- •Введение
- •1. Выбор двигателя и кинематический расчет привода
- •2. Силовой расчет привода
- •3. Выбор типа зубь ев зубчатых передач
- •4. Выбор степени точности изготовления зубчатых колес
- •5. Выбор термообработки и материала для изготовления зубчатых колес и валов редуктора
- •6. Выбор способа получения заготовок для зубчатых колес и валов редуктора
- •7. Выбор вида финишной операции получения зубьев колес
- •8. Проектировочный расчет передачи по условию контактной выносливости зубьев колес
- •9. Проверочный расчет зубьев на контактную прочность.
- •10. Проверочный расчет зубьев на усталостную прочность при изгибе
- •11. Проверочный расчет зубьев на отсутствие остаточных деформаций при действии пиковых нагрузок
- •11.1 Определение допускаемых контактных напряжений, гарантирующих отсутствие общих остаточных деформаций зубьев или их хрупкого разрушения при перегрузках
- •11.2 Проверка передачи на отсутствие при действии пиковых нагрузок местных остаточных деформаций зубьев или хрупкого разрушения их поверхностного слоя (растрескивания)
- •11.3 Определение допускаемых напряжений изгиба, гарантирующих отсутствие при перегрузках общих остаточных деформаций зубьев
- •11.4 Проверка передачи на отсутствие при действии пиковых нагрузок общих остаточных деформаций или хрупкого излома зубьев
- •12. Геометрический расчет зацепления цилиндрической зубчатой передачи
- •13. Определение усилий в зацеплении зубчатых колес
- •14. Выбор типа и способа смазывания зубчатых колес
- •15. Выбор конструкции устройства для контроля уровня смазочного материала в корпусе редуктора
- •16. Расчет ременной передачи
- •16.1 Выбор типа и материала клинового ремня
- •16.2 Выбор размера сечения назначенного ранее типа ремня и наименьшее значение диаметра малого шкива передачи
- •16.3 Расчет фактического значения передаточного числа и скорости движения ремня
- •16.4 Определение межосевого расстояния передачи
- •16.5 Определение значения угла охвата ремнем малого шкива передачи
- •16.6 Определение необходимого числа ремней в одном комплекте
- •16.7 Расчет усилия, действующего на вал
- •16.8 Определение п рогнозируемой долговечности ремней
- •16.10 Определение стрелы провисания верхней ветви ремня
- •16.11 Назначение материала и выбор конструкции шкивов передачи
- •16.12 Определение исполнительных размеров шкивов
- •17. Подбор муфты для соединения вала редуктора с приводным валом
- •18. Определение диаметральных размеров каждого вала редуктора
- •18.1 Первый этап эскизной компоновки
- •18.2 Определение диаметральных и осевых размеров вала, на котором располагается муфта
- •18.3 Определение опорных реакций и построение эпюр внутренних силовых факторов вала, имеющего входной участок, на котором располагается шкив.
- •18.4 Проектировочный прочностной расчет
- •19. Подбор подшипников для валов редуктора
- •19.1 Выбор типа подшипников
- •19.2 Выбор схемы установки подшипников в опорных узлах валов редуктора
- •19.3 Подбор подшипников для быстроходного вала редуктора
- •19.4 Подбор подшипников для тихоходного вала редуктора
- •Прямой ход
- •Прямой ход
- •Прямой ход
- •Прямой ход
- •Прямой ход
- •20. Выбор смазки подшипников валов редуктора
- •21. Выбор уплотнений валов редуктора
- •22. Расчет подшипниковых крышек корпуса редуктора
- •Для быстроходного вала
- •Для тихоходного вала.
- •23. Выбор конфигурации и определение размеров основных элементов зубчатых колес
- •24. Подбор посадок основных деталей редуктора
- •25. Выбор и расчет соединений каждого вала редуктора с размещаемыми на нем деталями передач
- •25.1 Расчет соединения тихоходного вала с муфтой
- •25.2 Расчет соединения тихоходного вала с колесом
- •25.3 Расчет соединения быстроходного вала со шкивом.
- •26. Выбор типа корпуса редуктора и определение размеров основных его элементов
- •26.1 Выбор типа корпуса редуктора
- •26.2 Определение размеров основных элементов редуктора
- •27. Проверочный расчет на выносливость каждого вала редуктора
- •27.1 Расчет тихоходного вала на усталостную прочность
- •27.2 Расчет быстроходного вала на усталостную прочность
- •1Сечение 2и3сечение
- •28. Проверочный расчет на отсутствие остаточных деформаций при действии пиковых нагрузок каждого вала редуктора
- •28.1 Расчет тихоходного вала на отсутствие их общих остаточных деформаций или хрупкого разрушения при действии пиковых нагрузок
- •28.2 Расчет быстроходного вала на отсутствие их общих остаточных деформаций или хрупкого разрушения при действии пиковых нагрузок
- •29. Выбор вида основания для совместной с двигателем установки редуктора и определение его основных размеров
- •30. Список литературы
18.3 Определение опорных реакций и построение эпюр внутренних силовых факторов вала, имеющего входной участок, на котором располагается шкив.
