123828 (Проектирование горизонтального цилиндрического редуктора), страница 3

– диаметр вершин зубьев,

– диаметр впадин зубьев,

– ширина венца, округлив до целого стандартного значения по ряду Ra40, получаем значение .

1. Находим фактические основные геометрические параметры колеса:

– делительный диаметр,

– диаметр вершин зубьев,

– диаметр впадин зубьев,

– ширина венца, округлив до целого стандартного значения по ряду Ra40, получаем значение .

4.3 Силы в зацеплении передачи редуктора

Исходные данные: , , , .

Окружная сила ,

радиальная сила ,

осевая сила .

Схема сил в зацеплении

4.4 Проверочный расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи

4.4.1 Проверка прочности передачи на выносливость

1. Проверим межосевое расстояние:

Полученное при проектном расчете межосевое расстояние , найдем значение через делительные диаметры шестерни и колеса :

.

Проверка сошлась, расчет выполнен верно.

1. Проверим пригодность заготовок колес.

Условие пригодности заготовок имеет вид: , , где - диаметр заготовки шестерни.

- толщина диска заготовки колеса

Предельные значения размеров заготовки: диаметр шестерни , толщина обода или диска колеса .

В результате получаем и .

Проверка сходится, следовательно, заготовки колес пригодны.

1. Проверим контактные напряжения (методику см. в учебном пособии А.Е. Шейнблит «Курсовое проектирование деталей машин», стр. 64–67):

,

где (для косозубых передач) – вспомогательный коэффициент,

- окружная сила в зацеплении ( - вращающий момент на тихоходном валу редуктора, - делительный диаметр колеса):

,

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, определяется по графику в зависимости от окружной скорости колес ( – угловая скорость на тихоходном валу редуктора): .

Для нахождения принимаем значение окружной скорости , тогда .

(для прирабатывающихся зубьев) – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба,

- коэффициент динамичности нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности. Так как зубчатая передача косозубая цилиндрическая и окружная скорость меньше, то степень точности 9. Следовательно, .

- допускаемое контактное напряжение.

.

Найдем недогрузку передачи:

.

Так как допускается недогрузка не более 10%, то условие будем считать выполненным.

1. Проверим напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса :

.

– модуль зацепления, – ширина зубчатого венца колеса,

- окружная сила в зацеплении,

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, зависящий от степени точности передачи. Так как степень точности 9, то .

(для прирабатывающихся зубьев) – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба,

- коэффициент динамичности нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности. Так как зубчатая передача косозубая цилиндрическая и окружная скорость , степень точности 9. Следовательно, .

– коэффициенты формы зуба шестерни и колеса, зависящие от эквивалентного числа зубьев шестерни и колеса :

( – число зубьев шестерни, – угол наклона зубьев), тогда ,

( – число зубьев шестерни, – угол наклона зубьев), тогда ,

По значениям интерполированием (А.Е. Шейнблит «Курсовое проектирование деталей машин», таблица 4.4, стр. 67) получаем .

– коэффициент, учитывающий наклон зуба,

– допускаемые напряжения изгиба шестерни и колеса.

В результате получаем:

.

При проверочном расчете получились значительно меньше допускаемых значений, это допустимо, так как нагрузочная способность большинства зубчатых передач ограничивается контактной прочностью, следовательно, условие прочности выполнено.

Следовательно, проектный расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи выполнен верно.

4.4.2 Проверка прочности передачи редуктора при перегрузках

Поверим выполнение условия прочности передачи при перегрузках:

, .

Исходные данные

– расчетное контактные напряжения, – расчетные напряжения изгиба на колесе, – расчетные напряжения изгиба на шестерне, – предел текучести для стали шестерни, – предел текучести для стали колеса, [Дунаев табл. 24.9., с. 417] – коэффициент перегрузки ( - максимальный вращающий момент, - номинальный вращающий момент).

Расчет:

,

, ,

,

,

.

Следовательно, условия прочности выполняются.

5. Проектный расчет и конструирование валов, предварительный выбор подшипников качения

5.1 Проектный расчет и конструирование валов

1. Выбор материала валов.

В качестве материала валов (как быстроходного, так и тихоходного) применим марку стал 45 со следующими характеристиками: , , .

2. Выбор допускаемых напряжений 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. Поэтому для компенсации приближенности этого метода расчета допускаемые напряжения на кручение применяют заниженными: . Так как для быстроходных валов используют меньшие значения , а для тихоходных – большие, то для дальнейшего расчета быстроходного вала принимаем , для тихоходного – .

3. Определение геометрических параметров ступеней валов.

Редукторный вал представляет собой ступенчатое цилиндрическое тело, количество и размеры ступеней которого зависят от количества и размеров установленных на вал деталей. Проектный расчет ставит целью определить ориентировочно геометрические размеры каждой ступени вала: ее диаметр и длину .

Определение геометрических параметров ступеней тихоходного вала-шестерни цилиндрического.

1-я ступень под элемент открытой передачи (шкив клиноременной передачи):

диаметр ступени ,

где – крутящий момент, равный вращающему моменту на валу,

- допускаемое напряжение на кручение, следовательно, , округлив до ближайшего стандартного значения, получаем ;

длина ступени , округлив до ближайшего стандартного значения, получаем ,

размер фаски , определяемый в зависимости от диаметра .

Вал конструируем коническим. Для крепления шкива на валу имеется участок с резьбой (А.Е. Шейнблит «Курсовое проектирование деталей машин», табл. 10.9, стр. 189). Для крепления шкива на валу используем круглую шлицевую гайку с параметрами:

.

Для фиксации используем стопорную многолапчатую шайбу с параметрами:

.

2-я ступень под уплотнение крышки с отверстием и подшипник:

диаметр ступени , где - высота буртика, определяемая в зависимости от ,

, так как ступень под подшипник, то ее диаметр должен соответствовать внутреннему диаметру подшипника, т.е. при делении на 5 должно получиться целое число, следовательно, , что соответствует стандартному значению.

Длина ступени , округлив до ближайшего стандартного значения, получаем .

3-я ступень под шестерню:

диаметр ступени , где - координата фаски подшипника, определяемая в зависимости от ,

, округлив до ближайшего стандартного значения, получаем , длина ступени определится графически на эскизной компоновке.

4-я ступень под подшипник:

диаметр ступени ,

длина ступени , где для шариковых подшипников легкой серии с внутренним диаметром .

Определение геометрических параметров ступеней быстроходного вала цилиндрического.