126054 (690850), страница 4
Текст из файла (страница 4)
,
,
где 
и 
− коэффициенты, учитывающие для шестерни и колеса форму их зубьев и концентрацию напряжений. Численные значения и находят с учетом величины коэффициента смещения X исходного контура и эквивалентных чисел зубьев шестерни 
и колеса .
,
.
,
.
.
− коэффициент, учитывающий наклон зубьев, вычисляется по зависимости:
,
где 
− коэффициент осевого перекрытия;
− угол наклона линии зубьев в градусах.
Принимаем 
− коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев.
,
где 
− коэффициент торцевого перекрытия.
МПа.
МПа.
= 28,67 МПа; 
=34,56 МПа.
Проверка изгибной прочности зубьев шестерни и колеса при действии пиковой нагрузки:
;
.
;
.
Основные геометрические размеры зубчатой передачи.
Делительные диаметры:
;
;
Проверка:
.
Диаметры вершин зубьев:
;
мм.
;
мм.
Диаметры впадин зубьев:
;
мм.
;
мм.
Усилия, действующие в зацеплении косозубой цилиндрической передачи (составляющие силы нормального давления):
Окружное усилие: 
Н.
Радиальное усилие: 
Н.
Осевое усилие: 
Н.
5. Проектный расчет валов, выбор подшипников и эскизная компоновка редуктора
Вал при работе испытывает сложное нагружение: деформации кручения и изгиба. Однако проектный расчет валов проводится из условия прочности на чистое кручение, а изгиб вала и концентрация напряжений учитываются пониженными допускаемыми напряжениями на кручение, которые выбираются в интервале [] – 20…25 МПа [4, с. 296].
Наименьший диаметр выходного участка быстроходного вала dВ1, мм, равен [4]:
Наименьший диаметр промежуточного вала dB2, мм, равен:
Наименьший диаметр выходного участка тихоходного вала dB3, мм, равен:
где Т1, Т2, Т3 – номинальные вращающие моменты соответственно на входном (быстроходном), промежуточном и выходном (тихоходном) валах редуктора.
Полученные расчетные значения диаметров выходных участков валов 
, 
, 
округлим до ближайшего большего стандартного значения.
Окончательно принимаем:
=25, =40, 
=65.
Остальные размеры участков валов назначаем из ряда стандартных диаметров в сторону увеличения, исходя из конструктивных и технологических соображений. Для быстроходного вала:
dy1=dП1 +2•t+1 35=35 мм – диаметр вала под уплотнение и подшипник. Необходимо учитывать, что значение посадочного диаметра подшипника для данного диапазона кратно пяти [10 таблица Б. 5]. Также величина высоты t, мм, перехода диаметра вала по отношению к предыдущему диаметру должна быть больше или равна размеру фаски f, мм [10. таблица 14]
Диаметр бортика для упора подшипника d1, мм, вычислим по формуле
d1 dП1+2•t,
где t-значение высоты перехода [10 таблица 14]
d1 25+2•2 29
Окончательно выбираем d1=30 мм.
Величина высоты буртика больше величине радиуса закругления подшипника r, мм, что обеспечивает надежное осевое размещение подшипника на валу;
dfl, da1, d1, – размеры шестерни (пункт 3.1).
Для промежуточного вала:
Диаметр вала под уплотнение и подшипник:
dy2=dП2 40=40 мм
df2, da2, d2, – размеры колеса (пункт 3.1)
df3, da3, d3, – размеры шестерни (пункт 3.2).
Диаметр под зубчатое колесо:
dк2 dП2+2• t2 45=45 мм
Диаметр бортика для упора колеса: d2 45+2•2,5 50 мм
Для тихоходного вала:
Диаметр вала под уплотнение и подшипник:
dy3=70 мм.
Диаметр под зубчатое колесо:
dк4 =75 мм
Диаметр бортика для упора колеса: d3 80 мм
Окончательно выбираем d3=80 мм.
df4, da4, d4, – размеры колеса (пункт 3.2).
Длины участков валов определим после эскизной компоновки редуктора на миллиметровой бумаге непосредственным измерением линейкой.
Корпус и крышку редуктора выполняем из чугунного литья
Толщина стенки корпуса , мм, и крышки 1, мм, должны быть не меньше 8 миллиметров.
Принимаем: = 1=8 мм.
Толщину ребер корпуса 
, мм, и крышки 
, мм, определим, согласно соотношению:
= = (0.75… 1) • = 7,5…10 мм
Принимаем: = =10 мм
Диаметр фундаментных болтов d1 принимаем:
d1=16 мм.
