2.3. Выбор варианта конструкции редуктора
Рис. 2.1 Изображение передачи, соответствующее 1 варианту расчётов
Рис. 2.2. Изображение передачи, соответствующее второму варианту расчётов
Рис. 2.3. Изображение передачи, соответствующее третьему варианту расчётов
Таблица 2
Результаты расчёта передач привода
Параметры передач привода |
Номер варианта передачи |
||
1 |
2 |
3 |
|
Габаритные размеры передач L×B×H, мм3 |
409×127×233
|
403×187×220
|
413×127×220
|
Условный объем зубчатых колес быстроходной передачи, см3 |
599 |
669 |
813 |
Условный объем зубчатых колёс тихоходной передачи, см3 |
2945 |
2791 |
980 |
КПД привода |
0.64 |
0.67 |
0.70 |
Условия смазывания |
Удовлетворительные |
Удовлетворительные |
Удовлетворительные |
По данным таблицы можно заключить, что вариант номер 3 является более предпочтительным, так как сочетание габаритных размеров наименьшее, условный объём зубчатых колёс быстроходной передачи больше, чем во 2-м варианте на 17,7%, а условный объём зубчатых колёс тихоходной передачи примерно в 3 раза меньше 1 и 2 вариантов.
Для ременной передачи используем нормальные клиновые ремни, так как они имеют большую нагрузочную способность.
3. Силовая схема редуктора
Рис. 3.1 Силовая схема редуктора
4. Проектирование валов
4.1. Проектный расчет валов
Диаметр вала:
,
где [τ] – допускаемое касательное напряжение (для каждого вала своё).
Диаметр выходной части быстроходного вала:
,
где [τ]бх=15 МПа – допустимое касательное напряжение на быстроходном валу.
Округляем до стандартного размера dI=24 мм.
Диаметр промежуточного вала:
,
где [τ]бх=25 МПа – допустимое касательное напряжение на промежуточном валу.
Округляем до стандартного размера dII=42 мм.
Диаметр выходной части тихоходного вала:
,
где [τ]тх=35 МПа – допустимое касательное напряжение на быстроходном валу.
Округляем до стандартного размера dIII=50 мм
4.2. Проверочный расчет валов.
4.2.1 Проверочный расчёт промежуточного вала
Рис. 4.1 Расчетная схема промежуточного вала
Рис. 4.2 Проекции усилий на плоскости XOZ и YOZ.
Определение реакций.
Плоскость XOZ.
Плоскость YOZ.
Геометрическая сумма реакций
Эпюры изгибающих моментов.
Рис. 4.3 Эпюры изгибающих моментов Mx и My.
Расчёт эпюр изгибающих моментов:
Рис. 4.4 Суммарная эпюра изгибающего момента
и эпюра крутящего момента
Опасные сечения:
Самый большой по значению изгибающий момент на шестерне – в сечении диаметром 84,36 мм.
Концентратор напряжений – шпоночный паз под правым зубчатым колесом.
Допущения к расчёту на циклическую прочность валов.
Напряжения изгиба меняются по симметричному циклу, касательные напряжения меняются по отнулевому циклу:
Рис. 4.5 Допущения к расчёту на циклическую прочность валов.
Проверка сечения 1.
Максимальный изгибающий момент: Mmax=150100 Н·мм.
Крутящий момент T2 = 324000 Н·мм.
Момент сопротивления сечения:
Полярный момент сопротивления сечения
Амплитудное значение напряжений цикла
Материал вала - сталь 40ХН:
Тогда σ-1=0,4·850=340 МПа, где 850 МПа – предел прочности материала 40ХН.
τ-1=0,2*850=170 МПа
Амплитудное значение касательных напряжений
Тогда
Суммарный коэффициент запаса по циклической прочности:
Коэффициент запаса Sa>[S]=2. Условие циклической прочности выполнено.
Проверка вала при кратковременных перегрузках
σемах=β·σе
σемах=2,·3,42=7,01 МПа
Условие прочности:
Условие статической прочности выполнено.
Проверка сечения 2. Шпоночный паз под правым зубчатым колесом.
Максимальный изгибающий момент: Mmax=142500 Н·мм.
Крутящий момент T2 = 324000 Н·мм.
Момент сопротивления сечения:
Полярный момент сопротивления сечения
Амплитудное значение напряжений цикла
Амплитудное значение касательных напряжений
Тогда
Суммарный коэффициент запаса по циклической прочности:
Коэффициент запаса Sa>[S]=2. Условие циклической прочности выполнено.
Проверка вала при кратковременных перегрузках
σемах=β·σе
σемах=2·31,5=63 МПа.
Условие прочности:
Условие статической прочности выполнено.