Кинематический расчет двигателя

 

Рабочая ширина шестерни

b₅ = b₆ + (2…4) = 36 + 4 = 40 мм

Ориентировочное значение модуля:

m = (0,01…0,02) · a_ω = (0,01…0,02) · 80 = 0,8…1,6 мм

Принимаем на основании  рекомендаций по ГОСТ 9563-80.

m_n = 1,5

Угол наклона зуба в прямозубой передаче

β = 0°

Суммарное число зубьев передачи

 Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

20

 

 

Предварительное число  зубьев шестерни

 

Принимаем число зубьев шестерни

 

Число зубьев колеса

Z₆ = Z_Σ – Z₅ = 107 – 23 = 84

Фактическое значение передаточного числа

 

Отклонение от стандартного значения [Δu] =4%

 

 

3.8 Проверочный расчет тихоходной  ступени на выносливость при  изгибе.

 

Условие выносливости при изгибе для прямозубых колес: 

коэффициент нагрузки

K_F = K_Fβ · K_FV

Окружная скорость в зацеплении 

где делительный диаметр колеса:

 

Для неприрабатывающихся колес Н > 350 НВ коэффициент концентрации: 

где при

 

Значение коэффициента начальной концентрации:

  = 1,6

= 1,6

Принимаем для 8 степени  изготовления зубчатых колес передачи 

K_FV = 1,06

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

21

 

 

Коэффициент нагрузки

K_F = 1,6 · 1,06 = 1,7 

Коэффициент, учитывающий  форму зуба для косозубых колес

 

Y_F6 = 3,6

Напряжение в опасном  сечении зуба колеса 

Условие прочности  выполняется

 σ_F6 =234,9 МПа < [σ_F]₄ = 308 МПа

 Проверка на  выносливость при изгибе зубьев  шестерни 

Коэффициента формы  зуба принимаем при  

Y_F5 = 3,85

Тогда 

Условие прочности  выполняется

σ_F5 = 251,2МПа < [σ_F]₅ = 308 МПа

 

3.9 Основные размеры зубчатого зацепления.

 

Диаметры делительных  окружностей:

 

Проверка

 

Равенство выполняется.

Диаметры окружности вершин:

d_a5 = d₅ + 2 · m_n = 34,5 + 2 · 1,5 = 37,5 мм

 d_a6 = d₆ + 2 · m_n = 126 + 2 · 1,5 = 129 мм

Диаметры окружностей  впадин:

d_ƒ5 = d₅ – 2,5 · m_n = 34,5 – 2,5 · 1,5 = 30,8 мм

d_ƒ6 = d₆ – 2,5 · m_n = 126 – 2,5 · 1,5 = 123,3 мм

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

22

 

3.10 Силы, действующие в  зацеплении.

 

Для прямозубой передачи:

Окружная сила

 

Радиальная сила

 

Осевая сила

F₀ = F_t · tgβ = 7655 · tg0 = 0 Н

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

23

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

4. ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ

 

Предварительный расчет валов выполняется для ориентировочного определения их диаметров и размещения валов в корпусе редуктора  вместе с подшипниками и зубчатыми  колесами.

Валы, к которым  не предъявляется повышенных требований по несущей способности и долговечности  выполняются из среднеуглеродистой стали 45. Валы из этой стали подвергают термообработке - улучшению.

Ориентировочные диаметры валов устанавливаем из расчета  на чистое кручение при допустимых напряжениях [τ]=15...25 МПа.

Для стали 45 можно принять [τ]= 25 МПа

Тогда диаметр вала из условия прочности:

 

Ведущий вал редуктора:

 

Принимаем близким  к валу электродвигателя d_эл = 28 мм, d₂ =25 мм

Промежуточный вал  редуктора 

Принимаем с учетом установки подшипников d₃ =30 мм

Ведомый вал редуктора: 

Принимаем с учетом выбранной муфты М3 d₄ =50 мм

 

 

 

 

 

 

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

24

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

5 РАСЧЕТ МУФТЫ

 

На выходном валу привода  устанавливаем жесткую компенсирующую муфту.

