Проектирование привода с двухступенчатым зубчатым цилиндрическим соосным редуктором

Подробнее

Размер

435.77K

Добавлен

13.11.2020

Скачиваний

3

Добавил

АНДРЕЙ
Назначение редуктора — понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим. Механизмы для повышения угловой скорости, выполненные в виде отдельных агрегатов, называют ускорителями или мультипликаторами. Редуктор состоит из корпуса (литого чугунного или сварного стального), в котором помещают элементы передачи — зубчатые колеса, валы, подшипники и т. д. В отдельных случаях в корпусе редуктора размещают также устройства для смазки зацеплений и подшипников (например, внутри корпуса редуктора может быть помещен шестеренчатый масляный насос) или устройства для охлаждения (например, змеевик с охлаждающей водой в корпусе червячного редуктора). Редуктор проектируют либо для привода определенной машины, либо по заданной нагрузке (моменту на выходном валу) и передаточному числу без указания конкретного назначения. Второй случай характерен для специализированных заводов, ни которых организовано серийное производство редукторов. На кинематических схемах буквой Б обозначен входной (быстроходный) вал редуктора, а буквой Т — выходной (тихоходный). Редукторы классифицируют по следующим основным признакам: тип передачи (зубчатые, червячные или зубчато-червячные); число ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые и т. д.); тип зубчатых колес (цилиндрические, конические, коническо-цилиндрические и т. д.); относительное расположение валов редуктора в пространстве (горизонтальные, вертикальные); особенности кинематической схемы ( развернутая, соосная, с раздвоенной ступенью и т. д.). Возможности больших передаточных чисел при малых габаритах передачи обеспечивают планетарные и воновые редукторы.
Текстовая версия:

РАСЧЕТ И ПРОЕКТИРОВАНИЕ ЭЛЕМЕНТОВ КОСОЗУБОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ

1.Выбор электродвигателя и кинематический расчет.

По [1,табл. 1.1] примем: КПД пары зубчатых колес 1 = 0,98; коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения, 2 = 0,98; коэффициент, учитывающий потери в опорах вала приводного барабана, 3 = 0,99.

Общий КПД привода:

= 21323 = 0,97 0,97 0,993 = 0,93

Требуемая мощность электродвигателя:

<Object: word/embeddings/oleObject1.bin>

Частота вращения тихоходного вала:

<Object: word/embeddings/oleObject2.bin>

Частота вращения быстроходного вала:

n1 = n3 iоб

n1 = 81 42 = 1248 об/мин

ns n1 = 1500 об/мин

По каталогу [1,табл 5.] принимаем электродвигатель типа 4А100L4, для которого Рдв = 4кВт, nдв = 1500 об/мин,

По [1, табл П5] диаметр конца вала ротора dдв = 28 мм.

Номинальная частота вращения вала двигателя:

nн = ns (1-s) = 1500 ( 1 – 0,047) = 1429,5 об/мин.

где ns – синхронная частота вращения; s – потери.

Фактическое передаточное число:

<Object: word/embeddings/oleObject3.bin>

примем i2 = 4; i1 = 4,412.

2. НАГРУЗОЧНЫЕ ПАРАМЕТРЫ ПЕРЕДАЧИ.

2.1.Угловые скорости валов:

ведущего вала редуктора:

1 = 2 i1 = 3 i1 i2 = 2,7 4,4 4 = 47,65

Промежуточного вала редуктора:

2 = 3 i2 = 2,7 4 = 10,8

2.2.Мощность на промежуточном валу:

P2 = P1 h = P1 1 22 = 4,301 0,97 0,992 = 4,09 кВт.

2.3.Крутящие моменты на валах передачи.

На быстроходном валу:

<Object: word/embeddings/oleObject4.bin>

на промежуточном валу:

<Object: word/embeddings/oleObject5.bin>

на тихоходном валу:

<Object: word/embeddings/oleObject6.bin><Object: word/embeddings/oleObject7.bin>

2.4.Расчетные нагрузки в передаче.

Суммарное число циклов нагружения зубьев на весь срок службы передачи, соответственно для зубьев шестерни и колес равны:

<Object: word/embeddings/oleObject8.bin><Object: word/embeddings/oleObject9.bin>

<Object: word/embeddings/oleObject10.bin>

<Object: word/embeddings/oleObject11.bin>

Переменность нагрузки в передаче при тяжелом режиме нагружения учитывается коэффициентами интенсивности режима нагружения [2, с. 58], которые назначаем ориентируясь на стальные колеса:КНЕ = 0,5при расчете на контактную выносливость , КFE = 0,1 – при расчете на выносливость при изгибе.

