df2 = d2 – 2,4 m
df2 = 273-2,4∙3 = 265,8мм.
3.2.7 Проверочный расчет передачи
з) Уточняем межосевое расстояние aw, мм, по формуле
мм. (3.25)
и) Определяем окружную скорость зацепления V, м/с, и задаем степень точности :
м/с. (3.26)
По окружной скорости задаем степень точности равной 9
к) Определяем контактное напряжение передачи [σ]н, Н/мм2, по формуле
(3.27)
где K = 436;
Ft2 - окружная сила, Н;
KHβ - определяется в зависимости от ψbd;
KHν - коэффициент динамической нагрузки;
KHα - коэффициент распределения нагрузки между зубьями.
Принимаем KHβ=1,04; KHα=1; KHν=1,08.
Окружную силу Ft2, Н, определим по формуле:
Н. (3.28)
Подставляем эти значения в формулу ( 3.27), получаем :
Н/мм2.
Сделаем проверку по контактным напряжениям. Допускается перегрузка до (+5%), недогрузка до (-10%), величины которых определяются по формуле
(3.29)
Вывод : нагрузка входит в пределы допустимого, значит материал выбран правильно
м) Проверяем напряжение изгиба зубьев шестерни σF1, Н/мм2, и колеса σF2, Н/мм2, по формулам :
(3.30)
где YF2 ,YF1 - коэффициент формы зуба шестерни и коэффициент формы зуба колеса ;
KFβ =1,05 - коэффициент неравномерности нагрузки;
YB = 1 – коэффициент наклона зубьев;
KFV = 1,2 – коэффициент динамичности.
Принимем YF1 = 3,95; YF2 = 3,61; KFα=1; KFβ =1,10; KFV = 1,29
Подставляем данные значения в формулу (3.30), получаем
Н/мм2;
Н/мм2.
Вывод : условие прочности выполняется, следовательно, выбранный материал подходит.
3.2.8 Определение силовых параметров передачи.
В прямозубой цилиндрической передаче действуют две силы : окружная Ft и радиальная Fr
Рисунок 2 Схема сил в зацеплении прямозубых колес
Окружной cилы для колеса Ft2, Н, рассчитана по формуле (3.28), а для шестерни формула примет вид
Ft1 = 2Т2∙103/d1; (3.31)
Ft1 = 2Т2∙103/d1 = 2∙166,4∙103/60 = 3825,2 Н;
Радиальная сила Fr, Н, вычисляется по формуле
Fr = Ft∙tgα ; (3.32)
α – угол зацепления = 20 º
Подставляем значения в формулу (3.32), находим
Fr1 = 3825,2∙0,36 = 1530 Н;
Fr2 = 3726∙0,36 = 1491,6 Н.
Рисунок 2. – Конструкция зубчатого колеса
Диаметр ступицы Длина ступицы Толщина обода Толщина диска Фаска по торцам зубчатого венца Фаска по торцам ступицы | dсм = 1,6 db Lсм > b n = (2,5 ÷ 4) m ≥ 8 мм ∆ = 0,3 b C > 0,5 м C1 – принимается конструктивно |
Таблица 3 – Определение размеров отдельных элементов колес
3.3 Проектный расчет валов
3.3.1 Задача расчета
Проектный расчет валов выполняется с учетом того, что редукторные валы испытывают сложную деформацию – совместное действие кручение, изгиба и растяжения (сжатия). Но так как напряжение в валах от растяжения незначительно по сравнению с напряжением от кручения и изгиба, то их обычно не учитывают.
Кроме того, напряжение от кручения и изгиба являются переменными. Поэтому расчет валов на прочность производится в несколько этапов: на первом этапе производится предварительный расчет диаметров выходных концов валов только по крутящему моменту и задаются диаметры валов под подшипниками, выбирается тип подшипников, затем производят предварительную эскизную компановку редуктора; определяют расчетную длину валов, составляют расчетную длину валов, составляют силовую схему нагружения валов редуктора; задаются материалом валов в опасном сечении при совместном действии изгиба с кручением при пониженной величине допускаемых напряжений (т. к. не учитывается концентрация и пееменность напряжений). Проверочный (утонченный) расчет валов и подшипников приозводится после второй компоновки, когда валы конструктивно оформлены.
