Анализ кинематической схемы

=1,121.

- коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи  и равен 1,03.

-коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба  = 1.  514,9

 

 

Допускаемая недогрузка передачи не более 10% и перегрузка до 5%.

В нашем случае перегруз получился  0,194%,  что в пределах допуска.

 

14. Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса , Н/мм²:

где m – модуль зацепления, мм; b₂ – ширина зубчатого венца колеса, мм; F_t – окружная сила в зацеплении, Н.

К_F зависит от степени точности передачи, определяемой по таблице. В нашем случае для 9-ой степени точности К_F =1.

- коэффициент неравномерности  нагрузки по длине зуба. Для  прирабатывающихся зубьев колес  =1.

- коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости  колес и степени точности передачи. В нашем случае  =1,07.

и -коэффициент формы зуба шестерни и колеса. Определяется по таблице в зависимости от эквивалентного числа зубьев шестерни :

   =3,845.

и колеса:

  =3,605.

 

 

 

 

 

 

отклонение составляет:

 

 

Параметры зубчатой цилиндрической передачи, мм

 

 

Проектный расчет
Параметр		Значение	Параметр	Значение
Межосевое расстояние аw		83	Угол наклона зубьев	12,60345о
Модуль зацепления m		1,5	Диаметр делительной окружности: Шестерни d1 Колеса      d2	39,8 125,5
Ширина зубчатого венца: Шестерни b1 Колеса      b2		31 28
Число зубьев: Шестерни z1 Колеса      z2		26 82	Диаметр окружности вершин: Шестерни da1 Колеса  da2	42,8 128,5
Вид зубьев			Диаметр окружности впадин: Шестерни df1 Колеса      df2	36,2 121,9
Проверочный расчет
Параметр		Допускаемые значение	Расчетные значения	Примечание
Контактные напряжения Н/мм2		514,3	515	0,194
Напряжения изгиба, Н/мм2		Не считаем
		256	113,6	55,6

 

 

5.0. Нагрузки валов редуктора.

 

1. Определение силы в зацеплении редукторной передачи.
2. Определение консольных сил.
3. Построение силовой схемы нагружения валов.

 

Редукторные валы испытывают два вида деформации – изгиб и  кручение.

Деформация кручения на валах возникает под действием вращающих моментов, приложенных со стороны двигателя и рабочей машины. Деформация изгиба валов вызывается силами в зубчатом зацеплении закрытой передачи и консольными силами со стороны открытых передач и муфт.

 

5.1. Определение сил в  зацеплении закрытых передач.

 

Окружная 

 

Радиальная 

 

Осевая 

 

5.2. Определение консольных  сил.

На муфтах:

На быстроходном валу

На тихоходном валу   

 

 

 

 

6. Проектный расчет  валов.

          Эскизная компоновка редуктора.

Основными критериями работоспособности проектируемых редукторных валов являются прочность и выносливость. Они испытывают сложную деформацию – совместное действие кручения, изгиба и растяжения (сжатия). Но так как напряжения в валах от растяжения небольшие в сравнении с напряжениями от кручения и изгиба, то их обычно не учитывают.

Расчет редукторных валов  производится в два этапа: 1-й –  проектный (приближенный) расчет валов  на чистое кручение; 2-й – проверочный (уточненный) расчет валов на прочность по напряжениям изгиба и кручения.

 

6.1. Выбор материала  валов.

В проектируемых редукторах применять  термически обработанные среднеуглеродистые и легированные стали 45, 45Х.

Выбираем материал валов  сталь 45, термообработка - улучшение. D_пред =125мм, S_пред=80мм.

НВ=248,5;     

 

 6.2. Выбираем допускаемые напряжения 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 (циклы напряжений). Поэтому для  компенсации приближенности этого  метода расчета допускаемых напряжений на кручение применяют заниженными:

Для шестерни

     Для колеса      

 

 

6.3. 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 d и длину l.

Для быстроходного вала:

ширина подшипника 12 мм.

 

Для тихоходного вала:

 

=19.

 

 

 

6.4. Предварительный  выбор подшипников качения.

Выбор наиболее рационального типа подшипника для данных условий работы редуктора весьма сложен и зависит  от целого ряда факторов: передаваемой мощности редуктора, типа передачи, соотношения  сил зацепления, частоты вращения внутреннего кольца подшипника, требуемого срока службы, приемлемой стоимости, схемы установки.

Предварительный выбор подшипников  для каждого из валов редуктора  проводится в следующем порядке:

 

1. В соответствии с таблицей определяем тип, серию и схему установки подшипников.
2. Выбираем типоразмер подшипников по величине диаметра d внутреннего кольца, равного диаметру второй d₂ и четвертой d₄ ступеней вала под подшипники.
3. Выписываем основные параметры подшипников: геометрические размеры – d, D, B(T,c); динамическую С_r и статическую С_ro грузоподъемности.