Эквивалентное число циклов нагружения зубьев шестерни и колеса:

NHE1 = KHE N1 = 0,5 171,54 107 = 85,77 107

NHE2 = KHE N2 = 0,5 38,88 107 = 19,44 107

NHE3 = KHE N3 = 0,5 9,72 107 = 4,86 107

NFE1 = KFE N1 = 0,1 171,54 107 = 51,462 107

NFE2 = KFE N2 = 0,1 38,88 107 = 11,664 107

NFE3 = KFE N3 = 0,5 9,72 107 = 2,916 107

Максимальная нагрузка на зубья передачи при кратковременных нагрузках:

T1max = kп T1 = 2,0 28,75 = 57,5 Н м

T2max = kп T2 = 2,0 120,61 = 241,22 Н м

T3max = kп T3 = 2,0 471,81 = 943,62 Н м

3. Расчет на прочность зубчатой передачи

3.1.Проектировочный расчет на контактную выносливость

В проектировочном расчете предварительно находятся размеры зубчатой передачи.

3.1.1.Формула для определения основного параметра передачи

Минимальное межосевое расстояние цилиндрической зубчатой передачи:

<Object: word/embeddings/oleObject12.bin>

3.1.2.Материалы зубчатых колес.

Передача предназначена для индивидуального производства и к ней не предъявляются жесткие требования к габаритам. На учитывая значительные кратковременные перегрузки, принимаем для зубчатых колес следующие материалы[2, прлож.3]:

Быстроходная ступень:

Шестерня (1): материал сталь 50; термообработка: закалка в масле при температуре t = 840C, отпуск при t = 500C; В = 1000МПа; Т = 800 МПа; Н1 = 310 НВ.

Колесо (2): материал сталь 45; термообработка: закалка в масле при температуре t = 840C, отпуск при t = 400C; В = 1100МПа; Т = 950 МПа; Н2 = 350 НВ.

Тихоходная ступень:

Шестерня (3): материал сталь 45; термообработка: закалка в масле при температуре t = 840C, отпуск при t = 400C; В = 1100МПа; Т = 950 МПа; Н3 = 350 НВ.

Колесо (4): материал сталь 35 ХГС; термообработка: закалка (объемная) в масле при температуре t = 880C, отпуск (в масле) при t = 400C; В = 1450МПа; Т = 1295 МПа; Н4 = 423 НВ.

3.1.3.Допускаемое контактное напряжение.

Допускаемое контактное напряжение определяется для зубьев шестерни и колеса по формуле:

<Object: word/embeddings/oleObject13.bin>

для зубьев шестерни (1) определяются:

- предел ограниченной контактной выносливости поверхности зубьев при базе испытаний NHO [2, прилож 5]

HlimB1 = 2H1 + 70 = 2 310 +70 = 690 MПа

Предварительно принимается [2, п. 3.1.3.]:

- коэффициент безопасности для колес с однородной структурой материала SH = 1,1

- коэффициент учитывающий шероховатость поверхности ZR = 0,95

коэффициент долговечности находится с учетом базы испытаний и эквивалентного числа циклов нагружения зубьев.

База испытаний определяется по зависимости

NHO1 = 30 H12,4 = 30 3102,4 = 2,86 107

Так как NHO1 = 2,86 107 < NHE1 = 85,77 107,

То для среднего режима нагружения KHL1 = 1

Допускаемое контактное напряжение

<Object: word/embeddings/oleObject14.bin>

Для зубьев колеса (2) и шестерни (3) определяется

HlimB2 = 2H2 + 70 =2 350 + 70 = 770 MПа

ZR = 0,95; SH = 1,1

NHO2 = 30 H22,4 = 30 3502,4 = 3,82 107

Так как NHO2 = 3,82 107 < NHE1 = 19,44 107

KHL2 = 1

<Object: word/embeddings/oleObject15.bin>

Для зубьев колеса (4):

HlimB3 = 2H(HRC)3 18 +150 = 42,3 18 +150 = 911,4 MПа

ZR = 0,95; SH = 1,1

NHO3 = 30 H32,4 = 30 4232,4 = 6,03 107

Так как NHO1 = 6,03 107 > NHE1 = 4,86 107

<Object: word/embeddings/oleObject16.bin><Object: word/embeddings/oleObject17.bin>

<Object: word/embeddings/oleObject18.bin>

В дальнейших расчетах используется допускаемое контактное напряжение, определяемое по формуле:

для быстроходной передачи:

<Object: word/embeddings/oleObject19.bin>

Предварительно принимается [2, п. 3.1.3.]:

- коэффициент безопасности для колес с однородной структурой материала SH = 1,1

- коэффициент учитывающий шероховатость поверхности ZR = 0,95

коэффициент долговечности находится с учетом базы испытаний и эквивалентного числа циклов нагружения зубьев.

