Ширина колес.

Визначимо ширину колес за формулою:

Конструктивно приймаємо .

Ширину шестерні збільшимо на 1 мм у порівнянні з шириною колеса B₂, щоб забезпечити зачеплення по всій розрахованій довжині зубця у випадку взаємного зміщення шестерні та колеса від номінального положення після збирання редуктора.

2.5. Перевірка міцності колес за напруженням згину.

При перевірці міцності колес порівнюють дійсне напруження з допустимим.

Допустиме напруження згину при розрахунку на витривалість:

,

де – базова межа витривалості зубців на злам від напружень згину;

– коефіцієнт, що враховує шорсткість поверхні зубців;

Відповідно до стандарту приймаємо

– коефіцієнт, що враховує розміри зубчатого колеса (масштабний фактор); при зовнішньому діаметрі 400 мм, приймається рівним 1;

– коефіцієнт безпеки; вибирається з таблиці в залежності від заданої ймовірності руйнування;приймаємо = 2,2;

– коефіцієнт, що враховує вплив двобічного додатку навантаження, виникаючого при реверсивному обертанні, а також в сателітах планетарних передач і т.п., в цьому випадку = 0,8 (0,7); при односторонньому навантаженні = 1

– коефіцієнт довговічності – враховує вплив терміну дії та режиму навантаження передачі, для тривало працюючих передач якщо або , тоді = 1.

Допустиме напруження для шестерні і колеса визначається за формулами:

;

;

Визначимо еквівалентне число циклів зміни напруження у колесі:

де Т1=7 × 1 × 250 × 5=8750

Оскільки , то коефіцієнт довговічності = 1.

Таким чином, допустиме напруження для шестерні і колеса:

= 1900 кгс/см² =190 МПа;

= 1600 кгс/см² = 160 МПа

Умови міцності дотримуються.

Для визначення дійсного напруження згину необхідно:

1) вибрати модуль;

2) визначити дійсну кількість зубців колес та кут нахилу зубців;

3) знайти еквівалентну кількість зубців для визначення коефіцієнта форми зубців;

4) визначити коефіцієнти та , що враховують специфіку роботи косих зубців.

Нормальний модуль визначається за співвідношенням:

Визначимо кількість зубців шестерні та колеса, приймаючи заздалегідь кут нахилу зубців .

Максимальну кількість зубців обчислюємо відповідно до міцності зубців на згин:

– число зубців шестерні, конструктивно приймаємо = 43

Число зубців колеса визначимо за формулою:

Конструктивно приймаємо =152.

Остаточне значення кута нахилу зубців:

Звідси .

Визначимо осьовий коефіцієнт перекриття для даного кута:

,

що перевищує мінімально допустиме значення.

Для визначення коефіцієнтів форми зубців і знайдемо еквівалентну кількість зубців шестерні та колеса:

Виберемо значення коефіцієнтів форми зубців у відповідній таблиці:

= 3,74 і = 3,75.

Визначимо коефіцієнт – коефіцієнт, який враховує нахил дотичної лінії до основи зубця, нерівномірність епюри навантаження та роботу зубця як пластини, а не як балки:

Коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження між зубцями, визначимо за формулою:

,

де

Таким чином:

Визначимо дійсні місцеві напруження згину в зубцях.

Оскільки матеріал шестерні міцніший, ніж матеріал колеса, а зуб шестерні тонший біля основи, ніж у колеса, розрахунок виконують за тим із зубчатих коліс, у якого менше відношення:

;

Розрахунок виконуємо по колесу:

1067,9 кгс/см² = 106,8 МПа

Таким чином, =160 МПа, тобто дійсне напруження менше, ніж допустиме. Отже, умови міцності виконуються.

2.6. Геометричні розміри колес

Коловий модуль:

Початкові діаметри шестерні і колеса :

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.

Колове зусилля:

– крутящий момент, що передається швидкохідним валом.

Радіальне зусилля:

Осьове зусилля:

3.2 Швидкохідний вал

Схема навантаження вала представлена на Рис. 3.

Рисунок 3 - Схема навантаження швидкохідного вала

Виберемо матеріал вала.

Відповідно до стандарту приймаємо сталь 45, поліпшену з допустимим напруженням = 55 МПа.

Виберемо муфту і визначимо зусилля від муфти.

Відповідно до крутящого моменту = 0,59 Н×м обираємо мембранну

муфту ( < = 0,9 Нּм). Потрібна нам характеристика цієї муфти

D ₃ = 38 мм.

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 площині:

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 муфтi

Максимальний згинальний момент у небезпечному перерізі, що проходить через середину опори А:

Згинальний момент у перерізі, що проходить через середину шестерні:

Сумарний максимальний згинальний момент у перерізі, що проходить через середину шестерні, від сил, що діють у зачепленні та від муфти:

Еквівалентний момент, що проходить через середину шестерні:

де a  - коефіцієнт, що враховує різницю в режимах навантаження:

,

[ σ ]_3II вибирається із таблиці.

