Проверка по контактным напряжениям

4.7 Проверка по контактным напряжениям

 

Z_E = 190,

При β = 30,40⁰ Z_H = 2,21

 

Получилась недогрузка, значит, расчет сделан правильно.

4.8 Проверка по усталостным напряжениям изгиба. Допускаемые напряжения изгиба

Базовые допускаемые напряжения для зубчатых колес, работающих в зоне горизонтальной ветви кривой усталости при нереверсивной нагрузке

где, Y_R – коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности; при зубофрезеровании и шлифовании c R_z = 40 мкм, Y_R = 1

σ_Flim – предел выносливости, определяемый на зубьях при отнулевом цикле.

S_F – коэффициент запаса прочности, выбираемый в зависимости от стабильности свойств материала и технологии и ответственности конструкции; для стальных зубчатых колес из поковок и прокат S_F = 1,4…2,2, в среднем 1,7.

Y_X – коэффициент размеров (масштабный фактор), m < 5, m = 2 Y_X = 1

Y_δ – коэффициент, учитывающий чувствительность материала к концентрации напряжений и градиент напряжений в зависимости от модуля:

Y_N – коэффициент долговечности определяемый формулой

 

 

N_FG – число циклов нагружений до перелома кривой усталости, принимаемое для стальных зубьев

N_FE – эквивалентное число циклов

e_F – коэффициент эквивалентности при расчете на изгиб.

 

 

 

4.9 Рабочее напряжение изгиба

Y_F – коэффициент формы зубьев,  m – модуль.

K_F – коэффициент нагрузки, Y_E – коэффициент, учитывающий перекрытие

F_t – окружная сила, зубьев.

b – ширина колеса,

Y_B – коэффициент наклона угла зубьев.

При коэффициенте смещения равным нулю Y_F находится по следующей формуле

 

подставляя Х = 0, получим

Найдем Z_v1 и Z_v2 по формуле

 

 

 

 

 

 

Рабочее напряжение определяется для каждого зубчатого колеса или для того у кого меньше отношение

Расчет ведем по,

Действительный запас усталостной изгибной прочности

 

4.10 Проверка на контактную статическую прочность  

 

Для шестерни с закалкой ТВЧ

Проверка изгибной статической прочности

Для улучшенных колес

 
5. Расчет клиноремённой передачи

Рассчитать клиноремённую передачу на редуктор от электродвигателя.

Данные для расчета: Р₁ = 3 кВт. N₁ = 955 об/мин. передаточное число =3,55. Натяжение ремня периодическое, желательны малые габариты.

  5.1 Подбор ремней

Исходя, из условий подбор ведут частоте вращения малого шкива и передаваемой мощности. По графику видно, что необходимо сечения ремня А. Также по графикам определяем мощность, передаваемую одним ремнем, диаметры малого шкива. Исходя из условий, что число ремней не должно превышать больше допустимого 6 (8), а также по малым габаритам, определили, что диаметр малого шкива соответствует 100 мм, а мощность, передаваемая одним ремнем 1,05 кВт.

5.2 Расчет геометрических параметров передачи

 

Диаметр ведомого шкива определяется по формуле

, но так как ближайшее по стандарту число 355 мм. Принимаем его. Предварительно принимаем межосевое расстояние

По формуле определим приближенную длину ремня

По таблице принимаем L_p = 1500 мм.

По формуле определим межосевое расстояние

Подставляя данные в формулу, получим

По формуле определим угол обхвата

5.3 Определение мощности

 

По формуле определим мощность, предаваемую одним ремнем

С_α – коэффициент, учитывающий угол обхвата 0,89

С_l – коэффициент, учитывающий длину ремня 1,09

С_i – коэффициент передаточного отношения 1,14

С_р – коэффициент режима нагрузки. Нагрузка спокойная С_р = 1, К₁ = 2,5

Мощность передаваемая одним ремнем

По формуле, определим число ремней,  принимаем 3 ремня, что удовлетворяет условию.

