Перевіряємо зуб колеса:
МПа МПа.
2.2 Розрахунок циліндричної пари
Так як в завданні нема особливих вимог до габаритів передачі, то обираемо матеріали з середніми механічними характеристиками: для шестерні сталь 45, термічна обробка - покращення, твердість НВ 230;для колеса – сталь 45, термічна обробка - покращення, але твердість на 30 одиниць менше – НВ200.
Допустимі контактні напруження:
,
де - межа міцності при базовому числі циклів.
По табл.. 3.2 (1)для вуглецевих сталей з твердістю поверхонь зубів не менше НВ350 і термічною обробкою (покращенням )
– коефіціент довговічності ;при числі циклів навантаження більше базового ,що має місце при тривалій експлуатації редуктора, приймають ; коефіцієнт безпеки
Для косозубих коліс розрахункове контактне допустиме напруження :
Для шестерні:
МПа
Для колеса:
Тоді розрахункове допустиме контактне напруження:
Потрібна умова виповнена
Коефіцієнт К , не дивлячись на симетричне розміщення коліс відносно опор приймемо вище рекомендованого для цього випадку, так як зі сторони ланцюгової передачі діють сили, які викликають додаткову деформацію веденого валу і погіршують контакт зубів. Приймаємо попередньо по табл.3.1[1], як у випадку несиметричного розміщення коліс, значення .
Приймаємо для косозубих коліс коефіцієнт ширини вінця по міжосьовій відстані (див с.36 [1]).
Міжосьова відстань за умови контактної витривалості активних поверхонь зубів по формулі (3.7) [1]:
мм, (2.25)
де для косозубих коліс , а передаточне число коліс .
Найближче значення міжосьової відстані по ГОСТ 2185-66 мм (див. с.36[1]).
Нормальний модуль зачеплення приймемо по наступній рекомендації:
мм; (2.26)
приймаємо по ГОСТ9653-60 (див. с.36 [1]).
приймаємо попередньо кут нахилу зубів і визначаємо числа зубів шестерні і колеса:
(2.27)
Приймаємо , тоді
Уточнене значення кута нахилу зубів:
; (2.28)
Основні розміри шестерні і колеса:
- діаметри ділильні:
мм (2.29)
мм (2.30)
Перевірка: мм.
- діаметри вершин зубів:
мм; (2.31)
мм; (2.32)
Ширина колеса мм.
Ширина шестерні мм = 69 мм.
Визначаємо коефіцієнт ширини шестерні по діаметру:
(2.33)
Колова швидкість коліс і степінь точності передачі
м/с. (2.34)
При такій швидкості для косозубих коліс слід приймати 8-у степінь точності.
Коефіцієнт навантаження
(2.35)
Значення при 0,69, твердості НВ≤350 і несиметричному розміщенні коліс відносно опор з врахуванням згину веденого валу від натягу ланцюгової передачі .
По табл. 3.4 [1] при м/с і 8-й степені точності . По табл. 3.6 [1] для косозубих коліс при даній швидкості маємо . Таким чином .
Перевірка контактних напружень:
(3.36)
Сили, що діють в зачепленні:
- колова:
Н; (3.37)
радіальна:
Н; (3.38)
- осьова:
Н; (3.39)
Перевіряємо зуби на витривалість по напруженням згину:
(3.40)
Тут коефіцієнт навантаження . По табл. 3.7[1] при 0,69, твердості і несиметричному розміщенні зубчастих коліс відносно опор . По табл.3.8[1] . Таким чином коефіцієнт ; - коефіцієнт, який враховує форму зуба і залежить від еквівалентного числа зубів :
- у шестерні ; (3.41)
- у колеса ; (3.42)
і (див. с.42 [1]).
Допустиме напруження:
; (3.43)
По табл. 3.9[1] для сталі 45 покращеної при твердості .
Для шестерні МПа; для колеса МПа.
- коефіцієнт безпеки, де (по табл. 3.9[1]),.
Тоді .
Допустимі напруження:
- для шестерні МПа;
- для колеса МПа.
Знаходимо відношення:
Подальший розрахунок слід вести для зубів колеса, для якого знайдене відношення менше.
Визначаємо коефіцієнти і :
; (3.44)
; (3.45)
для середніх значень коефіцієнта торцевого перекриття і 8-ї степені точності .
Перевіряємо міцність зубів по формулі 3.40:
Умова міцності виконана.
3. Розрахунок ланцюгової передачі
Вибираємо привідний роликовий ланцюг (див. табл. 7.15[1]).
Крутний момент на ведучій зірочці: Н·мм.
Передаточне число було прийнято раніше .
Число зубів:
- ведучої зірочки ; (3.1)
- веденої зірочки (3.2)
Приймаємо і .
Тоді фактичне передаточне число:
Відхилення , що допустимо.
Розрахунковий коефіцієнт навантаження:
(3.3)
Де - динамічний коефіцієнт при спокійному навантаженні; враховує вплив міжосьової відстані [ при]; - враховує вплив нахилу лінії центрів (, якщо цей кут не перевищує 60°, в даному випадку цей кут буде 180-160=20°); - враховує спосіб регулювання натягу пасів (в даному випадку при періодичному регулюванні); при безперервному змащуванні; - враховує тривалість роботи на протязі доби (для даного випадку при однозмінній роботи).
