Привод общего назначения

 

 

 

 

Принимаем ≤

Рабочую ширину заготовки для зубчатого колеса рассчитываем как

; <

Рабочую толщину заготовки для обода колеса рассчитаем по формуле:

 

Принимаем = 22 мм

Диаметр окружностей впадин зубьев

 

 

 

Следовательно, требуемые механические характеристики могут быть получены при термической обработке – улучшение. Поэтому выбранная в начале расчета марка стали 40Х не требует изменения.

 

3.12 Определяем окружную скорость в зацеплении.

 

3.13 Назначаем степени точности передачи в зависимости от окружной скорости.

Согласно скорости V= 2,7 м/с, для косозубых колес при скорости до 10 м/с следует принимать 8-ю степень точности. [1СБ](с.15, табл. 6)

3.14 Определим силы действующие в зацеплении.

Окружная сила:

 

Радиальная сила:

 

Осевая сила:

 

3.15 Уточняем коэффициент нагрузки.

В косозубой передаче теоретически зацепляется одновременно не менее двух пар зубьев. На практике ошибки нарезания зубьев могут устранить двухпарное зацепление, и при контакте одной пары между зубьями второй пары может быть небольшой зазор, который устраняется под нагрузкой вследствие упругих деформаций зубьев. Однако, первая пара зубьев нагружена больше, чем вторая на размер усилия, необходимого для устранения зазора. Это учитываем коэффициентом  KH , назначаемым из [1 СБ] (с.15, табл. 6) KH = 1,09.

Определим коэффициент ширины колеса относительно делительного диаметра шестерни

,

исходя от полученного значения KH = 1,15 [1 СБ](16, табл. 7).

KH - коэффициент внутренней динамической нагрузки. Назначаем по [1 СБ](с.17, табл. 8) в зависимости от скорости и степени точности KH = 1,0, следовательно,

 

3.16 Проверяем величины расчётного контактного напряжения.

 

 

 

 

 

 

3.17 Проверка зубьев на выносливость при изгибе.

 ,

где - коэффициент формы зуба, зависящий от числа зубьев (для косозубых колес – от эквивалентного числа зубьев

 

 

Коэффициенты формы зуба назначаем = 4,07; ;

- для косозубых передач  вычисляем по формуле:

;

- коэффициент нагрузки, определим по формуле:

,

где - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями, для косозубых значения следующие:

Степень точности 8, следовательно = 0,9;

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатого венца [1 СБ] (с. 18, табл. 9), т.к. , то =1,15;

- коэффициент динамичности нагрузки [1 СБ] (с. 19, табл.10), принимаем = 1,1;

 

 

 

При проверке по напряжениям изгиба должно выполняться условие:

 

140,1 МПа ≤ 294,2 МПа; 123,9 МПа ≤ 257,1 МПа

 

3.18 Проверка зубьев на изгиб при кратковременных перегрузках.

,

где П3[459, табл. 24.9]

 

 

При проверке зубьев на изгиб при кратковременных перегрузках должно выполняться условие

,

280,2 МПа ≤ 600 МПа; 247,8 МПа ≤ 600 МПа, что удовлетворяет использованию.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

3.19 Результаты расчетов сведены в таблицу 1 основных параметров  зубчатых передач.

Таблица 2

Наименование параметра		Буквенное обозначение	Единицы измерения	Численное значение
Вращающий момент на ведомом валу		Т2	Н∙м	653,3
Угловые скорости валов			рад/с	101,9 32,35
Межосевое расстояние		aw	мм	160
Модуль нормальный Модуль торцевой			мм мм	2,5 2,53
Угол наклона зубьев		β	град	8
Число зубьев	шестерни	Z1 Z2		21 106
	колеса
Делительный диаметр	шестерни	d1	мм	53,03
	колеса	d2	мм	267,68
Диаметр окружности впадин зубьев	шестерни	df1	мм	46,78
	колеса	df2	мм	261,43
Диаметр окружности вершин зубьев	шестерни	da1	мм	58,03
	колеса	da2	мм	272,68
Число зубьев	шестерни	Z1	-	21
	колеса	Z2	-	106
Ширина венца	шестерни	b1	мм	70
	колеса	b2	мм	64
Степень точности		-	-	8
Окружное усилие		Ft1 =Ft2	Н	4875
Радиальное усилие		Fr1 = Fr2	Н	1780
Осевое усилие		Fa1 =Fa2	Н	685

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

4.0 Предварительный расчёт валов редуктора и выбор подшипников.

