http://www.ce-studbaza.ru/werk.php?id=9173
1.5 Расчет редуктора станка кромкообрезного
Необходимо произвести расчет редуктора кромкообрезного станка, кинематическая схема которого представлена на (рис. 5, приложение В).
В качестве зубчатого зацепления целесообразней всего использовать прямозубую цилиндрическую передачу.
Кинематическая схема редуктора:
Исходные данные:
• электродвигатель АИР80ВЧУ3;
• мощность N = 1,5 кВт;
• число оборотов электродвигателя n = 1500 об/мин;
• диаметр меньшего шкива D1 = 90;
• диаметр меньшего шкива D2 = 225мм;
• передаточное число ременной передачи u1 = 2,5.
1.5.1 Определение частот вращения
Определяем передаточное число редуктора:
;
Исходя из условия на проектирования кромкообрезного станка выходное звено редуктора должно иметь частоту вращения в пределах n = 200 – 300 об/мин. Следуя этому условию составляем уравнение:
.
Исходя из уравнения, передаточное число редуктора u = 3.
Так как передаточное число редуктора n = 3 небольшое, то проектируем двухступенчатый редуктор.
Далее определяем частоту вращения входного(n1) и выходного(n2) валов редуктора:
,
;
,
.
Зная передаточное число редуктора определяем числа зубьев колеса и шестерни:
,
выбираем:
• z1 = 20;
• z2 = 60.
Для колеса и шестерни выбираем одну марку стали и одну термообработку:
• сталь 45 ГОСТ1050-90;
• закалка ТВЧ поверхностная 32…38 HRCэ.
1.5.2 Определение диаметра колеса и шестерни
Ориентировочное значение диаметра начальной окружности, мм:
,
где - вспомогательный коэффициент для прямозубых передач: (стр. 363[1]);
- исходная расчетная нагрузка:
,
;
- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца:
(рис.46, стр. 365[1]);
параметр определяется:
;
- допускаемое контактное напряжение:
,
- предел контактной выносливости поверхностей зубьев:
,
(табл. 95, стр.373[1]);
- коэффициент безопасности; для зубчатых передач однорядной структуры материала:
= 1,1 (табл. 95, стр. 373[1]);
- коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей зубьев:
для Rа = 2,5, = 0,95 (табл. 95, стр. 373[1]);
- коэффициент, учитывающий окружную скорость: = 1 (табл. 95, стр. 374[1]);
= коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса: = 1 (табл. 95, стр. 374[1]);
= коэффициент долговечности;
,
- базовое число циклов перемены напряжений;
(рис. 48, стр. 365[1]);
- эквивалентное число циклов перемены напряжений
(рис. 50, стр. 366[1]);
Если > , то = 1;
;
мм.
1.5.3 Определение значения модуля
,
;
Уточняем значение модуля:
;
где - вспомогательный коэффициент для прямозубых передач: = 14 (стр. 371[1]);
- исходная расчетная нагрузка:
= 23,9 Нм;
- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца:при = 0,3; = 1,02 (рис. 58, стр. 368[1]);
- коэффициент, учитывающий форму зуба:
= 4,08 (рис. 59, стр. 369[1]);
= допускаемое изгибное напряжение;
;
- базовый предел выносливости зубьев (табл. 102, стр. 380[1]);
;
;
- коэффициент долговечности: = 1 (табл. 99, стр. 377[1]);
.
,
Принимаем по ГОСТ9563-60 m = 3мм.
Уточняем значение диаметра начальной окружности:
,
.
1.5.4 Расчет на контактную выносливость рабочих поверхностей
Расчетное контактное напряжение в полюсе зацепления:
,
где - коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев:
= 1,76 (рис. 43, стр. 364[1]);
- коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряжения зубчатых колес:
для стальных = 86,9 (табл. 90, стр.357[1]);
- коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий при коэффициенте торцевого перекрытия :
= 0,98 ( рис. 44, стр. 364[1]);
- удельная расчетная окружная сила:
,
- исходная расчетная окружная сила:
;
;
- ширина венца:
,
;
Принимаем = 40мм;
- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями:
для прямозубых передач = 1;
- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца:
= 1,04 (рис. 46, стр. 365[1]);
- коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении:
,
- динамическая добавка:
,
- удельная окружная динамическая сила,
,
- коэффициент, учитывающий влияния появлений погрешностей зацепления на динамическую нагрузку:
= 0,006 (табл. 93, стр. 372[1]);
- коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления шестерни и колеса:
при модуле m = 3 и степени точности 8 = 5,6;
- окружная скорость:
;
;
- межосевое расстояние:
,
;
=0,16 кгс/мм = 1,6 Н/мм;
;
;
;
= 106 МПа.