Диаметр болтов крепящих крышку к корпусу
принимаем: d3= 12 мм
Размеры штифта:
Длина lш b+b1+(5…6)=29…30 мм. Принимаем: lш = 30 мм
Диаметр dш = 10 мм
В редукторах применяют в основном подшипники качения. Выбор типа подшипника зависит от нагрузок, действующих на вал. Так как на вал действуют осевая и радиальная силы, то используем радиально-упорные подшипники.
Выбор его типоразмера зависит от диаметра вала под подшипник. Посадочный диаметр подшипника для быстроходного вала d=dП1, для промежуточного вала d=dП2, для тихоходного вала – d=dП3.
Входной вал: шариковый однорядный радиальный подшипник 36207.
Промежуточный вал: шариковый однорядный радиальный подшипник 36208.
Выходной вал: шариковый однорядный радиальный подшипник 36214.
Для герметизации подшипниковых узлов редуктора с осевой фиксацией подшипников применим закладные крышки. Они изготавливаются, из чугуна СЧ 15 двух видов. Размеры крышек определяют в зависимости от диаметра наружного кольца подшипника D.
Во время работы привода происходит нагрев деталей и масла, что приводит к линейному удлинению валов редуктора. Для компенсации этого расширения предусматривают осевой зазор в подшипниковых узлах а = 0,2… 0,5 мм, который на чертежах общего вида не показывается. Так как применили закладные крышки регулировка осевого зазора производится с помощью компенсирующих колец, которые устанавливаются между торцами наружных колец подшипников и крышек.
Смазку зубчатых колёс производим посредством окунания колес в масленую ванну.
Графическая часть эскизной компоновки проводим на бумаге формата А 1 в масштабе 1:1 и содержащей вид сбоку вертикального редуктора с разрезом по осям валов и главного вида редуктора.
Выполнение эскизной компоновки проводим несколькими этапами.
На первом этапе откладываем межосевое расстояние а и вычерчивается зубчатая цилиндрическая передача, размеры которой получены в пунктах 3.2 и 3.3.
На втором этапе прочерчиваем границы внутренней стенки редуктора на расстоянии X = 5…12 мм от элементов зубчатой цилиндрической передачи. Со стороны шестерни предварительное значение размера f, мм, назначим равным f =10 мм.
На третьем этапе вычерчиваем ступени валов на соответствующих осях по диаметральным размерам, полученным в проектном расчете валов (пункт 5). Длины участков валов получим из следующих рассуждений:
Длина участка вала под муфты, которая равна:
L1=1,5•dв,
где dв-диаметр выходного участка вала, мм;
L1=1,5·25=37,5
На четвертом этапе дорисовываются подшипники по своим габаритным размерам и определяем для валов размеры а, и в, мм, которые являются плечами приложенных к валу сил.
Определение этих размеров позволяет провести проверочный расчет валов на прочность и расчет подшипников на долговечность.
6. Расчетная схема валов редуктора (определение реакции и построение эпюр)
После выполнения эскизной компоновки редуктора проведём проверочные расчеты валов и подшипников.
Расчет вала проведем на совместное действие изгиба и кручения. Для начала определим внутренние силовые факторы в сечениях вала. Составим расчетную схему вала (рисунок 1, 2, 3). К тихоходному валу прикладываем силы от зубчатой цилиндрической косозубой передачи, значения которых получены в пункте 6. Проверяем правильность расположения сил в плоскостях в соответствии с кинематической схемой привода. Размеры участков валов получены после эскизной компоновки редуктора.
Быстроходный вал
Силы в зацеплении Ft1=1537,36 H
Fr1=589 H
Fa1=499,51 H
Расчётные расстояния a=0,140; b=0,057.
Рассмотрим плоскость ХОY (рисунок 1).
Определим опорные реакции:
Построим эпюры изгибающих моментов
;
при х1=0 
х1=а 
; 
при х2=0
х2=а 
Рассмотрим плоскость ХОZ (рисунок 1).
Определим опорные реакции:
Построим эпюры изгибающих моментов
;
при х1=0
х1=а 
; 
при х2=0
х2=а
Построим суммарную эпюру изгибающих моментов
Промежуточный вал
Силы в зацеплении Ft1=1537,36 H
Fr1=589 H
Fa1=499,51 H
Ft2 =4326,4 H
Fr2 =1657,5 H
Fa2 =1405,73 H
Расчётные расстояния а=0,065; в=0,076; c=0,056.
Рассмотрим плоскость ХОY (рисунок 2).
Определим опорные реакции:
Построим эпюры изгибающих моментов
;
при х1=0 
х1=а 
; 
при х2=а 
х2=а+в 
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
