- •1.2 Определение частот вращения и крутящих моментов на валах привода
- •2.2 Проектный расчёт быстроходной передачи
- •2.3 Проектный расчёт тихоходной передачи
- •3.1.2 Проверочный расчёт быстроходной передачи по напряжениям изгиба
- •3.2.2 Проверочный расчёт тихоходной передачи по напряжениям изгиба
- •6.2 Расчёт тихоходного вала редуктора на усталостную выносливость
- •7 Выбор и расчёт подшипников привода
- •8. Выбор и расчет соединений “вал-ступица”
- •9 Выбор соединительных муфт
- •10 Обоснование и выбор смазочных материалов
- •Заключение
3.1.2 Проверочный расчёт быстроходной передачи по напряжениям изгиба
Выполняем проверочный расчёт передачи по напряжениям изгиба по формуле:
, (3.4)
где - коэффициент формы зуба;
‑ окружное усилие на зубчатом колесе, Н;
‑ коэффициент расчётной нагрузки.
– опытный коэффициент, характеризующий понижение прочности зубьев конической передачи по сравнению с цилиндрической;
Коэффициент определяем по рекомендациям [3].
=. (3.5)
Коэффициент выбирается по графику рисунок 8.20, [3] в зависимости от эквивалентного числа зубьев колеса и коэффициента смещения.
Эквивалентное число зубьев для конических колес с прямыми зубьями определяется по формуле:
. (3.6)
Тогда для шестерни:
,
.
По рисунку 8.20, [3] при коэффициенте смещения x = 0:
;
;
Для колеса и для шестерни находим отношение .
Для шестерни .
Для колеса .
Дальнейший расчёт ведем по наименьшему значению, т.е по колесу.
Коэффициент расчётной нагрузки определяем по формуле:
, (3.7)
где ‑ коэффициент концентрации нагрузки (выбирается по графикам рисунок 8.15, [3]);
‑ коэффициент динамической нагрузки (выбирается по таблице 8.3, [3]).
Коэффициент определяется по формуле:
, (3.8)
.
По таблице 8.3, [3] при степени точности колес – 6, и окружной скорости м/с выбираем = 1,03.
Тогда коэффициент расчётной нагрузки:
.
Окружное усилие на шестерне , Н определяем по формуле:
, (3.9)
Н.
Напряжения изгиба в передаче:
МПа 550МПа.
Условие изгибной прочности соблюдается.
3.2 Проверочный расчёт тихоходной передачи редуктора
3.2.1 Проверочный расчёт тихоходной передачи редуктора по контактным напряжениям
Проверочный расчёт передачи по контактным напряжениям выполняем по формуле:
(3.12)
где ‑ коэффициент повышения прочности косозубых передач по контактным напряжениям;
‑ коэффициент расчётной нагрузки.
Коэффициент расчётной нагрузки определяем по формуле
= ·· (3.13)
Определяем окружную скорость зубчатых колёс по формуле
, (3.14)
м/с
По таблице 8.3, [3] выбираем коэффициент динамической нагрузки =1,03.
Определяем коэффициент расчётной нагрузки:
Коэффициент определяем по формуле
(3.15)
где ‑ коэффициент торцового перекрытия
(3.16)
Тогда
Определяем контактные напряжения:
МПа
Сравниваем действительные контактные напряжения с допускаемыми:
= МПа > МПа
Перегрузка составляет:
,
перегрузка передачи составляет более 5%, следовательно, корректируем ширину шестерни по формуле.
, (3.17)
мм
Назначаем ширину шестерни мм
3.2.2 Проверочный расчёт тихоходной передачи по напряжениям изгиба
Проверочный расчёт передачи по напряжениям изгиба выполняем по формуле:
(3.18)
где ‑ коэффициент повышения прочности косозубых передач по напряжениям изгиба.
Определяем эквивалентное число зубьев
(3.19)
Для шестерни
Для колеса
По рисунку 8.20, [3] при коэффициенте смещения x = 0:
;
;
Для колеса и для шестерни находим отношение
Для шестерни
Для колеса
Дальнейший расчёт ведем по наименьшему значению, т.е по колесу.
По рекомендациям стр. 133, [3] в расчётах принимается =, и в нашем случае = 1,25.
По графикам на рисунке 8.15, [3] при выбираем = 1,1.
По таблице 8.3, [3] при степени точности колес – 6, твердости поверхности зубьев 270 HB и окружной скорости м/с выбираем = 1,04
Тогда коэффициент расчётной нагрузки:
.
Коэффициент определяем по формуле
(3.20)
где ‑ коэффициент повышения изгибной прочности вследствие наклона контактной линии к основанию зуба.
(3.21)
Тогда
Окружное усилие на шестерне , Н определяем по формуле
(3.22)
Н
Напряжения изгиба в передаче
МПа 534 МПа
Условие изгибной прочности соблюдается.
4 Проектный расчёт валов привода
Для шестерни выбрана сталь 40х с термообработкой – улучшение. Для колеса выбрана Сталь 40х, термообработка – закалка, твёрдость шестерни HRC, твёрдость колеса 230 НВ
4.1 Проектный расчёт быстроходного вала
Приближенно вычисляем средний диаметр вала:
. (4.0)
где – крутящий момент на быстроходном валу;
– пониженное допускаемое напряжение кручения.
4.3 Проектный расчёт тихоходного вала
Приближенно вычисляем средний диаметр вала:
. (4.1)
5 Обоснование и расчёт основных размеров корпуса редуктора
Корпус редуктора выполняется литым, из материала СЧ15 ГОСТ1412-85. Для построения компоновочной схемы редуктора необходимо рассчитать следующие параметры:
Определяем толщину стенки редуктора:
(5.0)
Толщина: принимаем 8 мм.
Определяем диаметр крышки:
(5.1)
; приняли из таблицы 11.1.1 Основные параметры крышек подшипников
Размеры подшипников определяем из таблицы Г.2 Подшипники шариковые радиально упорные однорядные ГОСТ 831-75. Средняя серия
d=25 мм; D=62мм; B=17мм
Производим выбор формы и размеров основных элементов корпуса:
Ширина фланцев редуктора в зависимости от диаметра болта:
(5.2)
где =24мм и =8мм- параметры, зависящие от диаметра болта.
S=45
Минимальное расстояние от внутренней поверхности стенки редуктора:
-до боковой поверхности вращающейся части:
c=8 (5.3)
-до боковой поверхности подшипника качения:
(5.4)
Расстояние от боковых поверхностей элементов, вращающихся вместе с валом, до неподвижных наружных частей редуктора:
(5.5)
6 Проверочный расчёт тихоходного вала редуктора
6.1 Определение нагрузок на тихоходном валу редуктора
Принимаем материал вала – сталь 55, улучшенная, МПа, МПа.
Составляем расчётную схему вала (рисунок 5.1, а). Линейные размеры a = 82 мм, b = 110 мм, с = 90 мм определяем из эскизной компоновки редуктора, приведенной в приложении I.
Прикладываем к валу на расчетной схеме внешние усилия.
Усилия в зубчатом зацеплении определены в п. 3.2 и составляют:
‑ радиальное Н;
‑ окружное Н.
‑ осевое Н
На выходном конце тихоходного вала редуктора установлена жёстко-компенсирующая муфта.
Так как внешние нагрузки, действующие на вал расположены в различных плоскостях составляем расчётные схемы для вала в горизонтальной плоскости (рисунок 3.1, б) и вертикальной плоскости (рисунок 3.1, г). Для каждой расчётной схемы определяем реакции опор и строим эпюры изгибающих моментов.
Рассматриваем горизонтальную плоскость:
Составляем уравнение моментов сил относительно опоры A
; (6.2)
Отсюда определяем реакцию :
, (6.3)
Н.
Составляем уравнение моментов сил относительно опоры B:
; (6.4)
Отсюда определяем реакцию :
, (6.5)
Рисунок 6.1 – Расчётная схема и эпюры моментов тихоходного вала редуктора
Строим эпюру изгибающих моментов в горизонтальной плоскости (рисунок 6.1, в):
Н∙м;
Н∙м.
Рассматриваем вертикальную плоскость:
Определяем момент от осевого усилия :
Составляем уравнение моментов сил относительно опоры A;
. (6.8)
Отсюда определяем реакцию :
, Н, (6.9)
Н.
Составляем уравнение моментов сил относительно опоры B:
. (6.10)
Отсюда определяем реакцию :
(6.11)
Н.
Строим эпюру изгибающих моментов в вертикальной плоскости (рисунок 3.1, д):
Н∙м,
Н∙м.
Строим суммарную эпюру изгибающих моментов (рисунок 3.1, е).
Н·м,
Н·м.
Строим эпюру крутящих моментов (рисунок 3.1, ж).