Предварительное натяжение одного ремня

 при

Подставляя в формулу, найденные значения получим

По формуле

В статическом состоянии передачи .

при 955 об/мин

Z – число ремней в данной передачи.

- центробежные силы, влияние мало.

Определим ресурс наработки ремней по формуле

где, К₁ – коэффициент режима нагрузки

К₂ – коэффициент климатических условий: центральной зоны – 1, зоны с холодным климатом – 0,75.

 часов.

 
6. Выбор подшипников качения

А). Подобрать подшипники качения для тихоходного вала одноступенчатого редуктора общего назначения с шевронным цилиндрическим зацеплением при следующем техническом задании.

– радиальные опорные реакции

– диаметр вала под подшипник

– частота вращения вала

– режим нагружений постоянный, номинальным моментом

– долговечность максимальная

При отсутствии особых требований к жесткости опор в осевом направлении можно выбрать самый дешевый тип подшипника – нулевой. По заданному диаметру вала при первом приближении намечаем типа – размер подшипника 210 из таблицы, запишем его параметры

– динамическая грузоподъемность

– статическая грузоподъемность

– масса

Осевая нагрузка равна нулю, т. к. полушевроны уравновешенны.

Определяем эквивалентную динамическую нагрузку для радиальных шариковых однорядных подшипников

- коэффициент безопасности =1,5

температурный коэффициент

- вращается внутреннее кольцо.

Для первого подшипника, который воспринимает только радиальную нагрузку

При переменном режиме нагружения в соответствии с циклограммой нагружений эквивалентная динамическая нагрузка определяется формулой:

где отношение момента на каждом уровне нагружений к номинальному моменту;

относительное время действия каждого уровня нагрузки.

Поскольку долговечность должна быть предельной, воспользуемся рекомендациями, где для редукторов общего назначения задается. .

По формуле найдем потребную динамическую грузоподъемность

Сравним с допускаемой динамической грузоподъемностью намеченного подшипника

Б). Подобрать подшипник для вала – шестерни цилиндрического шевронного одноступенчатого редуктора при следующем техническом задании:

– опорные реакции

– диаметр вала под подшипник

– частота вращения вала  об/мин.

– долговечность привода как под А)

– коэффициенты  такие же, как под А)

Для вала – шестерни необходимо обеспечить самоустановку подшипников вместе с валом. По заданному диаметру вала – шестерни намечаем типа – размер подшипника серии 12207 роликоподшипник радиальный с короткими цилиндрическими роликами с одним бортом на наружном кольце. Запишем его параметр

– динамическая грузоподъемность

– статическая грузоподъемность

– масса

Определяем эквивалентную динамическую нагрузку для радиальных роликоподшипников.

где, - коэффициент безопасности

температурный коэффициент

- вращается внутреннее кольцо.

Так как осевая сила равна нулю, то нагрузка будет выглядеть следующим образом.

где, опорная реакция.

При переменном режиме нагружений в соответствии с циклограммой нагружений эквивалентная динамическая нагрузка определяется формулой:

где отношение момента на каждом уровне нагружения к номинальному моменту;

относительное время действия каждого уровня нагрузки.

По формуле найдем требуемую динамическую грузоподъемность

По сравнению с допускаемой динамической грузоподъемностью

   
7. Расчет валов

Включает в себя три этапа расчета валов: 1) Ориентировочный расчет; 2) Приближенный расчет; 3) Уточненный расчет.

7.1 Ориентировочный расчет

Производится с целью уточнения исходных данных и, в частности, для определения приближенного диаметра и межопорного расстояния вала, так как без этих данных не могут быть проведены последующие расчеты.

Условия прочности на этом этапе записываются в виде

,

где крутящий момент на рассматриваемом валу;

возникшее в валу касательное напряжение;

допускаемые напряжения на кручения, принимаемые равными: для быстроходных валов 12…15 МПа, для тихоходных валов 20…30 МПа.

