Проектирование редуктора

 мм;

 мм.

Наибольшую  из величин С_заг и S_заг сравниваем для той же марки стали, что и для шестерни (т.е. 35XМ) по табл. 1П.7 приложения 1П при т.о. улучшение для твердости поверхности 270...300 НВ с S_пред =125 мм. Условие С_заг =33< S_пред =125 мм выполняется. Таким образом, для изготовления колеса также подходит сталь 35XМ

9. Определение  степени точности передачи. Окружная  скорость υ (м/с)

шестерни  или колеса в полюсе зацепления одинакова  и может быть определена:

 м/с.

По табл. 1П.15 приложения 1П, исходя из υ =0,5 м/с для прямозубых цилиндрических передач выбираем 9-ю степень точности, при которой допускается окружная скорость зубчатых колес до 2 м/с.

10. Определение сил, действующих в косозубом зацеплении. Окружная сила F_t на делительном цилиндре

Н 

При этом для шестерни и колеса:

Н. 

Радиальная  сила F_r:

Н.

12.Определение  коэффициента нагрузки К_н. При расчете на сопротивление контактной усталости

Коэффициент К_На = 1 -для прямозубых передач.

Коэффициент K_Hβ уточняем по той же кривой V при HB₁>350 и HB₂>350 (см. табл. 1П.12 приложения 1П), что и при предварительном расчете в п.3, в зависимости от уточненной в  п.7 величины ψ_bd=0,61. При этом коэффициент K_нβ практически не изменился: K_Hβ=1,05.

По табл. 1П.17 приложения 1П коэффициент δ_Н=0,06 при HB₁<350 и HB₂<350 .

По табл. 1П.18 приложения 1П коэффициент g₀= 7,3 (при m=3 мм и 9-й степени точности).

.

13. Проверочный  расчет передачи на сопротивление  контактной усталости. Для стальных зубчатых колес коэффициент Z_H, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубьев: Z_Е =275 МПа^1/2.

Коэффициент Z_Н, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев, для прямозубых передач без смещения.

  для прямозубых колес

Расчетное значение контактного напряжения

 МПа

Где b_w = b₂ =66 мм.

Сопротивление контактной усталости обеспечивается, так как выполняется условие: σ_н = 674 Мпа < [σ_{нp б)}] = 855 МПа.

14. Определение допускаемого напряжения изгиба при расчете зубьев на сопротивление усталости при изгибе.

 Коэфициент, учитывающий динамическую нагрузку  в зацеплении,

k_Fv= f(v, степень точности, твердость зубьев) (табл. 4.2.7).

k_Fv=1,03

Коэфициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца (для изгибной прочности), k_FB= f(HB, расположение колес относительно опор, ) (табл. 4.2.3).

k_FB=1,1

Коэфициент, учитывающий неравномерность нагрузк для одновременно зацепляющихся пар зубьев,

 k_Fa= f(v, степень точности).

k_Fa= 1,0 – для прямых зубьев;

Удельная  расчетная окружная сила при изгибе, Н/мм

 

Эквивалентное число зубьев:

      

Коэфициент, учитывающий форму зуба,

        

 Базовое число циклов напряжений N_{F lim}:

;

Эквивалентное число циклов напряжений N_FE:

;

;

где с₁, и с₂ -число зацеплений за один оборот соответственно зуба шестерни и зуба колеса; с₁=1; с₂ = 1; k_HE=0,537- исходя из циклограммы.

Коэффициент приведения k_HE  для все видов термической обработки:

Предел  контактной выносливости поверхности  зубьев σ_Flim, соответствующий базовому числу циклов напряжений (см. табл. 1П.9 приложения 1П) для т.о. улучшение:

(табл 4.1.5.)       

Коэфициент  долговечности;

_Для            

 Допускаемые  изгибные напряжения для проверочного  расчета   , МПа:

  где

;     

    

 

Расчетные напряжения изгиба зуба, МПа    

   где     

15. Проверка прочности зубьев при перегрузках

 Максимальные контактные напряжения, МПа

   _где 

       

Максимальные  напряжения изгиба, МПа

        

        

16. Силы  в зацеплении  колес

Уточненный  крутящий момент на шестерне, Н*м

_{Окружные  силы, H}

_{Радиальные  силы, H}

 

 Осевые силы, Н

   

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Проектный и проверочный  расчет валов.

Разработка конструкции валов 

По известным крутящим моментам определяем диаметры выходных      концов валов

 ВАЛ 1:         

Принимаем:

диаметр выходного конца вала d₁ = 22 мм;

диаметр вала под подшипники d_п.у.1 =30 мм;

ВАЛ 2:

          диаметр  вала под подшипники d_п.у.2 = 40 мм;

диаметр вала в местах посадки зубчатого  колеса 1

d_вал2 = 50 мм.

ВАЛ 3:

Принимаем:

диаметр выходного конца вала d_3а = 52 мм;

          диаметр  вала под подшипники d_п.у.3а = 60 мм;

диаметр вала в месте посадки  зубчатого колеса 2  d_вала =70 мм.

 

 

 

Вал 1.

 

Передаваемая мощность ;

Размер червяка  ;

Вал передает момент .

В зацеплении со стороны колеса на шестерню действуют силы

окружная               F_t=1004Н;

радиальная            F_r=926,77Н

Осевая   F_a= 2510,18H

_{Неуравновешенная  состовляющая муфты  S=0.3Ft=278H}

Расстояние между муфтой и правым подшипником  .

Расстояние между левым подшипником  и серединой червяка  k=76мм

Длина вала  l=250мм

Горизонтальная плоскость:

Опорные реакции:

 

Изгибающие моменты:

Участок 1. 0≤x≤98   x=0·S=0

                                     x=98· S=278·98=27244Н·мм 

Участок 2. 0≤x≤76     x=98· S=278·98=27244·мм  

                                     x=174*278-76·959,24=-24530 H·мм

Участок 3. 0≤x≤76     М= R_аx ·x

                                      x=0· R_аx =0Н·мм H·мм

                                      x=-76· R_аx =-76·323=-24530 H·мм

Вертикальная плоскость:

Длина между опорами  l=152мм

Опорные реакции:

Изгибающие моменты:

Участок 1. 0≤x≤76       x=0· R_ay =0

                                     x=76· R_ay =76·92=6992Н·мм 

Участок 2. 0≤x≤76     x=76· R_by =1128·76=63460Н·мм  

Полные поперечные реакции:

 Суммарный момент действующий  в нагруженном сечении:

Момент сопротивления в сечении:

Нормальное напряжение в сечении:

Коэффициент запаса прочности по  нормальным напряжениям:

где: -эффективный коэф. концентрации напряжения при кручении=1.75, -коэф., учитывающий снижение мех. свойств с ростом размеров заготовки=0.76, -коэф. усталости вала от постоянной нагрузки=0.1, т.к. цикл симметричный =0.

Момент сопротивления кручению:

 Касательное напряжения:

Коэффициент запаса прочности по касательным  напряжениям:

=

Расчетный коэф. запаса прочности:

 

  
Вал 2

 

Передаваемая мощность ;

Размеры шестерни ;

Размеры колеса .

Вал передает момент .

В зацеплении со стороны червяка  на колесо действуют силы

окружная        F_t2 =3440H

радиальная      F_r2 =1252H

осевая           F_a2=1376H

На вал со стороны шестерни действуют  силы:

окружная        ;

радиальная      ;

m=73мм-расстояние от правого подшипника до середины колеса

Длина вала l=200мм

х=70мм-расстояние от левого подшипника до середины шестерни

Горизонтальная плоскость:

Опорные реакции:

 

Изгибающие моменты:

Участок 1. 0≤x≤70   x=0·R_ax

                                     x=70· R_ax =2951·70=206556Н·мм 

Участок 2. 0≤x≤57     x=70· R_ax =2951·70=206556Н·мм 

                                     x= 127·2951-57·2608=226121 Н·мм

 Участок 3. 0≤x≤73     М= R_bx·x

                                      x=0· R_bx =0Н·мм H·мм

                                      x=73· R_bx =73· 3097=226081 H·мм

Вертикальная плоскость:

 

Опорные реакции:

Изгибающие моменты:

Участок 1. 0≤x≤70      M=R_аy·x

                                      x=0· R_аy =0

                                     x=70· R_аy= 70·5936=415518Н·мм

Участок 2. 0≤x≤57     x=70· R_аy= 70·5936=415518Н·мм

                                     x= 127·5936-57·7167=345353 Н·мм

 Участок 3. 0≤x≤73     М= R_by·x

                                      x=0· R_by =0Н·мм

                                      x=73· R_by =181259H·мм

Полные поперечные реакции:

 Суммарный момент действующий  в нагруженном сечении:

Момент сопротивления в сечении:

Нормальное напряжение в сечении:

Коэффициент запаса прочности по  нормальным напряжениям:

где: -эффективный коэф. концентрации напряжения при кручении=1.75, -коэф., учитывающий снижение мех. свойств с ростом размеров заготовки=0.76, -коэф. усталости вала от постоянной нагрузки=0.1, т.к. цикл симметричный =0.

Момент сопротивления кручению:

 Касательное напряжения:

Коэффициент запаса прочности по касательным  напряжениям:

=

Расчетный коэф. запаса прочности:

  
Вал 3

 

Определение сил, нагружающих вал.

Силы в зацеплении цилиндрической передачи:

а) окружная сила:     

         

     б) радиальная составляющая:

       

_{Сила от натяжения  цепи}

_{g=130-расстояние от правого подшипника до середины зубчатого колеса передачи}

_{f=150-длина от цепи до левого подшипника}

_{l=350-длина вала}

_{Горизонтальная  плоскость}

Опорные реакции:

 

Изгибающие моменты:

                                    M_su=F

Участок 1. 0≤x≤150   x=0· F

                                     x=-150· F=-5338·150=-800700Н·мм 

Участок 2. 0≤x≤70        x=-150· F=-5338·150=-800700Н·мм

                                     x=-220· 5338+4684*70 =-846480H·мм

 Участок 3. 0≤x≤130    М= R_bx·x

                                      x=0· R_bx =0Н·мм H·мм

                                      x=130· R_bx =-130*6511=-846430 H·мм

Вертикальная  плоскость:

Расстояние между опорами l=200мм

Опорные реакции:

Изгибающие моменты:

                                    M_su= R_ayx

Участок 1. 0≤x≤70   x=0· R_ay=0

                                     x=70· R_ay =242830Н·мм 

Полные поперечные реакции:

 Суммарный момент действующий  в нагруженном сечении:

Для крепления колеса используется шпонка: b=20мм;

t=7.5мм; h=12мм

Момент сопротивления в сечении:

Нормальное напряжение в сечении:

Коэффициент запаса прочности по  нормальным напряжениям:

где: -эффективный коэф. концентрации напряжения при кручении=1.75, -коэф., учитывающий снижение мех. свойств с ростом размеров заготовки=0.76, -коэф. усталости вала от постоянной нагрузки=0.1, т.к. цикл симметричный =0.

Момент сопротивления кручению:

 Касательное напряжения:

Коэффициент запаса прочности по касательным  напряжениям:

=

Расчетный коэф. запаса прочности:

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Расчет крепления на валах

ВАЛ 1

По диаметру вала d = 22 мм  принимаем размеры сечения шпонки (призматической со скругленными торцами) и пазов:

• размеры сечения шпонки: b = 8 мм и h = 7 мм
• глубина паза вала: t₁ = 3,5 мм
• глубина паза втулки: t₂ = 2,8 мм
• радиус закругления пазов: r_наим = 0,16 мм  и r_наиб = 0,25 мм