Расчетный момент

 

Коэффициент, учитывающий  режим работы

K = K₁ · K₂ = 1,2 · 1,5 = 1,8

Где К₁ = 1,2 - коэффициент ответвленности;

       К₂ = 1,5 - коэффициент эксплуатации.

Так как зубчатые муфты  обладают большой компенсирующей возможностью и допускают радиальное смещение до 0,3 мм. То для привода принимаем  муфту МЗ-2500-60 ГОСТ Р50895-96 с допустимым крутящим моментом Т=1400Нм

Диаметр отверстия  под вал редуктора

d_m = 50 мм

Диаметр и длина  муфты

D_m =170 мм     L = 225 мм

Из-за трения в зубьях муфты М3 нагружает вал дополнительным сосредоточенным изгибающим моментом.

 

M_из = 0,1 · T_H = 0,1 · 482,3 = 48 Нм

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

25

 

6. ПРЕДВАРИТЕЛЬНАЯ КОМПАНОВКА РЕДУКТОРА

 

Под компоновкой редуктора  понимают размещение деталей редуктора  друг относительно друга. При выполнении компоновки определяем положение зубчатых колес, шкива, а также выбранной  муфты относительно опор валов редуктора  для последующего определения опорных  реакций, расчета валов и выбора подшипников.

Компоновочный эскиз  выполняем в одной проекции - вид  в плане при снятой крышке редуктора. Масштаб чертежа М 1:1.

Вычерчиваем контуры  зубчатых колес, валы по геометрическим параметрам, полученным из выполненных  ранее расчетов.

Тип подшипника принимаем  с учетом сил действующих в  зацеплении.

Так как в зацеплении действуют радиальные силы, то в  качестве опор валов принимаем шариковые  радиальные подшипники по ГОСТ 8338-75.

Промежуточный вал  имеет плавающие опоры. В качестве опор плавающих валов применяют  радиальные подшипники. В проекте  применяем подшипники с короткими  цилиндрическими роликами по ГОСТ8328-75.

Выбираем способ смазки зубчатых колес и подшипников  качения.

Способ смазки зависит  от окружной скорости зубчатого колеса быстроходной ступени.

V= 1,58 м/с

Для редукторов общего назначения принимаем способ смазки зубчатых колес - непрерывное смазывание жидким маслом М, путем погружения колес  в масло, залитое в корпус.

Подшипники смазываются  маслом путем разбрызгивания при  работе редуктора, когда окружная скорость в зацеплении выше 3 м/с. При окружной скорости ниже 3 м/с подшипники смазываются пластическими смазками, причем полость подшипника, должно быть, отделена от внутренней части редуктора специальными маслоудерживающими кольцами или лабиринтными уплотнениями.

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

26

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

7 ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ ПРОМЕЖУТОЧНОГО  ВАЛА

 

Исходными данными  для расчета валов являются:

Крутящие моменты  Т₃ = 136,6 Нм

Усилия в зубчатых передачах 

F_t4 = 2221 H   F_t5 = 7655 H

F_r4 = 808 H   F_r5 = 2786 H

F_a4 = 0 H   F_a5 = 0 H

Значение длин участков вала получены при предварительной компоновке редуктора.

 

 

 

 

 

 

 

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

27

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Схема промежуточного вала редуктора

 

Определяем реакции  опор в плоскости ZX из условия равновесия:

ΣM_A = F_t4 · (l₁ + l₂) + F_t5 · (2l₁ + l₂ + l₃) – B_x · (l₁ + l₂ + l₃+ l₄) = 0

 

ΣF_x = A_x + B_x – F_t4 -2F_t5

A_x = F_t4 + 2F_t5 – B_x = 2221 + 2 · 7655 – 6556 = 10975 H

Моменты в характерных  сечениях вала

 

 

Определяем реакции  опор в плоскости ZY из условия равновесия:

 ΣM_A = F_t5 · (2l₁ + l₂+ l₃) - F_t4 · 2l₁ – B_y · (l₁ + l₂ + l₃+ l₄) = 0

 

ΣF_y = A_y + B_y + F_t4 -2F_t5

A_y = 2F_r5 – F_r4 – B_y = 2 · 2786 – 808 –1919,1 = 2845 H

Моменты в характерных  сечениях вала.

