2) Число зубьев шестерни Z1 :

Z1 = ZΣ / (u + 1).(2.39)

3) Число зубьев колеса Z2:

Z2 = ZΣ – Z1.(2.40)

4) Окружная скорость колёс v, м/с:

 .(2.41)

5) Уточнённое передаточное число u 21:

u 21 = Z2 /Z1.(2.42)

6) Ширина шестерни b2, мм:

b2 = 1,1 b2.(2.43)

7) Межосевое расстояние, мм:

aW = 0,5·m(Z1 + Z2) + (Х1 + X2 – Δy)m ,(2.44)

где Х1 , X2 – коэффициенты смещения (Х1 = X2=0 [2]); Δy – коэффициент уравнительного смещения (Δy = 0 [2]).

8) Угол наклона линии зуба для прямозубых колёс β = 0.

9) Делительные диаметры d, мм:

d = m · z / cos β.(2.45)

10) Диаметр вершин d a, мм:

d a = d + (2 + 2x– 2Δy)m.(2.46)

11) Диаметр впадин d f , мм:

d f = d – (2,5 – 2x)m.(2.47)

12) Окружная толщина зубьев по делительной окружности St, мм:

St = (π/(2cos β) + 2x·tgα)m.(2.48)

13) Угол зацепления αW:

,(2.49)

где α – угол профиля (α = 20˚).

14) Торцевой коэффициент перекрытия εα:

 .(2.50)

15) Коэффициент суммарной длины контактных линий Zε:

.(2.51)

16) Угол наклона линии зуба по основной окружности βв:

.(2.52)

17) Коэффициенты формы сопряжённых поверхностей зубьев в полосе зацепления Zн:

.(2.53)

18) Рабочее контактное напряжение σн, мПа:

,(2.53)

где  - коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопрягаемых поверхностей (= 275) [14].

19) Отклонение рабочего контактного напряжения от допускаемого ∆σн, %:

.(2.54)

20) Окружное усилие Ft, H:

,(2.55)

где - начальный диаметр колеса, мм.

,(2.56)

где - начальный диаметр шестерни, мм.

.(2.57)

21) Радиальное усилие Fy, H:

. (2.58)

22) Осевое усилие Fa, H:

.(2.59)

23) Коэффициент перекрытия зубьев Yε :

Yε=1.

24) Коэффициент наклона зубьев Yβ :

Yβ=1.

25) Рабочее изгибное напряжение зубьев шестерни σF2, мПа:

.(2.60)

26) Рабочее изгибное напряжение колеса σF1, мПа:

.(2.61)

27) Максимальное контактное напряжение σн max, мПа:

.(2.62)

28) Максимальное изгибное напряжение σF max, мПа:

.(2.63)

Значения рассчитываемых величин представлены на распечатках результатов расчёта, сделанного на ЭBM (программа ДМ-1).

2.3.3 Результаты расчёта зубчатой передачи, выданные ЭВМ

2.3.4 Анализ результатов расчёта зубчатой передачи

Геометрические параметры округляем до сотых долей миллиметра.

По допускаемым и рабочим напряжениям делаем вывод, что прочность достаточна.

Усилие в зацеплении округляем с точностью до целых.

2.4 Уточнённый расчёт валов и выбор подшипников

Данный расчёт даёт более достоверные результаты, чем ориентировочный расчёт.

В этом разделе исходными данными являются: силы, действующие на колесо шестерни, расстояния между линиями действия всех сил, диаметры колёс.

Для наглядного представления изобразим аксонометрическую схему нагружения валов (рисунок 2.9).

Рисунок 2.9 – Схема нагружения валов

2.4.1 Расчёт дебалансного вала

Для уточнённого расчёта выполним эскизную компоновку элементов вала (рисунок 2.10).

Предварительно назначаем подшипник по ГОСТ 5720 – 75: № 1608 с d=40 мм, D =90 мм, B =33 мм [2].

Рисунок 2.10 – Эскизная компановка элементов вала

На вал действуют две силы в направлении X (рисунок 2.10, б) F’в , Ft и крутящий момент T.

Составим уравнения суммы моментов относительно точек 1 и 2, найдём реакции в этих точках.

ΣM1=0;

.

ΣM2=0;

.

Находим изгибающий момент в т. 1, 2, 3 ,4 (Рисунок 2.10, в):

;

;

Максимальный изгибающий момент в т.4 под дебалансом.

Приведённый момент:

,(2.64)

где α – коэффициент учитывающий соответствие центров касательного и нормального напряжения (α = 0,75 [4]); T – крутящий момент, Н·м.

T =Ft·d/2 ,(2.65)

где d – делительный диаметр шестерни (d = 0,25 м);

T =777·0,25/2=91,125 Н·м.

