Материал: Ку ДМ

– окружная сила, Н;

z_Fβ – коэффициент снижения изгибных напряжений в косозубой передаче;

К_F – коэффициент расчётной нагрузки, причём

Формулы для расчёта К_Fβ и К_Fυ находим в таблицах П. [9] и П. [7].

;

(девятая степень точности, );

;

;

;

,

где z_υ – число зубьев эквивалентного прямозубого колеса.

Находим отношение:

Так как 62,8 > 50,4 – расчёт ведём для шестерни по таблице П. [6].

;

;

;

МПа.

Условие прочности выполняется.

2.1.4.3 Проверочный расчет на заданную (пиковую) перегрузку

где К₀ = Т_пуск/Т_ном· Р_эд/ Р_эд.р

Т_пуск , Т_ном – соответственно пусковой и номинальный вращающие моменты электродвигателя привода;

Р_эд, Р_эд.р. – мощность по каталогу и расчётная мощность электродвигателя, соответственно (Р_эд>Р_эд.р.);

Р_эд=4 кВт;

Р_эд.р= 4,077 кВт ;

Т_пуск/Т_ном=2,

тогда:

Условия прочности соблюдаются.

2.2 Расчёт тихоходной ступени на ЭВМ

2.3 Расчёт быстроходной ступени первого зацепления на ЭВМ

2.3 Расчёт быстроходной ступени второго зацепления на ЭВМ

3 Прочностные расчеты валов редукторных передач

3.1 Расчёт тихоходного вала без использования ЭВМ

3.1.1 Расчётная схема редуктора

На расчетной схеме (рис.1) проставлены размеры для входного и выходного валов. На рисунке обозначено:

с и с’ – консольный участок выходного и входного валов соответственно;

а – размер, определяющий расстояние от средней части ступицы колеса до середины соответствующего подшипника в сторону, противоположную от консоли вала;

b – размер участка вала от средней части ступицы колеса до середины подшипника в сторону консоли вала;

B – ширина подшипника;

bw2 – ширина зубчатого венца второй шестерни быстроходной ступени;

bw1 – ширина зубчатого венца первой шестерни быстроходной ступени;

bwм – ширина кулачковой муфты;

bwк – ширина зубчатого венца колеса тихоходной ступени;

10 мм – фиксированный размер, определяющий отдельные составляющие длины валов, как показано на рис.1;

d’', d', d – средние диаметры валов соответственно.

Рисунок 3.1 Расчетная схема редуктора

Рисунок 3.2 Расчетная схема выходного вала

3.1.2 Исходные данные к расчёту вала

• вращающий момент на валу T = 524,597 Н·м;

• частота вращения вала n = 63,716 мин^-1;

• делительный диаметр колеса d₂ = 221 мм;

• угол наклона зуба колеса β = 9,367 ^о;

• материал вала Сталь 40Х;

• ширина колёс

1. b_w1 = 46 мм;

2. b_w2 = 44 мм;

3. b_wм = 50 мм;

4. b_wк= 39 мм;

• на консоли вала муфта зубчатая;

• срок службы – длительный, нагрузка постоянная;

• σ_в=850 МПа;

• σ_т=340 МПа.

3.1.3 Расчет среднего диаметра вала

Расчет осуществляется по формуле для вала, у которого мин^-1

,

где σ_в – предел прочности материала, МПа; T – вращающий момент на валу, Н·м; n – частота вращения вала, мин^-1.

мм.

Найденное значение округляем под ближайший размер диаметра внутреннего кольца подшипника. Принимаем d_ср= 40 мм.

3.1.4 Выбор подшипника

Выбор подшипника производим по среднему диаметру вала из серии радиальных шариковых подшипников. Для диаметра d_ср= 50мм принимаем подшипник легкой серии № 208 с размерами: D= 80 мм; d=40 мм; B=10 мм; r=2 мм.

3.1.5 Длинновые размеры вала

мм;

мм;

мм.

3.1.6 Разработка эскиза вала:

Диаметр вала под ступицу колеса выбираем на 8 мм больше, чем под подшипник, а диаметр консоли вала под муфту выполняем меньшим, чем под подшипник на 4 мм

мм,

мм.

3.1.7 Расчет сил, приложенных к валу.

– окружное усилие F_t направлено по вращению колеса, против шестерни:

­– осевая сила F_a :

– радиальная сила F_r направлена к оси вращения шестерни, от для колеса:

– нагрузка на консоли вала находим, используя приближенный метод оценки величины усилия на консоли вала по эмпирической формуле:

, Н,

где – вращающий момент на валу, Н·м;

– внутренний диаметр подшипника консоли, мм;

– числовой коэффициент, для зубчатой муфты = 80

Н.

3.1.8 Построение эпюр.

Производим схематизацию конструкции вала. Левый подшипник вала заменяем шарнирно-неподвижной, а правый – шарнирно-подвижной опорами. Получаем балку на 2-х опорах. Силы, действующие на вал, приложены в 2-х плоскостях. (рисунок 3.3).

Вертикальная плоскость

Находим реакции опор и по схеме нагружения.

; ;

; ;

Отсюда находим:

Н·м;

Н;

Н.

Для проверки правильности найденных значений воспользуемся уравнением сил для данной плоскости:

;

– верно.

Соответственно изгибающий момент в сечении (под ступицей колеса) составит:

Н·м;

Н·м.

Строим эпюру изгибающих моментов .

Горизонтальная плоскость:

В расчетной схеме силу направляем так, чтобы она увеличивала напряжения и деформации от силы (худший случай).

Находим реакции опор и :

; ;

; ;

Н;

Н;

Делаем проверку найденным значениям и :

;

– верно.

Соответственно изгибающий момент в сечении (под ступицей колеса) составит:

Н·м;

Н·м.

Строим эпюру изгибающих моментов

Суммарная эпюра изгибающих моментов .

Эпюра получается последовательным геометрическим суммированием ординат эпюр и . На суммарной эпюре отмечаем опасные сечения I-I и II-II, как сечения, в которых действуют наибольшие по величине изгибающие моменты, а именно:

Н·м;

Н·м.

Перенося опасные сечения на конструкцию вала, можно отметить:

1. Опасное сечение I-I расположено под ступицей колеса;

2. Опасное сечение II-II находится у правой опоры вала (рисунок 3.3).

Строим эпюру изгибающих моментов

3.1.9 Находим запасы сопротивления усталости в сечении I-I.

Наибольшая величина суммарных изгибающих моментов составляет Н·м, а диаметр вала под ступицу мм. Концентратором напряжений в сечении служит шпоночный паз и возможная посадка ступицы с натягом. Расчет амплитудных напряжений производится по формулам: