Разработка привода

i = 3,42.

 

8.2.2 Задаются числом зубьев шестерни z1 . Для 1-ой ступени редуктора рекомендуется выбирать z1 = 20÷30, для последующих ступеней – z1 = 17 ÷ 24. Берем z1 = 20

 

8.2.3 Определяем число зубьев колеса z2:

z2 = z1 ∙ i = 20 ∙ 3,15 = 63.

 

8.2.4 Уточняют передаточное число b и угловую скорость колеса открытой передачи :

=           =

 

8.2.5 Число  циклов нагружения зубьев шестерни  и колеса за весь срок службы:

 

 

Тогда коэффициент  режима нагрузки при расчете зубьев на изгиб определяется из выражения:

 

 

 

8.2.6 Определяем допускаемое напряжение изгиба для материалов шестерни и колеса по формулам:

 

 

 

8.2.7 Определить предельное напряжение изгиба для материалов шестерни и колеса по формуле:

 

 

 

8.2.8 По таблице 21 в зависимости от числа зубьев z1 и z2 принимаем коэффициент формы зуба для шестерни У1 и колеса У2.

У1 = 0,389;                          У2 = 0,49.

У1 0,389 ∙ 109 = 42,5.    У20,49 ∙ 100 = 49.

8.2.9 При проектном расчете зубчатых передач коэффициентом К предварительно задаются К=1,5.

Задаются  коэффициентом износа . В зависимости от износа зуба 10÷30 % соответственно принимают = 1,25÷2.

Задаются  коэффициентом ширины обода колеса по отношению к модулю

 

 

8.2.10 Модуль  зацепления определяют из условия  прочности на изгиб по формуле:

m

 

8.2.11 Определяют геометрические размеры передачи:

а) диаметры делительной окружности:

d1 = mz1 = 1 ∙ 20 = 20мм;

d2 = mz2 = 1 ∙ 60 = 60мм.

б) диаметры окружностей выступов:

= d1 + 2m = 20 + 2 =22 мм;

= 62мм.

в) диаметры окружностей впадин:

d1 + 2,5m = 20 + 2,5 = 22,5мм;

= 60 + 2,5 = 62,5мм.

г) высота зуба:

h = m + 1,25m = 1,25мм.

д) межосевое расстояние передачи:

А =

где  = z1 + z2 = 20 + 60 = 80.

z1 =                z2 = – z1 = 80 – 20 = 60.

 

8.2.12 Определяем окружную скорость зубчатых колес и назначаем степень точности их изготовления.

 

 

 По таблице  23 принимаем 8 степень точности  изготовления колес.

 

8.2.13 Уточняют коэффициент нагрузки

 

Для колес  твердостью  ≤ НВ350 при переменных нагрузках:

 

 

8.2.14 Проверяю прочность зуба на изгиб, определяя действующее нормальное напряжение при изгибе для того из зубчатых колес, для которого меньше произведение:

 

Допускается перегрузка до 5%, а недогрузка не более 10%.

 

8.2.15 Определяют  расчетные напряжения изгиба  наименее прочного зубчатого колеса при кратковременной пиковой нагрузке; их сравнивают с

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

9. Проектный расчет валов

Основными расчетными силовыми факторами, действующими в поперечном сечении, являются крутящие и изгиающие моменты. Другие силовые факторы незначительны и в большинстве случаев не учитываются.

В зависимости от условий  работы выбирают материал вала. Исходя из материала, задаются допускаемым напяжением. Для валов рекомендуется использовать стали Ст.5, Ст.6, 35, 40, 45.

Определяем диаметры валов  по формуле:

Ведущий вал: 14,2мм;

Промежуточный вал: 19мм;

Ведомый вал:

где - крутящий момент;

      - допускаемое напяжение на кручение.

Полученные значения диаметров  округляем по ГОСТу 6636-69 до ближайшего из стандартного ряда диаметров (табл.45).

         =15мм;

Диаметр вала под подшипник  принимаем  = 17мм;

Диаметр вала по шестерню принимаем  22мм;

Диаметр буртика принимаем  24.

          =19мм;

Диаметр вала под подшипник  принимаем  = 20мм;

Диаметр вала по шестерню принимаем  25мм;

Диаметр буртика принимаем  30мм.

=28мм.

Диаметр вала под подшипник  принимаем  = 30мм;

Диаметр вала по шестерню принимаем  34;

Диаметр буртика принимаем  36мм. 