3.3.2 Исходные данные
В проектируемых редукторах рекомендуется применять термически обработанные среднеуглеродистые и легированные стали 45, 50, 40х. Для предварительного расчета рекомендуется применять [σ]-1 = 50-60 Н/мм2, [τ]-1 = 20-30 Н/мм2.
3.3.3 Проектный расчет валов
Определяем диаметры выходных концов ведущего db1, мм, и ведомого db2, мм, валов редуктора по формулам
(3.32)
где T – крутящий момент, Нм.
Принимаем [τ]-1=20÷30; Т2 = 166,4 Нм; T3 = 503,44 Нм.
Подставим эти значения в формулу (3.32), получим
мм; 
мм.
Принимаем db1 = 35 мм, db2 = 50 мм.
Полученные результаты округлены до ближайшего большего числа кратного пяти.
Определим диаметры валов под подшипниками dn, мм, по формуле
dn = db +5; (3.33)
Вычислим значение dn для ведущего dn1, мм, и ведомого dn2, мм, валов
dn1 = 35+5=40 мм;
dn2 = 50+5=55 мм.
Определим диаметр вала под колесом dk, мм, по формуле
dk = dn2+5 мм ; (3.34)
dk = 55+5=60 мм.
Предварительно выбираем подшипники радиальные шариковые однорядные легкой серии.
По внутреннему диаметру вала dn и легкой серии определим все данные о выбранных по каталогу подшипников.
Таблица 4 – Параметры подшипника
Вал | Тип | dn, мм | D, мм | В(Т), мм | Cr | Cor |
Ведущий | 208 | 40 | 80 | 18 | 32,0 | 17,8 |
Ведомый | 211 | 55 | 100 | 21 | 43,6 | 25 |
3.3.4 Проверочный расчет
Предварительную эскизную компановку начнем с того, что на прямой откладываем отрезок, равный сумме делительных диаметров шестерни и колеса (d1+d2), выделяем на нем d1 и через середину отрезков d1 и d2 проводим оси, расстояние между которыми должно быть равным aw. Отложим ширину шестерни b1 и колеса b2, получаем изображение зубчатых колес в виде прямоугольников. Потом откладываем диаметры вершин b1 и впадин b2 для каждого колеса.
Приняв зазор между шестерней и внутренней стенкой корпуса 10 мм, очерчиваем эту стенку.
По размерам таблицы 4 на осях валов вычерчиваем подшипники, отступив наружу длину вала.
Рисунок 3 - Предварительная эскизная компановка
Составляем силовую схему нагружения валов редуктора, вычерчиваем в аксонометрии в произвольных размерах валы, подшипники, редукторную пару, элемент открытой передачи и муфту в соответствии с условными обозначениями по ГОСТ 2.770-68, обозначив подшипники А и В на быстроходном валу, С и Д на тихоходном.
Рисунок 4 – Силовая схема нагружения валов редуктора
В расчетной силовой схеме консольная сила от муфты Fm, Н, определяется по формуле
(3.35)
Подставив нужное значение Т3, получим
Н.
Принимаем Fm = 2243,7
Сила Fm направлена противоположно силе Ft1.
Расстояние от опоры до точки приложения консульной нагрузке lm, мм, определяем по формуле:
(3.36)
Подставим значения db2 = 50м в формулу (3.36), получим
мм
Принимаем ∑MA=0; ∑MB=0;
∑Y=0.
∑MA=-Fr2∙l2+RBY∙(l2+l2)=0
Реакция точки B по оси Y составляет
Н.
Реакция точки А по оси Y
∑MB= Fr2∙l2 – RAY(l2+l2)=0
Н.
Рисунок 5 – Эпюра изгибающих и крутящих моментов
Составляем проверочное уравнение
∑Y = - RAY + Fr2 - RBY=0
∑Y = -745,8+1491,6-745,8 = 0
Изгибающий момент для первого участка М1, Нм, определяем по формуле
|
Из за большого объема этот материал размещен на нескольких страницах:
1 2 3 4 5 |