Для визначення кроку ланцюга потрібно знати допустимий тиск в шарнірах ланцюга. В табл. 7.18 [1] допустимий тиск заданий в залежності від частоти обертання ведучої зірочки і кроку . Тому для розрахунку величиною слід задаватися орієнтовно.
Ведуча зірочка має частоту обертання:
об/хв. (3.4)
Середнє значення допустимого тиску при об/хв =20 МПа.
Крок однорядного ланцюга ():
мм. (3.5)
Підбираємо по табл. 7.15[1] ланцюг ПР-31,75-88,50 по ГОСТ 13568-75, яка має мм; руйнуюче навантаження кн; масу кг/м; мм2 .
Швидкість ланцюга:
м/с. (3.6)
Колова сила:
Н. (3.7)
Тиск в шарнірі перевіряємо по формулі:
МПа (3.8)
Уточнюємо по табл. 7.18 [1] допустимий тиск:
.
Умова виконана. В цій формулі 20 МПа – табличне значення допустимого тиску по табл. 7.18 [1] при об/хв і мм.
Визначаємо число ланок ланцюга:
. (3.9)
Де 40; ; .
Тоді
Округлюємо до парного числа .
Уточнюємо міжосьову відстань ланцюгової передачі:
; (3.10)
мм
Для вільного провисання ланцюга передбачено можливість зменшення міжосьової відстані на 0,4% тобто на 1274·0,004=5,1 мм.
Визначаємо діаметри ділильних кіл зірочок:
мм. (3.11)
мм.
Визначаємо діаметри зовнішніх кіл зірочок:
; (3.12)
де мм – діаметр ролика ланцюга.
мм;
Сили, що діють на ланцюг:
- колова Н – визначена раніше;
- від відцентрових сил: Н (3.13)
де кг/м по табл. 7.15[1];
- від провисання: Н (3.14)
де при куті нахилу передачі 20°(160°)
Перевіряємо коефіцієнт запасу міцності ланцюга:
. (3.15)
Це більше ніж нормативний коефіцієнт запасу (див. табл. 7.19[1]), отже умова виконана.
Основні розміри зірочок:
- ступиця:
мм, приймаємо мм;
мм, приймаємо мм.
- товщина диска зірочок мм, де - відстань між пластинами внутрішньої ланки (див. табл. 7.15).
4. Розрахунок валів по еквівалентним моментам
Розрахунок виконуємо на кручення по пониженим допустимим напруженням.
Крутні моменти в поперечних перерізах валів:
- ведучого (І) Н·мм;
- веденого (ІІ) Н·мм;
- веденого (ІІІ) Н·мм;
- валу трансмісії (ІV) Н·мм.
Ведучий вал І.
Діаметр вихідного кінця при допустимому напруженні []=25 МПа:
Щоб ведучий вал редуктора можна було приєднати за допомогою МУВТ з валом електродвигуна мм, приймаємо мм.
Ведений вал ІІ.
Діаметр валу ІІ (посадочне місце під підшипник) при допустимому напруженні []=25 МПа:
Ведений вал ІІІ.
Вал трансмісії ІV.
5. Підбір підшипників кочення по динамічній вантажопідйомності
Ведучий вал (І):
Сили, що діють в зачепленні: Н, , Н.
Реакції опор (ліву опору, яка сприймає зовнішню осьову силу , позначимо індексом ˝2˝).
В площині :
; (5.1)
Н (5.2)
; (5.3)
Н (5.4)
Перевірка:
; (5.5)
Н; (5.6)
; (5.7)
Рис.5.1. Розрахункова схема валу(І).
Н (5.8)
Сумарні реакції:
Н; (5.9)
Н. (5.10)
Підбираємо підшипники по більш навантаженій опорі. Відмічаємо радіальні конічні підшипники 7207 (див. додатки, табл. П3 [1]): мм, мм, мм, кН і кН.
Осьові складові радіальних реакцій конічних підшипників:
Н; (5.11)
Н. (5.12)
тут для підшипників 7207 параметр осьового навантаження .
Осьові навантаження підшипників:
в нашому випадку , ; тоді Н; Н.
Розглянемо лівий підшипник.
Відношення , тому слід враховувати осьове навантаження.
Еквівалентне навантаження:
; (5.13)
Для заданих умов ; для конічних підшипників при коефіцієнт і коефіцієнт .
Еквівалентне навантаження Н = 2,76 кН.
Розрахункова довговічність, млн. об.:
млн.об. (5.14)
Розрахункова довговічність, год:
год. (5.15)
Де об/хв. – частота обертання ведучого валу.
Розглянемо правий підшипник.
Відношення
тому осьове навантаження не враховується.
Н;
млн.об.
год.
Знайдена довговічність прийнятна.
Проміжний вал (ІІ): Аналогічно склавши рівняння моментів і перевіривши потім отримані з них значення підстановкою в рівняння сил ми маємо:
н, Н,
Н, Н.
Визначаємо сумарні реакції:
Страницы: 1, 2, 3
