--PAGE_BREAK--
4.1Определение межосевого расстояния
Межосевое расстояние из условия контактной прочности [1,c.187]
(4.1)
где KHβ– коэффициент расчетной нагрузки;
Ψва – коэффициент ширины зубчатого колеса по межосевому расстоянию;
T2 – вращающий момент на колесе.
(4.2)
где T1 – вращающий момент на шестерне;
η3–К.П.Д. редуктора.
В проектном расчете предварительно принимаем KHβ=1,04,Ψa=0,43[1, с.187].
Назначаем аw
=160 мм
4.2Определение геометрических параметров
Модуль зацепления [2, с.38], мм
m=(0,01÷0,02)aw; (4.3)
m
=(0,01÷0,02)·160=1,6÷3,2.
Назначаем по ГОСТ 2185-86 m=1,6.
Числа зубьев [2,c.38], угол наклона зубьев β=0°
(4.4)
(4.5)
Определяем делительные диаметры
(4.6)
Ширина колеса
(4.7)
Ширина шестерни
(4.8)
4.3Определение геометрических размеров зацепления
Геометрические размеры зацепления [1, с.174], мм
Диаметры окружностей выступов
dai=di+2m; (4.9)
da1=69+2·1,6=72 мм;
da2=250+2·1,6=253 мм.
Диаметры окружностей впадин
dri
=
di
— 2,5
m; (4.10)
dr
1=69-2,5·1,6=65 мм;
dr
2=250-2,5·1,6=246 мм.
4.4Силы, действующие в зацеплении
по[3,c.113]
Окружная:
Ft
=2
T
2/
d
1=2·165600/69=4994 Н. (4.11)
Радиальная:
Fr
=
Ft
·
tgα
/
cosβ
=4994·0,364/1=1818 Н. (4.12)
Осевая:
Fa
=
Ft
·
tgβ=4994·tg0°=0 Н. (4.13)
4.5Проверка прочности зубьев по напряжениям изгиба
по [3, с.157]
(4.14)
где YF– коэффициент формы зуба;
KF– коэффициент нагрузки, принимаем равным 1,1;
Yβ– коэффициент наклона зубьев, при β=0 принимаем равным 1.
Значение коэффициента формы зуба по таблице1.5[3,c.158]
YF
1=3,7 – для шестерни;
YF2=3,6 – для колеса; (4.15)
75>71.
Проверку проводим по зубьям колеса как по менее прочному
Прочность зубьев колеса по напряжениям изгиба обеспечена.
5.Проектный расчет валов
В редукторах общего назначения обычно применяются валы из сероуглеродистой стали 45, улучшение, с твердостью 200 НВ[3,c.121].
Предварительные значения диаметров различных участков стальных валов редуктора определяют по формулам [1,c.42].
для быстроходного вала
(5.1)
(5.2)
для тихоходного вала
(5.3)
Диаметры остальных участков вала назначают по конструктивным соображениям с учетом удобства посадки на вал шестерен, зубчатых колес, подшипников и т.д. [2,c.158].Все диаметры назначают в соответствии с ГОСТ 6636-89 [1, с.289].
6.Выбор подшипников
Для опор валов цилиндрической прямозубой передачи редуктора предварительно намечаем радиальные шариковые подшипники, легко серии по посадочному диаметру dП.
Таблица 1
Обозначение
d
D
B
C
C0
209
45
85
19
33,2
18,6
210
50
90
20
35,1
19,8
7.расчет ременной передачи
По номограмме [4,c.330] в зависимости от частоты вращения меньшего шкива n1=730об/мин и передаваемой мощности P=5,5кВт принимаем сечение клинового ремня Б.
Вращающий момент
(7.1)
Диаметр меньшего шкива
(7.2)
Диаметр большого шкива
(7.3)
согласно таблице 7.8[4,c.133] принимаем d2=315мм.
Уточняем передаточное число
(7.4)
при этом угловая скорость вала будет
(7.5)
Межосевое расстояние
(7.6)
где T0 – высота сечения ремня по таблице 7.7[4,c.132] ,
(7.7)
Принимаем предварительно близкое значение ар=450мм.
Расчетная длина ремня
ближайшее значение по стандарту таблица 7.7[4,c.132] L=1600м.
Уточнение межосевого расстояния с учетом стандартной длинны ремня
(7.8)
где W=0,5π(d1+d2)=0,5 π(125+297)=663мм,
y=(d2-d1)2=(297-125)2=29584мм2,
Угол обхвата меньшего шкива
(7.9)
Число ремней в передаче
(7.10)
где Кд – коэффициент динамичности и режима работы;
Р0 – мощность передаваемая одним ремнем;
К=Кα·Кl·Кz=0,92·0,95·0,95=0,8303 – корректирующий коэффициент,
принимаем три ремня.
Предварительное натяжение одного ремня
(7.11)
где Ki– коэффициент передаточного отношения, изменяется от 1,12 до 1,14;
Fv – дополнительное натяжение ремня от действия центробежных сил;
Кα – коэффициент угла обхвата, таблица 3.7[4,c.23];
Кl– коэффициент, учитывающий влияния длины ремня на его ресурс, таблица 3.8[4,c.23].
(7.11)
где ρ – плотность ремня, для клиновых ремней равна 11000…1250 кг/м3;
А – площадь поперечного сечения ремня(для сечения Б А= 138 мм2).
Радиальная сила, действующая навал
где (7.12)
продолжение
--PAGE_BREAK--
8.Проверочный расчет валов
8.1
Быстроходный (ведущий) вал
8.1.1 Определяем реакции в подшипниках
Дано: Ft=4994H,
Fr=1818H, Fa=0H, L=118мм, L
1=59мм, d
1=63мм,
L
м=66,5мм, Fм=1411Н.
Вертикальная плоскость:
∑M3=0;
(8.1)
∑M1=0;
(8.2)
8.1.2 Строим эпюру изгибающих моментов относительно Х:
Мx1=0; Mx2=RAy·L1=114·59·10-3=6,7H·м; Mx4=0;
Mx3=-Fм·Lм=-1411·66,5·10-3=-93,8Н·м;
Mx2=-Fм(Lм+L1)+RBy·L1=-1411· (66,5+59)-1297·59=-254Н·м.
Горизонтальная плоскость:
RAx=RBx=Ft/2=4994/2=2497H. (8.3)
8.1.3 Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y:
My2=0; My3=-RAx·L1=-2497·59·10-3=-147Н·м; My4=0.
8.1.4 Строим эпюру крутящих моментов:
Mк=Ft·d1/2=4994·63/2=157Н·м. (8.4)
8.1.5 Определяем суммарные реакции:
(8.5)
(8.6)
8.2
Расчет ведущего вала на выносливость
В этом расчете для опасных сечений вала вычисляем общий коэффициент запаса выносливости [1,c.288]
(8.7)
где [n]=1,5÷5[1,c.288]-рекомендуемая величина коэффициента выносливости;
nσ-коэффициент запаса выносливости с учетом только нормальных напряжений (изгиб) [1,c.288];
nτ-коэффициент запаса выносливости с учетом только касательных напряжений (кручение) [1,c.288];
(8.8)
В этих формулах σ-1 и τ-1 предел выносливости материала вала при
симметричном цикле напряжений изгиба и кручения соответственно, МПа
σ
-1=0,43σ
в; (8.9)
τ
-1=(0,5÷0,58)σ
-1; [1,c.288] (8.10)
σaτaи σmτm– амплитуда и среднее напряжение циклов нормальных и касательных напряжений;
Kσ;Kτ– эффективный коэффициент концентрации напряжений изгиба и кручения в опасном сечении [1,c.290];
εσ;ετ — масштабный коэффициент [1,c.290];
ψσ;ψτ – коэффициент ассиметрии цикла [1,c.292].
Можно считать, что нормальные напряжения в поперечных сечениях вала изменяются по симметричному циклу. Тогда
σm=0, а σa=σU=M/W·2 [1,c.290],
где
(8.11)
Напряжения кручения изменяются по пульсирующему (отнулевому) циклу, поэтому [1,c.289]
(8.12)
где
(8.13)
Суммарный
(8.14)
Изгиб:
σ-1=0,43·570=245,1 МПа,
Kσ
=1,75; εσ
=0,89; ψσ
=0,2;
Кручение:
τ-1=0,5·245,1=122,6 МПа,
Kτ
=1,75; ετ
=,78;
ψτ
=0;
Следовательно, выносливость обеспечена.
8.3
Тихоходный (ведомый) вал
8.3.1 Определяем реакции в подшипниках
Дано: Ft=4994H,
Fr=1818H, Fa=0H, L=120мм, L
1=60мм, d
2=126мм,
L
в=69,5мм, F
в=2359Н.
Вертикальная плоскость:
∑M4=0;
(8.15)
∑M2=0;
(8.16)
8.3.2 Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х:
Мx1=0; Mx2=Fв·Lв=2359·69,5·10-3=164H·м; Mx4=0;
Mx3=Fв· (Lв+L1)-RCy·L1=2359· (69,5+60) ·10-3-2816·60·10-3=137Н·м;
Mx3=RДy·L1=2275·60·10-3=137Н·м.
Горизонтальная плоскость:
∑M4=0;
(8.17)
∑M2=0;
(8.18)
8.3.3 Строим эпюру эпюру изгибающих моментов относительно Y:
Мy1=0; My2=-Fв·Lв=-2359·69,5·10-3=-164H·м; My4=0;
My3=-Fв· (Lв+L1)+RCx·L1=-2359· (69,5+60) ·10-3+6221·60·10-3=68Н·м.
8.3.4 Строим эпюру крутящих моментов:
Mк=Ft·d2/2=4994·126·10-3/2=315Н·м. (8.19)
8.3.5Определяем суммарные реакции, Н:
(8.20)
(8.21)
9.Проверочный расчет подшипников продолжение
--PAGE_BREAK--