момент сопротивления кручению, равный для круглого сечения

Выражаем диаметр вала, получим

Отсюда определим диаметры валов

Быстроходный вал

Тихоходный вал

7.2 Приближенный расчет

Выполняется как проектный, на основе которого предварительно устанавливается диаметры характерных сечений вала, то есть определяются размеры. При этом методе расчета не учитывают различие в характере циклов изменения нормальных и касательных напряжений, в связи, с чем этот расчет проводится по приведенным напряжениям тоже из условия статической прочности. Для быстроходного вала:

,

где момент на быстроходном валу.

Момент для быстроходного вала

диаметр под шкив клиноременной передачи.

Для того чтобы, были малые габариты, принимаем наименьшее значение диаметра вала

Определим диаметр под подшипником, который должен быть больше диаметра под шкив и удвоенной высоты буртика, определяемый по формуле

где высота буртика, принимаемая 1,5 мм.

Диаметр без подшипника, определяемый формулой

где координата фаски подшипника, принимаемая 1 мм.  для тихоходного вала

где момент на тихоходном валу.

Момент для тихоходного вала   выбираем из этого ряда .

Определим диаметр под подшипником, который должен быть больше диаметра под шкив и удвоенной высоты буртика, определяемый по формуле

где высота буртика, принимаемая 2,5 мм.

Диаметр без подшипника, определяемый формулой

где координата фаски подшипника, принимаемая 1 мм.

7.3 Уточненный расчет

 

Работоспособность вала из условия усталостной прочности будет обеспечена, если

где фактический коэффициент запаса прочности (расчетный),

допускаемый коэффициент запаса прочности, обычно принимаемый для валов редуктора в пределах 1,5…5.

Расчет вала – шестерни

В вертикальной плоскости

 

В горизонтальной плоскости

Суммарные реакции в опорах А и В

Строим эпюры изгибающих моментов в вертикальной плоскости

1) участок:  

при  

при  

2) участок:  

при

при

3) участок:  

при  ,

при

4) участок:  

при  

при  

Строим эпюру изгибающих моментов в горизонтальной плоскости

1) участок:  

при  

при  

2) участок:  

при  

при  

3) участок:

при  

при

4) участок:

при  

при

Строим эпюру суммарных изгибающих моментов

 

Строим эпюру крутящих моментов на валу

 

Проверяем вал на статическую прочность

Выбираем материал вала – шестерни 40ХН

 

- допускаемые напряжения на кручения

- пределы выносливости при изгибе и кручении для симметричного цикла.

временное сопротивление разрыву (предел прочности),

коэффициенты чувствительности материала к асимметрии цикла,

переменные составляющие циклов напряжений,

постоянная составляющая циклов напряжений.

;   

 

Определим масштабный фактор, фактор шероховатости, эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении.

;  

Определим запас прочности вала

Расчет тихоходного вала.

В вертикальной плоскости

В горизонтальной плоскости

Суммарные реакции в опорах А и В

 

Строим эпюру изгибающих моментов в вертикальной плоскости

1) участок:

при  

при  

2) участок:  

при  

при  

Строим эпюру изгибающих моментов в горизонтальной плоскости

1) участок:  

при  

при  

2) участок:  

при  

при  

Строим эпюру суммарного изгибающего момента

Строим эпюру суммарного крутящего момента

Выбираем материал тихоходного вала для определения запаса прочности Сталь 45 ГОСТ 1050 – 89. Запишем её характеристики:

Определим изгибающий и крутящий полярные моменты инерции

Коэффициенты чувствительности к асимметрии цикла  

Определим запас прочности в месте перехода вала от одного сечения к другому.

От мм.

;

 

Таким образом

, что >

От  мм.

 

 

 

Запас прочности обеспечен.

Определяем запас прочности в месте посадки муфты

   

Параметры шпоночного паза  

где ширина паза,

 глубина паза на валу.

