Цилиндрического редуктора 2 страница. где – угол эвольвентного зацепления, ;

; (4.2)

где – угол эвольвентного зацепления, ;

– уточнённый угол наклона зубьев, град.

Н.

Рис. 4.1. Схема сил в зацеплении.

5. ПРОВЕРКА ЗУБЬЕВ КОЛЁС ПО КОНТАКТНЫМ НАПРЯЖЕНИЯМ

И НАПРЯЖЕНИЯМ ИЗГИБА

Определяем окружную скорость, м/с:

, (5.1)

где – угловая скорость ведомого вала редуктора, рад/с;

– делительный диаметр колеса, мм.

м/с.

Определяем степень точности (стр. 17, /1/). При окружной скорости м/с (для шевроных цилиндрических передач) принимаем 8 степень точности.

Определяем отношение .

Определяем расчётные контактные напряжения, МПа:

, (5.2)

где – межосевое расстояние, мм;

– вращающий момент на ведомом валу редуктора, Н м;

– коэффициент нагрузки;

– передаточное число редуктора;

– ширина венца зубчатого колеса, мм.

Определяем коэффициент нагрузки:

, (5.3)

где – коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями, (стр. 18, /1/);

– коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине венца, (стр. 18, /1/);

– динамический коэффициент, (стр. 19, /1/).

.

МПа МПа.

Определяем отклонение значения расчётного контактного напряжения от допускаемого по формуле:

. (5.4)

Если получится отрицательное значение, то имеет место недогрузка, а если положительное – перегрузка. Допускается недогрузка передачи до 10% и перегрузка – до 5% (стр. 65, /3/).

.

Отклонение допустимо.

6. ПРОЕКТИРОВОЧНЫЙ Расчет валов РЕДУКТОРА

Опред еляем диаметры выходных концов валов редуктора, мм, по формуле:

, (6.1)

где – вращающий момент на соответствующем валу редуктора, ;

– допускаемое напряжение при кручении, принимаем МПа (стр. 22, /1/).

Ведущий вал редуктора:

мм.

Принимаем стандартное значение мм.

Определяем диаметр вала под подшипник, мм:

, (6.2)

где – высота буртика, для вала диаметром 20мм принимаем мм (стр. 23, /1/).

мм.

Принимаем диаметр вала под подшипник мм.

Шестерню выполняем за одно целое с валом.

Рис. 6.1. Схема ведущего вала редуктора.

Ведомый вал редуктора:

мм.

Принимаем стандартное значение мм.

Определяем диаметр вала под подшипник, мм:

, (6.3)

где – высота буртика, для вала диаметром 52мм принимаем мм (стр. 23, /1/) мм.

Принимаем диаметр вала под подшипник мм.

Определяем диаметр вала под зубчатым колесом, мм:

, (6.4)

где – координаты фаски подшипника, для вала диаметром 60мм принимаем мм (стр. 23, /1/).

мм.

Принимаем диаметр вала под зубчатым колесом мм.

Остальные диаметры валов примем при окончательной конструктивной разработке.

Определяем длину выходных концов валов редуктора, мм:

; (6.5)

мм;

мм.

Рис. 6.2. Схема ведомого вала редуктора.

7. Конструктивные размеры зубчатой пары

Шестерню выполняем за одно целое с валом, её размеры определены выше:

мм; мм; мм; мм.

Колесо зубчатое кованное:

мм; мм; мм; мм; мм.

Шевронные зубчатые колёса будем изготавливать с дорожкой в середине колеса для выхода режущего инструмента.

Определяем ширину дорожки, мм:

; (7.1)

где – нормальный модуль зацепления, мм.

мм.

Принимаем ширину дорожки мм.

Определяем диаметр ступицы, мм:

; (7.1)

мм.

Принимаем диаметр ступицы мм.

Определяем длину ступицы, мм:

; (7.2)

мм.

Принимаем длину ступицы равную сумме ширины дорожки и ширины венца зубчатого колеса мм.

Определяем толщину обода, мм:

; (7.3)

где – нормальный модуль зацепления, мм.

мм.

Принимаем толщину обода мм (стр. 26, /1/).

Определяем толщину диска, мм:

, (7.4)

где – ширина венца зубчатого колеса, мм.

мм.

Принимаем толщину диска мм.

Определяем внутренний диаметр обода колеса, мм:

. (7.5)

мм.

Принимаем внутренний диаметр обода колеса мм.

Определяем диаметр центровой окружности, мм:

. (7.6)

мм.

.

Принимаем диаметр центровой окружности мм

Определяем диаметр отверстий, мм:

; (7.7)

мм.

Пр инимаем диаметр отверстий мм.

Определяем размер фасок на торцах зубьев, мм:

; (7.8)

мм.

Принимаем мм.

8. КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ КОРПУСА И КРЫШКИ РЕДУКТОРА

Определяем толщину стенок корпуса и крышки редуктора, мм:

; (8.1)

; (8.2)

мм;

мм.