База испытаний определяется по зависимости

причем []HP1 1,25[]H1 = 1,25 595,91МПа.

для тихоходной передачи:

<Object: word/embeddings/oleObject20.bin>

[]HP2 1,25[]H2 = 1,25 665 МПа.

3.1.4.Исходные параметры для расчета.

Число зубьев шестерни, на тихоходной передачи, принимаем z3 = 25; число зубьев колеса

z4 = i2 z3 = 4 25 = 100

Угол наклона зубьев принимаем: = 20

тогда фактическое передаточное число:

<Object: word/embeddings/oleObject21.bin>

3.1.5.Расчетные коэффициенты.

Вспомогательный коэффициент ka = 430 [2, прилож. 7]; коэффициент ширины зубчатого венца принимаем а = 0,4 и соответственно

<Object: word/embeddings/oleObject22.bin>;

коэффициент kB,, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца kB = 1,1[2, прилож. 9]

3.1.6.Межосевое расстояние и модуль зубьев.

Минимальное межосевое расстояние:

<Object: word/embeddings/oleObject23.bin>мм

нормальный модуль зубьев:

<Object: word/embeddings/oleObject24.bin>

По ГОСТ 9563-90 принимаем mn = 2 мм [2, прилож. 11];

Тогда межосевое расстояние:

<Object: word/embeddings/oleObject25.bin>мм

принимаем фактическое межосевое расстояние: а = 140 мм.

Тогда фактический угол наклона угол наклона зубьев:

<Object: word/embeddings/oleObject26.bin>

отсюда = 1943'

принимаем числа зубьев у венцов быстроходной передачи:

z1 = 26; z2 = 114;

межосевое расстояние а1 = а2;

передаточное отношение i1 = 4,385

фактическое передаточное отношение:

iф = i2 i1 = 17,54.

3.2. Основные геометрические размеры зубчатых венцов и

Дополнительные расчетные параметры передач.

3.2.1. По ГОСТ 13755-81 для цилиндрических зубчатых передач

параметры исходного контура:

- угол главного профиля =20;

- коэффициент высоты зуба h*a = 1;

- коэффициент радиального зазора с* = 0,25;

- коэффициент высоты ножки зуба h*f = 1,25;

- коэффициент радиуса кривизны переходной кривой * = 0,38.

3.3. Расчет тихоходной передачи.

3.3.1. .Основные размеры шестерни и колеса:

Диаметры делительные:

<Object: word/embeddings/oleObject27.bin>

<Object: word/embeddings/oleObject28.bin>

диаметры вершин зубьев:

da3 = d3 + 2mn = 55,99 + 2 2 = 55,99 мм

da4 = d4 + 2mn =223,96 + 2 2 = 227,96 мм

диаметры впадин зубьев:

df3 = d3 – 2,5mn = 55,99 – 2 2,5 = 50,99 мм

df4 = d4 – 2,5mn = 223,96 – 2 2,5 = 218,96 мм

ширина колеса:

B4 = a a = 0,4 140 = 56 мм

ширина шестерни:

B3 = B4 + (4…5)мм = 56 + (4…5) = 60…61мм

Принимаем ширину шестерни В3 = 60 мм.

3.3.2. Дополнительные расчетные параметры.

Окружная скорость колес тихоходной ступени:

<Object: word/embeddings/oleObject29.bin>

Степень точности передачи 9-В ГОСТ 1643-81 [2, прилож. 12].

Эквивалентные числа зубьев шестерни и колеса:

<Object: word/embeddings/oleObject30.bin>

<Object: word/embeddings/oleObject31.bin>

номинальная окружная сила в зацеплении:

<Object: word/embeddings/oleObject32.bin>

коэффициент торцевого перекрытия:

<Object: word/embeddings/oleObject33.bin>

коэффициент осевого перекрытия

<Object: word/embeddings/oleObject34.bin>

3.3.3. Определение параметров и расчет на контактную выносливость

активных поверхностей зубьев.