 

Для быстроходного вала: ГОСТ 8338-75, особо легкая серия, 105

 

Вал	Обозначение	Размеры, мм				Грузоподъемность, кН
		d	D	B	r	Cr	Cor
		о с о б о    л е г к а я    с  е р и я
быстроходный	105	25	47	12	1	11,2	5,6
тихоходный	306	с р е д н  я я     с е р и я
		30	72	19	2	29,1	14,6

 

 

 

 

 

 

     7. Расчетная схема валов редуктора.

1. Определение радиальных реакций в опорах подшипников быстроходного и тихоходного валов.
2. Построение эпюры изгибающих и крутящих моментов.
3. Определение суммарных изгибающих моментов.
4. Построение схемы нагружения подшипников.

 Быстроходный вал. Вертикальная плоскость по Y.

Определяем опорные реакции, Н.

 

Н;

Н;

Проверочный расчет:

Строим эпюры изгибающих моментов относительно оси Х 

в характерных сечениях 1…4 Н.м.

Горизонтальная плоскость  по оси Х.

Определяем опорные реакции, Н.

Проверочный расчет:

Строим эпюры изгибающих моментов относительно оси Y

в характерных сечениях 1…4 Н.м.

Строим эпюру крутящих моментов, Н.м.

Определяем суммарные  радиальные реакции, Н.

 

Определяем изгибной момент в наиболее нагруженных сечениях:

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Тихоходный вал. Вертикальная плоскость.

Определяем опорные реакции, Н.

Проверочный расчет:

Строим эпюры изгибающих моментов относительно оси Х 

в характерных сечениях 1…4 Н.м.

Горизонтальная плоскость  по оси Х.

Определяем опорные реакции, Н.

Проверочный расчет:

Строим эпюры изгибающих моментов относительно оси Y

в характерных сечениях 1…4 Н.м.

Строим эпюру крутящих моментов, Н.м.

Определяем суммарные  радиальные реакции, Н.

Определяем изгибной момент в наиболее нагруженных сечениях:

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

8. Проверочный  расчет подшипников.

1. Определение эквивалентной динамической нагрузки подшипников.
2. Проверка подшипников по динамической грузоподъемности.
3. Определение расчетной долговечности подшипников.  

Проверочный расчет предварительно выбранных подшипников выполняется  отдельно для быстроходного и  тихоходного валов. Пригодность  подшипников определяется сопоставлением расчетной динамической грузоподъемности, с базовой или базовой долговечности  с требуемой по условиям.

8.1. Определение эквивалентной динамической нагрузки подшипников.

Эквивалентная динамическая нагрузка R_Е учитывает характер и направление действующих на подшипник нагрузок, условия работы и зависит от типа подшипника. В общем случае формулы для определения эквивалентной динамической нагрузки R_Е и величины, входящие в эти формулы, для однорядных радиальных шарикоподшипников и одно- и двухрядных радиально -  упорных шарико- и роликоподшипников даны в таблице.

Быстроходка: 

реакции подшипников: 

Характеристика подшипников:

Требуемая долговечность:

Подшипники установлены  в распор.

а)         

б)   

Определение динамической грузоподъемности:

 

Определение долговечности  подшипников:

т.к. подшипники пригодны.

 

 

Тихоходка:

реакции подшипников: 

Характеристика подшипников:

Требуемая долговечность:

Подшипники установлены  в распор.

а)

б)    

Определение динамической грузоподъемности:

 

Определение долговечности  подшипников:

т.к. подшипники пригодны. но из за большого недогруза подшипники 306(средняя серия) меняем на 206(легкая серия).

Характеристика подшипников:

Требуемая долговечность:

Подшипники установлены  в распор.

а)

б)    

Определение динамической грузоподъемности:

 

Определение долговечности  подшипников:

т.к. подшипники пригодны.

 

 

 

9. Проверочный расчет валов.

Определение эквивалентного момента.

 

где

Б.в.

Т.в.

Определение эквивалентного напряжения.

где

Б.в.

Т.в.   

  - допускаемое напряжение  на изгиб при переменных нагрузках.

   

т.к. то валы пригодны.

 

10. Конструирование  корпуса редуктора.

Толщина корпуса редуктора:

т.к.

 

11. Выбор смазки  редуктора.

Смазывание зубчатых и червячных  зацеплений и подшипников применяют  в целях защиты от коррозии, снижения коэффициента трения, уменьшения износа, отвода тепла и продуктов износа от трущихся поверхностей, снижения шума и вибраций.

Для редукторов общего назначения применяют  непрерывное смазывание жидким маслом картерным непроточным способом (окунанием). Этот способ применяют  для зубчатых передач при окружных скоростях от 0,3 до 12,5 м/с; для червячных  передач с цилиндрическим червяком смазывание окунанием допустимо  до скорости скольжения 10м/с.

Выбор сорта масла зависит от  значения расчетного контактного напряжения в зубьях и фактической окружной скорости колес . Выбираем по таблице сорт масла при И-Г-А-68.

Количество масла для одноступенчатых редукторов при смазывании окунанием – объем масляной ванны определяют из расчета 0,4…0,8 л масла на 1 кВт передаваемой мощности. Меньшее значения принимают для крупных редукторов.  V=0,6Р_дв=0.6*3=1.8 л.