Федеральное агентство по образованию (Рособразование) 4 страница

⇐ ПредыдущаяСтр 4 из 5Следующая ⇒

4. 7. 2 Шаг зубьев малой звездочки

, (4. 57)

где – допускаемое давление в шарнирах цепи, принимаем =29, 4 МПа;

– коэффициент, учитывающий число рядов цепи, принимаем двухрядную цепь =1, 8,

4. 7. 3 По справочным таблицам [12] выписываем параметры цепи.

Площадь поверхности опорной проекции шарнира S =50 мм²; разрушающая нагрузка = 26 кН; масса 1 кг цепи q =1, 31.

4. 7. 4 Скорость цепи

; (4. 58)

0, 63 м/с.

4. 7. 5 Натяжение ведущей ветви цепи

, (4. 59)

где – окружная сила;

Н – центробежная сила;

– сила от провисания цепи, ;

– коэффициент провисания, учитывающий расположение цепи;

– межосевое расстояние,

Н.

4. 7. 6 Расчетное давление в шарнирах цепи

, (4. 60)

30.

Расчетное давление меньше допускаемого , т. к.

4. 7. 7 Расчетный коэффициент запаса прочности цепи

, (4. 61)

Расчетный коэффициент запаса прочности цепи меньше допускаемого .

4. 7. 8 Расчетная нагрузка на вал

, (4. 62)

где – коэффициент нагрузки вала, =1, 05,

4. 7. 9 Число зубьев ведомой звездочки

; (4. 63)

4. 7. 10 Число звеньев цепи

, (4. 64)

Принимаем = 140.

4. 7. 11 Фактическое межосевое расстояние

, (4. 65)

510 мм.

4. 7. 12 Частота ударов цепи при набегании ее на зубья звездочек и сбегании с них

, (4. 66)

Частота ударов цепи при набегании ее на зубья не превышает допускаемого значения . = 60 .

4. 8 Конструирование звездочек

4. 8. 1 Выбор материала

Чаще всего звездочки изготавливают из среднеуглеродистых сталей или легированных сталей 40, 45, 40Х и др. При небольших скоростях звездочки так же могут изготавливаться из пластмасс.

Для разрабатываемого привода конструируем звездочку из стали марки сталь 45.

4. 8. 2 Параметры профилей звездочек

Диаметр делительной окружности звездочек

(4. 67)

Диметр ведущей звездочки

мм.

Диаметр ведомой звездочки

мм.

Диаметр окружности выступов

, (4. 68)

где – коэффициент высоты зуба, =0, 532

Диаметр окружности выступов ведущей звездочки

= мм.

Диаметр окружности выступов ведомой звездочки

= мм

Найдем радиус впадины

, (4. 69)

где – диаметр элемента зацепления цепей, = 8, 51 мм,

мм.

Диаметр окружности впадин

. (4. 70)

Диаметр окружности впадин ведущей звездочки

мм.

Диаметр окружности впадин ведомой звездочки

мм.

Толщина диска выбирается по справочным таблицам [12].

мм.

Диаметр обода звездочек, толщину обода и длину ступицы определяем конструктивно.

4. 9 Расчет валов

4. 9. 1 Выбор материала вала и определение допускаемых напряжений.

Примем материалом для вала сталь 45. Механические характеристики стали 45:

НВ 270; ; ; ; ; .

Определяем допускаемое напряжение

, (4. 71)

где – коэффициент концентрации напряжений, = 1, 7;

– требуемый коэффициент запаса прочности,

МПа.

Предварительная компоновка редуктора.

Рисунок 17 – Компоновочная схема редуктора

мм – длина ступицы муфты;

мм – длина ступицы звездочки.

мм; (4. 71)

, (4. 72)

. Принимаем 50 мм.

, (4. 73)

мм.

4. 9. 2 Расчет быстроходного вала

Исходные данные: окружная сила = 1637, 6 Н; радиальная сила = 596 Н; Т = 20, 88 Н; диаметр шестерни d = 25, 5 мм; 50 мм, 110 мм; материал вала – сталь 45; 120, 59 МПа.

Рисунок 18 – Схема сил, действующих на вал

Вертикальная плоскость

Н. (4. 74)

Проверка:

Строим эпюру изгибающих моментов от сил, действующих в вертикальной плоскости:

;

; (4. 75)

Н м;

;

Горизонтальная плоскость

Определяем реакции опор ,

; (4. 76)

Н.

Строим эпюру изгибающих моментов от сил, действующих в горизонтальной плоскости:

;

Н;

; (4. 77)

Определяем суммарные реакции опор.

; (4. 78)

Н.

Строим суммарную эпюру изгибающих моментов.

; (4. 79)

Н м.

Строим эпюру крутящих моментов

; (4. 80)

Н м.

Строим эпюру эквивалентных моментов

; (4. 81)

Н м;

Рисунок 19 – Эпюра моментов быстроходного вала

Определяем диаметры вала в сечениях по формуле

, (4. 82)

где – допускаемое напряжение изгиба, = 120, 59 МПа;

мм;

мм.

