Техническое задание на проектирование

1.средний делительный  диаметр шестерни и колеса, мм:

мм     мм                                    (4.8)

2.ширину зубчатого венца,  мм:

мм                                                                                      (4.9)

3.внешний модуль, мм:

  мм                                                 (4.10)

4.внешний делительный  диаметр шестерни и колеса, мм:

мм     мм                        (4.11)

5.внешний диаметр вершин  зубьев шестерни и колеса, мм:

мм                                       (4.12)

мм                                    (4.13)

6.внешний диаметр впадин  зубьев шестерни и колеса, мм:

мм                                 (4.14)

мм

7.внешнее конусное расстояние, мм:

мм                                           (4.15)

Проверочный расчет передачи на контактную прочность.

Условие прочности:

                                                       (4.16)

где - фактическое контактное напряжение, Н/мм²; - внешний делительный диаметр шестерни и колеса, мм; Т₂ - крутящий момент на валу колеса, Н • Mм, без учета потерь на трение:

 Н/мм²

где Т1 - крутящий момент на валу шестерни, Н • мм,

T₁₌96,5 Н • Mм

- коэффициент, учитывающий соотношение  способов упрочнения зубьев шестерни и колеса, для пары сцепляющихся колес с термообработкой нормализации.

- коэффициент концентрации нагрузки, при твердости колес НВ < 350 и  консольном расположении мы приняли  значение 1,14.

- коэффициент динамичности нагрузки, определяют по окружной скорости  колес  и степени точности их изготовления:

                                     (4.17)

где - м/с; d_n1- мм; _n1 - об/мин.

Степень точности конических колес принимается на единицу  выше, чем цилиндрических. Таким  образом, при  < 10...20 м/с для колес с твердостью рабочих поверхностей НВ < 350 назначают 7-ю степень точности, при этом = 1,05

.

- допускаемые контактные  напряжения, Н/мм², определяют по формуле:

 

где - предел длительной выносливости, Н/мм²; S_Н - коэффициент безопасности, S_Н = 1,1 - при нормализации, улучшении или объемной закалке зубьев.

Для углеродистых сталей с  НВ <350 и термообработкой нормализация или улучшение:

 Н/мм²

В качестве принимают допускаемое контактное напряжение того зубчатого колеса (шестерни, колеса), для которого оно меньше, как правило ₂, тогда:

 Н/мм²

Производим проверочный  расчет передачи на изгиб.

Расчет выполняют отдельно для шестерни и для колеса. Условие  прочности:

 

,                                                                        (4.19)

 

где T₁- H • мм; m_n - мм; в, d_n1 - мм; , - фактические напряжения изгиба для шестерни и колеса, Н/мм²; , - коэффициенты формы зуба для шестерни и колеса; - коэффициент динамичности нагрузки, определяют по окружной скорости колес и степени точности их изготовления. Для конических прямозубых колес 7-й степени точности с твердостью рабочих поверхностей НВ < 350 мы выбрали коэффициент динамичности ,равный ,так как

 Н/мм²

 Н/мм²

Определим усилия в зацеплении.

Окружная сила

                                                              (4.20)

Радиальная сила шестерни Fr₁, равная осевой силе колеса F _а2:

;                                      (4.21)

радиальная сила колеса F_r2, равная осевой силе шестерни F _а1;:

                                     (4.22)

где - угол зацепления, для зубчатых передач без смещения = 20°.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

5 Проектирование  и расчет валов

5.1 Расчет сил  в приводе

 

Для определения направления  сил в зацеплении, консольных сил  ременной передачи и усилия муфты, реакций  в подшипниках выполняем силовую  схему нагружения валов редуктора (рис. 5.1).

Рисунок 5.1 Силовая схема  нагружения валов редуктора

 

Определим величины действующих  сил:

Окружная сила конической шестерни определена по формуле 4.20:

.

Радиальная сила конической шестерни определена по формуле 4.21;4.22: .

F_r2=F_a1=255,63H

Определим усилие в муфте  на тихоходном валу.

,         (5.1)

где  Т₂ – крутящий момент на тихоходном валу, Н×м.

.

Сила, действующую на вал  со стороны ремённой передачи определена по формуле 3.14: R = 601,8 Н.

 

5.2 Предварительный расчет валов по вращающему моменту

 

Конструктивные размеры  зубчатой пары принимают в зависимости  от диаметра выходного конца вала. Диаметр вала определим из расчета  на прочность при кручении по заниженным  допускаемым напряжениям.

, (5.1)

где М_к - крутящий момент на валу, Н·м; [τ] – допускаемое напряжение [τ] = 15 МПа, [5];

 

Конструирование быстроходного вала (рис. 5.2)

Рисунок 5.2

 

Определяем диаметр d выступающего конца быстроходного вала по формуле:

Принимаем [τ] = 15 МПа.

l₁=(1,0…1,5)d₁=1,2×31,3=40,69мм.

Диаметр вала под уплотнение:

d₂ = d₁ + 2t = 31,3 + 2,5×2 = 36,3мм.

Принимаем стандартное значение: d₂= 40мм.

l₂ = 0,6×d₄= 0,6×40 = 24 мм.

Диаметр вала под шестерню:

d₃ = d₄+3,2r = 45+3,2×2,5=53мм.

Диаметр вала под подшипник:

d₄ = d₅ + (2…4)мм = 45мм

Для упорной ступни или  под резьбу:

l₅ ≈ 0,4d₄= 0,4×45 = 18мм.

d₅ =45 мм

 

 

 

 

 

Конструирование тихоходного вала (рис. 5.3)

Рисунок 5.3

 

Диаметр тихоходного вала под колесом

 мм.

