Сравнительная оценка прочности зубьев

 

                           (47)

Проверка изгибной прочности зубьев

 

(48)

 

где Y_β – коэффициент учитывающий наклон зубьев(Y_β=0,9)

К_fα – Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями [(К_fα =1,81) 7, табл.303]

 

 

Определение усилий в зацеплении

Окружные усилия

 

                              (49)

Радиальные усилия

 

                           (50)

Осевые усилия

 

                             (51)

 

№ вала	Частота вращения, мин-1	Передаваемая мощность, кВт	Вращающий момент, кН.м
1
2
3
4

 

Расчет валов

 

Предварительный расчет валов

 

Диаметр конца вала

 

(52)

 

где Т - крутящий момент на рассматриваемом валу;

[τ]_кр - допускаемые напряжения кручения

[τ]_кр=(15…50)мПа

Принимаем d1=26мм; d2 =50мм

 

Определение конструктивных размеров деталей редуктора

 

Конструктивные размеры редуктора определяем по формулам из приложения 1 (подшипники шариковые радиальные однорядные)

1. Компоновка редуктора:

2. Устанавливаем масштаб.

3. Вычерчиваем в зацеплении конические и цилиндрические зубчатые пары.

4. Размещаем подшипники.

5. Конструктивно оформляем зубчатые пары, валы, корпус и т.д.

6. Уточняем расстояние между опорами и положения зубчатых колес относительно опор.

Расчет подшипников

Ведущий вал

Из предыдущих расчетов:

F_t=3457Н - окружное усилие конической передачи;

F_r=1293Н - радиальное усилие конической передачи;

F_x=738Н - осевое усилие конической передачи;

Q=F_b=1373H - усилие натяжения ремня.

Плоскость XZ.

 

 (53)

 

Плоскость YZ

 (54)

Проверка:

 

 (55)

 

Суммарная реакция

 

 (56)

 

Подшипник 207 ГОСТ 8338-75.

C_r=25,5kH; C_or=13,7; r=2.5; B=17мм; D=72мм;.

Осевые составляющие R_s=0 т.к. подшипники радифльные.

Отношение: , отсюда е=0,26.

 

>е, тогда Х=0,56 , У=1,71.

 

Осевую нагрузку при расчетах не учитываем.

Эквивалентная нагрузка

 

(57)

 

гдеV-коэффициент вращения внутреннего кольца[(V=1) 8, стр285]

К_б - коэффициент безопасности при спокойной нагрузки [(К_б=1) 8, стр285];

К_Т - температурный коэффициент [(К_Т=1) 8, стр285];

Расчетная долговечность млн. об.

 

(58)

 

Расчетная долговечность, ч.

 

(59)

,

 

что больше установленных ГОСТ16162-85

Ведомый вал

Из предыдущих расчетов:

F_t=9522Н - окружное усилие конической передачи;

F_r=3543Н - радиальное усилие конической передачи;

F_x=2024Н - осевое усилие конической передачи;

Плоскость XZ.

 

 (60)

 

Плоскость YZ

 (61)

 

Проверка:

 

 

Суммарная реакция

 

(62)

 

Подшипник 217 ГОСТ 8338-75.

C_r=83,2kH; C_or=53,2; r=2.5; B=28мм; D=150мм;.

Осевые составляющие R_s=0 т.к. подшипники радифльные.

Отношение: , отсюда е=0,23.

 

>е, тогда Х=0,56 , У=1,95.

 

Осевую нагрузку при расчетах не учитываем.

Эквивалентная нагрузка

 

(63)

 

гдеV-коэффициент вращения внутреннего кольца[(V=1) 8, стр285]

К_б - коэффициент безопасности при спокойной нагрузки [(К_б=1) 8, стр285];

К_Т - температурный коэффициент [(К_Т=1) 8, стр285];

Расчетная долговечность млн. об.

 

(64)

 

Расчетная долговечность, ч.

 

(65)

,

 

что больше установленных ГОСТ16162-85

 

4.4 Уточненный расчет валов

 

Производим расчет ведущего вала

Материал вала сталь 45, термическая обработка – улучшение.

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба:

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений

Сечение А-А

Коэффициент запаса прочности :

 

(66)

(67)

 

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений, мПа.

 

(68)

      

 

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

 (69)

 

Коэффициент запаса прочности:

 

(70)

 

получился близким к коэффициенту запаса =7,57.

 

Выбор и расчет шпонок

 

Размеры шпонок выбираем из таблиц по ГОСТ 23360-78 (призматические шпонки)

 

Входной вал

 

Для входного вала выбираем шпонку:

bxhxl=8x7x4 ,t₁=4, d_в=26мм, Т2=69500 Н·мм

Расчет ведем по уравнению смятия

 

(71)

 

Так как σ_см<[σ_см], поэтому на входной вал устанавливаем одну шпонку.