Принимаем диаметры вала мм; мм.

4. 9. 3 Расчет тихоходного вала

Исходные данные: окружная сила = 1637, 6 Н; радиальная сила = 596 Н; сила действующая от звездочки Н; Т = 80, 25 Н; 50 мм, 110 мм; материал вала – сталь 45; 120, 59 МПа.

Рисунок 20 – Схема сил, действующих на вал

Вертикальная плоскость

; (4. 83)

Н;

Строим эпюру изгибающих моментов

;

Н м;

; (4. 84)

Горизонтальная плоскость

; ; (4. 85)

Н.

; ; (4. 86)

- перев.

Проверка:

; -1647, 12+596+2737, 52-1686, 4 = 0.

Строим эпюру изгибающих моментов

;

Н м;

Н м.

Находим суммарные реакции опор аналогично предыдущему расчету по формуле (4. 78).

Н;

Н.

Находим суммарный изгибающий момент аналогично предыдущему расчету

;

Н м;

Определяем крутящий момент

; (4. 87)

Н м.

Определяем эквивалентные моменты в сечениях по формуле (4. 81).

;

Н м;

Н м.

Все расчеты выполнялись в соответствии с методической литературой и учебными пособиями [12]. В расчетах эквивалентный момент на подшипнике получился больше чем эквивалентный момент на колесе. Это связано с тем, что изгибающий момент на подшипнике больше, чем на зубчатом колесе.

Рисунок 21 – Эпюра моментов тихоходного вала

Определяем диаметры вала

мм;

мм.

В соответствие с расчетами принимаем следующие диаметры вала в сечениях:

мм; мм; мм.

4. 9. 4 Проверочный расчет тихоходного вала в опасном сечении

4. 9. 4. 1 Определяем амплитуду нормальных напряжений

, (4. 88)

где – суммарный изгибающий момент в рассматриваемом сечении вала;

– осевой момент инерции,

МПа.

4. 9. 4. 2 Средние напряжения цикла

, (4. 89)

где – полярный момент сопротивления сплошного сечения вала,

МПа.

4. 9. 4. 3 Определяем коэффициенты концентрации нормальных и касательных напряжений

; .

4. 9. 4. 4 Масштабные коэффициенты для нормальных и касательных напряжений

= 0, 92; = 0, 83.

4. 9. 4. 5 Коэффициент шероховатости, учитывающий влияние шероховатости на усталостную прочность вала

= 1, 0.

4. 9. 4. 6 Коэффициент влияния поверхностного упрочнения на усталостную прочность

= 2, 4

4. 9. 4. 7 Вычисляем коэффициенты снижения предела выносливости

; (4. 90)

; (4. 91)

4. 9. 4. 8 Коэффициент ассиметрии цикла

4. 9. 4. 9 Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

, (4. 92)

где – предел выносливости;

– коэффициент ассиметрии цикла нормальных напряжений, не определяется, так как напряжения изменяются по симметричному циклу и = 0,

4. 9. 4. 10 Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

, (4. 93)

4. 9. 4. 11 Расчетный коэффициент запаса прочности

; (4. 94)

4. 9. 4. 12 Сравниваем расчетный коэффициент запаса прочности с требуемым .

. Так как 4, 5 > 2, 5, условие прочности выполнено.

4. 10 Подбор подшипников качения

4. 10. 1 Подбор подшипников для быстроходного вала

В данном редукторе целесообразно применять обычные радиальные шариковые однорядные подшипники, так как отсутствует осевая сила и действуют незначительные нагрузки.

Расчеты выполняем в соответствие с необходимой литературой [12].

Исходные данные для расчета:

На подшипники действуют радиальные силы 871, 3 Н; 871, 3 Н. Диаметр цапф вала 20 мм. Частота вращения вала 709 . Рабочая температура подшипника 80º С.

Рисунок 22 – Расчетная схема

Подбираем подшипник по диаметру вала и выписываем динамическую и статистическую грузоподъемности.

Принимаем подшипник 204. = 12700 Н; = 6200 Н.

По условиям эксплуатации определяем [12]: коэффициент вращения V = 1, 0; коэффициент безопасности К = 1, 3; температурный коэффициент К = 1, 0; коэффициент надежности (принимаем надежность 90%) а = 1, 0.

Определяем эквивалентную динамическую нагрузку для наиболее нагруженного подшипника

, (4. 95)

где ; Y = 0.

Определяем долговечность подшипников

, (4. 96)

где – частота вращения вала,

ч.

Подшипники подобраны правильно, так как . ч.

4. 10. 2 Подбор подшипников для тихоходного вала

Исходные данные для расчета:

На подшипники действуют радиальные силы 1839, 39 Н; 2857, 39 Н. Диаметр цапф вала 25 мм. Частота вращения вала 177, 25 . Рабочая температура подшипника 80º С.

⇐ Предыдущая 1 2 345 Следующая ⇒