Принимаем [τ] = 15 МПа.

l₁=1,2×38,98=50,66мм.

         Диаметр и длина вала под  уплотнение:

d₂=38,98+2,5×2=45 мм.

Округляем до стандартного значения:

d₂=45 мм.

l₂=0,6×45=26,382 мм.

Диаметр вала под шестерню:

d₃=45+2,5×3,2=54,6 мм.

d₃ d_fe1

Диаметр вала под подшипник:

d₄ = 45 мм.

          Для упорной ступни или под  резьбу:

d₅=45 мм.

l₅=0,4d₄=0,4×45=18 мм.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

5.2.1 Конструирование  конических зубчатых колес

Тихоходный вал

Диаметр и длина под  колесо:

l₁=50,66мм.

Диаметр вала под уплотнение:

d₂ = d₁ + 2t = 38,98+2,5×2 = 45мм.

Принимаем стандартное значение: d₂ = d₄ = 45мм.

l₂=1,25×d₂=1,25×45 = 56,25 мм.

      Под шестерню:

d₃=d₂+3,2r=45+3,2×2,5=55,5мм.

      Под подшипник:

l₄=T+c = 21+16= 37 мм

Для упорной ступни или  под резьбу:

d₅ =37+1,2×3=40,6 мм

Внутренний диаметр ступицы:

d_ст =d₃×1,55=57,35 мм

Толщина ступицы:

δ_ст=0,3×d₃=0,3×37=11,1 мм

Длина ступицы:

l_ст=1,3×d₃=1,3×37=48,1 мм

Толщина обода:

S=2,5m_te(m_e)=2,5×4,12=10,3 мм

Толщина диска:

С=0,5×(S+δ_ст)≥0,25b

С=0,5×(10,3+11,1)=10,7 мм

Радиус закругления и  уклон диска:

R ≥ 0

R₁ ≥ 7

γ≥7°

 

 

5.2.2 Размеры профиля канавок литых и точеных шкивов для клиновых и поликлиновых ремней

 

Выбираем тип ремня: В (Б) – клиновой.

l_p =14 мм; t = 4,2 мм; h = 10,8 мм; p = 19 мм; f = 12,5 мм; δ = 17,6 мм.

Диаметр шкива:

Диаметр шкива конструктивный:

Ширина шкива клиноременной  передачи:

Толщина для чугунных шкивов:

Толщина отверстия:

Диаметр внутренний:

Диаметр наружный:

Округляем до стандартного значения:

Длина:

Округляем до стандартного значения:

5.3 Определение  реакций опор. Построение эпюр  моментов

5.3.1 Быстроходный  вал

 

Для быстроходного вала определяем реакции в подшипниках. Для этого  необходимо рассмотреть вал как  статически определимую балку, лежащую  на двух опорах, нагруженную внешними силами (рис. 5.4). Действие всех внешних  сил приводим к двум взаимно перпендикулярным плоскостям (горизонтальной и вертикальной).

Составляем уравнение  моментов для горизонтальной плоскости.

:  ,

Н.

:  ,

Н.

Выполним проверку:

-

-616,7 + 231,13 + 2294,79 – 1891,23 = 0

 

Для построения эпюр изгибающих моментов используем метод сечений. Для этого вал разбиваем на отдельные участки, определяем моменты  на каждом из участков:

1 участок: 0 < x < a

;  Mu=0

 Н×мм;

3 участок: 0 < x₁ < c

;  Mu=0

 Н×мм

Полученные значения изгибающих моментов наносим на эпюру.

Составляем уравнения  моментов для вертикальной плоскости.

:        ,

 

:     

Выполним проверку:

-171,57 + 810,71 - 639,14 = 0

 

Строим эпюры изгибающих моментов для вертикальной плоскости.

1 участок: 0 < x < b

 

Mu=0

 Н×мм

3 участок: 

; 

 
       

 Н×мм.

Полученные значения изгибающих моментов наносим на эпюру.

Строим эпюру суммарных  моментов (см. Приложение 1)

В точках А суммарный момент равен нулю.

Определяем суммарные  реакции

,

 Н×м.

 Н×м

 Н×м

Т = 92,2 Н×м

 

 

5.3.1 Тихоходный  вал

 

Для тихоходного вала определяем реакции в подшипниках. Для этого  необходимо рассмотреть вал как  статически определимую балку, лежащую  на двух опорах, нагруженную внешними силами (рис. 5.5). Действие всех внешних  сил приводим к двум взаимно перпендикулярным плоскостям (горизонтальной и вертикальной).

Составляем уравнения  моментов для горизонтальной плоскости:

:  ;

 

:  ;

 

Выполним проверку:

1270,73 - 1891,23 + 1323,11 - 702,62 = 0

 

Строим эпюры изгибающих моментов для горизонтальной плоскости.

1 участок: 0 < x < а

;   Mu=0

 Н×мм

3 участок: 0 < x₁ < b

;  Mu=0

 Н×мм

Полученные значения изгибающих моментов наносим на эпюру.

 

Составляем уравнения  моментов для вертикальной плоскости.

:  ,

:  ,

Выполним проверку:

-566,09+255,63+310,46 = 0

Строим эпюры изгибающих моментов для вертикальной плоскости.

1 участок: 0 < x < a

;  Mu=0

 Н×мм

2 участок: 0 < x₁ < b

;  Mu=0

 Н×мм

Полученные значения изгибающих моментов наносим на эпюру.

Строим эпюру суммарных  моментов (см. Приложение 1)

Определяем суммарные  реакции

,

 Н×м.

 Н×м.

 Н×м.

Т = 177,6 Н×м.