Детали машин

a_w = (z₃+z₄)m/2 = (194+39)·2,0/2 = 349,5 мм.

            делительные диаметры

             d₃ = mz₁₃ = 3,0·39 =117 мм,       

      d₄ = 3,0·194 = 582 мм,

            диаметры выступов

      d_a3 = d₃+2m =117+2·3,0 =123 мм                

      d_a4 = 582+2·3,0 = 588 мм

            диаметры впадин

      d_f3 = d₃ – 2,4m =117 – 2,5·3,0 =109,5 мм

           d_f4 = 582 – 2,5·3,0 = 574,5 мм

           ширина колеса

      b₄ = y_baa_w = 0,16·349,5 = 56 мм

     ширина  шестерни

      b₃ = b₄ + 5 = 56+5 = 61 мм

Окружная  скорость

v = ω₂d₃/2000 = 6,18·117/2000 = 0,36 м/с

Принимаем 8-ую степень точности.

Силы действующие  в зацеплении

- окружная 

F_t2 = 2T₂/d₃ = 2·214,6·10³/117= 3668 H

- радиальная 

F_r2 = F_t2tga = 3668tg20º =1335 H

Расчетное контактное напряжение

,

где К = 436 – для прямозубых колес [1c.61],

       К_Нα = 1 – для прямозубых колес,

             К_Нβ = 1,0 – для прирабатывающихся зубьев,

             К_Нv = 1,04 – коэффициент динамической нагрузки [1c.62].

σ_H = 436[3668(4,97+1)1,0·1,0·1,04/(582·56)]^1/2 = 364 МПа.

Недогрузка (391 – 364)100/391 = 6,8% допустимо 10%.

Расчетные напряжения изгиба

σ_F4 = Y_F4Y_βF_tK_FαK_FβK_Fv/(mb₂),

      где Y_F4 – коэффициент формы зуба,

            Y_β = 1 – для прямозубых колес,

             K_Fα = 1,0 – для прямозубых колес,

            K_Fβ = 1 – для прирабатывающихся зубьев

           K_Fv = 1,10 – коэффициент динамической нагрузки [1c.64].

Коэффициент формы зуба:

при z₃ = 39 → Y_F3 = 3,70,

при z₄ = 194 → Y_F4 = 3,62.

σ_F4 = 3,62·1,0·3668·1,0·1,0·1,10/3,0·56 = 87 МПа < [σ]_F4

σ_F3 = σ_F4Y_F3/Y_F4 = 87·3,70/3,62 = 89 МПа < [σ]_F3.

      Так как условия  0,85<s_H < 1,05[s_H] и s_F < [s_F]  выполняются, то можно утверждать, что устойчивая работа зубчатой открытой передачи обеспечена в течении всего срока службы привода. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

6. Нагрузки  валов редуктора

     Силы  действующие в зацеплении червячной  передачи

      Окружная  на колесе и осевая на червяке:

F_t2 = F_a1 = 2682 H.

      Радиальная  на червяке и колесе:

F_r1 = F_r2 = 976 H.

      Окружная  на червяке и осевая на колесе:

F_t1 = F_a2 = 860 H.

Консольная  сила от муфты действующая на быстроходный вал

F_м = 100·Т₁^1/2 = 100·17,2^1/2 = 415 Н

Консольная  силы действующие на тихоходный вал

Окружная 

F_t2 =  3668 H

Радиальная 

F_r2 = 1335 H

 

Рис. 1 – Схема нагружения валов червячного редуктора

7. Проектный расчет валов.

Эскизная  компоновка редуктора.

 

Материал быстроходного  вала – сталь 45,

термообработка  – улучшение: σ_в = 780 МПа; 

Допускаемое напряжение на кручение [τ]_к = 10÷20 МПа

       Диаметр быстроходного вала

 

         где Т – передаваемый момент;

 d₁ = (17,2·10³/π10)^1/3 = 13 мм

Ведущий вал редуктора соединяется  с  помощью стандартной муфты с  валом электродвигателя диаметром d_дв= 28 мм,

d₁ = (0,8¸1,2)d_дв = (0,8¸1,2)28 = 22¸34 мм

          принимаем диаметр выходного  конца d₁ = 25 мм;

          длина выходного конца:

 l₁ = (1,0¸1,5)d₁ = (1,0¸1,5)25 = 25¸38 мм,

         принимаем l₁ = 40 мм.

         Диаметр вала под уплотнением:

 d₂ = d₁+2t = 25+2×2,2 = 29,4 мм,

         где t = 2,2 мм – высота буртика;

         принимаем d₂ = 30 мм:

         длина вала под уплотнением: 
 

l₂ » 1,5d₂ =1,5×30 = 45  мм.

         Диаметр вала под подшипник:

 d₄ = d₂ = 30 мм.

         Вал выполнен заодно с червяком  

   Диаметр выходного конца тихоходного вала:

d₁ = (214,6·10³/π20)^1/3 = 39 мм

     принимаем диаметр  выходного конца  d₁ = 40  мм;

     Диаметр вала под уплотнением:

d₂ = d₁+2t = 40+2×2,5 =  45,0 мм,

     где t = 2,5 мм – высота буртика;

     принимаем d₂ = 45 мм .

     Длина вала под уплотнением:

l₂ » 1,25d₂ =1,25×45 = 56 мм.

     Диаметр вала под подшипник:

d₄ = d₂ = 45 мм.

     Диаметр вала под колесом:

d₃ = d₂ + 3,2r = 45+3,2×2,5 = 53,0 мм,

     принимаем d₃ = 55 мм.

     Конструктивные  размеры колеса

  Диаметр ступицы:

d_ст = 1,6d₃ = 1,6·55 = 88 мм.

     Длина ступицы:

l_ст = (1÷1,5)d₃ = (1÷1,5)55 = 55÷82 мм,

      

принимаем l_ст = 60 мм

     Толщина обода:

S = 0,05d₂ = 0,05·160 = 8 мм

S₀ = 1,2S = 1,2·8 = 10 мм

     Толщина диска:     

С = 0,25b = 0,25·36 = 9 мм

      Выбор подшипников.

Предварительно  назначаем для быстроходного  вала радиально-упорные роликоподшипники средней серии №27306, а для тихоходного вала роликоподшипники легкой серии №7209 

Таблица 2.

Размеры и характеристика выбранного подшипника 

8. Расчетная схема  валов редуктора

     Схема нагружения быстроходного вала 

 

Горизонтальная  плоскость. Сумма моментов сил и  реакций опор относительно опоры А 
 
 

    

    

    åm_A = 80F_t – 160B_X + F_м100 = 0

    Отсюда  находим реакцию опоры В в  плоскости  XOZ

    B_X = [860·80 + 415·100]/160 = 689 H

    Реакция опоры А в плоскости  XOZ

    A_X = B_X + F_М – F_t = 689 + 415 – 860 = 244 H

    Изгибающие  моменты в плоскости XOZ

    M_X1 = 689·80 = 55,1 Н·м

    M_X2 = 415·100= 41,5 Н·м

Вертикальная  плоскость. Сумма моментов сил и  реакций опор относительно опоры А

    åm_A = 80F_r –160B_Y – F_a1d₁/2 = 0

    Отсюда  находим реакцию опор A и В в плоскости YOZ

    B_Y  = (976·80 –2682·40/2)/160 = 152 H

    A_Y = F_r – B_Y = 976 – 152 = 824 H

    Изгибающие  моменты в плоскости YOZ

    M_Y = 152·80 =  12,2 Н·м

    M_Y = 824·80 =  65,9 Н·м

    Суммарные реакции опор:

    А = (А_Х² + А_Y²)^0,5 = (244² + 824²)^0,5 = 859 H

    B= (B_Х² + B_Y²)^0,5 = (689² + 152²)^0,5 = 706 H

   

      Эквивалентная нагрузка

      P = (XVF_r + YF_a)K_бК_Т

            где Х  – коэффициент радиальной нагрузки;

             

Y – коэффициент осевой нагрузки;

              V = 1 – вращается внутреннее кольцо;

              F_r  – радиальная нагрузка;

              Y  – коэффициент осевой нагрузки;

              F_a  – осевая нагрузка;