Расчет и проектирование одноступенчатого зубчатого редуктора

КНά – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями;

            КНβ - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине;

            КНu - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении.

            Уточняем коэффициент нагрузки

            КНά =1,09;                                                                 [1,c.39, табл.3.4]

            КНu =1;                                                                      [1,c.40, табл.3.6]

            ;       ;      ,

тогда КНβ =1,2;                                                                     [1,c.39, табл.3.7]

            КН =1,09×1,2×1;           КН =1,308.

Сделав подстановку в формулу (3.12) получим

            ;

            МПа.

            Определяем ∆σН

                        ;

                        ;           недогрузки,

что допускается.

            Определяем силы в зацеплении

- окружная

                        ;                                                                                       (3.13)

            ;    Н;

- радиальная

;                                                                          (3.14)

            ;    Н;

- осевую

                        ;                                                                                      (3.15)

            ;     Н.

            Практика показывает, что у зубчатых колес с НВ<350 выносливость на изгиб обеспечивается с большим запасом, поэтому проверочный расчет на выносливость при изгибе не выполняем.

Все вычисленные параметры заносим в табл.2.                                                                                                                                                                                                          Таблица 2

Параметры закрытой зубчатой передачи

Параметр

Шестерня

Колесо

mn,мм

2

βº

10º16’

ha,мм

2

ht,мм

2,5

h,мм

4,5

с, мм

0,5

d,мм

63

187

dа,мм

67

191

df,мм

58

182

b, мм

44

40

аW,мм

125

v, м/с

1,59

1,58

Ft, Н

2431

Fr, Н

899,3

Fа, Н

163,7

           


 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

4 Расчет тихоходного вала редуктора

            4.1 Исходные данные

Исходные данные выбираем из табл.1 и табл.2 с округлением до целых чисел:

            Н;

            Н;

            Н.

            ;

            Н;

            Т3=219Н;

            d=187мм;

            b=40мм.

По кинематическое схеме привода составляем схему усилий, действующих на валы редуктора. Для этого мысленно расцепим шестерню и колесо редуктора. По закону равенства действия и противодействия :

            Fa1= Fa2= Fa;

            Ft1= Ft2= Ft;

            Fr1= Fr2= Fr.

Схема усилий приведена на рис.3.

            Рис.3 Схема усилий, действующих на валы редуктора


            4.2 Выбор материала вала

 Назначаем материал вала. Принимаем сталь 45 с пределом прочности σв = 700МПа

[1,c.34, табл.3.3].

Определяем пределы выносливости материала вала при симметричном цикле изгиба и кручения

                                                                       [1,c.162]

                                                                       [1,c.164]

            ;        МПа;

            ;          .

           

4.3 Определение диаметров вала

Определяем диаметр выходного конца вала под полумуфтой из расчёта на чистое кручение

                                                                                            (4.1)

где [τк]=(20…40)Мпа                                                          [1,c.161]

Принимаем [τк]=30Мпа.

                        ;        мм.

            Согласовываем dв с диаметром муфты упругой втулочной пальцевой МУВП, для этого определяем расчетный момент, передаваемый муфтой

                        Тр3=Т3×К                                                                                            (4.2)

            где К – коэффициент, учитывающий условия эксплуатации привода.

            К=1,3…1,5                                                               [1,c.272, табл.11.3]

Принимаем К=1,5

Подставляя в формулу (4.2) находим:

                        Тр3=219×1,5;

                        Тр3=328,5Нм.

            Необходимо соблюдать условие

                        Тр3<[T]                                                                                              (4.3)

где [Т] – допускаемый момент, передаваемый муфтой.

В нашем случае необходимо принять [Т] 500Ни [1,c.277, табл.11.5]

Тогда принимаем окончательно

                        dм2=40мм;

                        lм2=82мм. (Длина полумуфты) Тип 1, исполнение 2.

            Проверяем возможность соединения валов стандартной муфтой

                        ;

            ;         мм.

            Так как соединение валов стандартной муфтой возможно.

            Принимаем окончательно с учетом стандартного ряда размеров Rа40:

            мм.

            Намечаем приближенную конструкцию ведомого вала редуктора (рис.4), увеличивая диаметр ступеней вала на 5…6мм, под уплотнение допускается на 2…4мм и под буртик на 10мм.

           

                        Рис.4 Приближенная конструкция ведомого вала

           

мм;

мм – диаметр под уплотнение;

мм – диаметр под подшипник;

мм – диаметр под колесо.




4.4 Эскизная компоновка ведомого вала

            Назначаем предварительно подшипники шариковые радиальные однорядные средней серии по мм подшипник №308, у которого Dп=90мм; Вп=23мм [1,c.394, табл.П3].

            Выполняем эскизную компоновку вала редуктора. Необходимо определить длину вала L и расстояния от середины подшипников до точек приложения нагрузок a, b и с (рис.5).

Рис.5 Эскизная компоновка ведомого вала


е=(8…12)мм – расстояние от торца подшипника до внутренней стенки корпуса редуктора;

К=(10-15)мм – расстояние от внутренней стенки корпуса до торца зубчатого колеса.

Принимаем

lст=b+10мм – длина ступицы колеса:

lст=40+10=50мм;

(30…50)мм - расстояние от торца подшипника до торца полумуфты.

Принимаем  40мм.

Определяем размеры а, b, с и L.

а=b=Вп/2+е+К+lст/2;

а=b=23/2+10+11+50/2;

а=b=57,5мм

Принимаем а=b=58мм.

            с= Вп/2+40+lм/2;

            с=23/2+40+82/2;

            с=93,5мм

Принимаем с=94мм.

            L=Вп/2+a+b+c+ lм/2;

            L=23/2+58+58+94+82/2;

            L=262,5мм;

Принимаем L=280мм.


4.5 Расчет ведомого вала на изгиб с кручением.

Заменяем вал балкой на опорах в местах подшипников.

Рассматриваем вертикальную плоскость (ось у)

Изгибающий момент от осевой силы Fа будет:

            mа=[Fa×d/2]:

            mа=164·187×10-3/2;

mа=30,7Н×м.

Определяем реакции в подшипниках в вертикальной плоскости.

1åmАу=0

-RBy·(a+b)+Fr·a- mа=0

RBy=(Fr·а- mа)/ (a+b);

RBy= (899·0,058-30,7)/ 0,116;

RBy==184,8Н

Принимаем RBy=185Н

2åmВу=0

RАy·(a+b)-Fr·b- mа=0

RАy==(Fr·b+ mа)/ (a+b);

RАy =(899·0,058+30,7)/ 0,116;

RАy =714,15Н

Принимаем RАy=714Н

Проверка:

åFКу=0

RАy- Fr+ RBy=714-899+185=0

            Назначаем характерные точки 1,2,2’,3 и 4 и определяем в них изгибающие моменты:

            М1у=0;

Страницы: 1, 2, 3, 4, 5



Реклама
В соцсетях
рефераты скачать рефераты скачать рефераты скачать рефераты скачать рефераты скачать рефераты скачать рефераты скачать