Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле:
где
КFα – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Для
косозубых КFα зависит от степени точности передачи: для средних значений коэффициента торцового
перекрытия 8-й степени точности K
=0,92[2,с.35];
КFβ – коэффициент неравномерности нагрузки по
длине зуба; при
=1,214; симметричном расположении колёс по
отношению к опорам и твёрдости HB
350
принимаем 
=1,3 [2, с.35]; при скорости v=1,92 м/с, 8-й степени точности принимаем
КFυ – коэффициент динамической нагрузки; 
=1,25 [2, c.36];
коэффициент нагрузки 
;
=1,3×1,25=1,625;
YF1
и YF2 – коэффициенты формы зуба шестерни и колеса.
Определяются по [1, табл. 4.4] в зависимости от эквивалентного числа зубьев шестерни: 
;
колеса: 
, где β – угол наклона зубьев, YF1 = 3,84, YF2 = 3,6
[1. с. 64, табл. 4.4].
Допускаемое напряжение определяется по формуле
По таблице [2, с.42,
табл.3.9] для стали 45 улучшенной при твердости НВ
350 
для шестерни 
МПа;
для колеса 
МПа.
- коэффициент безопасности, где 
=1,75 [2,
с.43, табл. 3.9]
=1 (для поковок и штамповок). Следовательно, 
=1,75.
Допускаемые напряжения:
для шестерни 
=1,8×230/1,75=237 МПа;
для колеса 
=1,8×180/1,75=185 МПа;
Находим отношения 
:
для шестерни 237/3,84=61,61 МПа;
для колеса 185/3,6=51,43 МПа;
Дальнейший расчёт следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.
Определяем
коэффициенты Y
и K:
Yβ = 1–β˚/140˚ = 1-14,9836/140=0,893;
Проверяем прочность зуба колеса по формуле:
=1330,4×1,35×3,6×0,893×0,92 /50×1,75=59,6 МПа
<[
]F2=185
МПа.
Условие прочности выполнено.
5. НАГРУЗКИ ВАЛОВ РЕДУКТОРА
Редукторные валы испытывают 2 вида деформации - изгиб и кручение. Деформация кручения на валах возникает под действием вращающих моментов, приложенных со стороны двигателя и рабочей машины. Деформация изгиба валов вызывается силами в зубчатом зацеплении закрытой передачи и консольными силами со стороны открытых передач и муфт.
5.1 Определение сил в зацеплении закрытых передач
В проектируемом приводе конструируется цилиндрический
редуктор с косым зубом. Угол зацепления принят 
Значения сил даны в табл. 5.1 [1, стр. 97, табл. 6.1].
Таблица 5.1
|
Силы в зацеплении |
Значение силы, Н |
|
|
На шестерне |
На колесе |
|
|
Окружная |
Ft1 = Ft2 |
|
|
Радиальная |
|
|
|
Осевая |
|
|
5.2 Определение консольных сил
В проектируемом приводе конструируется открытая клиноременная передача, определяющая консольную нагрузку на выходной конец вала.
Значение консольной силы [1, стр. 97, табл. 6.2]:
|
Вид открытой передачи |
Значение силы, Н |
|
|
На шестерне |
На колесе |
|
|
Клиноременная |
|
|
6. ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ
Основными критериями работоспособности проектируемых редукторных валов являются прочность и выносливость. Они испытывают сложную деформацию – совместное действие кручения, изгиба и растяжения (сжатия). Но так как напряжения в валах от растяжения небольшие в сравнении с напряжениями от кручения и изгиба, то их обычно не учитывают.
Расчет редукторных валов производится в два этапа: 1-й-проектный (приближенный) расчет валов на чистое кручение; 2-й-проверочный (уточненный) расчет валов на прочность по напряжениям изгиба и кручения.
6.1 Выбор допускаемых напряжений на кручение
Проектный расчет валов выполняется по напряжениям
кручения (как при чистом кручении), т. е. при этом не учитываются напряжения
изгиба, концентрации напряжений и переменность напряжений во времени (циклы
напряжений). Поэтому для компенсации приближенности этого метода расчета
допускаемые напряжения на кручение применяют заниженными: 
= 25…35 Н/мм2. При
этом меньшие значения - для быстроходных
валов, большие - для тихоходных.