9.1. Компоновка редуктора

 

Основной  целью компоновки редуктора - является, уточнение состояния эскизного проекта, размеры которого установлены расчетным путём и ориентирования, наметка положения опор для определения опорных реакций и построения эпюр изгибающих моментов. Для определения реакции опор и построения эпюр изгибающих моментов следует знать расстояния между находящимися на валу деталями (зубчатые колёса, шкивы, звёздочки и. т. д.) и опорами.

Для удобства расчета выбираем промежуточный  вал. Расстояние между опорами промежуточного вала, на котором находится зубчатое колесо первой ступени и шестерня второй ступени:

 

l= 64 + 22 + 36 + 47 = 169мм.

 

где = 2 ∙ 2 ∙ 32 = 64мм

 х — 8-т- 15мм - зазор между зубчатыми колёсами и внутренними стенками корпуса редуктора; х - примем равной 12мм,

W- ширина стенки корпуса в месте установки подшипников. Принимаем W =47.

Для ведущего и ведомого вала расстояния между  опорами принимаем такими же.

 

 

 

 

 

 

 

 

10. Определение усилий, действующих на валы в

зацеплениях и опорах

 

10.1 Силовая схема редуктора

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

10.2 Силы действующие на ведущий вал

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Окружное усилие на колесо определим по формуле:

 

 

 

Расчет усилий на колесе определим по формуле:

Т = Р ∙ tga = 414,5 ∙ 0,364 = 151Н.

Где а = 20°

 

Определяем изгибающие моменты  в горизонтальной плосктости:

Определяем опорные реакции:

 

 

 

 

 

 

-Т_В ∙ 195 + 0

 

 

Проверяем правильность определения  реакций:

 

 

 

т.е.реакции найдены правильно;

 

Строим эпюру  изгибающих моментов М_ие, для чего определяем их значения в характерных сечениях вала:

в сечении А: М_ив = 0

в сечении Б: М_ив = 0

в сечении В: М_ив = -44 ∙ 195 = - 8,6 ∙ 10³ Н∙ мм;

в сечении Г: М_ив = 0

Определяем изгибающие моменты  в вертикальной плоскости:

 Определяем опорные  реакции:

 

 

-Q_B ∙ 80 + R_ГГ ∙ 275 = 0

R_ГГ =

 

 

Q_B ∙ 195 + R_БГ ∙ 275 = 0

R_БГ = .

 

Проверяем правильность определения  реакций:

 

 

т.е.реакции найдены правильно;

 

Строим эпюру  изгибающих моментов М_иг, для чего определяем их значения в характерных сечениях вала:

в сечении А: М_иг = 0

в сечении Б: М_иг = 0

в сечении В: М_иг = 120,6 ∙ 195 = 23,5 ∙ 10³ Н∙ мм;

в сечении Г: М_иг = 0

Определяем  суммарный изгибающий момент в сечении В:

 

 

 

Строим эпюру  крутящих моментов. Передача вращающего момента происходит вдоль вала от середины входного конца вала до середины быстроходной шестерни, предаётся на колесо I-й ступени, т. е. деформации кручения подвергается только входящая часть ведущего вала:

 

 

 

 

 

10.3 Силы действующие на промежуточный вал

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Окружное  усилие на колесе определим по формуле:

 

 

 

 

 

 

Расчет усилий на колесе определим по формуле:

Т = Р ∙ tga ∙ sina = 339,5 ∙ 0,364 ∙ 0,93 = 115H

Т = Р ∙ tga = 3410 ∙ 0,364 = 1241Н.

Где а = 20°

 

Определяем изгибающие моменты  в горизонтальной плосктости:

Определяем опорные реакции:

 

 

 

 

 

 

-Т_В ∙ 95 + 0

 

 

Проверяем правильность определения  реакций:

 

 

 

т.е.реакции найдены правильно;

 

Строим эпюру  изгибающих моментов М_ИВ, для чего определяем их значения в характерных сечениях вала:

в сечении А: М_ИВ = 0

в сечении Б: М_ИВ =

в сечении В: М_ИВ = -780 ∙ 95 = -74,1 ∙ 10³ Н∙ мм;

в сечении Г: М_ИВ = 0

Определяем изгибающие моменты  в вертикальной плоскости:

 Определяем опорные  реакции:

 

 

Q_B ∙ 95- + R_ГГ ∙ 275 = 0

R_ГГ =

 

 

Q_B ∙ 95 – Q_Б ∙ 197,5 + R_АГ ∙ 275 = 0

R_АГ = .

