окм / книги / чернавский

Определяем коэффициенты Y и KF [см. пояснения к формуле 3.25)];

где средние значения коэффициента торцового перекрытия = 1,5; степень точности п = 8.

Допускаемое напряжение при проверке на изгиб определяют по формуле

(3.24):

По табл. 3.9 для стали 45 улучшенной предел выносливости при отнулевом цикле изгиба 0F lim b = 1,8 НВ.

Для шестерни 0F lim b = 1,8 230 = 415 МПа; для колеса 0F lim b = 1,8 200 = 360 МПа.

Коэффициент безопасности [SF] = [SF] [SF]" [см. пояснения к формуле

(3.24)].

По табл. 3.9 [SF]' = 1,75 для стали 45 улучшенной; коэффициент [SF]' = 1 для поковок и штамповок. Следовательно, [SF] = 1,75.

Допускаемые напряжения:

для шестерни для колеса

Проверку на изгиб следует проводить для того зубчатого колеса, для которого отношение [ F] / YF меньше. Найдем эти отношения:

для шестерни

для колеса

Проверку на изгиб проводим для колеса [ем. формулу (3.25)]:

Условие прочности выполнено.

291

IV. Предварительный расчет валов редуктора и выбор подшипников

Предварительный расчет валов, как уже было укаpано, проводят на кручение, принимая пониженные допускаемые напряжения.

Ведущий вал (см. рис. 12.13; вал В).

Вращающий момент

Допускаемое напряжение на кручение примем [ к] = 20 МПа. Это невысокое значение принято с учетом того, что ведущий вал испытывает изгиб от натяжения клиноременной передачи.

Определим диаметр выходного конца вала [см. формулу (8.16) . Конструктивно ведущий вал будет напоминать вал, изображенный на рис. 12.3, но размеры его будут другими; там на выходной конец вала насаживалась полумуфта, а в нашем случае - шкив клиноременной передачи:

Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда [см. пояснения к формуле (8.16)] dв1 =45 мм.

Диаметр вала под подшипниками принимаем dп1 = 50 мм. Ведомый вал (см. рис. 12.13; вал С).

Вращающий момент Т2 = 1700 Н м.

Допускаемое напряжение на кручение [ к] = 25 МПа [см. пояснения к формуле (8.16)].

Определяем диаметр выходного конца вала. Конструктивно ведомый вал будет напоминать вал, изображенный на рис. 12.5. Там на выходной конец вала насаживалась звездочка цепной передачи, а в нашем случае — полумуфта:

Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда dв2 = 75

мм.

Диаметр вала под подшипниками принимаем dп2 = 80 мм.

Примем радиальные шарикоподшипники средней серии; габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников dп1 = 50 мм и dn2 = 80 мм. По табл. П3 имеем:

292

Мы провели два расчета редукторов в приводах по одинаковым данным: в § 12.1 (см. рис. 12.1) цепная передача была установлена после редуктора, а в §12.3 (см. рис. 12.12) клиноременная передача установлена перед редуктором. Поэтому угловые скорости валов редуктора во втором случае были меньше, чем в первом, а вращающие моменты — больше.

Сравним результаты расчетов:

Как показывает это сравнение, все параметры второго редуктора оказались больше, чем первого.

Дальнейший расчет, вопросы компоновки, проверка прочности валов и долговечности подшипников редуктора проводятся аналогично тому, как это было проделано в §12.1.

§12.4. ПРОЕКТИРОВАНИЕ ПРИВОДА

СОДНОСТУПЕНЧАТЫМ КОНИЧЕСКИМ ПРЯМОЗУБЫМ РЕДУКТОРОМ И ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧЕЙ

ЗАДАНИЕ НА ПРОЕКТИРОВАНИЕ

Спроектировать одпоступенчатый горизонтальный конический прямозубый редуктор и цепную передачу для привода к ленточному конвейеру (рис. 12.14). Исходные данные те же, то и в примере §12.1: полезная сила на ленте конвейера Fл = 8,55 кН: скорость ленты vл = 1,3 м/с; диаметр барабана Dб = 400 мм. Редуктор нереверсивный, предназначен для длительной эксплуатации; работа односменная; валы установлены на подшипниках качения.

РАСЧЕТ И КОНСТРУИРОВАНИИ

I. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

По табл. 1.1 примем:

КПД пары конических зубчатых колес 1 = 0,97; коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения 2=0,99;

293

в этой формуле для прямозубых передач Kd = 99; передаточное число и = uр = 3,15;

Принимаем по ГОСТ 12289-76 ближайшее стандартное значение dе2 =315

мм.

Примем число зубьев шестерни z1 25. Число зубьев колеса

Примем z2 = 79. Тогда

(округлять те до стандартного значения для конических колес не обязательно). Уточняем значение

Отклонение от стандартного значения составляет что допустимо, так как менее допускаемых 2%.

