2. Компоновка редуктора

При выполнении геометрических расчётов передач были использованы некоторые ограничения, обусловленные взаимодействием деталей редуктора как целостной системы. Например, условия сборки передач, соотношения геометрических характеристик шестерни и зубчатого колеса, требования технологии сборки деталей, устанавливаемых на валах, влияние схемы размещения передач относительно опор валов и т.п. Значения размеров деталей, полученные предварительно в результате расчётов, должны быть взаимно согласованы так, чтобы обеспечивались функционирование объекта и возможность его изготовления. Процесс «создания целого из частей» называют компоновкой.

Геометрическое согласование размеров деталей является основной задачей разработки компоновки. В результате разработки компоновки редуктора уточняются диаметры валов, определяются расстояния между опорами и зубчатыми колёсами, необходимые для проверочных расчётов подшипников и валов редуктора, проверяется возможность сборки деталей, устанавливаемых на валах. Основным способ геометрического согласования является построение и анализ размерных цепей.

В результате компоновки определены расстояния между подшипниками, зубчатыми колесами и муфтой.

3. Проверочный расчёт валови подшипников

3.1. Определение реакций опор

Схема нагрузок выходного вала представлена на рис. 7.

Значения сил:

– тангенциальная (окружная) сила F_t = T / (0,5d);

– осевая сила F_x = F_ttg;

– радиальная силы F_r = F_ttg/ cos.

– для выходных валов силы F_м = 125Т ^½,размерность силы – Н, размерность момента, передаваемого муфтой – Нм; направление силы F_м и F_x принимается по указанию преподавателя.

1. F_t=654,7/0,5*216*10^3=6060+Н=6060Н=6,06кН

2. F_x = 6,06*0,2799=1,696кН

3. F_r =6,06*0,364/0,963=2,2912кН

4. F_м=125*654,7^½=3174,6Н=3,175кН

Выходной вал установлен на радиально упорных шарико-подшипниках. Смещение точки приложения внешних сил и реакций опор (рис. 8) равно:

a = B_п/2 + 1/4 (d_п +D_п) tg_п , где _п=26

Принято a=29 мм.

Согласно схеме рис. 7 построены расчетные схемы вала в плоскости XOY и XOZ (рис. 9):

XOY

XOZ

Рис 9 Cхема нагружения в плоскости XOY и XOZ

Для каждой схемы определены составляющие реакции опор исходя из уравнений равновесия: ∑ m_A=0, ∑ m_В=0.

Проверка выполнена по условия ∑ F_y = 0 и ∑ F_z = 0.

Пример расчета:

∑ m_A=-y_A*110+F_t*77-F_m*100=0,

y_A=1355Н.

Z_A =-2352Н,

Z_B =61Н,

Y_B =7882H.

Определим радиальные реакции опоры А и опоры В по формулам:

F_rВ= (Y_В² + Z_В ²) ^1/2 ,

F_rA= (Y_A² + Z_A ²) ^1/2.

F_rA=(1,84+5,53)^0,5=2,717кН=2717Н

F_rВ=(62,125+0,0037)^0,5=7,882кH=7882Н

3.2. Проверочный расчёт валов

Отказ вала возможен из-за усталостного повреждения или пластической деформации при кратковременных перегрузках.

1. Расчёт коэффициентов запаса валов при одновременном действии нормальных (от изгиба) и касательных (от кручения) переменных напряжениях выполняют по формуле для каждого из концентраторов в сечении с наибольшими значениями напряжений:

s = (s_s_) / (s²_ + s²_) ^½  [s], (11)

где коэффициент запаса по касательным напряжениям

s_ = _-1/ (_a К_Д +__m),

коэффициент запаса по нормальным напряжениям

s_ =  _-1 / (_aК_Д + __m);

[s] – нормативный коэффициент запаса; принимается обычно в пределах в пределах [s] = 1,5 ... 2,5 в зависимости от типа машины, требований к безопасности работы и принятой расчётной схемы.

При определении амплитудных значений _aи _aи средний значений _m и _mпринимается цикл нормальных переменных напряжений симметричным, а цикл касательных напряжений – отнулевым:

_m= 0,

_a= М_/ W_z,

_a= _m= 0,5Т/ W_Р, (12)

где М_ = (М_z² + М_y²)^1/2– суммарный изгибающий момент в рассматриваемом сечении; Т и d –крутящий момент и диаметр вала в данном сечении.

Эпюры моментов представлены на (рис.10,11,12)

Рис 10 Cхема нагружения в плоскости XOY

Рис 11 Cхема нагружения в плоскости XOZ

Пример определения моментов в характерных точках для схемы на рис. 10:

- момент в. C:

M_yC= Y_A *AC=1355*0,033=44,715Нм

момент в т. B:

M_yB= F_M *BC=3174*0,1=317,46Нм

Найдем суммарный изгибающий момент

Расчет коэффициентов запаса прочности выполняем для сечения вала в опоре B.

Изгибающий момент М_ = 318,5 Нм;

Крутящий момент Мкр = 651,3 Нм.

В этом сечении два концентратора: галтельный переход и посадка с натягом внутреннего кольца подшипника на валу.

1)Оценка коэффициента запаса по посадке с натягом:

Для среднеуглеродистых нелегированных сталей коэффициенты _и _ сталей зависят от материала. В курсовом проекте можно использовать следующие значения:

_=0,1, _ = 0,05;

Значения предела выносливости принимают по справочным данным для конкретного материала. В данном проекте для конструкционных сталей можно использовать приближённые соотношения:

 _-1 (0,55 – 0,0001_в) _в;

_-1 0,55 …0,65 _-1 (13)

Коэффициентами К_Д и К_Д учитывают влияние конструктивных и технологических факторов на предел выносливости деталей по сравнению с образцами, изготовленными из материалов, сходных по химическому составу и основным прочностным характеристикам:

К_Д = (К_/ К_d + 1/ К_F– 1)/(К_VК_А), (14)

К_Д = (К_/ К_d + 1/ К_F– 1)/(К_VК_А).

К_=  _-1 /  _-1К  1 – эффективный коэффициент концентрации напряжений (таблица 10);

К_d =  _-1Д /  _-1  1 – масштабный коэффициент учитывает снижение предела выносливости образцов крупных размеров по сравнению с образцами диаметром 7 ... 10 мм (таблица 11). Значения этого коэффициента приводятся в справочниках иногда совместно с коэффициентомК_ в виде отношения К_/ К_d (таблица 12).

К_F– коэффициент качества поверхности детали (таблица 13).

К_V – коэффициент поверхностного упрочнения (поверхностный наклёп, поверхностная закалка, цементация, азотирование и др., создающие в поверхностном слое напряжения сжатия при изготовлении детали).

К_А– коэффициент анизотропии материала и размеров заготовки. В данной работе коэффициенты К_Vи К_А принимаем равными единице.

Таблица 10