмотрим радиальный шариковый подшипник легкой серии 206 ГОСТ
Уважаемый посетитель!
Чтобы распечатать файл, скачайте его (в формате Word).
Ссылка на скачивание - внизу страницы.