Расчетная формула принимается в виде:

<Object: word/embeddings/oleObject35.bin>

Коэффициент учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев:

ZH = 1,77 Cos = 1,77 0,893 = 1,58;

Коэффициент учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес: ZM = 275 Н0,5/мм. [2, прилож. 7].

Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий( = 4,01>0,9)

<Object: word/embeddings/oleObject36.bin>

коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями kHa = 1,05 [2, прилож. 13]; коэффициент kH = 1,1 [п. 3.1.5.]; коэффициент учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении kHv = 1,03 [2, прилож. 14].

3.3.4. Удельная расчетная окружная сила.

<Object: word/embeddings/oleObject37.bin>

Величина допускаемого контактного напряжения не уточняется, []Н = 567,41 МПа

Расчет на контактную выносливость.

<Object: word/embeddings/oleObject38.bin>

3.3.4. Определение параметров и расчет на контактную прочность активных поверхностей зубьев при действии максимальной нагрузки

Допускаемое предельное контактное напряжение:

[]Hmax = 2,8T = 2,8 1295 = 3626 МПа

где Т = 1295 МПа (п. )

Расчет на контактную прочность выполняется по формуле:

<Object: word/embeddings/oleObject39.bin>

3.3.5.Определение параметров и расчет на выносливость зубьев

при изгибе

Расчетная формула применяется в виде:

<Object: word/embeddings/oleObject40.bin>

Расчетные коэффициенты.

Коэффициент учитывающий форму зуба [2, прилож. 15]

YF3 = 3,73 – для зубьев шестерни;

YF4 = 3,6 – для зубьев колеса.

Коэффициент учитывающий перекрытие зубьев Y = 1;

Коэффициент учитывающий наклон зубьев:

<Object: word/embeddings/oleObject41.bin><Object: word/embeddings/oleObject42.bin>

Коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями

<Object: word/embeddings/oleObject43.bin>

где n = 9 [2, п. 3.2.5.].

Коэффициент учитывающий распределение нагрузки по ширине венца kF = 1,24 [2, прилож. 9].

Коэффициент учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении kFV = 1,04 [2, прилож.14].

. Удельная расчетная окружная сила:

<Object: word/embeddings/oleObject44.bin>

3.3.6. Допускаемое напряжение на изгиб для зубьев шестерни и колеса определяется по формуле:

<Object: word/embeddings/oleObject45.bin>

Для зубьев шестерни определяем:

- предел ограниченной выносливости для колес с однородной структурой материала SF = 1,7 [2, прилож. 16];

<Object: word/embeddings/oleObject46.bin>

- коэффициент, учитывающий влияние приложения нагрузки на зубья kFC = 1;

- коэффициент долговечности находим по формуле:

<Object: word/embeddings/oleObject47.bin>, поэтому принимаем kFL = 1.

Допускаемое напряжение на изгиб

<Object: word/embeddings/oleObject48.bin>

Для зубьев колеса соответственно определяем:

FlimB4 = 1,75 H4 = 1,7 423 = 530 МПа;

SF = 1,7; kFC = 1; kFL = 1.

Допускаемое напряжение на изгиб

<Object: word/embeddings/oleObject49.bin>

Расчет на выносливость при изгибе:

<Object: word/embeddings/oleObject50.bin>

<Object: word/embeddings/oleObject51.bin>

3.3.7. Определение параметров и расчет на прочность зубьев при

изгибе максимальной нагрузкой.

Допускаемое предельное напряжение на изгиб

<Object: word/embeddings/oleObject52.bin>

По рекомендациям, принимаются величины, входящие в формулу:

- предельное напряжение, не вызывающее остаточных деформаций или хрупкого излома зубьев, соответственно для шестерни и колеса:

FlimM3 = 4,8 H3 = 4,8 350 = 1680 МПа;

FlimM4 = 4,8 H4 = 4,8 423 = 2030,4 МПа;

- коэффициент безопасности SF = 1,7 [2, прилож. 16].

Допускаемое напряжение на изгиб для шестерни и колеса

<Object: word/embeddings/oleObject53.bin>

<Object: word/embeddings/oleObject54.bin>

3.3.8. Расчет на прочность при изгибе

Расчет выполняется отдельно для зубьев шестерни и колеса.

<Object: word/embeddings/oleObject55.bin>

<Object: word/embeddings/oleObject56.bin>

3.4.Расчет быстроходной передачи.