Сопоставление расчетного контактного напряжения в полюсе зацепления = 106 Мпа и допускаемого контактного напряжения = 700 МПа которое больше ( < ), следовательно, условие прочности выполняется.
1.5.5 Расчет на выносливость зубьев при изгибе
;
где - коэффициент, учитывающий форму зуба:
= 4,08 (рис. 59, стр. 369[1]);
- коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев:
= 1 (табл. 98, стр. 376[1]);
- коэффициент, учитывающий наклон зуба для прямозубых колес: = 1;
- удельная расчетная окружная сила:
,
- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями:
= 1 (табл. 91, стр. 361[1]);
- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца:
= 1,05 (рис. 58, стр. 368[1]);
- коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении:
,
- удельная окружная динамическая сила:
;
;
;
.
Допускаемое напряжение изгиба зубьев:
,
где - предел выносливости зубьев при изгибе соответствующий базовому числу циклов:
,
- предел изломкой выносливости зубьев:
;
- коэффициент, учитывающий влияние шлифования переходной поверхности зубьев шестерен:
= 1 (для шлифованных);
- коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузок:
= 1 - при двустороннем приложении нагрузок (табл.91, стр. 362[1]);
- коэффициент долговечности для шестерен:
= 1 (табл. 99, стр. 377[1]);
;
- коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности:
= 1 (табл. 91, стр. 363[1]);
- коэффициент, учитывающий градиент напряжений и чувствительность материала к концентрациям напряжений:
= 1 (рис. 60 стр. 369[1]);
- коэффициент безопасности для шестерен:
,
- коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала зубчатого колеса и ответственность зубчатой передачи для шестерен:
= 1,75 (табл. 102, стр. 380[1]);
- коэффициент, учитывающий способ получения заготовки для штамповки:
= 1;
.
Таким образом < , значит, выносливость зубьев при изгибе гарантируется с вероятностью неразрушения более 99%.
1.5.6 Определение параметров зубчатой передачи
Определяем параметры зубчатой передачи.
• число зубьев шестерни: Z1 = 20;
• число зубьев колеса: Z2 = 60;
• модуль: m = 3мм;
• угол профиля зуба: α = 20º
• делительный диаметр: ,
;
,
;
межосевое расстояние: ,
;
• диаметр вершин зубьев: ,
;
,
;
• диаметр впадин: ,
;
,
,
где С радиальный зазор;
• постоянная хорда: ;
• высота до постоянной хорды: .
1.5.7 Расчет подшипников редуктора
Рассчитываем силы действующие на вал:
,
;
,
.
Определяем окружную силу:
;
.
Определяем радиальную силу:
;
.
Определяем эквивалентную динамическую нагрузку:
,
где X – коэффициент радиальной нагрузки:
X = 0,45;
Y – коэффициент осевой нагрузки:
Y = 1,46, (табл. 52, стр. 77[1]);
- коэффициент безопасности:
= 1,2 (табл. 56, стр. 79[1]);
- коэффициент, учитывающий температуру работы подшипника:
= 1 (табл. 57, стр. 79[1]);
- коэффициент вращения:
= 1, при внутреннем кольце вращения по отношению к нагрузке (стр. 60[1]);
.
Определяем величины динамической грузоподъемности по приближенной величине нагрузки:
,
где - коэффициент динамического нагружения, учитывающий безопасность и надежность работы механизма:
= 4,5 (табл. 69, стр. 90[1]);
- коэффициент частоты вращения:
= 0,382 (табл. 65, стр. 86[1]);
.
Согласно динамической грузоподъемности С = 1836,5 кгс.
Выбираем радиальный однорядный подшипник легкой серии типа 60208 ГОСТ7242-70 с размерами d × D × B = 40 × 80 × 18.
Определяем долговечность работы подшипника по формуле:
,
р – показатель степени для шариковых подшипников:
р = 3 (стр. 82[1]);
.
Долговечность работы выбранного подшипника составляет 45416 часов.
1.5.7 Расчет цилиндрической шпонки
Данная шпонка фиксирует кольцо, устанавливаемое на вал и втулку, установленную в отверстие зубчатого колеса. Схема представлена на(рис. 6, приложение В).
Диаметральное сечение проверяют на срез, боковую поверхность на смятие.
Условие прочности диаметрального сечения на срез:
, где
• d – диаметр детали:
d = 46 мм;
• d1 - диаметр шпонки:
d1 = 12мм;
• l – длина шпонки:
l = 84мм;
• - допускаемое напряжение на срез, :
;
• - предел текучести при растяжении:
для стали 45 = 353МПа;
;
.
Условие прочности боковой поверхности на смятие:
,
- допускаемое напряжение на смятие шпонки:
;
.
При выполнении данных условий шпонка обеспечивает надежную работу соединения.
Комментариев нет:
Отправить комментарий