Проектирование привода к лесотаске. Аманбай Б ММГ-18-2Р ОКДМ. П роектирование привода

• Название: П роектирование привода
• Анкор: Проектирование привода к лесотаске
• Дата: 12.04.2021
• Размер: 0.58 Mb.
• Имя файла: Аманбай Б ММГ-18-2Р ОКДМ.docx
• Тип: Пояснительная записка; #194016
• страница: 3 из 5

3.2. Проверочный расчет косозубых цилиндрических передач
Проверочный расчет проводим в соответствии с ГОСТ 21354-87

1. Расчетная зависимость для проверки передачи на контактную выносливость зубьев имеет вид

(16)
2. Определяем коэффициенты

-коэффициент, учитывающих форму сопряженных поверхностей зубьев.
(17)
где - угол наклона зубьев, - угол зацепления.

При коэффициенте смещения инструмента угол зацепления ,

Имеем
(18)
В нашем случае

- коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес, МПа^1/2.
(19)

где:

- приведённый модуль упругости; -коэффициент Пуассона,
(20)
Для пары стальных колес имеем ; ,тогда


-коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий.
(21)
- для косозубых колес

где _ – коэффициент торцового перекрытия зубьев.
(22)
Z₁; Z₂ – числа зубьев, соответственно, шестерни и колеса;

 – делительный угол наклона зубьев

К_ -коэффициент, учитывающий осевое перекрытие зубьев _ в косозубых передачах. Значение К_ принимаем в зависимости от _

Принимаем К_ =0,95

Для зубьев колес, нарезанных без смещения режущего инструмента, при <20⁰ коэффициент торцового перекрытия _ составляет



3. Окружная сила
(23)
T₁ и T₂– крутящие моменты на шестерни и колесе соответственно.

4. Коэффициент нагрузки
(24)
K _А – коэффициент внешней динамической нагрузки; K _HV – коэффициент динамичности нагрузки, возникающей в зацеплении взаимодействующих колёс передачи; K _Hβ –коэффициент концентрации нагрузки по длине контактных линий зубьев.

При равномерном режиме работы электродвигателя коэффициент K _А выбирают в зависимости от режима работы рабочего органа: K _А = 1,0 – равномерный режим.

Определяем коэффициент концентрации нагрузки K _Hβ

Для прирабатывающихся зубьев колес (хотя бы одно из колес имеет твердость зубьев менее 350HB) при переменной нагрузке
(25)
где - коэффициент начальной концентрации нагрузки, выбираемый по таблице в зависимости от и расположения шестерни относительно опор вала;

-коэффициент, учитывающий влияние переменного режима нагружения на степень прирабатываемости колёс.
(26)
Здесь Ti, ti - крутящий момент и время его действия на i-й ступени блока нагружения. Тном – номинальный момент, t – срок службы передачи.

В нашем случае . Значит


Определяем коэффициент динамичности нагрузки КНV.

При таком значении скорости принимаем 9-ю степень точности.

Тогда

Коэффициент нагрузки




Недогрузка передачи составляет


Величина что недопустимо и указывает на возможность уменьшения габаритов передачи.

Изменим ширину зубчатых колес, примемψ_a=0.25. Тогдаa₂=32 , a₁=40
Уточняем коэффициент нагрузки . При отношении



имеем

, тогда



Коэффициент нагрузки



Проверяем передачу на изгибную выносливость зубьев
1. Запишем условие прочности по напряжениям изгиба для зубьев колеса и шестерни

(27)

Пользуясь рекомендациями, считаем коэффициент концентрации нагрузки и коэффициент динамичности нагрузки

Коэффициент формы зуба и находим в зависимости от числа зубьев рассчитываемого колеса и коэффициента смещения режущего инструмента

Эквивалентное число зубьев для косозубых колес


Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев:

, где - коэффициент, учитывающий многопарность зацепления;

- коэффициент, учитывающий осевое перекрытие зубьев; - коэффициент торцевого перекрытия.

Для передач, применяемых в редукторостроении можно принимать , тогда

В нашем случае

Коэффициент, учитывающий угол наклона зубьев:

Условие прочности имеет вид
(28)
Допускаемые изгибные напряжения [σ_F]₁=280, [σ_F]₁=260

;
;
(29)

Следовательно, на изгибную выносливость проверяем зубья шестерни.




Допускается перегрузка 5% но, несмотря на значительную недогрузку уменьшать модуль и ширину колес нельзя.

Проверяем передачу на прочность зубьев при пиковых перегрузках.
, (30)

σ_H=461
Тогда.

Следовательно, местная пластическая деформация зубьев будет отсутствовать.

Проверим на изгибную прочность при пиковой перегрузке

.


Объемная пластическая деформация зубьев будет отсутствовать
3.3 Геометрические характеристики зацепления
Расчет геометрических характеристик передачи внешнего зацепления рассчитывают по ГОСТ 16532-70. Для рассчитываемой передачи имеем геометрические параметры: , m_n=2, d₁=55; d₁=195; b₁=40, b₂=32 a_w=225 .

Определяем основные размеры шестерни и колеса.

1.Диаметры окружностей вершин зубьев:
(31)

(32)
где - коэффициент головки зуба исходного контура.

В соответствии с ГОСТ 13755-81 у исходного контура с , имеем ;

x– коэффициент смещения режущего инструмента.

В нашем случае
d_a1=55+2(1+0)×2=59
d_a1=195+2(1+0)×2=199
2.Диаметры впадин зубьев.
(32)
(33)
где - коэффициент радиального зазора исходного контура

Согласно ГОСТ 13755-81 имеем
d_a1=55-2(1+0.25-0)×2=50
d_a1=195-2(1+0.25+0)×2=190
3.4 Расчёт валов.
Расстояния (мм) ведущего вала можно принимать по ориентировочной рекомендации [7, стр. 284] в зависимости от передаваемого момента:

, (34)

где – длина ступицы колеса:

L₁=b+(5+10) (35)

– зазор между зубчатыми колесами и внутренними стенками корпуса редуктора: . В данном случае x=10

W₁=30; T₁=56.1 H×мм; l₁=100; . f₁=60



Рисунок 1-Расчетная схема быстроходного вала

1. 
   Определяем согласно расчетной схеме реакции опор в горизонтальной плоскости из условия равновесия:
   

ΣM_A=F₁(l+f)-O_Al-F_t1×l/2


отсюда
Первоначальное направление реакции ХВ выбрано верно.

ΣM_B=X_Al+F ₁f+F_t1×l/2=0


Проверка:
.

2. 
   Определяем реакции опор в вертикальной плоскости из условия равновесия
   

(37)



Проверка:
.
Радиальная нагрузка на опору А


Радиальная нагрузка на опору В

Определяем изгибающие моменты в характерных сечениях вала:

Изгибающие моменты в горизонтальной плоскости:

- для среднего сечения шестерни
I=Xa×l/2=-1379×.0,1/2=-69
- под подшипником В
I_B=Fa×f=638×.60×10^-3=-38.3
- под подшипником А

I_A=0

- под звездочкой цепной передачи
I_A=0.5×I_B=0.5×38.3=19.15

3.5 Подбор шпоночных соединений для быстроходного вала
1) Под звездочкой:

d=25 мм, по ГОСТ 23360-78; b×h=7×8 t=4

Определим расчетную длину шпонки по формуле:
(38)


l=l₀+b=13+8=22
3.6 Подбор шпоночных соединений для тихоходного вала
1) Под колесом:

d=45 мм, по ГОСТ 23360-78 b×h=7×8 t=4

Определим расчетную длину шпонки:


l=l₀+b=19+14=33

3.7 Проверка быстроходного вала

Определяем нормальные напряжения под шестерней, концентратор напряжений – галтель.

и - амплитуды напряжений цикла
σ_a=M/(0.1d³)=69/(0.1×0.03³)=22.2
τ_a=0.5T/(0.2d³)=0.5×56.4/(0.2×0.03³)=5.2

Эффективные коэффициенты концентрации нормальных К_ и касательных К_ напряжений для сечений с геометрическими источниками концентраций этих напряжений (галтели, канавки, проточки, шпоночные пазы и т.д.) определяют по таблицам ГОСТ 25.504 – 82 в зависимости от вида концентратора, его размеров и предела прочности _в материала вала.



Масштабные факторы для вала d=30 мм по [7, стр. 292]: .

Коэффициенты, учитывающие влияние постоянной составляющей цикла для легированных сталей: [7, стр. 292].

- коэффициенты, учитывающие влияние шероховатости




3.8 Проверка тихоходного вала
Определяем нормальные напряжения под колесом, концентратор напряжений – шпоночная канавка.

, (39)



(40)


τ_a=194.2/2×7.6×10^-6=5.9

Эффективные коэффициенты концентрации нормальных К_ и касательных К_ напряжений

Масштабные факторы для вала d=45 мм по [7, стр. 292]: .

Коэффициенты, учитывающие влияние постоянной составляющей цикла для легированных сталей: [7, стр. 292].

- коэффициенты, учитывающие влияние шероховатости



В обоих случаях выносливость валов обеспечена.