РАСЧЕТ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС РЕДУКТОРА
Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками ([1] гл.3 табл.3.3): для шестерни сталь 45, термическая обработка - улучшение, твердость НВ 230; для колеса - сталь 45, термическая обработка-улучшение, 110 твердость на 30 единиц ниже НВ 200. Допускаемые контактные напряжения ([1] гл.3 формуле 3.9)
где - предел контактной выносливости при базовом числе циклов. По ([1] гл.3 табл.3.2) для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев менее НВ 350 и термической обработкой (улучшением) 2HB + 70 КHL- коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают КHL =1; коэффициент безопасности 1,10. Для косозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение по ([1] гл.3 формуле 3.10) [σН]=0,45([σН1]+[σН2]) для шестерни
для колеса МПа. Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение [σН]= 0,45 (482 + 428) = 410 МПа. Требуемое условие [σН] 1,23[σН2] выполнено. Коэффициент Кнβ, несмотря на симметричное расположение колёс относительно опор (см. рис.2.1), примем выше рекомендуемого для этого случая, так как со стороны цепной передачи действуют силы, вызывающие дополнительную деформацию ведомого вала и ухудшающие контакт зубьев. Принимаем предварительно по ([1] табл.3.1.) как случае, несимметричного расположения колес, значение Кнβ =1,25. Принимаем для косозубых колес коэффициент ширины венцапо межосевому расстоянию (см. [1] с.36)
Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев по ([1] гл.3 формуле 3.7) мм, где для косозубых колес , а передаточное число нашего редуктора Ближайшее значение межосевого расстояния по 1 ряду ГОСТ 2185-66 200 мм (см. [1] с.36). Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации:
Примем предварительно угол наклона зубьев = 10° и определим числа зубьев шестерни и колеса ([1] см. формулу 3.16)
Принимаем =26; тогда = Уточнённое значение угла наклона зубьев Основные размеры шестерни и колеса: диаметры делительные: мм; мм; Проверка: мм, диаметры вершин зубьев: мм; мм; ширина колеса мм; ширина шестерни мм = 85мм. Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:
Окружная скорость колес и степень точности передачи м/с. При такой скорости для косозубых колес следует принять 8-ю степень точности (см. [1] с.32). Коэффициент нагрузки Значения даны в ([1] гл.3 табл.3.5); при , твердости НВ 350 и несимметричном расположении колес относительно опор с учетом изгиба ведомого вала от натяжения цепной передачи 1,155. По ([1] гл.3 табл.3.4) при =3.39 м/с и 8-й степени точности 1,08. По ([1] гл.3 табл.3.6) для косозубых колес при =5 м/с имеем = 1,0. Таким образом, . Проверка контактных напряжений по ([1] гл.3 формуле 3.6):
МПа< [σН] 410МПа Силы, действующие в зацеплении: ([1] гл.8 формулы 8.3 и 8.4 ) окружная Н; радиальная Н; осевая Н.
По ([1] гл.3 формуле 3.25): . Здесь коэффициент нагрузки (см. [1] с.42). По ([1] гл.3 табл.3.7) при 1,275, твердости и несимметричном расположении зубчатых колес относительно опор = 1,33. По ([1] гл.3 табл.3.8) = 1,3. Таким образом, коэффициент KF = 1,34 ·1,3 = 1,73; YF - коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев (см.[1] гл.3, пояснение к формуле 3.25): у шестерни у колеса = 3,84 и = 3,60 (см. [1] с.42). Допускаемое напряжение по ([1] гл.3 формуле 3.24) . По ([1] гл.3 табл.3.9) для стали 45 улучшенной при твердости НВ 350 1,8НВ. для шестерни 1,8·230 = 414 МПа; для колеса 1,8·200=360 МПа. - коэффициент безопасности (см.[1] гл.3, пояснение к формуле 3.24), где =1,75, =1(для поковок и штамповок). Следовательно, = 1,75. Допускаемые напряжения: для шестерни = МПа;
Находим отношения : для шестерни = 62 МПа; для колеса = 57,2 МПа. Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше. Определяем коэффициенты и (см.[1] гл.3, пояснение к формуле 3.25): ; ; для средних значений коэффициента торцового перекрытия и 8-й степени точности . Проверяем прочность зуба колеса по(см.[1] гл.3, формула 3.25):
Условие прочности выполнено.
Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям. Ведущий вал: диаметр выходного конца при допускаемом напряжении 25 МПа (см.[1] гл.8, формула 8.16) 28 мм. Округляем из стандартного ряда =42 мм, dк=40 мм, =32мм. Ведомый вал: Учитывая влияние изгиба вала от натяжения цепи, принимаем 20 МПа. Диаметр выходного конца вала мм. dп=60 мм, =65 мм, =55мм. Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда (см.[1] гл.VIII, пояснение к формуле 8.16): 55 мм. Диаметр вала под подшипниками принимаем 60 мм, под зубчатым колесом 65 мм. Диаметры остальных участков валов назначают исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора.
Шестерню выполняем за одно целое с валом,ее размеры определены выше: 66,66 мм; 71,66 мм; 85 мм. Колесо кованое (см.[1] гл.X, табл. 10.1): 333,33 мм; 338,33 мм; 80 мм. Диаметр ступицы 1,6·65 = 104 мм; длина ступицы мм, принимаем 80 мм. Толщина обода мм, принимаем мм. Толщина диска С = 0,3∙ 0,3·80 = 24 мм.
Толщина стенок корпуса и крышки: 0,025·200+1 6 мм, принимаем мм; 0,02·200 + 1 = 5 мм, принимаем мм. Толщина фланцев поясов корпуса и крышки: верхнего пояса корпуса и пояса крышки мм; мм; нижнего пояса корпуса мм; принимаем 20 мм. Диаметр болтов: фундаментных мм; принимаем болты с резьбой М20; крепящих крышку к корпусу у подшипников мм; принимаем болты с резьбой М16; соединяющих крышку с корпусом мм; принимаем болты с резьбой М12.
Выбираем приводную роликовую однорядную цепь (см.[1] гл.VII, пояснение к формуле 7.15). Вращающий момент на ведущей звездочке Н·мм. Передаточное число было принято ранее Число зубьев: ведущей звездочки (см.[1] с.148) ; ведомой звездочки . Принимаем и . Тогда фактическое Отклонений нет. Расчетный коэффициент нагрузки (см.[1] гл.VII, пояснение к формуле 7.38) , где - динамический коэффициент при спокойной нагрузке; учитывает влияние межосевого расстояния; учитывает влияние угла наклона линии центров; учитывает способ регулирования натяжения цепи; при периодическом регулировании натяжения цепи; при непрерывной смазке; учитывает продолжительность работы в сутки, при односменной работе . Для определения шага цепи по (см.[1] гл.VII, формула 7.38), надо знать допускаемое давление в шарнирах цепи. В ([1] гл.VII, табл. 7.38) допускаемое давление задано в зависимости от частоты вращения ве
об/мин. Среднее значение допускаемого давления при об/мин МПа. Шаг однорядной цепи Подбираем по ([1] гл.VII, табл. 7.15) цепь ПР-25,4-60 по ГОСТ 13568 -75, имеющую 31,75 мм; разрушающую нагрузку кН; массу 3,8 кг/м; 262 мм2. Скорость цепи м/с Окружная сила Н. Давление в шарнире проверяем по формуле (см.[1] гл.VII, формула 7.39) МПа. Уточняем по ([1] гл.VII, табл. 7.18) допускаемое давление МПа. Условие < выполнено. В этой формуле 29 МПа табличное значение допускаемого давления по ([1] гл.VII, табл. 7.15) при 200 об/мин и мм. Определяем число звеньев цепи по (см.[1] гл.VII, формула 7.36)
. Тогда Принимаем . Уточняем межосевое расстояние цепной передачи по (см.[1] гл.VII, формула 7.37) Для свободного провисания цепи предусматриваем возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,4 %, т. е. на мм. Определяем диаметры делительных окружностей звездочек (см.[1] гл.VII, формула 7.34) мм. мм. Определяем диаметры наружных окружностей звездочек (см.[1] гл.VII, формула 7.35) мм где 19,05 мм - диаметр ролика цепи ([1] гл.VII, табл. 7.15); мм. Силы, действующие на цепь: окружная Н - определена выше;
от провисания Н, где 1,5 при угле наклона передачи 450 (см. [1] с. 151). Расчетная нагрузка на валы Н. Проверяем коэффициент запаса прочности цепи по ([1] гл.VII, формула 7.40) Это больше, чем нормативный коэффициент запаса (см. [1] гл.VII, табл. 7.19); следовательно, условие s > выполнено. Размеры ведущей звездочки: ступица звездочки мм; мм; принимаем мм; толщина диска звездочки мм. где - расстояние между пластинками внутреннего звена ([1] гл.VII, табл. 7.15). Размеры ведомой звездочки: ; , принимаем мм;
Ведущий вал. Из предыдущих расчетов имеем 3240 Н, 1210 Н и 717 Н; из первого этапа компоновки 82 мм. Реакции опор: в плоскости xz Н; в плоскости yz
Проверка:
Суммарные реакции Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 1. Намечаем радиальные шариковые подшипники 308: 40 мм; 90 мм; 23 мм; 41,0 кН и 22,4 кН. Эквивалентная нагрузка по формуле в которой радиальная нагрузка 1786 Н; осевая нагрузка 717 Н; V= 1 (вращается внутреннее кольцо);
коэффициент безопасности для приводов ленточных конвейеров ; 1 ([1] см. табл. 9.19-9.20). Отношение ; этой величине (по [1] табл. 9.18) соответствует . Отношение >e; 0,56 и 1,88. Н. Расчетная долговечность, млн. об [[1] формула (9.20)] млн.об. Расчётная долговечность, ч ч, что больше установленных ГОСТ 16162-85 (см. также [1]с. 307). Ведомый вал несет такие же нагрузки, как и ведущий: 3240 Н, 1210 Н и 717 Н; Нагрузка на вал от цепной передачи Н Составляющие этой нагрузки Н. Из первого этапа компоновки 82 мм. Реакции опор: в плоскости xz H. H. Проверка: в плоскости xy H. Проверка: Суммарные реакции Н Н Выбираем подшипники по более нагруженной опоре 4. Роликоподшипники радиальные 312 средней узкой серии (см.[1] таб. П3): 60 мм; 130 мм; 31 мм; 81,9 кН и 48,0 кН. Отношение ; этой величине (по [1] табл. 9.18) соответствует (получаем, интерполируя). Отношение < ; следовательно, Поэтому Н. (Примем 1,2, учитывая, что цепная передача усиливает неравномерность нагружения.) Расчетная долговечность, млн. об млн.об. Расчётная долговечность, ч ч, Для зубчатых редукторов ресурс работы подшипников может превышать 36000ч. (таков ресурс самого редуктора), но не должен быть менее 10000ч. (минимально допустимая долговечность подшипника). В нашем случае подшипники ведущего вала 308 имеет ресурс ч., а подшипники ведомого вала 312 имеют ресурс ч.
Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения - по отнулевому (пульсирующему). Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности s для опасных сечений и сравнении их с требуемыми (допускаемыми) значениями [s]. Прочность соблюдена при s [s]. Будем производить расчет для предположительно опасных сечений каждого из валов. Ведущий вал: Материал вала тот же, что и для шестерни (шестерня выполнена заодно с валом), т. е. сталь 45, термическая обработка - улучшение. По ([1] табл. 3.3) при диаметре заготовки до 90 мм (в нашем случае мм; среднее значение 780 МПа. Предел выносливости при симметричном цикле изгиба МПа. Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений МПа. Сечение А-А. Это сечение при передаче вращающего момента от электродвигателя через муфту рассчитываем на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки. Коэффициент запаса прочности где амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла
мм3 МПа Принимаем (см.[1] табл. 8.5); (см. [1] табл. 8.8); (см. [1] с. 166). ГОСТ 16162-78 указывает на то, чтобы конструкция редукторов предусматривала возможность восприятия радиальной консольной нагрузки, приложенной в середине посадочной части вала. Величина этой нагрузки для одноступенчатых зубчатых редукторов на быстроходном валу должна быть при 25·103 Н·мм< < 250·103 Н·мм. Приняв у ведущего вала длину посадочной части под муфту равной длине полумуфты мм, получим изгибающий момент в сечении А - А от консольной нагрузки Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям Результирующий коэффициент запаса прочности получился близким к коэффициенту запаса . Это незначительное расхождение свидетельствует о том, что консольные участки валов, рассчитанные по крутящему моменту и согласованные с расточками стандартных полумуфт, оказываются прочными и что учет консольной нагрузки не вносит существенных изменений. Надо сказать и о том, что фактическое расхождение будет еще меньше, так как посадочная часть вала обычно бывает короче, чем длина полумуфты, что уменьшает значения изгибающего момента и нормальных напряжений. Такой большой коэффициент запаса прочности (28,3 или 8,3) объясняется тем, что диаметр вала был увеличен при конструировании для соединения его стандартной муфтой с валом электродвигателя. По той же причине проверять прочность в сечениях Б - Б и В - В нет необходимости. Ведомый вал. Материал вала - сталь 45 нормализованная; 570 МПа. Пределы выносливости МПа и МПа. Сечение А-А. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки (см.[1] табл. 8.5) и масштабные факторы (см.[1] табл. 8.8); коэффициенты и (см. [1] с. 163 и 166). Крутящий момент Т2 = 540 ·103 Н·мм. Изгибающий момент в горизонтальной плоскости Н ·мм; изгибающий момент в вертикальной плоскости Н ·мм; суммарный изгибающий момент в сечении А - А Н· мм. Момент сопротивления кручению ( 65мм; мм; 7мм;)
Момент сопротивления изгибу (см.[1] табл. 8.5) мм Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений МПа Амплитуда нормальных напряжений изгиба МПа; среднее напряжение Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям Коэффициент
Популярное: Модели организации как закрытой, открытой, частично открытой системы: Закрытая система имеет жесткие фиксированные границы, ее действия относительно независимы... Почему люди поддаются рекламе?: Только не надо искать ответы в качестве или количестве рекламы... Как построить свою речь (словесное оформление):
При подготовке публичного выступления перед оратором возникает вопрос, как лучше словесно оформить свою... Как вы ведете себя при стрессе?: Вы можете самостоятельно управлять стрессом! Каждый из нас имеет право и возможность уменьшить его воздействие на нас... ©2015-2024 megaobuchalka.ru Все материалы представленные на сайте исключительно с целью ознакомления читателями и не преследуют коммерческих целей или нарушение авторских прав. (697)
|
Почему 1285321 студент выбрали МегаОбучалку... Система поиска информации Мобильная версия сайта Удобная навигация Нет шокирующей рекламы |