V Проектный расчет зубчатого редуктора

1)Определение из условия контактной выносливости рабочей поверхности. зубьев колес минимально допускаемого диаметра окружности делительной ведущего колеса (шестерни).

k_HB-коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки при движении контактной линии; к расчету k_HB=1,03.

Полученный результат следует увеличить на 5-10%, т.к. на данном этапе не учитывается динамическая нагрузка.

К расчету

2)Определение ширины зубчатого венца.

[мм]

3)Определение ширины зубчатого венца колеса и шестерни.

b₁=b₂+ (2-5) [мм] =60+2=62[мм]

b₂= =60 [мм]

b₁=62[мм]

4)Определение модуля зацепления.

P_t-шаг зуба для прямозубых

P_n-для косозубых

К расчету по таблице 16

m_n=2[мм]

5)Выбор предварительного значения наклона линии зуба.

6)Определение коэффициента осевого перекрытия.

Характеризует эффект увеличение длины контактной линии за счет наклонного положения линии зуба.

7)Определение числа зубьев колес.

8)Определение межосевого расстояния.

К расчету

9)Определение уточненного значения угла линии зуба.

10)Определение уточненного значения деловой окружности ведущего и ведомого колес.

11)Определение уточненного значения межосевого расстояния.

12)Определение диаметральных значений ведущего и ведомого колес.

VI Степень точности изготовления зубчатых колес.

1)Определение точности зацепления.

V_P=V₁₂

2)Определение степени точности:

Рекомендации из таблицы 17.

Вывод: т.к. V₁₂=1,1<[3,5] (м/с), то берется 9-10 степень точности; метод обкатки.

VII Силовой расчет.

1)Определение окружной силы.

2)Определение радиальной силы.

3)Определение осевой силы.

*** 1034.44[H].

VIII Проверочный расчет на прочность и контактную выносливость зубьев колес.

Данный вид расчета является первостепенным.

Предупреждает усталостное выращивание рабочей поверхности зубьев.

Условие контактной выносливости имеет вид:

Где

K_HU-посмотрим в таблице 19

Т.к

Недогрузка

Вывод: условие контактной выносливости рабочей поверхности зубьев колес выполняется, принимаем .

Расчет на контактную выносливость при кратковременных перегрузках.

Вывод: условия на контактную выносливость при кратковременных перегрузках выполняется.

IX Проверочный прочностной расчет на изгибную выносливость.

Вывод: условия прочности на изгибную выносливость выполняется.

Расчет на изгибную выносливость при кратковременных перегрузках.

Вывод: условия на изгибную выносливость при кратковременных перегрузках соблюдаются.

X Таблица основных параметров редуктора.

	Наименование параметра	Значение параметра
1)	2)	3)
	Межосевое расстояние
	Делительный диаметр шестерни
	Делительный диаметр колеса
	Ширина шестерни
	Ширина колеса
	Модуль зацепления
	Окружная сила
	Радиальная сила
	Осевая сила	[H]
	Расчетная мощность
	Диаметр вала двигателя	48 [мм]
	Частота вращения ведущего вала
	Частота вращения ведомого вала
	Число зубьев колеса
	Число зубьев шестерни	130

XI Расчет валов.

Предварительный расчет валов зубчатого редуктора.

*Условия прочности при кручении.

К расчету принимаем

2)Предварительный выбор подшипников качения.

На данном этапе на валы редуктора рекомендуется устанавливать радиально упорные однорядные шарики-подшипники среднегабаритной серии; с учетом указанного типа подшипников из таблицы ГОСТ-831-75 выписать основные геометрические размеры подшипников, к последнем относят диаметр внутреннего кольца, диаметр наружного кольца и представить в виде таблицы.

3)Первый этап эскизной компоновки зубчатого редуктора.

Эскиз представляет собой вид сверху при снятой крышке корпуса; делается в масштабе 1:1.

Эскизная компоновка позволяет определить положение всех вращающихся элементов передачи, определить положение точки приложения внешних если, найти расстояние

от точки приложение внешних или до положения подшипниковых опор.

4,1) Расчет валов на статическую прочность.

*Составление расчетной схемы ведущего вала.

Расчетная схема любого вала представляет собой двух опорную балку, при этом одна из опор пространственный подвижный шарнир, а другая пространственно неподвижный шарнир.

**Определение опорных реакций.

Для этой цели составляются уравнения статики равновесия системы сил. Прежде чем составить первое уравнение равновесия необходимо начало координатной системы (точку О ) совместить с одной из шарнирных опор, например шарниром(В), в которой пересекается большее количество сил.

