Проектирование зубчатого механизма

Дальнейший расчет ведется по зубу колеса как менее прочному. КК =1,4 для косозубых колес.

Расчетное (рабочее) напряжение изгиба в опасном сечении зуба z4 сравнить с его допустимым.

4.6.3. Напряжения при перегрузках.

Кратковременные перегрузки, не учтенные при расчете, могут привести к потере статической прочности

зубьев. Поэтому после определения размеров передачи по сопротивлению усталости необходимо проверить статическую прочность при перегрузках.

Максимальные контактные напряжения при перегрузке моментом Тпик можно выразить через напряжение н :

Если значение Тпик не задано, его определяют по формуле Тпик = КТmах, где К— коэффициент внешней динамической нагрузки, принемаемый равным 1,5…2,5.

Аналогично, максимальные напряжения изгиба

5. Проектирование тихоходного вала редуктора.

5.1. Предварительный расчет

Выполняется из условия расчета на кручение по заниженным допускаемым напряжениям кручения [] кр = 12…20 МПа, т.е. без учета деформаций изгиба

Условие прочности на кручение

Ткр – крутящий момент на тихоходном валу

Wр = 0,2dв – момент сопротивлению кручения при []кр = 18 МПа

dв min

Длина выходной части вала для закрепления соединительной муфты lсм2 = 1.5dсм2

5.2. Эскизная компоновка узла тихоходного вала

Эскизная компоновка позволяет определить осевые (продольные) размеры вала. На осевые размеры вала влияют ширина зубчатых колес, длина шпонок, определяющая длину ступиц колес, ширина подшипников и ширина других деталей.

5.2.1. Определение длины шпонок.

Длина шпонок устанавливается из расчета на снятие

где Т – крутящий момент на валу

dв – диаметр вала по месту установки шпонки

[]см = 80-100 МПа – допускаемое напряжение на снятие для шпонок

lр = l – в – рабочая длина призматической шпонки

l – полная длина шпонки

bh и t - параметры сечения шпонки, определяемые по ГОСТу в зависимости от диаметра вала.

Из расчета на снятие находим

Полная длина шпонки lк = lрв + в

5.2.2. Выбор подшипников качения.

Учитывая, что наклон зубьев колес является незначительным ( = 8,109), то можно принять шариковые радиальные подшипники, которые могут воспринимать кроме радиальной (Fr) и осевую нагрузку (Fa) при этом осевая нагрузка не должна быть больше 20% от неиспользуемой радиальной нагрузки

5.2.3. Эскизная компоновка редуктора.

Эскизную компоновку обычно поводят в два этапа. На первом этапе выявляются расстояния между опорами и положение зубчатых колёс относительно опор для последующего определения опорных реакций и расчета валов на прочность подшипников качения. На втором этапе конструктивно оформляем основные элементы редуктора для последующей проверки прочности валов, шпонок и других деталей. Учитывая габариты редуктора, эскизная компоновка выполняется в масштабе 1:2 или 1:1.

Компоновка проводится на одной проекции – разрез по осям валов при снятой крышке редуктора.

Учитывая все рекомендации, данные в литературе выполняем первый этап эскизной компоновки для узла тихоходного вала.

7. Расчет подшипника на долговечность

7.1. Рассмотрим реакции опор от сил, действующих в зацеплении:

– от окружных сил F (в плоскости XZ)

Fпр.в+ d + e) - RFxa + d) - Ft = 0

Из данного уравнения выражаем RFx с учетом формулы для Ft.

Записываем сумму проекций сил на ось ОХ:

X = REx – Ft – RFx +Ft пр.в = 0

REx = Ft – RFx + Ft пр.в.

– от радиальных сил Fr (в плоскости YZ)

Fr = Ft tg 20

Тогда -Fпр.в a + d + e) + RFy a + d) – Fr = 0

Из данного уравнения выражаем RFy

Сумма проекций сил на ось ОY:

Y = RE – Fr – RFy +Fr пр.в

REy = -Fr + Ry – Fr пр.в

Суммарные радиальные реакции находятся по формулам:

RE =

RF =

7.2. Требуемый коэффициент работоспособности подшипников.

Подбор подшипников ведется по большей реакции:

С = 0,2 RF Kk K б(h)0.3

где RF – большая из суммарных радиальных реакций

h – желаемый срок службы подшипника; принимаем равным 8000 часов

Кк – коэффициент кольца. Принимаем = 1

Кб – динамический коэффициент. Принимаем = 1,4

По данному коэффициенту работоспособности и диаметру вала подбираем подшипник.

7.3. Теоретический срок службы выбранного подшипника (h):

(h

где С – требуемый коэффициент работоспособности подшипников

RF – большая из суммарных радиальных реакций

Кб – динамический коэффициент

8. Выбор муфты

9. Выбор посадок

10. Сборка узла тихоходного вала.

Рисунок 2. Эскизная компоновка вертикального редуктора

6. Расчет клиноременной передачи.

Исходные данные:

Р – мощность на входном валу

n1 = nac – число оборотов входного вала

Upn – передаточное число

E – коэффициент упругого скольжения ремня.

Требуется: рассчитать клиноременную передачу, работающую в различных нагрузочных режимах (рисунок 2) по данным таблицы.

 Скачать реферат