Опорные реакции вала:
Прочностная расчетная схема для вала.
18.4 Проектировочный прочностной расчет
Проектировочному прочностному расчету подвергают валы, не имеющие выходных участков (промежуточные валы редукторов) или валы, имеющие выходной участок, на котором располагается нестандартизованная деталь (шкив ременной передачи, звездочка цепной передачи и др.).
Проектировочный расчет валов ведут по зависи мости [3], базирующейся на условии их статической прочности при номинальном нагружении и имеющей вид:
,
где КА – коэффициент динамичности внешней нагрузки: .
Миз. ном – суммарный изгибающий момент, возникающий в рассматриваемом поперечном сечении вала при его номинальном нагружении. Его определяют по зависимости
где Мгор; Мвер – изгибающие моменты, возникающие в горизонтальной и вертикальной плоскостях при номинальном нагружении вала, Нм (определяют по соответствующим эпюрам).
поправочный коэффициент, учитывающий наличие неравенства коэффициентов асимметрии циклов изменения во времени нормальных и касательных напряжений, возникающих в вале. Согласно данным [3, c. 372], поправочный коэффициент принимают для нереверсивных валов.
Тном – крутящий момент, возникающий в рассматриваемом поперечном сечении вала при номинальном нагружении: .
(где d0; d – внутренний и наружный диаметры кольцевого сечения вала); для сплошного поперечного сечения .
[] – допускаемые напряжения. При проектировочном расчете валов допускаемые напряжения [], согласно данным [3, c. 372], определяют по следующей формуле:
где -1 – предел выносливости материала вала при симметричном цикле изгиба. Его назначают по справочным данным. При отсутствии необходимых данных -1 определяют по корреляционной зависимости, рекомендованной Р50 83 88 и имеющей вид:
где в – предел прочности материала вала при растяжении, назначаемый по справочным данным: .
– коэффициент концентрации нормальных напряжений, возникающей в рассматриваемом предположительно опасном сечении детали. При проектировочном расчете валов, согласно данным [3, c. 372], принимают , причем бόльшие значения – под ступицами деталей, насаживаемых на вал по посадкам с гарантируемым натягом: .
[S] – необходимый коэффициент запаса прочности.
для коротких валов .
Опасные сечения:
Сечение 1 наиболее опасно при прямом ходе.
Со гласно ряду .
Сечение 2 равноопасны оба режима.
Согласно ряду .
Сечение 3 равноопасны оба режима.
Согласно ряду .
Посадочный диаметр шкива 24 мм.
Ступень вала предназначена под подшипник 25 мм.
Вал пердпологается сделать за одно с шестерней из стали 40Х
19. Подбор подшипников для валов редуктора
19.1 Выбор типа подшипников
Радиальные шариковые однорядные подшипники предназначены для восприятия преимущественно радиальных нагрузок, но могут воспринимать и относительно небольшие двухсторонние осевые нагрузки. Радиальные шарикоподшипники типа 0000 выпускают в различных исполнениях.
Канавка на наружном кольце подшипников исполнения 50000 предназначена для установки в нее стопорного пружинного кольца, необходимого для осевой фиксации подшипника в отверстии корпуса.
Подшипники исполнения 60000, имеющие встроенное одностороннее уплотнение, применяют в верхних подшипниковых узлах вертикальных валов, в которых весьма сложно без таких уплотнений удержать смазку от вытекания, а также в узлах, работающих в загрязненной окружающей среде.
Подшипники исполнения 180000 выпускают уже заправленными пластичным (мазеобразным) смазочным материалом, причем завод-изготовитель гарантирует, что ресурс этой смазки будет не ниже ресурса подшипника. Применение в опорных узлах редукторных валов таких подшипников значительно упрощает уплотнение подшипниковых гнезд корпуса редуктора и облегчает их эксплуатацию.
Если окружная скорость колес передачи больше 3 м/С (в данном случае м/С), то подшипники будут смазываться туманом масла находящегося в картере. Так как производство среднесерийное, то вполне приемлемо использование подшипников исполнения 000.
Рассматриваемый тип подшипников способен ограничивать осевое перемещение вала в обоих направлениях в пределах собственной "осевой игры" и допускает перекосы осей своих колец только до 15'. При больших перекосах колец ресурс подшипников резко снижается и даже возможны аварийные разрушения из-за перегрева и разрыва. В связи с этим, применение ради альных однорядных шарикоподшипников предъявляет повышенные требования к жесткости валов.
Хотя эти подшипники и могут фиксировать осевое положение вала, однако из-за малой осевой жесткости точность такой фиксации невелика. Сравнительно мала их жесткость и в радиальном направлении.
Все это предопределило основное применение радиальных однорядных шарикоподшипников в опорных узлах валов маломощных быстроходных редукторов с цилиндрическими зубчатыми колесами.