Материал: Привод технологической машины

Коэффициент контактной нагрузки

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями

,

Где - коэффициент учитывающий переработку зубьев

=0,002=0,208

=1+0,15(8-5)0,208=1,093

Для определения (коэффициента неравномерности распределения нагрузки в начальный период работы) вычислим коэффициент ширины венца по диаметру.

По значению  определим  методом линейной интерполяции

Динамический коэффициент определим методом линейной интерполяции

=1.093

Выполним расчет перегрузки

Проверка изгибной прочности зубьев

Напряжение изгиба в зубе шестерни

Коэффициент формы зуба при xj=0

Коэффициент, учитывающий влияние угла наклона зуба на его прочность

Коэффициент торцевого перекрытия

Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев

Коэффициент нагрузки при изгибе

В результате получим

Тогда

Напряжение изгиба в зубьях колеса

.6 Силы зацепления

 -окружная сила

 -распорная сила

 -осевая сила

3. Конструирование зубчатого редуктора

.1 Расчет тихоходного вала (ведомый)

Расчет вала начинают с определения диаметра выходного конца, на который крепится механизм передающий крутящий момент исполнительному механизму.

Расчет выходного вала определяется по формуле.

=

где T1 - крутящий момент на тихоходном валу;

[τ] - пониженные допускаемые напряжения на кручение, [τ] = 22 МПа для вала из стали 45.=  мм= d1 +5 = 60 +5 = 65мм= d2 +5 = 65 +5 =70 мм= d3 + 5 = 70+5 = 75 мм= d4 +5 =75 +5 =80 мм

Для тихоходного вала подберем подшипник из легкой серии : №214 с параметрами d = 70 мм, D = 125 мм, B = 24 мм, r = 2.5 мм,C0 =45кН, С=60.5 кН

Длину выходного конца вала примем :L=2d=260=120мм

.2 Расчет быстроходного вала( ведущий)

Расчет выходного конца вала определяется по формуле.

d1 =

где T2 - крутящий момент на быстроходном валу;

[τ] - пониженные допускаемые напряжения на кручение, [τ] = 22 МПа для вала из стали 45.=  мм= d1 +5 = 40 + 5 = 45 мм=d2 +5= 50 мм= d5 +5 = 55 мм= d4 +5= 60мм

Для быстроходного вала подберем подшипник из легкой серии №210 с параметрами d=50 D =90 мм, В = 20мм, C0 =23.2кН, С=35.1 кН

Длина выходного конца вала рассчитывается по формуле:=2d=235=80 мм

Построение эпюр изгибающих моментов

На вал-шестерню: Fр=50…100=50=0.8 кН ;m=50.83 Нм

На вал-колес0 :Fм =50…100 =50=1.54кН ;m=53.25 Н

Плоскость H-горизонтальная:

Проверка:FH=

Плоскость V-вертикальная:

Проверка:FV=-6.62-1.54+6.07-2.09=0

Построение эпюр:=0=0слева=RBHсправа=RDH  =0.9487.42 кН= - Fм= -FмBV

4. Быстроходный вал

Плоскость H-горизонтальная:

Проверка:FH=-2.46+0.91-1.55=0

Плоскость V- вертикальная:

=0

0

Проверка:FV ==-0.8+4.92-6.62+2.5=0

5. Расчет подшипников на долговечность по динамической грузоподъемности

.1 Расчет подшипников на долговечность на вал-шестерне

Суммарные реакции:

R1==

Эквивалентная динамическая нагрузка для радиальных и радиально-упорных подшипников.

= KбKТ (XVR+YPа )

суммарная реакция.

а ==1.42 кН

- коэффициент вращения, V=1 при вращении внутреннего кольца подшипника.б = 1,3 - коэффициент безопасности (табл.1,6)Т=1-температурный коэффициент.=0,56 -коэффициент радиальной нагрузки для шарикового радиального однорядного подшипника. При е-параметр осевого нагружения.

е=0,()0,24 ≥0,19 е=0,()0,24 ≥0,19

,26≥0,19 -выполняется

При выполнении этого условия e ≥0,19 ,Y-коэффициент осевой нагрузки рассчитывается по формуле

===1,69

Отношение:

=0.28

> e -осевая сила оказывает влияние на долговечность.

выбираем максимальное значение R=5,16кН

Теперь находим Эквивалентную динамическую нагрузку := KбKТ (XVR+YPа )=1,31(10,565.16+1,691.42)=6.88кН=35.1кН - статическая грузоподъемность подшипника.

Долговечность подшипника при максимальной нагрузке в часах:

==8504.8 ч

Эквивалентная долговечность подшипника Lэкв ==68038.4 ч > 12500 ч.

.2 Расчет подшипников на долговечность на вал-колесе

Суммарные реакции:

==

Эквивалентная динамическая нагрузка для радиальных и радиально-упорных подшипников.

= KбKТ (XVR+YPа )

суммарная реакция.

а ==1.42 кН

- коэффициент вращения, V=1 при вращении внутреннего кольца подшипника.б = 1,3 - коэффициент безопасности (табл.1,6)Т=1-температурный коэффициент.=0,56 - коэффициент радиальной нагрузки для шарикового радиального однорядного подшипника. При е-параметр осевого нагружения.

е=0,()0,24 ≥0,19 е=0,()0,24 =0.226 ≥0,19

,226≥0,19 -выполняется

При выполнении этого условия e≥0,19 , Y-коэффициент осевой нагрузки рассчитывается по формуле

= ==1.91

Отношение:

=0.233

>e -осевая сила оказывает влияние на долговечность.

Выбираем максимальное значение R=6.26Кн

Теперь находим Эквивалентную динамическую нагрузку := KбKТ  (XVR+YPа )=1,3(0,566.26+1.911.42)=8.08кН

Долговечность подшипника при максимальной нагрузке в часах:

==107638.45 ч

Эквивалентная долговечность подшипника

экв ==861107.6 ч > 12500 ч.

6.      Расчет шпонки

.1 Шпонка на колесе

Шпонки призматические ГОСТ 23360-78, (табл. 1.8)

Диаметр участка вала d= 75 мм,= 22 мм, h = 14 мм - сечения шпонки

Длина шпонки l = 70 мм,

Крутящий момент на валу Т3= 988.46 Нм,

Рабочая длина шпонки lр=l-b= 70-22=48 мм,

Глубина шпоночного паза на валу t1= 7.5 мм,

Проверочный расчет шпонки: сигма смятия

sсм=≤[sсм]

где Т - крутящий момент на участке вала со шпоночным пазом, Н · м;- высота шпонки;- глубина паза на валу;р- рабочая длина шпонки.

sсм= =109.83 МПа <= 120 МПа;

[sсм]=120 МПа - для стальных ступиц для реверсивного привода

7.   Расчет валов

7.1 Расчет тихоходного вала на статическую прочность

Сечение С

Осевой момент сопротивления:

=  = =41396.48мм3

Момент сопротивления полярный: