5.2.Расчёт быстроходной передачи

Проектный расчет

1. Определяем межосевое расстояние.

, где

К_a=43, т. к. колесо косозубое.

_ba– коэффициент ширины венца колеса.

_ba= 0,4

К_Н - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий.

К_Н =1,для прирабатывающихся зубьев.

округляем полученное расстояние до a_w= 121мм

2. Определяем модуль передачи m, мм:

K_m= 5,8 – вспомогательный коэффициент, для косозубых передач

[]_F2= 198,79 Н/мм²

-делительный диаметр колеса

-ширина венца колеса

Принимаем значение модуля m = 2

3.Определяем угол наклона зубьев для косозубых передач:

4.Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса.

Принимаем равное 119

5. Уточняем действительный угол наклона зубьев для косозубых передач:

6. Определяем число зубьев шестерни по формуле

Принимаем равное 25

7. Определяем число зубьев колеса по формуле

8. Определяем фактическое передаточное число u_фи проверяем его отклонениеUот заданногоU:

u_ф=z₂/z₁

u_ф= 94 / 25 = 3,76

9.Определяем фактическое межосевое расстояние для косозубой передачи, мм:

10. Определяем основные геометрические параметры передачи, мм:

1)Делительные диаметры d:

- шестерня

–колесо

d₂= 2 · 94·cos10.43 = 191.16 мм

2)Диаметр вершин зубьев колёс внешнего зацепления:

d_a1=d₁+ 2^.m

d_a1= 50.84 + 2 · 2= 54.84 мм

d_a2=d₂+ 2^.m

d_a2= 191.16 + 2 · 2 = 195.16мм

3)Диаметр впадин зубьев колёс внешнего зацепления:

d_f1=d₁– 2,4^.m

d_f1= 50.84 – 2,4 · 2 = 46.04 мм

d_f2=d₂– 2,4^.m

d_f2 = 191.16 – 2,4 · 2 = 186.36 мм

4)Ширина венца

Проверочный расчет

11.Проверяем межосевое расстояние, мм:

12.Проверяем пригодность заготовок колес:

Размеры заготовок

D_заг=d_a+ 6

D_заг1= 54.84 + 6 = 60.84 мм=120 мм

D_заг2= 195.16 + 6 = 201.16 мм-любые размеры

S_заг=b+ 4=60 мм

S_заг1= 51 + 4 = 55 мм-любые размеры

S_заг2= 48+ 4 = 52 мм

Условие выполняется и для шестерни и для колеса.

13. Проверяем контактные напряжения ,Н/мм2

,

где К = 376 -вспомогательный коэффициент для косозубой передачи

Определяем окружную силу в зацеплении по формуле:

м/с

По табл. 4.2 c.64[1] определяем степень точности.

Принимаем степень точности=9

Определяем коэффициенты:

По графику на рис. 4.2

По табл. 4.3 c.65[1]

- перегруз

-перегруз <5 % что уд.условию

11. Проверяем напряжениям изгиба зубьев шестерни и колес:

- 9-ая степень точности

-для прирабатывающихся зубьев

По табл.4.3

Y_F - коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений, зависит от приведённого числа зубьев и коэффициента смещения.

По табл. 4.4 с.67 [1]

Y_F1 = 3,88

Y_F2 = 3,6

Y_ - коэффициент, учитывающий угол наклона зуба в косозубой передаче.

Y_ =0,93

Таблица №3

параметр	шестерня	колесо
делительный диаметр	50,84	191,16
диаметр вершин	54,84	195,16
диаметр впадин	46,04	186,36
ширина венца	51	48

5.3 Расчет по пиковым нагрузкам

МПа

МПа

МПа

=89.66*3=268.98 < 432 МПа

Вывод: материалы и расчеты подходят.

6.Эскизная компоновка редуктора.

При эскизном проектировании определяем расположение деталей передач, расстояние между ними, ориентировочные формулы ступеней валов и выбираем типы подшипников.

Проектный расчет валов (ПР)

ПР валов выполняем на статическую прочность, с целью определения диаметров отдельных ступеней.

На данном этапе расчета известен только вращающийся момент, поэтому расчет выполняем по пониженному допускаемому напряжению - на кручение.

В качестве материла валов выбираем сталь 45, термическая обработка-улучшение, , ,

6.1 Расчет диаметров быстроходного вала.

Все ниже перечисленные значения диаметров и длин округляем в ближайшую сторону до стандартных табл.