Принимаем для литого корпуса мм (стр. 27, /1/).

Определяем толщину фланцев верхнего пояса корпуса и пояса крышки редуктора, мм:

; (8.3)

; (8.4)

мм.

Определяем толщину фланца нижнего пояса корпуса, мм:

; (8.5)

мм.

Принимаем толщину фланцев нижнего пояса корпус мм.

Определяем диаметр фундаментальных болтов, мм:

; (8.6)

мм.

Принимаем болты с резьбой М16 2,0; мм.

Определяем диаметр болтов, соединяющих крышку с корпусом у подшипников, мм:

; (8.7)

мм.

Принимаем болты с резьбой М12 1,75; мм.

Определяем диаметр болтов, соединяющих крышку с корпусом, мм:

; (8.8)

мм.

Принимаем болты с резьбой М10 1,5; мм.

Определяем размеры, определяющие положения болтов у подшипников, мм:

; (8.9)

мм.

Принимаем мм.

9. ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ И ПРОВЕРКА ИХ ДОЛГОВЕЧНОСТИ

Для ведущего вала редуктора предварительно принимаем шариковые радиальные однорядные подшипники лёгкой серии 108.

Для ведомого вала редуктора предварительно принимаем шариковые радиальные однорядные подшипники лёгкой серии 112.

Характеристики подшипников заносим в таблицу 9.1.

Таблица 9.1 – Характеристики предварительно выбранных подшипников

Ведомый вал.

Усилие в зацеплении: Н; Н

Помимо усилий в зацеплении на ведомый вал редуктора действует сила от соединительной муфты.

Определяем усилие от муфты по эмпирической зависимости, Н:

, (9.1)

где – вращающий момент на ведомом валу редуктора, Н м.

Н.

Из эскизной компоновки: мм.

Определяем расстояние от точки действия силы от муфты до середины ближайшей опоры, мм:

l_м =0,7× d_в2 +50. (9.2)

l_м =0,7×60+50=90мм.

Принимаем l_м =90мм.

Частота вращения вала: об/мин.

Составляем расчётную схему вала и определяем опорные реакции, Н.

В плоскости yz.

Рис. 9.2. Расчётная схема ведомого вала редуктора.

; ;

Н.

; .

Н.

Проверяем правильность решения:

; .

Реакции определены правильно.

В плоскости xz.

С учётом симметричного расположения зубчатого колеса относительно опор:

Н.

Определяем суммарные радиальные реакции, используем формулу 9.3:

Н.

Н.

Подшипники будем подбирать по более нагруженной опоре 3.

Определяем эквивалентную нагрузку. Н:

, (9.4)

где – коэффициент вращения, при вращении внутреннего кольца подшипника (стр. 38, /1/);

– суммарная радиальная нагрузка опоры 3, Н;

– коэффициент безопасности, (стр. 39, /1/);

– температурный коэффициент, (стр. 39, /1/).

Н.

Определяем долговечность предварительно выбранных подшипников в часах, по формуле 9.5:

, (9.5)

где – частота вращения ведущего вала редуктора, об/мин

– динамическая грузоподъёмность предварительно принятых для ведущего вала редуктора подшипников, кН;

– эквивалентная нагрузка наиболее нагруженной опоры, Н;

– показатель степени, для шарикоподшипников (стр. 39, /1/).

ч.

Долговечность подшипников 113 значительно превышает необходимое значение для цилиндрических редукторов (10000…36000ч). Это связано с тем, что диаметр вала под подшипники выбирали конструктивно ориентируясь на диаметр выходного конца, определённого по заниженным допускаемым напряжениям.

Окончательно принимаем для ведущего вала редуктора шариковые радиальные однорядные подшипники особо лёгкой серии 113.С превышением колличества часов, так как не провозим за счет гибкой передачи.

Характеристики окончательно принятых подшипников водим в таблицу 9.2.

Таблица 9.2 – Характеристики окончательно выбранных подшипников

10. ПОДБОР ШПОНОК И ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЁТ ШПОНОЧНЫХ

СОЕДИНЕНИЙ

Для крепления на валах редуктора муфты, зубчатого колеса и шкива ременной передачи принимаем призматические шпонки со скругленными концами по ГОСТ 23360 – 78.

Размеры шпонок и шпоночных пазов принимаем по диаметру вала и длине ступицы.

Шпоночное соединение проверяем на смятие:

, (10.1)

где – вращающий момент на валу, Н м;

– диаметр вала, мм;

– ширина шпонки, мм;

– высота шпонки, мм;

– длина шпонки, мм;

– глубина паза на валу, мм.

Ведущий вал редуктора: Н м; мм; мм.

Принимаем допускаемые напряжения смятие при стальной ступице шкива МПа.

Шпонка () по ГОСТ 23360 – 78; мм (стр. 43, /1/).

Дата добавления: 2015-08-31; Просмотров: 484; Нарушение авторских прав?; Мы поможем в написании вашей работы!