Еквівалентний момент, що проходить через середину опори А:

Епюри моментів швидкохідного вала представлені на Рис. 4.

Рисунок 4 - Епюри швидкохідного валу

Діаметр вала під шестернею:

Отриманий діаметр dc вала слід збільшити на 10% у зв’язку з наявністю шпонкової канавки, а потім округлити його до стандартного значення з нормального ряду діаметрів:

Приймаємо = 5 мм.

Приймемо діаметр вала під муфту 3,8 мм.

Діаметр вала на опорах:

Приймаємо діаметр вала на опорах = 4 мм, що відповідає розміру внутрішнього кола стандартного підшипника кочення.

4. ВИБІР КОНСТРУКЦІЇ ШЕСТЕРНІ

Шестерні виготовляють за двома варіантами: знімними (насадними) або як одне ціле з валом (“вал-шестерня”).

Знайдемо відношення:

,

де d_ω1 – діаметр початкового кола шестерні,

d – діаметр вала під шестернею.

Будемо використовувати конструкцію “вал-шестерня” з матеріалу 40Х.

5. ВИБІР ПІДШИПНИКІВ КОЧЕННЯ
ДЛЯ ШВИДКОХІДНОГО ВАЛА

При виборі типу і розмірів підшипника враховуються наступні фактори:

1) величина і напрям навантаження на підшипник;

2) характер навантаження;

3) число обертів підшипника;

4) необхідний термін роботи підшипника;

5) вимоги до підшипника, зумовлені конструктивними особливостями вузла машини.

Визначимо радіальне навантаження на підшипники, тобто опорні реакції на сили що діють у зачепленні та в муфті:

Осьове навантаження:

З огляду на невелику величину осьового навантаження швидкохідного вала вибираємо шарикопідшипники радіальні однорядні.

На основі розрахунку швидкохідного вала на міцність вибираємо шарикопідшипник радіальний однорядний, який має такі габаритні розміри:

внутрішній діаметр =4 мм;

базова динамічна вантажопідйомність С = 750 Н.

статична вантажопідйомність С₀ =350 Н

B = 4 мм D = 11 мм

Еквівалентне динамічне навантаження для шарикопідшипників радіальних однорядних визначається за формулою:

,

де F_r - радіальне навантаження;

F_a - осьове навантаження;

X - коефіцієнт радіального навантаження;

Y - коефіцієнт осьового навантаження;

V -коефіцієнт обертання, що дорівнює 1 при обертанні внутрішнього кільця відносно напряму навантаження;

K_σ - коефіцієнт безпеки, за яким враховується вплив динамічного навантаження на довговічність підшипника (K_σ = 1,2);

Kt температурний коефіцієнт,за яким враховується вплив температури на довговічність підшипника (K_t = 1).

Визначимо невідомі коефіцієнти радіального та осьового навантаження.

Для цього знайдемо відношення:

За таблицею знаходимо значення допоміжного коефіцієнту е, що відповідає даному співвідношенню (е = 0,26).

Відношення є більшим, ніж значення допоміжного коефіцієнту е. Тому приймаємо X = 0,56, Y = 1,6.

Враховуючи все це, знаходимо еквівалентне динамічне навантаження для даного підшипника:

Р = (0,56ּ1ּ7,2 + 1,6ּ2,1)ּ1,2ּ1 = 8.87 кгс = 0,89 Н

Визначимо довговічність даного підшипника за формулами:

мільйонів обертів

год.

Тобто під час роботи передачі, упродовж всього терміну служби (8750 годин), підшипник не доведеться змінювати жодного разу.

6. ТОВЩИНА СТІНКИ КОРПУСА

Товщина стінки корпуса вибирається, виходячи з наступних міркувань.

Зі зменшенням товщини стінок зменшується витрата металу та вага відливка, підвищуються механічні властивості чавуну у зв’язку зі збільшенням швидкості охолодження, але, з іншого боку, погіршуються умови заповнення форми рідким металом.

Отже, мінімально допустиму товщину стінки литого корпуса вибирають за умовою заповнення форми рідким металом, тобто в залежності від його габаритів (міжцентрової відстані) та складності конфігурації.

Виходячи з цих міркувань, визначаємо товщину стінки нашого мікроредуктора:

Список використаної лiтератури

1. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. В 3-х т. Т.2. - М.: Машиностроение, 1980. –559 с.

2.Осипова О.М. Методические указания к выполнению курсового проекта по расчету и проектированию зубчатых передач. –Д.: ДГУ, 1978. – 87 с.

3. Решетов Д.Н. Детали машин: Учебник для студентов машиностроительных и механических специальностей вузов. –М.: Машиностроение, 1989.–496 с.

4. Справочник по ЕСКД / Под ред. Ю.И. Степанова. –Харьков: Изд-во “Прапор”, 1981. –246 с.

Дата добавления: 2015-09-02