=25 МПа- допускаемое напряжение на кручение для быстроходного и промежуточного вала

dп=d1+(3..7)=22+3=25 мм

dш=dп+(3..7)=25+4=29мм

6.2 Расчет диаметров промежуточного вала.

dк=dп+(3..7)=35+5=40 мм

dб=dк+(3..7)=40+6=46 мм

6.3 Расчет диаметров тихоходного вала.

- диаметр звездочки

dп=d1+(3..7)=52+3=55мм

dк=dп+(3..7)=55+5=60 мм

Размеры ступицы колеса:

6.4 Предварительный выбор подшипников качения

Выбираем подшипники шариковые радиальные, однородные из средней серии:

Табл. 4 «Подшипники (ГОСТ 8338-75)»

Вал	№	d,мм	D,мм	B,мм	r,мм	C,кН	Co,кН
Быстроходный вал	306	30	72	19	2	29,1	14,6
Промежуточный вал	307	35	80	21	2,5	33.2	18.0
Тихоходный вал	311	55	120	29	3	71,5	41,5

7. УТОЧНЕННЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ

7.1 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов быстроходного вала

Расчет быстроходного вала.

Исходные данные:

,

,

,

Fм =371.81Н

,мм,l₁=84 мм,l₂=51 мм,l₃=138 мм

Определение реакций опор.

Плоскость yоz:

Проверка:

0=0

Определение суммарных изгибающих моментов относительно оси Y:

М_Y3 = M_Y4 = 0,

M_Y1 = F_M ^.l₁= 371.81*0.084 =31.23 Нм

M_Y2=F_M*(l₁+l₂)+R_AY*l₂=50.19+50.53=100.72

Плоскость xоz:

Проверка:

0=0

Определение суммарных изгибающих моментов относительно оси X:

М_x1 = M_x3 = 0,

1M_x2= R_Ax ^. l2 =513.67 ^.0,051 =26.2Нм

2М_x3 = R_Ax ^.( l₂+l₃)- F_r l₃+F_Ad₁/2 =97.08-106.87+ 9.791=0

Определение крутящих моментов:

Определение суммарных опорных реакций.

Определение суммарного изгибного момента в наиболее нагруженных сечениях:

=M_X2+F_A*d₁/2=26.2+9.79=35.99Hм

Расчет промежуточного вала

Исходные данные:

,

,

,

,

,

, l₁=53 мм,l₂=76 мм,l₃=64 мм.

Определение реакций опор.

Плоскость yоz:

Проверка:

0=0

Определение суммарных изгибающих моментов относительно оси Y:

М_Y3 = М_4Y = 0,

М_Y1 =-RAY ^. l₁ =-136.07 ^.0.053 =-7.2 Нм

М_Y2 = F_t1 ^. l₂ - R_Ay (l1+^. l₂ )=159.03-17.55=141.48 Нм

Плоскость xоz:

Проверка:

Определение суммарных изгибающих моментов относительно оси Y:

М_Y3 = М_4Y = 0,

M_Y1 =- R_ax ^. l₁ =-249.6 ^. 0.053 = -13.23 Hм

М_Y2 =- R_xy ^.( l₁₊l₂) –Fa*d1/2 =-32.3+73.63+58.86=100.3 Нм

Определение крутящих моментов:

Определение суммарных опорных реакций:

Определение суммарного изгибного момента в наиболее нагруженных сечениях:

M_2X=F_A*d₁\2+M_1X=73.63-13.23=60.4 Hм

Расчет тихоходного вала.

Дано: ,

, l₁=86мм,l₂=67 мм,l₃=132 мм.

Сила от действия консольной нагрузки со стороны муфты.

-сила давления цепи на вал по расчетам цепной передачи

Определение реакций опор.

Плоскость yоz:

Проверка:

Определение суммарных изгибающих моментов относительно оси X:

М_Y4 =М_Y3=M_Y2

М_Y1 =- R_AY ^. l₃ =-1402.96 ^.0.132 = -385.1 Н

Плоскость xоz:

Проверка:

Определение суммарных изгибающих моментов относительно оси Y:

М_X3 = M_X4 = 0,

М_X1 = - R_AX ^. l₃ = -2917.45 ^.0.132 =-385.1 Нм

М_X2=-R_AY*(l₃+l₂)+F_r*l₂=-580.57+101.62=-478.95 Нм

Определение крутящих моментов:

Определение суммарных опорных реакций.

Определение суммарного изгибного момента в наиболее нагруженных сечениях: