- •Вихідні дані:
- •2.2 Коефіцієнт навантаження
- •2.3 Міжцентрова відстань
- •2.4 Ширина колес
- •2.5Перевірка міцності колес за напругою згину
- •2.6Геометричні розміри коліс
- •3. Розрахунок вала на міцність
- •3.1 Зусилля в зачепленні
- •3.2 Швидкохідний вал
- •4.Вибір конструктивних розмірів зубчатих коліс
- •4.1. Шестерня
- •4.2 Колесо
- •5. Підбір і перевірка шпонок
- •5.1. Шпонка на ведучому валу під муфтою
- •8.1 Матеріал корпусу і кришки редуктора
- •8.2 Розміри корпусу
- •8.3 Кріплення корпусу
- •8.4 Гнізда підшипників
- •8.5 Пояси корпусу.
- •9. Кришки підшипників
- •10.Посадки підшипників зубчатих коліс та муфт
- •Список використаної літератури
2.4 Ширина колес
Визначимо ширину колес за формулою:
= 0,4 • 200 =80 мм ,
де Ь2 — ширина колеса тихохідного вала.
Ь: = Ь2 + 5 = 85 мм ,
де - ширина колеса швидкохідного вала
2.5Перевірка міцності колес за напругою згину
Допустиме напруження для шестерні і колеса :
де: - коефіцієнт, що враховує шорсткість поверхні зуб'їв; приймаємо
=0,9;
- коефіцієнт, що враховує розміри зубчатого колеса (масштабний
фактор); приймаємо =1
- коефіцієнт безпеки; приймаємо SF = 2.2 ;
- коефіцієнт, що враховує вплив двобічного прикладення
навантаження, яке виникає при реверсивному обертанні, у сателітах планетарних передач; при однобічному навантаженні
- коефіцієнт довговічності - враховує вплив терміну дії та режиму
навантаження передачі. Визначимо еквівалентне число циклів зміни напруги у колесі:
де t= 7 • 1 • 250 • 5 = 8750годмн
Враховуючі,що > в і разів, коли = 4 • 10б то робимо висновок:
> , звідси коефіцієнт довговічності.
Для визначення дійсного напруження згину необхідно:
вибрати модуль;
визначити дійсну кількість зуб 'їв колес та кут нахилу зубців;
знайти еквівалентну кількість зуб 'їв для визначення коефіцієнта форми зуб 'їв;
визначити коефіцієнти i , що враховують специфіку
роботи косизубих зуб 'їв;
Нормальний модуль визначається за співвідношенням:
= (0,0 1. . .0,02) • а = (0,0 1. . .0,02) • 200= 2…4мм
Значення модуля, відповідно до стандарту , приймаємо: тп=2мм.
Визначимо кількість зуб 'їв шестерні та колеса, приймаючи заздалегідь кут нахилу зуб 'їв = 10 ° .
Максимальну кількість зуб 'їв обчислюємо відповідно до міцності зубців на згин:
Приймаємо
Число зуб 'їв колеса визначаємо за формулою:
Остаточне значення кута нахилу зуб 'їв:
тобто = arccos 0,975 = 12º50´
Визначимо осьовий коефіцієнт перекриття для даного кута:
Для визначення коефіцієнтів форми зуб'їв і знайдемо еквівалентну кількість зуб'їв шестерні та колеса:
Визначимо коефіцієнт - коефіцієнт, який враховує нахил дотичноїлінії до основи зуба, нерівномірність епюри навантаження та роботу зуб 'їв як пластини, а не як балки :
Коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження між зуб'ями, визначимо за формулою:
де
Таким чином:
Розрахунок виконуємо по колеc
Умови міцності дотримуються.
2.6Геометричні розміри коліс
Коловий модуль:
Початкові діаметри шестерні іколеса:
Перевіримо правильність підрахунку початкових діаметрів:
Діаметри вершин шестерні і колеса :
Діаметри западин шестерні і колеса :
3. Розрахунок вала на міцність
3.1 Зусилля в зачепленні
Схема навантаження швидкохідного вала представлена на рис. 3.
Рисунок 3.-Схема навантаження швидкохідного вала
Колове зусилля:
Де - крутящий момент, що передається швидкохідним валом.
Радіальне зусилля:
Осьове зусилля:
3.2 Швидкохідний вал
Вибір матеріалу вала:
Приймаємо сталь 45, поліпшену з наступними механічними характеристиками.
Допустиме напруження =550 МПа
При виборі/муфти враховуємо момент, який крутить, що передається валом
. Вибираємо муфту [в 2].
її характеристики:
-крутильний момент
-діаметр кола розташування пальців
Зусилля від муфти, що діє на вал:
Відстань між опорами вала для приблизного розрахунку:
Довжина консольної ділянки вала орієнтовно:
Опорні реакції у вертикальній площині від сил, що діють у зачепленні:
Максимальний згинальний момент у небезпечному перерізі, що проходить через середину шестерні:
Опорні реакції та згинальний момент у горизонтальній площі:
Максимальний згинальний момент у небезпечному перерізі, що проходить через середину шестерні:
Результуючий згинальний момент від сил, що діють у зачепленні, у перерізі, який проходить через середину шестерні :
Опорні реакції від сили, що діє в муфті
Максимальний згинальний момент у небезпечному перерізі, що проходить через середину опори А:
Згинальний момент у перетині, що проходить через середину шестірні.
Сумарний максимальний згинальний момент у перерізі, що проходить через середину шестерні, від сил, що діють у зачепленні та від муфти:
Приведені (еквівалентні) моменти у небезпечних перерізах вала
а) Що проходять через середину шестірні:
б) Що проходять через середину опори А:
Діаметр вала під шестірнею
Де - допустиме напруження в залежності від матеріалу та режиму
навантаження. Тоді обираємо = 550кгс І см 2 = 55 МПа
Отриманий діаметр вала слід збільшити на 10% у зв'язку з наявністю
шпонкової канавки, а потім округлити його до стандартного значення з нормального ряду діаметрів:
= 40,98 • 1,1 = 45,1мм, приймаємо = 45мм
Діаметри вала під підшипники:
Відповідно до стандарту, приймаємо:
Діаметри вала під підшипники =40мм, у зв’язку з економічним обґрунтуванням на зменшення кількості зміних пар підшипників.
Діаметр вала під шестерню =45мм