Где m₁=F_a1*d₁/2

*** Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов.

Эпюра крутящего момента.

Вывод: сечение 2-2^/-опасно, т.к.

[H*m]

T₁=182,5 [H*m]

****Определение эквивалентного момента.

Для этого используется III (IV) гипотеза прочности.

Если ,то III гипотеза.

Если ,то IV гипотеза.

Где приведения реального суточного цикла нормальных и тангенциальных напряжений к симметричному циклу.

Если проецируемый редуктор не реверсивный, то где допекаемые напряжении изгиба при пульсационном (II) и симметричных циклах. Т.к. , то III гипотезе .

*****Определение минимально допустимого диаметра в основном сечении.

4,2) Расчет валов на статическую прочность.

*Составление расчетной схемы ведомого вала.

**Определение опорных реакций.

Для этой цели составляются уравнения статики равновесия системы сил. Прежде чем составить первое уравнение равновесия необходимо начало координатной системы (точку О) совместить с одной из шарнирных опор, например шарниром(В), в которой пересекается большее количество сил.

Где m₂=F_a2*d₂/2

*** Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов.

Эпюра крутящего момента.

Вывод: сечение 2-2^/-опасно, т.к.

[H*m]

T₂= [H*m]

****Определение эквивалентного момента.

Для этого используется III (IV) гипотеза прочности.

Если ,то III гипотеза.

Если ,то IV гипотеза.

Где приведения реального суточного цикла нормальных и тангенциальных напряжений к симметричному циклу.

Если проецируемый редуктор не реверсивный, то где допекаемые напряжении изгиба при пульсационном (II) и симетричных циклах. Т.к , то III гипотезе

*****Определение минимально допустимого диаметра в основном сечении.

XII Расчет на длительную прочность (уточненный расчет валов).

Выполняется для опасного сечения, во-вторых для сечений, расположенных вблизи опасных сечений и для сечений с концентратов местных напряжений, к которым относятся шпоночные канавки (пазы) отверстия стволовые или глухие, галтели, шпицы и т.д.

Условия длительной прочности записывается следующим образом:

Где: [n]=

n-общий расчетный коэффициент запаса прочности.

Частные коэффициенты запаса прочности соответственно по нормальным напряжениям.

Ведомый вал, сечение 2-2^/

Концентратор местных напряжений-“шпоночная канавка”.

1)Определение частного запаса прочности при нормальном напряжении.

Где:

предел прочности материала при симметричном цикле изменения нормальных напряжений (таблица на странице 102).

320 [Мпа]-диаметр любой, марка 40Х.

-эффективный коэффициент концентрации местных напряжений (таблица 14 страница 120).

коэффициент учитывающий абсолютные размеры детали или масштабный фактор (таблица 11 страница 119)

коэффициент учитывающий дополнительное упрочнение расчетного участка вала.

берем предварительно, но если ,то ТВЧ для .

коэффициент долговечности вала.

Где (большей –меньший диаметр; меньший –от 30 и меньше)

m =7

n=n₂-частота вращения вала.

L-срок службы.

коэффициент учитывающий качество обработки поверхности расчетного участка вала; участок обработан резцом.

(по таблице 12 страница 120)

коэффициент чувствительности материала n асимметрии цикла изменения напряжений.

по таблице на странице 102.

характерастики любого цикла изменения напряжений.

Для симметричного цикла характерно

2)Определение частного запаса прочности по тангенциальным напряжениям.

Для симметричного цикла

3)Определение общего расчетного коэффициента запаса прочности.

Вывод: т.к. n<[n], то условия длительной прочности не выполняются, в этом случае рекомендуется увеличить диаметр расчетного участка вала, во-вторых рекомендуется дополнительное упрочнение расчетного вала ТВЧ тогда

и n> [n], тогда условия длительной прочности выполняются благодаря технологической операции ТВЧ.

4)Расчет шпоночного соединения необходимо для соединения зубчатого колеса и ведомого вала; основной элемент шпонка, может быть призматической, системной, тангенциальной. Размеры призматических шпонок стандартизированы из таблицы на

странице 219. Шпоночное соединение проверяется по напряжения стяжения. Расчет ведут по напряжениям сжатия.

Для d_в2=75 [мм]

b=20 [мм]

t₁=7,5[мм]

Т₂=579,6[Н*м]

d_ст=98,5 [мм]

l_p=53 [мм]

Так как

*Если условия прочности не выполняются, то рекомендуется увеличить диаметр вала или удлинение шпонки путем распространения ступицы за контуры колеса; шаг увеличения зуба 5 мм с последующим расчетом.

⇐ Назад

Далее ⇒