3.4.1. Основные размеры шестерни и колеса:

Диаметры делительные:

d1 = mn z1 = 2 26 = 52 мм

d2 = mn z2 = 2 114 = 228 мм

диаметры вершин зубьев:

da1 = d1 + 2mn = 52 + 2 2 = 56 мм

da2 = d2 + 2mn =228 + 2 2 = 232 мм

диаметры впадин зубьев:

df1 = d1 – 2,5mn = 52 – 2 2,5 = 47 мм

df2 = d2 – 2,5mn = 228 – 2 2,5 = 223 мм

ширина колеса:

B2 = a a = 0,3 140 = 42 мм

ширина шестерни:

B1 = B2 + (4…5)мм = 42 + (4…5) = 4647мм

Принимаем ширину шестерни В1 = 46 мм.

3.4.2.Дополнительные расчетные параметры

Окружная скорость колес тихоходной ступени:

<Object: word/embeddings/oleObject57.bin>

Эквивалентные числа зубьев шестерни и колеса:

ZV1 = z1 = 26

ZV2 = z2 = 114

номинальная окружная сила в зацеплении:

<Object: word/embeddings/oleObject58.bin>

коэффициент торцевого перекрытия:

<Object: word/embeddings/oleObject59.bin>

3.4.3.Определение параметров и расчет на контактную выносливость

активных поверхностей зубьев.

Расчетная формула принимается в виде:

<Object: word/embeddings/oleObject60.bin>

Коэффициент учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев: ZH = 1,77;

Коэффициент учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес: ZM = 275 Н0,5/мм. [2, прилож. 7].

Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий( = 4,01>0,9)

<Object: word/embeddings/oleObject61.bin>

коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями kHa = 1 [2, прилож. 13]; коэффициент kH = 1,075 [п. 3.1.5.]; коэффициент учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении kHv = 1,15 [2, прилож. 14].

Удельная расчетная окружная сила.

<Object: word/embeddings/oleObject62.bin>

Величина допускаемого контактного напряжения не уточняется, []Н = 667,62 МПа

Расчет на контактную выносливость.

<Object: word/embeddings/oleObject63.bin>

3.4.4.Определение параметров и расчет на контактную прочность активных поверхностей зубьев при действии максимальной нагрузки

Допускаемое предельное контактное напряжение:

[]Hmax = 2,8T = 2,8 950 = 2660 МПа

где Т = 950 МПа (п. )

Расчет на контактную прочность выполняется по формуле:

<Object: word/embeddings/oleObject64.bin>

3.4.5. Определение параметров и расчет на выносливость зубьев

при изгибе

Расчетная формула применяется в виде:

<Object: word/embeddings/oleObject65.bin>

Расчетные коэффициенты.

Коэффициент учитывающий форму зуба [2, прилож. 15]

YF1 = 3,87 – для зубьев шестерни;

YF2 = 3,6 – для зубьев колеса.

Коэффициент учитывающий перекрытие зубьев Y = 1;

Коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями

<Object: word/embeddings/oleObject66.bin>

где n = 9 [2, п. 3.2.5.].

Коэффициент учитывающий распределение нагрузки по ширине венца kF = 1,1 [2, прилож. 9].

Коэффициент учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении kFV = 1,37 [2, прилож.14].

Удельная расчетная окружная сила:

<Object: word/embeddings/oleObject67.bin>

3.4.6. Допускаемое напряжение на изгиб для зубьев шестерни и колеса определяется по формуле:

<Object: word/embeddings/oleObject68.bin>

Для зубьев шестерни определяем:

- предел ограниченной выносливости для колес с однородной структурой материала SF = 1,7 [2, прилож. 16];

<Object: word/embeddings/oleObject69.bin>

- коэффициент, учитывающий влияние приложения нагрузки на зубья kFC = 1;

- коэффициент долговечности находим по формуле:

<Object: word/embeddings/oleObject70.bin>, поэтому принимаем kFL = 1.

Допускаемое напряжение на изгиб

<Object: word/embeddings/oleObject71.bin>

Для зубьев колеса соответственно определяем:

FlimB2 = 1,75 H2 = 1,7 350 = 612,5 МПа;

SF = 1,7; kFC = 1; kFL = 1.

Допускаемое напряжение на изгиб

<Object: word/embeddings/oleObject72.bin>

Расчет на выносливость при изгибе:

<Object: word/embeddings/oleObject73.bin>

<Object: word/embeddings/oleObject74.bin>

3.4.7. Определение параметров и расчет на прочность зубьев при

изгибе максимальной нагрузкой.

Допускаемое предельное напряжение на изгиб

<Object: word/embeddings/oleObject75.bin>

По рекомендациям, принимаются величины, входящие в формулу:

- предельное напряжение, не вызывающее остаточных деформаций или хрупкого излома зубьев, соответственно для шестерни и колеса:

FlimM1 = 4,8 H1 = 4,8 310 = 1488 МПа;

FlimM2 = 4,8 H2 = 4,8 450 = 1680 МПа;

- коэффициент безопасности SF = 1,7 [2, прилож. 16].

Допускаемое напряжение на изгиб для шестерни и колеса

<Object: word/embeddings/oleObject76.bin>

<Object: word/embeddings/oleObject77.bin>

3.4.8.Расчет на прочность при изгибе

Расчет выполняется отдельно для зубьев шестерни и колеса.

<Object: word/embeddings/oleObject78.bin>

<Object: word/embeddings/oleObject79.bin>

4. УСИЛИЯ В ЗАЦЕПЛЕНИИ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ.

Усилия в зацеплении косозубых цилиндрических зубчатых колес определяются по формулам:

- окружное усилие:

<Object: word/embeddings/oleObject80.bin>;

<Object: word/embeddings/oleObject81.bin>;

- радиальное усилие:

<Object: word/embeddings/oleObject82.bin>;

<Object: word/embeddings/oleObject83.bin>;

- осевое усилие:

Fx3 = Ft3 tg = 4308,27 0,5 = 2171,29 H;

Fx4 = Ft4 tg = 4213,34 0,5 = 2123,45 H.

Усилия в зацеплении прямозубых цилиндрических зубчатых колес определяются по формулам:

- окружное усилие:

<Object: word/embeddings/oleObject84.bin>;

<Object: word/embeddings/oleObject85.bin>;

- радиальное усилие:

<Object: word/embeddings/oleObject86.bin>;

Fr2 = Ft2 tg = 1057,98 0,36397 = 385,07 Н.

5. РАСЧЕТ ТИХОХОДНОГО ВАЛА

И ВЫБОР ПОДШИПНИКОВ.

5.1.Предварительный расчет тихоходного вала.

5.1.1. Материал для изготовления

Для предварительного расчета вала выбираем материал: сталь 40, нормализованная; в = 550 МПа; т = 280 МПа [1, прилож. 3].

Допускаемое напряжение на кручение принимаем [] = 35 МПа.

5.1.2. Диаметр выходного участка вала:

<Object: word/embeddings/oleObject87.bin>.

Принимаем d1 = 38 мм [1, прилож. 17].

5.2.Компоновка сборочной единицы тихоходного вала.

а) длина ступицы зубчатого колеса lст = 66 мм;

б) расстояние от торца ступицы до внутренней стенки корпуса = 8 мм;

в) толщина стенки корпуса:

= 0,025 а + 1 = 0,02= 0,025 140 + 1 = 4,5 мм. Принимаем = 8 мм.

г) ширина фланца корпуса

L = (3…4) d = (3…4) 12 + 8 = 44…56. принимаем L = 43 мм.

Здесь диаметр соединительных болтов

d = 0,7 (0,036 a + 12) = 0,7(0,036 140 + 12) = 11,928 мм; принимаем d = 12;

д) размеры для установки соединительных болтов

С1 = 18 мм; С2 = 17 мм; е = 14 мм.

е) ширина подшипника В = 25 мм принята первоначально для подшипника 46 309 с внутренним посадочным диаметром 45 мм и наружным диаметром 100 мм [2, прилож. 20];

ж) размеры h1 = 13 мм и h2 = 11 мм назначены с учетом размеров крышек для подшипников с наружным диаметром 100 мм [2, прилож. 18];

з) ширина мазеудерживающего кольца с = 5 мм и расстояние до подшипника f = 5.

lk = 16 мм.

5.3. Конструирование тихоходного вала.

Диаметры участков вала:

- выходного участка d1 = 38 мм;

- в месте установки уплотнения d2 = 42 мм;

- в месте установки подшипников d3 = 45 мм;

- для посадки косозубого колеса d4 = 50 мм.

Длины участков вала:

- выходного участка l1 = 76 мм;

- в месте установки уплотнения l2 = 33 мм;

- под подшипник l3 = 25 мм;

- под мазеудерживающее кольцо l4 = 16 мм;

- под посадки косозубого колеса l5 = lcт – 4 = 66 – 4 = 62 мм.

5.4.Конструирование быстроходного вала-шетерни.