 

Проверяем правильность определения  реакций:

 

 

т.е.реакции найдены правильно;

 

Строим эпюру  изгибающих моментов М_ИГ, для чего определяем их значения в характерных сечениях вала:

в сечении А: М_ИГ = 0

в сечении Б: М_ИГ = -72,5 ∙ 10³ Н∙ мм;

в сечении В: М_ИГ = 2136,5 ∙ 95 = 203 ∙ 10³ Н∙ мм;

в сечении Г: М_ИГ = 0

Определяем  суммарный изгибающий момент по формуле:

в сечении Б:

 

 

 

 

Строим эпюру  крутящих моментов. Передача вращающего момента происходит вдоль вала от середины входного конца вала до середины быстроходной шестерни, предаётся на колесо 2-й ступени, т. е. деформации кручения подвергается участок между колесом 1-й ступени и шестерней 2-й ступени:

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

10.4 Силы действующие на ведомый вал

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Окружное  усилие на колесо определим по формуле:

 

 

 

Расчет усилий на колесе определим по формуле:

Т = Р ∙ tga = 3333,3 ∙ 0,364 = 1213,5Н.

Где а = 20°

 

Определяем изгибающие моменты в горизонтальной плоскости:

Определяем опорные реакции:

 

 

 

 

 

 

 

 

 

-Т_Б ∙ 92,5 - 0

 

 

 

Проверяем правильность определения  реакций:

 

 

 

т.е.реакции найдены правильно;

 

Строим эпюру  изгибающих моментов М_ИВ, для чего определяем их значения в характерных сечениях вала:

в сечении А: М_ИВ = 0

в сечении  Б: М_ИВ = 805,5 ∙ 92,5 = 74,5 ∙ 10³ Н∙ мм;

в сечении В: М_ИВ = 0

в сечении Г: М_ИВ = 0

Определяем изгибающие моменты  в вертикальной плоскости:

 Определяем опорные  реакции:

 

 

 

Q_Б ∙ 182,5 + R_ВГ ∙ 275 = 0

 

R_ВГ =

 

 

 

-Q_Б ∙ 92,5 + R_АГ ∙ 275 = 0

 

R_АГ = .

 

Проверяем правильность определения  реакций:

 

 

т.е.реакции найдены правильно;

 

Строим эпюру  изгибающих моментов М_ИГ, для чего определяем их значения в характерных сечениях вала:

в сечении А: М_ИГ = 0

в сечении Б: М_ИГ = -2212,1 ∙ 92,5 = -204,62 ∙ 10³ Н∙ мм;

в сечении В: М_ИГ = 0

в сечении Г: М_ИГ = 0

 

Определяем  суммарный изгибающий момент в сечении Б:

 

 

 

Строим эпюру  крутящих моментов. Передача вращающего момента происходит вдоль вала от середины тихоходного колеса до середины выходного конца ведомого вала, т. е. деформации кручения подвергается только выходной конец ведомого вала:

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

11. Расчет и подбор подшипников качения

Применение  подшипников качения позволило  заменить трение скольжения трением  качения. Трение качения существенно  меньше зависит от смазки. Условный коэффициент трения качения мал  и близок к коэффициенту жидкостного трения в подшипниках скольжения (f = 0,0015...0,006). При этом упрощается система смазки и обслуживание подшипников, уменьшается возможность разрушения при кратковременных перебоях в смазке. Конструкция подшипников качения позволяет изготовить их в массовых количествах, как стандартную продукцию, что значительно снижает стоимость производства.

Все подшипники качения изготовляют из высокопрочных  подшипниковых сталей с термической обработкой, обеспечивающей высокую твёрдость.

Подшипники  подбирают либо по статической грузоподъемности (со), при угловой скорости вращения кольца менее 0,1 рад/с, либо по динамической грузоподъёмности (с) при угловой скорости вращения кольца более 0,1 рад/с.

Учитывая, что  угловая скорость валов, а следовательно вращающихся внутренних колец подшипников превышает 0,1 рад/с. Расчет подшипников качения будем нести по динамической грузоподъёмности.

 

11.1 Ведущий вал

 

 

Определим приведённую (условную) нагрузку Р:

Т.к. осевые силы отсутствуют, то для ведущего вала выбираем радиальные подшипники.

Для радиальных подшипников:

 

 

где:

х - коэффициент радиальной нагрузки;

у - коэффициент  осевой нагрузки;

V - коэффициент вращения (при вращении внутреннего кольца принимаем V=l);

F_a - осевая нагрузка F_a = 0 ;

к_σ - коэффициент безопасности, отражающий 1 влияние на долговечность подшипника динамичности действующей на него нагрузки К_σ =1,2 (легкие толчки);

к_т - температурный коэффициент, отражающим влияние на долговечность подшипника повышенной температуры t = 125 °С; к_т=1,05;