 

 

 

Определяем изгибающие моменты в характерных сечениях вала. Определяем эквивалентный момент по III гипотезе прочности в сечении  колеса.

Изгибающий момент

 Нм

Эквивалентный момент

 

Определяем диаметр  вала по зависимости

 

где [σ] = 60 МПа - допускаемое значение напряжений

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

28

 

С учетом ослабления сечения  вала шпоночным пазом

 

Принимаем d=105 мм

В сечении шестерни изгибающий момент

 

Эквивалентный момент

 

 

Принимаем d=40 мм

Принимаем диаметр  вала под подшипником d_n=35 мм

Вертикальные реакции  опор подшипников

 

 

 

 

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

29

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

8. РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ

 

На подшипники промежуточного вала действуют осевые и радиальные усилия, устанавливаем шариковые  радиальные подшипники № 32307 ГОСТ 8328-75

D =80 мм, d =35 мм, С =34,1 кН, С₀=23,2 кН

Определяем осевые составляющее нагружения подшипников

Горизонтальные реакции  опор

F_aA = 0

F_aB = 0

Отношение опор

 

Эквивалентная нагрузка для однорядных подшипников с  короткими цилиндрическими роликами.

P_Аэкв = Y · F_r · K_t · K_σ  Н

где

коэффициенты температуры  K_t = l

коэффициент безопасности при умеренных толчках K_σ = 1,3

 P_Аэкв = 1 · F_rА · 1 · 1,3 =  Н

P_Вэкв = 1 · F_rВ · 1 · 1,3 =  Н

Долговечность подшипника

 

Долговечность подшипника в часах:

 

Долговечность подшипников  обеспечена с большим запасом.

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

30

 

 

 

 

 

 

 

9. РАСЧЕТ ШПОНОК

 

Для передачи крутящего  момента Т₂ = 31,8 Нм устанавливаем шпонку по ГОСТ 23360-78

d = 25 мм, bхh = 8x7 мм, t = 4 мм, l = 40 мм

Выбранную шпонку проверяем  на смятие

 

Рабочая длина шпонки, где l_р = l - b = 40 - 8 = 32 мм

Допускаемые напряжения для шпоночных соединений определяются в зависимости от предела текучести  материала шпонки 

 

Для шпонки из чистотянутой СТЗ принимают σ_т = 500 МПа

Запас прочности [S] = 2,9

Тогда       

Для передачи крутящего  момента T₃ =136,6 Нм на промежуточном валу установлена шпонка по ГОСТ 23360-78

d =35 мм, bxh = 10x8 мм, t = 5,0 мм, l = 40 мм;

Проверяем на смятие шпонку под колесом 

где l_р = l - b = 40 -10 = 30 мм

Условие прочности  выполняется.

На выходном валу редуктора  установлена одна шпонка для передачи крутящего момента Т₄ = 482,3,52 Нм

d =50 мм, bхh = 14x9 мм, t = 5,5 мм, l = 50 мм;

Проверяем на смятие шпонку на конце вала: 

где рабочая длина  шпонки l_р = l – b · 0,5 = 50 – 14 · 0,5 = 43 мм

Условие прочности  обеспечено.

И две шпонки для  передачи крутящего момента зубчатыми  колесами

Т_р=241,15Нм

Под колесом d =60 мм, bхh = 18x11 мм, t = 7 мм, l = 60 мм;

Проверяем шпонку под  колесом. 

где рабочая длина  шпонки l_р = l – b · 0,5 = 60 – 18 · 0,5 = 51 мм

Условие прочности  обеспечено.Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

31

 

 

10. УТОЧНЕННЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ

 

Выполняем расчет промежуточного вала. Вал изготовлен из стали 45 термообработка-нормализация 179-207НВ.

Предел выносливости для этой марки стали

σ_-1 = 0,43σ_В = 043 · 700 = 301 МПа