Диаметры участков вала:

- выходного участка d1 = 26 мм;

- в месте установки уплотнения d2 = 30 мм;

- в месте установки подшипников d3 = 35 мм;

- шестерня d4 = 56 мм.

Длины участков вала:

- выходного участка l1 = 52 мм;

- в месте установки уплотнения l2 = 42 мм;

- под подшипник l3 = 17 мм;

- под мазеудерживающее кольцо l4 = lк = 13 мм;

- под шестерней l5 = 46 мм.

5.5.Проверка статической прочности вала.

5.5.1. Расчетная схема принимается в виде балки на двух шарнирных опорах, нагруженной силами, возникающими в зацеплении.

5.5.2. Радиальные реакции в опорах вала находим в двух взаимно перпендикулярных плоскостях. Составляющие радиальных реакций в направлениях окружной и радиальной сил на каждой из опор вала будут равны:

<Object: word/embeddings/oleObject88.bin>

<Object: word/embeddings/oleObject89.bin>

<Object: word/embeddings/oleObject90.bin>

<Object: word/embeddings/oleObject91.bin>

Суммарные радиальные реакции опор вала:

<Object: word/embeddings/oleObject92.bin>

<Object: word/embeddings/oleObject93.bin>

Осевая реакция опоры 1 равна осевой силе, т.е.

Fa = Fx = 2123,45 Н

5.5.3. Максимальные изгибающие моменты в двух взаимно перпендикулярных плоскостях равны:

Mt = F1t a = 2159,35 58,5 = 12,6 104 Н мм;

Mr1 = F1rx a = 2897,1 58,5 = 17 104 Н мм;

M2r = F2rx b = 1179,68 61,5 = 7,3 104 Н мм;

Результирующий изгибающий момент:

<Object: word/embeddings/oleObject94.bin>

5.5.4. Эквивалентное напряжение в опасном сечении вала находим по формуле:

<Object: word/embeddings/oleObject95.bin>

Здесь напряжение изгиба вала:

<Object: word/embeddings/oleObject96.bin>

напряжение сжатия вала:

<Object: word/embeddings/oleObject97.bin>

напряжение кручения вала:

<Object: word/embeddings/oleObject98.bin>

номинальное эквивалентное напряжение:

<Object: word/embeddings/oleObject99.bin>

Максимальное допускаемое напряжение

<Object: word/embeddings/oleObject100.bin>

Проверка статической прочности вала при кратковременных нагрузках

<Object: word/embeddings/oleObject101.bin>.

5.6. Выбор подшипников качения тихоходного вала.

Для опор тихоходного вала предварительно назначаем подшипники 46 309 [1, прилож. 20] с внутренним диаметром d = 45 мм, динамическая грузоподъемность которого С = 47200 Н и статическая грузоподъемность С0 = 37000 Н.

Для опоры 1: <Object: word/embeddings/oleObject102.bin>, что соответствует е = 0,26 [1, табл. 4].

Отношение <Object: word/embeddings/oleObject103.bin>поэтому [2, табл. 4] Х = 0,56; Y = 1,71, а расчетная динамическая нагрузка

R1 = (X V F1 + Y Fx)kkT = (0,56 1 3613,31 + 1,71 2123,45) 2 1 = 11309 Н

Для опоры 2: <Object: word/embeddings/oleObject104.bin>

Х = 1; Y = 0

R1 = (1 1 2368?48 + 0) 2 = 4736,96 Н

Далее расчёт ведётся для опоры 1, как более нагруженной.

С учётом режима нагружения (Т), для которого коэффициент интенсивности kE=0,8, расчётная эквивалентная динамическая нагрузка на подшипник

RE = kER1 = 0,8 11309 = 9647,2 Н.

Для 90% надёжности подшипников (a1 = l) и обычных условий эксплуатации (а23 = 0,75) расчётная долговечность подшипников в млн.оборотов

<Object: word/embeddings/oleObject105.bin>

Расчётная долговечность подшипника в часах

<Object: word/embeddings/oleObject106.bin>

что больше требуемого (см.п. 1) срока службы передачи.

5.7. Шпоночные соединения

Выбор размеров шпонок

Для проектируемой сборочной единицы тихоходного вала выбираем следующие размеры призматических шпонок [2, прилож.21]:

- на выходном участке вала

b' h' l'=10 8 70; t1' = 5мм;

- под ступицей колеса

b'' h'' l''=14 9 56; t1'' =5,5мм;

Проверка прочности шпоночных соединений

Напряжение смятия боковых граней шпонки, установленной на выходном участке вала

<Object: word/embeddings/oleObject107.bin>

Здесь lp = lb =70 – 10 = 60 мм - рабочая длина шпонки.