.

Диаметр вала по формуле:

,(2.66)

.

Окончательно принимается диаметр вала d = 0,04 м.

2.4.1.1 Выбор подшипников

Ранее принятый подшипник (см. п.2.4.1) проверяем на динамическую грузоподъёмность:

Стабл. >Cрасч,(2.67)

где Стабл. – динамическая грузоподъёмность взятая из таблицы [3], (Стабл. = 44,9 кН); Cрасч. – динамическая грузоподъёмность полученная методом расчёта, кН.

Cрасч. = L1/P·P,(2.68)

где p – показатель степени (для шарикоподшипников p = 3 [2]); L – номинальный ресурс подшипников, млн. об.; P – эквивалентная нагрузка, Н.

L = Ln·60·nII /106,(2.69)

где Ln – номинальный ресурс в часах (примем Ln=125 ч)

L = 150·60·1800/106=16,2 млн.об.

Эквивалентная нагрузка, Н:

P = R·V·Kδ·KТ , (2.70)

где R – радиальная нагрузка, Н (R = 12959 Н); V – коэффициент вращения (V=1,[2] стр. 359) Kδ – коэффициент, учитывающий нагрузки (Kδ =1,35,[2] стр. 362 ); KТ – температурный коэффициент (KТ =1 [2]).

P = 12959·1·1,35·1=17494,65 H.

Срасч.=16,21/3·17494,65=44266,67 H.

Условие (2.67) выполняется. Окончательно принимаем для дебалансного вала шарикоподшипник радиальный сферический двухрядный (по ГОСТ 5720 – 75) [2]:

№ 1608 С=44,9 мм; d=40 мм; D=90 мм; B=33 мм.

2.4.2 Расчёт ведущего вала вибровозбудителя

Выполним эскизную компоновку элементов вала (рисунок 2.11, а).

На вал действуют две силы в двух плоскостях: Fr в плоскости y0z и Ft в плоскости x0z и действует крутящий момент T (рисунок 2.11, а, г).

Рисунок 2.11 – Эпюра моментов

Находятся реакции в опорах в плоскости z0y (рисунок 2.11, а):

;

.

;

.

Находится изгибающий момент в точках 1, 2, 3 (рисунок 2.11, в):

.

.

Находятся реакции в опорах в плоскости z0x (рисунок 2.11, г):

;

.

;

.

Находится изгибающий момент в точках 1, 2, 3 (рисунок 2.11, д):

;

.

Максимальный момент приложен в точке 3 под зубчатым колесом:

;(2.71)

.

Приведённый момент по формуле (2.64):

.

Тогда наименьший диаметр вала равен по формуле (2.66):

.

Конструктивно принимаем диаметр ведущего вала вибровозбудителя d=0,04м.

2.4.2.1 Выбор подшипников

По ГОСТ 5720 – 75 выбран радиальный сферический двухрядный шарикоподшипник [2]:

№1208 C = 19кН; d = 40 мм; D = 80 мм; B = 18 мм.

Проверяют его на динамическую грузоподъёмность по условию (2.67).

Эквивалентная нагрузка по формуле (2.70):

.

Срасч.=16,21/3·865,15=2189 H < Стаб.

Условие (2.67) выполняется – подшипник выбран верно.

2.5 Расчёт и выбор шпонки

Размеры призматических шпонок (рисунок 2.12): ширина b, высота h, глубина паза t1 и ступицы t2 выбираем в зависимости от диаметра вала.

Длину шпонки принимаем из стандартного ряда на 5 – 10 мм меньше длины ступицы.

Рисунок 2.12-Призматическая шпонка

Выбранную шпонку проверяют на смятие:

;(2.72)

где  - допускаемое напряжение смятия, МПа, для H7/h6  = 80 … 120 МПа) ;  - расчётная длина шпонки, мм (lp=l – b).

Результаты расчётов сведём в таблицу 2.2.

Таблица 2.2 - Результаты расчетов

Прочность по условию (2.72) достаточна.

Шпонка призматическая (по ГОСТ 23360-78) [2].

Для соединения вал-зубчатое колесо: Шпонка 12x8x36 ГОСТ 23360-78.

Для соединения вал-шестерня: Шпонка 12x8x36 ГОСТ 23360-78.

Для соединения вал-дебаланс: Шпонка 12x8x36 ГОСТ 23360-78.

2.6 Выбор и расчёт подвески виброплиты

Эскизная компоновка виброплиты приведена на (Рисунке 2.13).

Подвеска виброплиты соответствует подвеске уплотнителя откосов, установленного на машине ВПО- 3000. Разница в том, что механизм подъёма и опускания – гидравлический.

Страницы: 1, 2, 3, 4, 5, 6, 7, 8, 9