Визначення допустимих напружень

Головним критерієм працездатності зубчастих передач редукторів у загальному машинобудуванні є контактна витривалість і витривалість зубців при згині. Відповідно до цього визначаємо: допустиме контактне напруження за формулою [ 1 ]

, (1)

де, , – границя контактної витривалості матеріалу;

– коефіцієнт запасу міцності;

– коефіцієнт довговічності передачі.

Згідно з даними стандарту відповідно для шестірні і коліс маємо:

;

.

Для зубчастих коліс з однорідною структурою матеріалу після поліпшення і нормалізації призначаємо

.

Для даної передачі з тривалим строком служби призначаємо

.

Після підстановки величин в (1) запишемо

;

.

Згідно з рекомендаціями ДСТУ 32617-94 для прямозубих передач остаточно приймаємо:

.

Допустиме напруження при згині обчислюємо за формулою [ 1 ]

, (2)

де, , – границя контактної витривалості матеріалу при згині;

– коефіцієнт запасу міцності;

– коефіцієнт довговічності.

За даними стандарту для шестірні і колеса запишемо

;

.

Враховуючи рекомендації стандарту призначаємо:

.

На тій же підставі, що й для коефіцієнту безпеки при контактному навантаженні, при згині приймаємо

.

Після підстановки величина в (2) запишемо

;

.

Проектувальний та перевірочні розрахунки, а також геометричні параметри передачі (рис.1) наведені у Додатку .

4 Попередній розрахунок і конструювання валів

4.1 Вибір матеріалів

Для виготовлення валів середньо навантажених передач застосовують термічно оброблені середньовуглецеві і леговані сталі 45 і 40Х.

Вибираємо для тихохідного валу Сталь 45, а для швидкохідного Сталь 40Х, механічні властивості яких наведені в табл. 1.

Таблиця 1 – Механічні характеристики сталей

Марка сталі	Твердість, НВ	Границя міцності,	Границя витривалості	Термообробка
	192-240			нормалізація
40Х	260-280			поліпшення

4.2 Вибір допустимого напруження

Попередній розрахунок валів виконують по напруженнях кручення без врахування дії згину і інших чинників. Тому при розрахунку приймають знижені значення допустимих напружень кручення: для швидкохідних вхідних валів , для тихохідних вихідних – .

4.3 Визначення розмірів ступеней валів

Вали редуктора конструюються як ступінчасті циліндричні деталі [ 2 ]. Кількість ступенів і їх розміри визначатимуть розташовані на них деталі: з’єднувальні напівмуфти, ущільнення, підшипники і зубчасті колеса, зірочки, шківи. Відповідні розрахунки наведені в Додатку для тихохідного валу і в Додатку – для швидкохідного валу, а ескізи валів – на рис. 2 і 3.

5 Попередній вибір підшипників кочення

Силу в зачепленні конічних коліс можна представити як збіжну просторову систему сил у складі радіальної, колової та значної за значенням осьової компонент (Додаток; рис). Будемо вважати, що осьова та радіальна складові сили діють в горизонтальній площині, а осьова – у вертикальній.

Наявність значної осьової сили обумовлює необхідність вибрати у якості опор валів – упорні підшипники. Враховуючи те, що діаметри стержнів валів під підшипниками визначенні при розробці їхньої конструкції і становлять для тихохідного валу і для швидкохідного, то вибираємо підшипники легкої серії відповідно і .

Рисунок 6 – Розрахункова схема довговічності підшипників

6 Ескізна компоновка редуктора

Для визначення розташування зубчастої передачі відносно корпуса редуктора і підшипників і відстаней між лініями дії активних і реактивних сил, а також виявлення помилок при попередніх розрахунках виконуємо ескізну компоновку редуктора, яка представлена на рис. 4 та на першому листі креслень. При визначенні розмірів використані результати конструювання валів (рис. 2 і 3).

7 Уточнений розрахунок тихохідного валу

7.1 Складання розрахункової схеми

Розрахункову схему виконуємо на підставі ескізної компоновки. На схемі (рис. 5) вал представлений як двохопорна консольна балка. Радіальні активні сили – нормальна сила в зачепленні і сила з боку муфти розташовуємо в одній вертикальній площині антипаралельно, що відповідатиме більш важкому випадку навантаження валу. Лінія дії сили співпадає з віссю симетрії колеса, а сили – з лінією, яка проходить через середину довжини лінії вихідного кінця валу.

