2.8 Проверка зубьев на выносливость по контактным напряжениям

      2.8.1 Определяем коэффициент расчетной нагрузки

      К_н = К_нβ х К_нv       ([2] стр.127)

      Ранее было найдено: К_нβ =1,04

      Для того, чтобы найти коэффициент  динамической нагрузки по контактным напряжениям К_нv необходимо определить окружную скорость ведомого вала:

      

      Учитывая, что V₂ = 2,6 м/с, по табл. 8.2 [2] назначаем 9^ую степень точности.

      Далее по таблице 8.3 [2] находим К_нv = 1,17

      К_н = 1,04 х 1,17 =1,21

      2.8.2 Определяем расчетные контактные напряжения

      по  формуле 

        

      

                  2.8.3 Проверочный расчет по напряжениям изгиба:

      

      расчет  по шестерне.

           

      

      

           где

      К_F – коэффициент расчетной нагрузки 

      К_Fβ – коэффициент концентрации нагрузки  

      К_FV – коэффициент динамической нагрузки, по таблице 8.3 [2]

      

        

      Условие выполнено.

 

      

      3 РАСЧЕТ ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧИ

       

      3.1 Коэффициент эксплуатации передачи

      К_э= К_д ·К_а ·К_м ·К_рек ·К_с ·К_реж

      где

      К_д – коэффициент динамической нагрузки;

      К_а – коэффициент межосевого расстояния;

      К_м – коэффициент наклона передачи к горизонту;

      К_рек – коэффициент регулировки цепи;

      К_с – коэффициент смазки и загрязнения;

      К_реж– коэффициент режима работы.

      К_д =1,2

      К_а =1

      К_м =1

      К_рек =1

      К_с =1,3

      К_реж =1 (табл. 13.2, 13.3,/2/)

      К_с – коэффициент числа зубьев;

      К_реж– коэффициент частоты вращения

      К_э= 1,2*1*1*1*1*1,3=1,56

      3.2 Число зубьев

      Z₁ =25 (c. 286, /2/).

      Z₂ = Z₁ ·U =25*2,9=72,5   принимаем равным 72

      3.3 Расчетная мощность передачи

      Р_Р =Р₁· К_э· К_z· К_п

      где

      Р₁=7.16 кВт

      К_э=1.56

      К_z=1

      K_п=1,1

      Р_Р =7.16*1.56*1*1,1=12.28 кВт

      3.4 Выбор цепи:

        Приводная роликовая однорядная цепь

      ПР-25,4-56700: Р_ц=25,4 мм, d= 7,95 мм, B= 22.61 мм, [P_р ] =11 кВт (табл. 13.4,/2/).

      3.5 Геометрические параметры передачи

      а=40*Р_ц =40 * 25,4=1016 мм

      

      

      L_р=130  

      

      

      

      На 5мм. уменьшаем и получаем а=1628.3 мм

      3.6 Диаметр звездочек

      

      3.7 Проверка износостойкости шарниров цепи

                     

      Р -удельное давление в шарнире цепи

      F_t - полезная нагрузка

      B= 22.61мм

      d= 7.95мм 

      [P] – допускаемое давление в шарнире цепи.

        

      Работоспособность цепи обеспечена.

 

      

      4 РАСЧЕТ ВЫХОДНОГО ВАЛА РЕДУКТОРА

      4.1 Проектный расчет вала

                                                                                                мм. Принимаем 55

       мм.

       мм.

      4.2 Определение реакций в опорах вала

      

      

        

      В вертикальной плоскости:

      

      

       

              В горизонтальной плоскости:

      

            

           

        R_a

      R_b

      4.3 Определение суммарных изгибающих  моментов

                            Рисунок 2 Эпюры моментов

      5 ПОДБОР И РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ

      5.1 Выбор подшипника.

      Учитывая сравнительно небольшую осевую силу назначаем по [10] для ведомого вала шариковые радиальные однорядные подшипники легкой серии, условное обозначение 212 со следующими характеристиками:

      Внутренний  диаметр подшипника, d = 60 мм;

      Наружный  диаметр подшипника, D =110 мм;

      Ширина  подшипника, B = 22 мм;

      Фаска подшипника, r = 2,5 мм;

      Динамическая  грузоподъемность: C_r = 52 кН

      Статическая грузоподъемность: С_о =31 кН

      5.2 Определяем эквивалентную радиальную нагрузку

        по формуле:

      R_E = (XVR_r+YR_a) ∙ К_б ∙ К_т      (16.29 [2])

      Для чего находим суммарную радиальную реакцию в опоре Д:

      

      При этом по табл. 16.5 [2]:

      Коэффициент радиальной силы Х = 1

      Коэффициент осевой силы Y = 0

      По  рекомендации к формуле 16.29 [2]:

      К = 1 – температурный коэффициент;

      К_б = 1,3 – коэффициент безопасности;

      R_E = 1 ∙ 1 ∙ 4762,5 ∙1,3 ∙ 1 = 8863,4Н

 5.3 Определяем расчетную долговечность (ресурс) подшипника (ч):

      

p- показатель степени р=3-для шариковых радиальных подшипников

а₂₃- коэффициент, характеризующий совместное влияние на ресурс

подшипника качества металла колец, тел качения и условия эксплуатации.

         а₂₃ = 0,75

5.4 Оцениваем пригодность намеченного типоразмера подшипника 

Подшипник пригоден, если расчетная долговечность больше или равна

требуемой: 

                                                  L_10ah≥ L^!_10ah

L^!_10ah – требуемая долговечность 

                                            L_10ah=13831ч> L^!_10ah=7500ч

     т.к.  расчетная долговечность больше  требуемой, то поэтому данный  подшипник      

   обозначением 212 пригоден для работы.

      6 ПОДБОР И ПРОВЕРКА  ШПОНОК

 

      6.1 По ГОСТ 23360-78 подбираем призматическую шпонку под цилиндрическое колесо.

      Диаметр вала под колесо d_к = 65 мм;

      Длина ступицы колеса d_стк = 68 мм;

      Выбираем  шпонку в х h x l = 18 х11 х 70

       6.1.1 Проверяем длину  шпонки из условия  прочности на смятие

      

      Допускаемое напряжение = 110 МПа

      Условие прочности выполняется.

    6.2 Подбираем шпонку  на выходной конец  тихоходного вала  под звездочку

      d_ш = 55 мм

      Выбираем  шпонку в х h х I =16 x 10 x 50

      6.2.1 Проверяем длину  шпонки из условия прочности на смятие

        

      Условие прочности выполняется.

 

      

      7 РАСЧЕТ ЭЛЕМЕНТОВ  КОРПУСА

 

      7.1 Расчет толщины стенок редуктора

      Толщину стенок редуктора най дем по формуле:

                                       =0.025·aw + 1;                                     [7.1]

      Где aw  - межосевое расстояние валов редуктора

                                    =0.025·170 + 1=5,25 mm;                                    

      Для удобства сборки корпус выполнен разъемным. Плоскости разъемов проходят через оси валов и располагаются параллельно плоскости основания.

      Для соединения нижней, верхней частей корпуса и крышки редуктора по всему контуру разъема выполнены  специальные фланцы, которые объединены с приливами и бобышками для подшипников. Размеры корпуса редуктора определяются числом и размерами размещенных в нем деталей и их расположением в пространстве.

      

      К корпусным деталям относятся  прежде всего корпус и крышка редуктора, т.е. детали, обеспечивающие правильное взаимное расположение опор валов и воспринимающие основные силы, действующие в зацеплениях.

      Корпус  и крышка редуктора обычно имеют  довольно сложную форму, поэтому их получают методом литья или методом сварки (при единичном или мелкосерийном производстве).

 

      

      8 СМАЗКА РЕДУКТОРА 

      В настоящее время в машиностроении широко применяют 

      картерную систему смазки при окружной скорости колес от 0,3 до 12,5 м/с. В корпус редуктора заливают масло так, чтобы венцы колес были в него погружены. При их вращении внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которые покрывают поверхность расположенных внутри деталей.