Т. е. запас прочности вала обеспечен.

8. Расчет шпоночных соединений Шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок – по ГОСТ 23360 – 78. Материал шпонок – сталь 45 нормализованная ГОСТ 1050 – 89. Напряжения смятия и условие прочности запишем в виде

Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице

Ведущий вал:    

Длина шпонки , момент на ведущем валу

 принимаем 40 мм.

Ведомый вал:

   

Момент на тихоходном валу

Найдем длину шпонки по формуле

Принимаем

Для диаметра вала  принимаем шпонку с размерами

 и  

Момент на тихоходном валу

Найдем длину шпонки по формуле

 Принимаем

9. Расчет комбинированной муфты   9.1 Расчет предохранительной муфты со срезным штифтом

 

Такие муфты применяют в изделиях, которые подвергаются случайным и редким перегрузкам. Конструкция предохранительного устройства должна обеспечивать четкое срабатывание муфты при заданном предельном моменте.

Расстояние от оси штифтов до оси муфты  Определение диаметра штифта из условия среза его силой,  возникающее при аварийной нагрузке

где аварийный момент

расчетный момент   

 

Принимаем

Диаметр втулки

Принимаем 15 мм.

Длина втулок

Ширина полумуфт

9.2 Расчет втулочной – пальцевой муфты

 

МУВП применяют для компенсации вредного влияния несоосности валов и улучшения динамических характеристик привода. Материал полумуфт – СЧ21 – 40, пальцев – сталь 45.

Проверка на смятие упругих элементов

,

где диаметр пальца ,

крутящий момент

 длина упругого элемента

диаметр расположения пальцев

 число пальцев

,

Проверка пальцев на изгиб

где зазор между полумуфтами

 

Прочность обеспечена.

10. Выбор смазки

Смазочные материалы применяются с целью уменьшения интенсивности изнашивание, снижение сил трения, отвод тепла, продуктов изнашивания. Кроме того, большая стабильность коэффициента трения и демпфирующих свойств, слоя смазочного материала способствующих снижению динамических нагрузок, увеличение плавности и точности работы редуктора.

В мелких и средних редукторах, как правило, применяется смазывание погружением и разбрызгиванием (картерное смазывание), при окружной скорости погруженного в масло колеса до 12 м/с. Уровень масла должен быть таким, чтобы тихоходное колесо было погружено на глубину  Заливку масла на нашем редукторе можно осуществить через люк. Контроль уровня масла можно наблюдать через снятия показаний с масломерной иглы. Слив отработавшего масла будет выполняться через отверстие в нижней части редуктора.

Для смазывания вращающихся элементов редуктора применяется индустриальное масло И – 50А. Количество масла необходимо рассчитывать как 0,5 литра на 1 киловатт мощности электродвигателя. При этом количество масла будет:

где 0,5 – количество литров необходимое на 1 киловатт мощности,

Р – мощность нашего электродвигателя (Р = 3 кВт).

Отсюда

Список использованной литературы

1. Проектирование механических передач: Учебно-справочное пособие для Втузов. С.А. Чернавский, Г.А. Снесарев. – 5-е изд., перераб. и доп. – М.: Машиностроение, 1984. – 560 с.

2. Детали машин. М.Н. Иванов. – Издательство «Высшая школа», 1984.

3. Конструирование узлов и деталей машин: Учебное пособие для машиностроительных специальностей ВУЗов. Дунаев П.Ф. Леликов О.П. 4-е изд., перераб. и дополн. – М.: Высшая школа, 1985 – 416 с.

4. Детали машин: Учебник для студентов машиностроительных специальностей ВУЗов. Решетов Д.Н. – 4-е изд., перераб. и дополн. – М.: Машиностроение, 1989. – 496 с.

5. Справочник конструктора – машиностроителя. В 3-х томах. Анурьев В.И. – М.: Машиностроение, 1979.