Проектирование привода галтовочного барабана для снятия заусенцев после штамповки

Проверочный расчет передачи

Проверка  зубьев передач по контактным напряжениям

 

Расчетное контактное напряжение:

                                (2.32)

Для косозубых колес:

                                                      (2.33)

Для косозубых и шевронных  колес при твердости зубьев >350 HB:

Определяем коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий .

                                           (2.34)

Принимаем

Определяем расчетное  контактное напряжение:

Проверим условие прочности:

                                          (2.35)

 Проверка зубьев передач  по напряжениям изгиба

Расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса:

                                         (2.36)

Для косозубых колес  принимаем коэффициент, учитывающий  распределение нагрузки между зубьями:

при степени точности, равной 9

Коэффициент, учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку, для косозубых  колес при твердости >350 HB:

Определяем коэффициент, учитывающий неравномерность распределения  нагрузки по длине контактных линий:

                                    (2.37)

Определяем коэффициент, учитывающий наклон зуба:

                                          (2.38)

Определяем приведенное  число зубьев колеса:

                                        (2.39)

Коэффициент формы зуба:

Расчетное напряжение изгиба в зубьях шестерни:

                                                      (2.40)

Приведенное число зубьев шестерни:

                                          (2.41)

Т.к. соблюдаются требования:

то условие прочности  по изгибающим напряжениям выполнено.

 

3 Эскизное проектирование редуктора

Предварительный расчет валов

Основными материалами  для валов и осей служат углеродистые и легированные стали. Для осей и валов, диаметры которых определяются, в основном, жесткостью, применяют углеродистые конструкционные стали Ст4, Ст5 без термообработки. В ответственных и тяжело нагруженных конструкциях, когда основным критерием является прочность, используют термически обрабатываемых среднеуглеродистые и легированные стали 40, 45, 40Х, 40ХН и др.

Для компенсации изгибающих напряжений и других неучтенных факторов, принимают значительно пониженные значения допускаемых напряжений кручения, например МПа. Меньшие значения допускаемых напряжений кручения принимают для быстроходных валов, большие значения – для тихоходных валов.

Определяем диаметр  ведущего вала:

                                (3.1)

Принимаем стандартное значение диаметра вала:

Определяем диаметр  ведомого вала:

                                (3.2)

Принимаем:

Выбор подшипников

Посадочные диаметры под подшипники ведущего и ведомого валов:

                                          (3.3)

Посадочный диаметр  под зубчатое колесо:

                                           (3.4)

По посадочным диаметрам и выбираем из табл. 3.1 радиальные шариковые подшипники.

Рис. 2 – Подшипник шариковый радиальный

 

Таблица 2– Основные параметры выбранных подшипников

Вал	Условное обозначение  подшипника	Размеры, мм			Грузоподъемность, кН
		d	D	В	Динамическая, С	Статическая, С0
Ведущий (1)	306	30	72	19	28,1	14,6
Ведомый (2)	308	40	90	23	41,0	22,4

 

4. Конструктивные размеры вала-шестерни, ведомого вала и зубчатого колеса

Цилиндрическая поверхность  выходного конца вала является посадочной поверхностью под полумуфту

Для ведущего вала (для  ):

Определяем диаметр  буртика под подшипник:

                                      (4.1)

Принимаем

Для ведомого вала (для  ):

Определяем посадочный диаметр под колесо:

                                      (4.2)

Принимаем

Определяем диаметр  буртика под подшипник:

                                     (4.3)

Принимаем  

Зазор между поверхностями  вращающихся деталей редуктора и внутренними поверхностями стенок его корпуса:

                                                       (4.4)

Расстояние между внешними поверхностями деталей передач:

                           (4.5)

Принимаем и

Расстояние между торцами  подшипников вала-шестерни:

                                        (4.6)

Длина ступени вала-шестерни под уплотнение крышки с отверстием и подшипника:

                                     (4.7)

Длину выходного конца  вала-шестерни под шкив ременной передачи выбираем по диаметру :

принимаем

Длина выходного конца ведомого вала под полумуфту:

Определяем длину шпоночного паза на выходном участке вала-шестерни:

                                        (4.8)

Длина шпоночного паза на выходном конце ведомого вала:

                                         (4.9)

Диаметр ступицы колеса:

                              (4.10)

Принимаем

Длину ступицы колеса принимаем равной ширине колеса:

Толщина обода:

                              (4.11)

Принимаем

Толщина диска зубчатого  колеса:

                               (4.12)

Принимаем

Длину посадочной поверхности под зубчатое колесо на ведомом валу назначаем на (2…3) мм меньше .

Принимаем .

 

5. Основные конструктивные размеры корпуса редуктора

 

Корпус редуктора предназначен для размещения и координации, организации системы смазки деталей зубчатых передач и защиты их от загрязнения. Корпусом воспринимаются силы, возникающие в зубчатом зацеплении, реакции опор.

Толщину стенки редуктора  назначают равной 6 мм и более, согласно требованиям технологии литья и условиям необходимой прочности и жесткости.

Определяем толщину  стенки корпуса редуктора:

                                     (5.1)

Принимаем

Диаметр винтов крепления  крышки редуктора к основанию  корпуса:

                                  (5.2)

Принимаем (т.е. с резьбой М10).

Диаметр винтов крепления  редуктора к фундаменту (или раме):

                                      (5.3)

Принимаем

Длина фланца корпуса  редуктора:

                                           (5.4)

Ширина фланца корпуса  редуктора:

                                  (5.5)

Принимаем

Расстояние между дном корпуса редуктора и нижней точкой поверхности колеса:

                                              (5.6)

 

6 Проверка долговечности подшипников

 

Пригодность подшипника определяют сопоставлением долговечности в часах соответствующего выбранного подшипника с заданным сроком службы (в часах) всего редуктора , т. е. подшипник считают годным, если выполняется условие:

 Определение расстояний между  линиями действия сил в  зацеплении и реакций опор

Радиальную реакцию  подшипника считают приложенной  к оси вала в точке пересечения  с ней нормали, проведенной через  середину контактной площадки. Для  радиальных подшипников эта точка  расположена на середине ширины подшипника

При установке радиальных подшипников расстояние от плоскости приложения сил в зацеплении до точки приложения радиальной реакции в опоре определяется по формуле:

• на ведущем валу

                                              (6.1)

• на ведомом валу

                                           (6.2)

 

 

 

 

 

Определение реакций опор

 

Рис.3 – Расчетные схемы ведущего и ведомого валов

 

Быстроходный  вал:

В плоскости YOZ:

                                       

Проверка:

В плоскости XOZ:

Проверка:

Результирующие реакции  в опорах 1 и 2 определяем по теореме  Пифагора:

Тихоходный  вал:

Плоскость YOZ:

Проверка:

Плоскость XOZ:

Проверка:

Результирующие реакции  в опорах 3 и 4:

Определение суммарных реакций

На выходные концы  валов действуют консольные нагрузки со стороны ременных, цепных передач, соединительных муфт и т.д.

 

Рис.4 – Схема к определению реакций, возникающих в опорах ведущего вала от консольной силы

 

                       (6.3)

На выходной конец  ведомого вала со стороны зубчатой муфты действует изгибающий момент:

                                (6.4)

Реакции опор 3 и 4 от момента  :

                                     (6.5)

 

Рис. 5 – Схемы к определению полных реакций в каждой опоре ведущего вала

 

Суммарные реакции опор ведущего вала:

Суммарные реакции опор ведомого вала:

Определение долговечности подшипников

Ведущий вал

Проверяем подшипник шариковый 306 с динамической грузоподъемностью и статической .

Определяем отношение:

                                                (6.6)

Этому отношению соответствует .

Отношение:

По этому эквивалентная нагрузка остается прежней, т.е. .

Долговечность в млн.об:

                        (6.7)

Долговечность в часах:

                   (6.8)

Что больше срока службы всего редуктора  .

Т.е. подшипник 306 пригоден для ведущего вала.

Ведомый вал