6.2 Определение геометрических параметров ступеней валов
Редукторный вал представляет собой ступенчатое цилиндрическое тело, количество и размеры ступеней которого зависят от количества и размеров установленных на вал деталей (рис. 6.1).
Проектный расчет ставит целью определить ориентировочно геометрические размеры каждой ступени вала: ее диаметр d и длина l(табл.6.1).
Таблица 6.1
|
Ступень вала и ее параметры d; l |
Вал-шестерня цилиндрическая |
Вал колеса |
||
|
1-я под элемент открытой передачи или полумуфту |
d1 |
Принимаем d1 = 25 мм |
Принимаем d1 = 32 мм |
|
|
l |
l1 = (1…1,5)d1 =25…37,5 мм |
l1 = (1…1,5)d1 = 32…48 мм |
||
|
2-я под уплотнение крышки с отверстием и подшипник |
d2 |
d2 = d1 + 2t = 29,4 t = 2,2 Принимаем d2 = 30 мм |
d2 = d1 + 2t = 37 мм t = 2,5 Принимаем d2= 40 мм |
|
|
l |
l2 ≈ 1,5 d2 = 30 мм Принимаем l2 = 45 мм |
l2 = 1,25d2 = 50 мм |
||
|
3-я под шестерню, колесо |
d3 |
d3 = d2 + 3,2r = 36,4 мм r= 2 возможно Принимаем d3 = 40 мм |
d3 = d2 + 3,2r= 43 мм r = 2,5 Принимаем d3 = 45 мм |
|
|
l |
l3определяется графически по эскизной компоновке |
|||
|
4-я под подшипник |
d4 |
d4 = d2=30 Выбираем d4 = 30 мм |
d4 = d2 = 40 мм |
|
|
l |
l4 = B |
|||
6.3 Предварительный выбор подшипников качения
Выбор наиболее рационального типа подшипника для данных условий работы редуктора весьма сложен и зависит от целого ряда факторов: передаваемой мощности редуктора, типа передачи, соотношения сил в зацеплении, частоты вращения внутреннего кольца подшипника, требуемого срока службы, приемлемой скорости, схемы установки.
Предварительно для быстроходного вала выбираем шариковые радиальные подшипники легкой серии по ГОСТ 8338-75.
Для быстроходного вала: 206 подшипник.
d= 30 мм; D = 62 мм; В = 16; Сr = 15,3 кН; C0r = 10,2 кН, где d – диаметр внутреннего кольца, D – диаметр наружного кольца, В – ширина шарикоподшипника, Сr и C0r – динамическая и статическая грузоподъемности.
Предварительно для тихоходного вала выбираем шариковые радиальные подшипники ГОСТ 8338-75.
Для тихоходного вала: 208 подшипник.
d = 40 мм; D = 80 мм; В = 18; Сr = 25,6 кН; C0r = 18,1 кН.
где d – диаметр внутреннего кольца, D – диаметр наружного кольца, В – ширина шарикоподшипника, Сr и C0r – динамическая и статическая грузоподъемности.
7. КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ КОРПУСА РЕДУКТОРА
Толщина стенок корпуса и крышки:
мм;
Принимаем 
мм.
Толщина фланцев (поясков) корпуса и крышки:
мм.
Толщина нижнего пояса корпуса:
мм;
принимаем 
мм.
Диаметры болтов:
Фундаментных
мм, принимаем болты с
резьбой М16;
у подшипников
мм, принимаем болты с
резьбой М12;
соединяющих корпус с крышкой
мм, принимаем болты с
резьбой М10.
8 РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ НА ЗАДАННЫЙ РЕСУРС
Основной критерий работоспособности и порядок подбора подшипников зависят от частоты вращения кольца. Подшипники выбирают по статической грузоподъёмности, если они воспринимают внешнюю нагрузку в неподвижном состоянии или при медленном вращении (n < 10 мин-1). Подшипники, работающие при более высокой частоте вращения, выбирают по динамической грузоподъёмности, рассчитывая их ресурс при требуемой надёжности. Их следует также проверять на статическую грузоподъёмность.
8.1 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов (быстроходный вал)
Окружные силы, действующие в цилиндрических колесах:
Радиальные и осевые силы, действующие в цилиндрических колесах:
Уважаемый посетитель!
Чтобы распечатать файл, скачайте его (в формате Word).
Ссылка на скачивание - внизу страницы.
.
.
.