 

Основными критериями работоспособности проектируемых редукторных валов являются прочность и выносливость. Они испытывают сложную деформацию - совместное действие кручения, изгиба и растяжения (сжатия). Так как напряжения в валах от растяжения небольшие, в сравнении с напряжениями от кручения и изгиба, то их обычно не учитывают.

Расчет редукторных валов произведем в два этапа: проектный (приближенный) расчет валов на чистое кручение; проверочный (уточненный) расчет валов на прочность по напряжениям изгиба и кручения.

 

4.1 Выбор материалов.

 

В редукторах рекомендуется применять термически обработанные среднеуглеродистые и легированные стали, одинаковые для быстроходного и тихоходного валов.

Материал вала – сталь 45,

термообработка – нормализация,

твердость – 179…207 НВ,

 

 

 

4.1.1 Допускаемые напряжения на кручение.

 

Проектный расчет валов выполняется по напряжениям кручения (как при чистом кручении), т. е. при этом не учитывают напряжения изгиба, концентрации напряжений и переменность напряжений во времени (циклы напряжений). Поэтому для компенсации приближенности этого метода расчета, допускаемые напряжения на кручение применяют заниженными.

 

 

Это невысокое значение принято с учётом того, что ведущий вал испытывает изгиб от натяжения плоскоременной передачи.

4.2 Ведущий вал.

4.2.1 Крутящий момент в расчётном сечении вала равен вращающему моменту на валу.

 

.

4.2.2 Диаметр выходного конца вала.

 

На этом конце будет крепиться шкив ременной передачи.

Диаметр шейки

 

= .

Необходимо согласовать диаметры ротора dдв и вала dв1. У подобранного двигателя диаметр вала может быть 42 или 48 мм. Примем dдв = 42 мм. Выбираем МУВП по ГОСТ 21424-75 с расточками полумуфт под dдв = 42 мм и dв1= 32 мм.

Примем под подшипниками dП1=40 мм. Шестерню выполним за одно целое с валом.

4.2.3 Диаметр вала под подшипники.

 

,

принимаем .

Шестерню выполняем заодно с валом.

4.2.4 Вычисляем длины участков вала.

Длина промежуточного участка быстроходного вала цилиндрической передачи:

;

 

Длина посадочного конца вала:

 

Принимаем согласно ряду нормальных линейных размеров

 

4.2.5 Минимальный диаметр конического участка вала.

 

 

 

Рисунок 1

 

 

4.3 Ведомый вал.

 

4.3.1 Крутящий момент.

Крутящий момент в расчётном сечении вала равен вращающему моменту на валу

 

4.3.2 Принимаем допускаемое напряжение при кручении

 

 

4.3.3 Диаметр выходного конца вала.

 

 

4.3.4 Диаметр вала под подшипники.

,

Принимаем

Принимаем диаметр под зубчатым колесом dк2 = 65 мм

4.3.5 Диаметр буртика под подшипник.

,

где r = 3,5 – координата фаски подшипника П3[46].

Принимаем

4.3.7 Вычисляем длины участков валов.

Длина промежуточного участка тихоходного вала:

;

 

Длина посадочного конца вала:

 

Принимаем согласно ряду нормальных линейных размеров

 

4.3.8 Минимальный диаметр конического участка вала

 

 

 

Принимаем

 

Окончательные размеры длин участков вала определяют при конструировании крышек подшипников, выбора типа уплотнения и конструировании корпуса редуктора.

