Кинематический и силовой расчет привода. Расчет ременной передачи привода. Основные параметры спроектированной плоскоременной передачи

уменьшения габаритов редуктора, предполагая, что диаметр шестерни        d£ 125 мм и ширина венца колеса b£ 80 мм, для изготовления шестерни и колеса  принимаем согласно табл. 4.1 [1] сталь 40Х (поковка). Назначаем для шестерни и колеса одну и ту же твердость рабочих поверхностей зубьев 45HRC_э, термическая обработка – для шестерни – ТВЧ (поверхностная закалка при нагреве), для колеса - улучшение.

Пределы контактной и изгибной выносливости зубьев шестерни и колеса

Суммарное число циклов нагружения

ч

где          N_Hlim = 100^.10⁶ – число циклов напряжений, соответствующее пределу выносливости, определенное интерполированием [1, с.130].

Принимая  для зубчатых колес с  поверхностным упрочнением зубьев и  для ресурса редуктора 36000 часов, находим допускаемые контактные напряжения:

МПа

Принимая для колес, изготовленных из поковок и штамповок,  при одностороннем приложении нагрузки и  при длительно работающей передаче, находим допускаемые напряжения изгиба при расчете на усталость:

МПа

При  определяем значение коэффициента  [1, табл. 4.3].

Тогда коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине колеса для конических передач с круговыми зубьями и твердости колеса большей или равной 45 HRC_э

Коэффициент вида зубьев [1, табл. 4.14].

Внешний делительный диаметр колеса из условия сопротивления контактной усталости рабочих поверхностей зубьев

мм.

Полученное значение внешнего делительного диаметра колеса округляем до ближайшего значения по ГОСТ 12289-76 и принимаем по табл. 4.13 [1] мм. По этой же таблице назначаем ширину венцов зубчатых колес мм.

3.2.  Определяем число зубьев колеса по эмпирической формуле

где С = 11,2 – коэффициент, принимаемый по табл.4.14 [1].

Принимаем .

Число зубьев шестерни

Принимаем

Окончательное значение передаточного числа конической передачи

Отклонение составляет

< 4%.

3.3.  Определяем внешний окружной модуль для колес

3.4.  Вычисляем основные геометрические параметры:

углы делительных конусов:

колеса

шестерни

внешнее конусное расстояние:

мм внешний делительный диаметр шестерни:

мм внешние диаметры вершин зубьев шестерни и колеса

мм

мм средние делительные диаметры шестерни и колеса:

мм

мм где коэффициент ширины зубчатого венца

3.5.  Определяем силы, действующие на валы от зубчатых колес:

окружная сила на среднем диаметре

Н

осевая сила на шестерне, равная радиальной силе на колесе

Н

радиальная сила на шестерне, равная осевой силе на колесе

Н

3.6.  Произведем проверочный расчет передачи на контактную выносливость по условию

параметр

коэффициент , [1, табл. 4.3]

коэффициент

средняя окружная скорость колес

м/с назначаем  9-ю степень точности [1, табл. 4.5].

коэффициент  [1, рис. 4.1]

коэффициент  [1, табл. 4.6]

коэффициент нагрузки

Вычисляем рабочее контактное напряжение

МПа < МПа

Недогрузка составляет

3.7.  Производим проверочный расчет на выносливость при изгибе зубьев колес

коэффициент

коэффициент [1, табл. 4.4]

коэффициент [1, табл. 4.7]

коэффициент нагрузки

биэквивалентное число зубьев колеса

коэффициент [1, табл. 4.12]

коэффициент вида зубьев  [1, табл. 4.14]

Находим рабочее напряжение зубьев колеса

МПа < МПа

Проверочный расчет зубьев шестерни на выносливость при изгибе проводим по формуле

Определяем биэквивалентное число зубьев шестерни

коэффициент [1, табл. 4.12]

МПа < МПа.

3.8.  Результаты расчетов передачи сводим в табл. 3.1

Таблица 3.1

Основные параметры проектируемой конической

зубчатой передачи редуктора

4.  Предварительный расчет валов. Подбор подшипников качения

4.1.  Назначаем предварительно размеры отдельных участков валов.

Ведущий вал:

диаметр выходного конца при допускаемом напряжении [τ_к]=15 Н/мм²

мм

По табл.П.4 [1] принимаем стандартное значение d₁ = 34 мм.

Диаметр вала под подшипник определяем по зависимости  мм. Принимаем d_1П = 40 мм.

Номинальный диаметр цилиндрического конца вала d₁ = 34 мм, длиной l = 58 мм, табл. 7.6 [1]. Шестерню выполняем заодно с валом.

По компоновочной схеме быстроходный вал должен быть соединен с ременной передачей стандартной муфтой. Выбираем упругую муфту со звездочкой.

Намечаем установку ведущего вала редуктора на опорах по схеме врастяжку. Назначаем диаметр вала под уплотнением d_1у = 34 мм, диаметр вала под гайкой d_1Г = 36 мм, диаметр вала под подшипниками d_1П = 40 мм.

Ведомый вал:

диаметр выступающего конца ведомого вала

мм

Принимаем диаметр выступающего конца вала мм.

Под подшипники принимаем диаметр вала d_2П = 50 мм, а под зубчатым колесом d_2к = 55 мм.

Принимаем длину ступицы колеса мм.

Проверка долговечности подшипников.

Ведущий вал. Предварительно для опоры А принимаем роликовый подшипник средней серии типа 7308, а для опоры В – роликовый подшипник легкой серии 7207, табл. П.10 [1].

Определяем смещение точки приложения радиальной реакции относительно торца подшипника А:

 мм для подшипника В:

мм

Расстояния между точками приложения активных и реактивных сил при установке подшипников на валу по схеме врастяжку: l₁ = 44 мм, l₂ = 125 мм и   l₃ = 97 мм.

Выполняем расчетную схему ведущего вала шестерни и определяем радиальные реакции подшипников.

Находим опорные реакции вала от нагрузки в зацеплении.

В вертикальной плоскости:

Н

Н

В горизонтальной плоскости:

Проверка:

Суммарные радиальные реакции подшипников:

для опоры А:

Н

для опоры В:

Н

Определяем базовый расчетный ресурс принятых роликовых подшипников 7308 и 7208.

Исходные данные:  F_rA = 5885 Н, F_rB = 2463 Н, F_a1 = 1283 Н,  n₁ = 351,35 мин^-1; для подшипника 7308:  C_r = 66,0 кН,  C₀ = 47,5 кН, е=0,28, Y=2,16; для подшипника 7208: C_r = 46,5 кН,  C₀ = 32,5 кН, е=0,38, Y=1,56.

Определяем осевые составляющие реакций

Н

Н

Вычисляем осевые нагрузки на подшипники.

расчетная сила опоры А

для опоры В

Н

Сначала определяем базовый расчетный ресурс наиболее нагруженного