Для стальной ступицы, закреплённой на валу детали, допускаемое напряжение смятия принимаем []=130 МПа.

Напряжение смятия шпонки, установленной под ступицей колеса

<Object: word/embeddings/oleObject108.bin>

5.8.Расчёт на выносливость тихоходного вала передачи

Проверка прочности вала на выносливость производится для двух характерных сечений А-А и Б-Б.

Запас прочности вала в сечении А-А определяем по формуле

<Object: word/embeddings/oleObject109.bin>

Предел выносливости вала при кручении -1 = 0,25в =0,25 550 = 137,5 МПа. Амплитуда и среднее напряжение кручения при нереверсивной передаче

<Object: word/embeddings/oleObject110.bin>

Здесь при глубине шпоночной канавки t'1 = 5,5 мм и её ширине b' = 14 мм полярный момент сопротивления сечения вала равен

<Object: word/embeddings/oleObject111.bin>

Концентратором напряжений в сечении А-А является шпоночная канавка. Эффективный коэффициент концентрации напряжений k = l,45 [1,прилож. 23, табл. 42].

Коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения kd = 0,78

Коэффициент влияния шероховатости поверхности kF = l,08 [1,прилож. 25].

Коэффициент влияния упрочнения kV = l , т.к. упрочнение не предусматривается.

Коэффициент чувствительности к асимметрии цикла напряжений = 0,05.

<Object: word/embeddings/oleObject112.bin>

Принимаем [S]=2,0.

Запас прочности в сечении А-А равен

<Object: word/embeddings/oleObject113.bin>

Запас прочности вала в сечении Б-Б

<Object: word/embeddings/oleObject114.bin>

Запас прочности по нормальным и касательным напряжениям

<Object: word/embeddings/oleObject115.bin>

<Object: word/embeddings/oleObject116.bin>

Пределы выносливости материала вала

-1 = 0,45B = 0,45 550 = 274,5 МПа; -1 = 137,5 МПа.

Амплитуда и среднее нормальное напряжение

<Object: word/embeddings/oleObject117.bin>;<Object: word/embeddings/oleObject118.bin>

Здесь при глубине шпоночной канавки t1 = 5,5 мм и её ширине b =14 мм осевой момент сопротивления сечения вала равен

<Object: word/embeddings/oleObject119.bin>

Амплитуда и среднее касательное напряжение

<Object: word/embeddings/oleObject120.bin>

Здесь

<Object: word/embeddings/oleObject121.bin>

В сечении Б-Б концентратором напряжений являются шпоночная канавка и напрессованное колесо.

Для шпоночной канавки <Object: word/embeddings/oleObject122.bin>;<Object: word/embeddings/oleObject123.bin> [1, прилож. 23, табл. 42].

Для напрессовки (посадка k7) <Object: word/embeddings/oleObject124.bin>;<Object: word/embeddings/oleObject125.bin> [1,прилож. 23, табл. 43].

В расчёт вводятся большие значения <Object: word/embeddings/oleObject126.bin> и <Object: word/embeddings/oleObject127.bin>.

Коэффициент влияния шероховатости поверхности kF = l,1 [1,прилож. 25].

Коэффициент влияния упрочнения kV = l , т.к. упрочнение не предусматривается.

Коэффициент чувствительности к асимметрии цикла = 0,10; = 0,05.

<Object: word/embeddings/oleObject128.bin>

<Object: word/embeddings/oleObject129.bin>

Общий коэффициент запаса прочности вала в сечении Б-Б

<Object: word/embeddings/oleObject130.bin>

6.СМАЗКА И УПЛОТНЕНИЕ ЭЛЕМЕНТОВ ПЕРЕДАЧИ.

* Смазка зубчатых колес осуществляется непрерывно за счет окунания зубчатых колес в масло, залитое в корпус редуктора. Глубина погружения колеса в масло 30 мм.

Смазка подшипников осуществляется индивидуально пластичной смазкой.

Наружное уплотнение подшипникового узла со стороны выходного участка вала достигается за счет сальникового уплотнения, поставленного в сквозной крышке, т.к. скорость на поверхности вала

<Object: word/embeddings/oleObject131.bin>

Уплотнение подшипниковых узлов со стороны внутренней части корпуса редуктора осуществляется мазеудерживающими кольцами.