Реакція опор та розташовані в площинах симетрії підшипників кочення, а лінії їхньої дії паралельні лініям дії активних сил.

Значення сили визначаємо за рекомендаціями ГОСТ 16162-85 для визначення кінців валів редукторів, а нормальну силу в зачепленні (рис. 6) за відповідною формулою для циліндричних передач (Додаток ).

7.2 Розрахунок валу на статичну міцність та витривалість

Розрахунки статичної міцності та витривалості виконуємо по номінальному розрахунковому напруженню в небезпечному перерізі, де діють одночасно максимальний згинаючий момент і крутний (рис.; Додаток ).

Оцінку витривалості виконуємо за спрощеною методикою по номінальним напруженням [ 3 ]. Цей розрахунок є наближеним і дещо збільшує запас міцності у порівнянні з розрахунком по коефіцієнту запасу міцності.

Одержані результати розрахунків свідчать про те, що умови міцності і витривалості валу виконуються (Додаток ).

8 Визначення довговічності підшипників

Визначення довговічності підшипників кочення , виконуємо по більш навантаженому підшипнику, який знаходиться на правій опорі (рис.) по загально прийнятій методиці [ 4 ] за умови забезпечення трьохкратного запасу довговічності (Додаток ).

За результатами розрахунків для тихохідного валу остаточно приймаємо підшипник .

9 Перевірочний розрахунок шпоночних з’єднань

Для передачі крутних моментів застосовуємо призматичні шпонки. Ціль розрахунку – визначення робочої довжини шпонки за умови забезпечення її міцності на зминання.

Розрахунок виконується для шпонки, розташованій на вихідному кінці тихохідного валу (Додаток ). Результат враховуємо при конструюванні валу.

10 Вибір з’єднувальних муфт

Для з’єднання вихідних кінців двигуна і швидкохідного валу редуктора застосовуємо компенсуючи пружню втулочну пальцеву муфту типу МПВП в стандартному виконанні (ГОСТ 21424-75).

Муфти цього типу мають допоміжні компенсуючи можливості і незначний момент інерції, що зменшує пускові навантаження на вали і зубчасту передачу. Застосування муфти цього типу передбачає розташування двигуна і редуктора на одній спільній рамі.

Визначаємо розрахунковий момент, передаваний муфтою:

де, – коефіцієнт режиму навантаження;

– крутний момент на швидкохідному валі редуктора (Додаток )

Обчисленому значенню моменту відповідає муфта МПВП – .

Для з’єднання кінців вихідного валу редуктора і робочої машини, неспіввісність яких може бути значною, оскільки вони розташовані на окремих рамах, застосовуємо муфту з торцеподібною оболонкою [ 3 ].

Розрахунковий обертальний момент у цьому випадку становитиме:

де, – обертальний момент на тихохідному валі редуктора (Додаток )

Цьому значенню моменту відповідає пружня муфта з торцеподібною оболонкою по ГОСТ 20884-82 з номінальним моментом .

Використовуючи дані ГОСТ 21424-75 виконуємо складальне креслення муфти типу МПВП (креслення, лист 5).

Література

1 Польовий Д.В. Методичні вказівки і нормативно–технічні матеріали до виконання курсового проекту з «Прикладної механіки» для студентів спеціальності «Електричний транспорт». Частина 1 – К.: КУЕТТ, 2002 – 44 с.

2 Польовий Д.В. Методичні вказівки і нормативно–технічні матеріали до виконання курсового проекту з «Прикладної механіки» для студентів спеціальності «Електричний транспорт». Частина 2 – К.: КУЕТТ, 2002 – 36 с.

3 Решетов Д.Н. «Детали машин» – М.: Машиностроение, 1989 – 496 с.

4 Бейзельман Р.Д. Подшипники каченя. Справочник. – М.: Машиностроение, 1975 – 574 с.

Дата добавления: 2015-07-26