Углы делительных конусов

Внешнее конусное расстояние Re и длина зуба b:

Принимаем b = 48 мм. Внешний делительный диаметр шестерни

Средний делительный диаметр шестерни

Внешние диаметры шестерни и колеса (по вершинам зубьев)

296

Средний окружной модуль

Коэффициент ширины шестерни по среднему диаметру

Средняя окружная скорость колес

Для конических передач обычно назначают 7-ю степень точности.

Для проверки контактных напряжений определяем коэффициент нагруз-

ки:

По табл. 3.5 при bd = 0,56, консольном расположении колес и твердости НВ < 350 коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине зуба,

КH = 1,23.

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между прямыми зубьями, КН = 1,0 (см. табл. 3.4).

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении, для прямозубых колес при v 5 м/с КНv = 1,05 (см. табл. 3.6).

Таким образом, КН = 1,23 . 1,0 . 1,05 = 1,30.

Проверяем контактное напряжение по формуле (3.27):

Силы в зацеплении:

окружная радиальная для шестерни, равная осевой для колеса,

осевая для шестерни, равная радиальной для колеса,

Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба [см. формулу

(3.31),]:

297

Коэффициент нагрузки КF = КF КFv.

По табл. 3.7 при bd = 0,56, консольном расположении колес, валах на роликовых подшипниках и твердости HR < 350 значения КF = 1,38.

По табл. 3.8 при твердости НВ < 350, скорости v = 4,35 м/с и 7-й степени точности КFv = 1,45 (значение взято для 8-й степени точности в соответствии с указанием на с. 53).

Итак, КF = 1,38 1,45 = 2,00.

YF — коэффициент формы зуба выбираем в зависимости от эквивалентных чисел зубьев:

для шестерни для колеса

При этом YF1 = 3,88 и YF2 = 3,60.

Допускаемое напряжение при проверке зубьев на выносливость по напряжениям изгиба

По табл. 3.9 для стали 40Х улучшенной при твердости НВ < 350 = 1,8 НВ.

Для шестерни 0F lim b1 = 1,8 270 490 МПа; для колеса 0F lim b2 = 1,8 245 = 440 МПа.

Коэффициент запаса прочности [SF] = [SF]' [SF]". По табл. 3.9 [SF]' = 1,75; для поковок и штамповок [SF]" = 1. Таким образом, [SF] = 1,75 • 1 = 1,75.

Допускаемые напряжения при расчете зубьев на выносливость :

для шестерни

для колеса

Для шестерни отношение

для колеса

Дальнейший расчет ведем для зубьев колеса, так как полученное отношение для него меньше.

Проверяем зуб колеса:

III. Предварительный расчет валов редуктора

Расчет выполняем на кручение по пониженным допускаемым напряже-

ниям.

298

Крутящие моменты в поперечных сечениях валов: ведущего Тк1 = Т1 = 126 103 Н мм;

ведомого Тк2 = Тк1 и = 126 103 3,16 = 400 103 Н мм.

Ведущий вал (рис. 12.15 и 12.16).

Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении [ к] = 25

МПа

Чтобы ведущий вал редуктора можно было соединить с помощью МУВП с валом электродвигателя dдв = 42 мм, принимаем dвl = 32 мм.

Диаметр под подшипниками примем dпl = 40 мм; диаметр под шестерней dк1 = 30 мм.

299

Ведомый вал (рис. 12.17).

Диаметр выходного конца вала dв2 определяем при меньшем [ к] = 20 МПа, чем учитываем влияние изгиба от натяжения цепи:

Примем dв2 = 48 мм; диаметр под подшипниками = 55 мм, под зубчатым колесом = 60 мм.

IV. Конструктивные размеры шестерни и колеса

Шестерня (см. рис. 10.4 и рис. 12.16).

Сравнительно небольшие размеры шестерни по отношению к диаметру вала позволяют не выделять ступицу.

Длина посадочного участка (назовем его по аналогии lcт) lcт b= 48 мм; примем lcт = 50 мм.

Колесо.

Коническое зубчатое колесо кованое (см. рис. 10.4, а и табл. 10.1). Его размеры: dае2 = 318,41 мм; b2 = 48 мм.

Диаметр ступицы dcт l,6 dк2 = 1,6 60 95 мм; длина ступицы lcт = (1,2 1,5)dк2 = (1,2 1,5) 60 = 7290 мм: принимаем lcт = 80 мм.

Толщина обода о = (3 4) т = (3 4) 4 = 1216 мм; принимаем о = 15 мм.

Толщина диска С = (0,1 0,17) Rе = (0,1 0,17) 166 = 16,628 мм; принима-

ем С = 20 мм.

V. Конструктивные размеры корпуса редуктора

(см. рис. 10.18 и табл. 10.2 и 10.3)

Толщина стенок корпуса и крышки

Толщина фланцев (поясов) корпуса и крышки: верхнего пояса корпуса и пояса крышки:

нижнего пояса корпуса

Диаметры болтов:

фундаментных d1 = 0,055Re + 12 = 0,055 • 166 + 12 = 21 мм; принимаем фундаментные болты с резьбой М20;

300