 

5.0Конструктивные размеры шестерни и колеса.

Основные параметры зубчатых колес (диаметр, ширина, модуль, число зубьев и др.) определены при проектировании передачи. Конструкция колёс зависит главным образом от проектных размеров, материала, способа получения заготовки и масштаба производства.

В проектируемых приводах колеса редуктора получаются относительно небольших диаметров и их изготавливают из круглого проката или поковок. Ступицу колеса цилиндрических редукторов располагают симметрично относительно обода.

 

5.1 Шестерня.

Сравнительно небольшие размеры шестерни по отношению к диаметру вала позволяют не выделять ступицу.

 

Длина посадочного участка

;

принимаем lст1 = 48 мм

5.2 Колесо.

Зубчатые цилиндрические стальные колеса малых диаметров выполняют обычно кованными, при диаметрах до 500 мм:

 

Диаметр ступицы

;

Длина ступицы

,

принимаем

Толщина обода

 

принимаем .

Толщина диска

 

.

 

 

 

 

 

6.0 Конструктивные размеры корпуса редуктора.

6.1 Общие рекомендации.

Размеры корпуса определяются числом и размерами размещённых в них деталей, их относительным расположением и величиной зазора между ними. Для удобства сборки корпус выполняют разъёмным.

Плоскость разъёма проходит через оси валов, для удобства обработки располагается параллельно оси обработки. Верхняя часть крышки, служащая технологической базой для обработки плоскости разъёма, также выполняется параллельно оси валов.

6.2 Конструктивное оформление внутреннего контура редуктора.

6.2.1 Определение зазоров между вращающимися деталями.

Определяем по формуле:

,

где L – наибольшее расстояние между внешними поверхностями деталей передач, мм

 

,

Принимаем а = 10 мм

6.2.2 Толщина стенки корпуса.

 

 

,

принимаем

.

Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:

верхнего пояса корпуса и пояса крышки

;

нижнего пояса корпуса

 

Диаметр болтов: фундаментных

; принимаем болты с  резьбой М16;

крепящих крышку к корпусу у подшипников:

 

принимаем болты с резьбой М12;

соединяющих крышку с корпусом

 

Принимаем болты с резьбой М10.

6.2.3 Подбор крышек подшипников.

Выбираем закладную крышку. Закладные крышки широко применяют в редукторах, имеющих плоскость разъема по осям валов. Эти крышки не требуют крепления к корпусу резьбовыми деталями: их удерживает кольцевой выступ, для которого в корпусе протачивают канавку. Чтобы обеспечить сопряжение торцов выступа крышки и канавки корпуса по плоскости, на наружной цилиндрической поверхности крышки перед торцом выступа желательно выполнять канавку. Размер канавки на диаметре 315 мм принимаю 8 мм.

Наружный диаметр крышки выполняют с такими отклонениями, при которых в сопряжении с корпусом крышка образует очень малый зазор, препятствующий вытеканию масла из корпуса.

Принимаю ∆ = 14 мм.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

7.0 Расчёт плоскоременной передачи.

 

 

 

Рисунок 2

 

Плоские ремни применяют как простейшие, испытывающие минимальные напряжения изгиба на шкивах. Плоские ремни, позволяющие изменением ширины ремня варьировать нагрузочную способность, применяют по одному в передаче.

Достоинства ременных передач, определяющие области их применения: 1) возможность передачи движения на значительные расстояния; 2) плавность работы – смягчение толчков, бесшумность; 3) возможность работы с высокими частотами вращения; 4) малая стоимость.

Недостатки ременных передач: 1) значительные габариты – обычно в несколько раз больше, чем у зубчатых; 2) неизбежность некоторого упругого скольжения ремня; 3) повышенные силы на валы и опоры, так как для передачи сил трения нужны значительные силы прижатия и их приходится назначать по максимальной нагрузке; 4) необходимость, за редким исключением, устройств для натяжения ремня; 5) необходимость предохранения ремня от попадания масла; 6) малая долговечность ремней в быстроходных передачах.