Определение основных параметров быстроходной передачи

Крутящий момент на валу колеса:

Частота вращения вала шестерни: .

Передаточное число: .

1. Коэффициент нагрузки

Принимаем

Схема передачи 5, с учетом варианта «а» соотношений термических обработок.

Коэффициенты:

(при III типе режима работы)

Окружная скорость:

При этой скорости передача может быть выполнена по 8-й степени точности.

Коэффициент нагрузки:

2. Рабочая ширина венца колеса:

3. Рабочая ширина шестерни:

4. Модуль передачи:

Принимаем .

5. Суммарное число зубьев:

Принимаем

6. Число зубьев шестерни:

7. Число зубьев колеса:

8. Фактическое передаточное число:

9. Проверка зубьев на изгибную выносливость:

Эквивалентное число зубьев колеса

Коэффициент, учитывающий наклон зуба:

Эквивалентное число зубьев шестерни:

Коэффициент, учитывающий форму зуба колеса:

Напряжение в опасном сечении зуба колеса:

Коэффициент, учитывающий форму зуба шестерни:

Напряжение в опасном сечении зуба шестерни:

10. Диаметры делительных окружностей:

Проверка:

11. Диаметры окружностей вершин и впадин зубьев:

12. Силы, действующие на валы от зубчатых колёс:

Окружная сила:

Радиальная сила:

Определение диаметров всех валов

1) Определим диаметр промежуточного вала:

Принимаем: .

Для найденного диаметра вала выбираем значения:

– максимальный радиус фаски подшипника,

– размер фасок вала.

Определим диаметр:

Принимаем:

Определим диаметр посадочной поверхности подшипника:

Так как стандартные подшипники имеют посадочный диаметр, кратный пяти, то принимаем .

Рассчитаем диаметр буртика для упора подшипника:

Принимаем: .

2) Определим диаметр тихоходного вала:

Для найденного диаметра вала выбираем значения:

– приблизительная высота буртика,

– максимальный радиус фаски подшипника,

Определим диаметр посадочной поверхности подшипника:

Так как стандартные подшипники имеют посадочный диаметр, кратный пяти, то принимаем .

Рассчитаем диаметр буртика для упора подшипника:

Принимаем: .

Выбор и проверка подшипников качения по динамической грузоподъёмности

1. Для промежуточного вала редуктора выберем роликовые конические однорядные подшипники средней узкой серии №7306.

Для него имеем:

– диаметр внутреннего кольца,

– диаметр наружного кольца,

– ширина подшипника,

– динамическая грузоподъёмность,

– статическая грузоподъёмность,

– предельная частота вращения при пластичной смазке.

На подшипник действуют:

– радиальная сила.

Частота оборотов: .

Требуемый ресурс работы: .

Найдём:

– коэффициент безопасности

– температурный коэффициент

– коэффициент вращения

Определяем значение коэффициента радиальной динамической нагрузки x=1 и коэффициента осевой динамической нагрузки y=0,2.

Определяем эквивалентную радиальную динамическую нагрузку:

Рассчитаем ресурс принятого подшипника:

или , что удовлетворяет требованиям.

2. Для тихоходного вала редуктора выберем роликовые конические однорядные подшипники средней узкой серии №7311.

Для него имеем:

– диаметр внутреннего кольца,

– диаметр наружного кольца,

– ширина подшипника,

– динамическая грузоподъёмность,

– статическая грузоподъёмность,

– предельная частота вращения при пластичной смазке.

На подшипник действуют:

– радиальная сила.

Частота оборотов: .

Требуемый ресурс работы: .

Найдём:

– коэффициент безопасности

– температурный коэффициент

– коэффициент вращения

Определяем значение коэффициента радиальной динамической нагрузки x=1 и коэффициента осевой динамической нагрузки y=0,2.

Определяем эквивалентную радиальную динамическую нагрузку:

Рассчитаем ресурс принятого подшипника:

или , что удовлетворяет требованиям.

Проверочный расчет тихоходного вала (наиболее нагруженного) на усталостную прочность и выносливость.

Действующие силы:

Ft = 5264 H – окружная сила,

F_r = 1950 H - радиальная сила,

осевая сила

Т=712,72 Нм - крутящий момент,

/₁= 53 мм = 0,053 м, /₂ = 47 мм = 0,047 м,

l= 100мм = 0,1 м, h =130 мм = 0,13 м, c=120мм=0,12м

Определим реакции опор в вертикальной плоскости.

1. ΣMA=0, ;

-1950*0.053+y_B *0.1=0

Отсюда находим, что у_В = 1033.5 Н.

2. ΣMВ=0, ,

-y_А*0.1+1950*0.047=0,

Отсюда находим, что у_А = 916.5 Н.

Выполним проверку: Σy_k =0, y_A+y_B-F_R=0,

916.5+1033.5-1950 = 0,

Cледовательно вертикальные реакции найдены верно.

_{Определим допускаемую нагрузку на конце вала:}

н

Определим реакции опор в горизонтальной плоскости.

3. ΣMА=0,

,

-5264*0.053+x_B* 0.1+6674.2*0.225=0.

Отсюда находим, что x_B =-12227 Н.

4. ΣMВ=0, ,

-x_А*0.1+5264*0.047+6674*0.125=0.

Отсюда находим, что x_А = 10916.58Н.

Проверим правильность нахождения горизонтальных реакций: Σx_k = 0,

х_А + х_B - F_t + F_M =0,

10916.58-12227-5364+6674.2 = 0 - верно.

По эпюре видно, что самое опасное сечение вала находится в точке D, причём моменты здесь будут иметь значения:

Расчёт производим в форме проверки коэффициента запаса прочности [s], значение которого можно принять [s] = 1,5. При этом должно выполняться условие, что

S=Sσ*Sτ/√( Sσ²+Sτ²)>[S],

где S - расчетный коэффициент запаса прочности,

Sσ и Sτ -коэффициенты запаса по нормальным и касательным

напряжениям, которые определим ниже.

Определим механические характеристики материала вала (Сталь 45):

σB= 1000 МПа - временное сопротивление (предел прочности при растяжении);

σ-1= 480 МПа и τ-1= 260 МПа - пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручении;

ψτ =0.1, ψσ =0.15- коэффициенты чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений.

Определим отношение следующих величин:

где Kσ и Kτ - эффективные коэффициенты концентрации

K_d - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения.

Найдём значение коэффициента влияния шероховатости K_F =1.2.