Расчет и проектирование зубчатых передач (стр. 3 из 4)

Проверка на долговечность:

С=87100 – динамическая грузоподъемность;

Коэффициенты: Х=0,41; V=1,0; Y=0,87; К_б=1,2; К_т=1.

F_r – радиальная реакции в данной опоре;

F_a- осевая реакция в опоре;

^p=3, для шариковых подшипников.

L=

=16,468;

В часах работы получим:

L=

6593 час;

Таким образом этого ресурса вполне хватит для обеспечения ресурса работы редуктора (Т=6400 час).

Передней опорой основного вала служит роликовый подшипник (радиальный) типа 32124 по ГОСТ 8328-75, подшипник с особо легкой серии.

Проверка на долговечность:

L=

, С = 103000, Р=(X*F_r+Y*F_a)*К_б*К_т;

Коэффициенты: Х=1; F_a=0 (осевая реакция отсутствует);

К_б=1,2; К_т=1; F_r =16516.9 Н;

Р=1*16516,9*1,2*1=19820,28 Н;

L=

=(7.795) =939.124

В часах работы:

L=

=13730 час.

Таким образом, этого ресурса вполне хватает для обеспечения ресурса работы редуктора (Т=6400 час).

Расчет шлицевых соединений

Расчет шлицевого соединения расмотрим на примере колеса. Размеры шлицев выбираются по таблицам стандартов в зависимости от диаметра вала. Боковые поверхности шлицев испытывают напряжение смятия, а в сечениях у их оснований возникают напряжения среза и изгиба.

Схема для расчета шлицевых соединений.

Для шлицев стандартного профиля значение имеют напряжения смятия, которые определяются по формуле:

, где

М_кр – наибольший допустимый крутящий момент, передаваемый соединением;

= (0,7 0,8) – коэффициент, учитывающий неравномерность усилия по рабочим поверхностям зубьев, обычно принимают = 0,75;

F – площадь всех боковых поверхностей зубьев с одной стороны на 1 мм длины, в мм².

F=z*[

]– для прямобочных (прямоугольных) зубьев;

F=0.8*m*z – для эвольвентных зубьев, где m – модуль , z – количество зубьев;

F=

- для треугольных зубьев;

r – радиус закругления, мм; f – радиус фаски, мм; D_в – наружный диаметр зубьев вала, мм; d_а – диаметр отверстия шлицевой втулки;

r_ср =

- для прямобочных (прямоугольных) зубьев;

r_ср =0,5*d – для эвольвентных и треугольных зубьев;

[

] – допускаемое напряжение на смятие.

1)Шлицы на валу-рессоре, идущему от двигателя возьмем эвольвентными:

эв.60×2×28.

Посчитаем эти шлицы на смятие:

М_кр=269,556 Нм = 269,556*10³ Нмм;

[

] =220 (для стали 30ХГСА); = 80^о;

F= 0,8*2*28=44,8 мм; l=34 мм;

r_ср =

мм;

d_a = d_o- x = m*z*cos

- х = 2*28*cos30^o -1 = 47.5 мм;

= = 75.5 < [ ] = 220 ;

Напряжение смятия меньше предельно допустимого почти в 3 раза, следовательно, выбранные шлицы эвольвентного профиля будут нормально работать при таких нагрузках.

2)Шлицы от колеса z₃, которые передают крутящий момент на ступень перебора (z₄): эв. 85×2,5×32.

М_кр = F_t*r₃=5990*0.126 = 754.74 Нм, l = 22 мм (берем из чертежа);

[

] = 300 (для стали 12×2НЧА), = 30^о;

d_a = d_o-X = m*z*cos

-X = 2*32*cos30^o– 1.25 = 54.18 мм;

r_{ср =}

мм;

F = 0.8*m*z= 0.8*2*32 = 51.2 мм;

= < [ ] = 300 .

Следовательно,

не превышает допустимого значения.

3)Шлицы, передающие крутящий момент от колеса z₆ на главный вал, берем эвольвентные: эв. 95×2,5×36.

М_кр = F_t*r₆ = 9875*0.126 = 1244,25 Нм;

l = 22 мм; m = 2.5; z = 36; D_c = 95 мм; X = 1.25 мм.

d_a = d_c – X = m*z*cos30^o – 1.25 = 2.5*36*cos30^o – 1.25 = 76.7 мм;

r_ср =

мм;

F = 0.8*m*z = 0.8*2.5*36 = 72 мм;

= < [ ] = 380 (сталь 38ХМЮА).

То есть шлицы выдерживают данный режим работы.

4)Шлицы, передающие крутящий момент от водила к основному валу –

эвольвентные: эв. 45×2,5×18.

М_кр = 1078,2 Нм, l = 35 мм; m = 2.5; z = 18; X = 1.25 мм;

d_a = d_o – X = m*z*cos30^o– X = 2.5*18*cos30^o – 1.25 = 37,72 мм;

r_ср =

мм;

F = 0.8*m*z = 0.8*2.5*18 = 36 мм²;

;

= = = 371,65 < [ ] =410 -

(применяем сталь 30ХГСАУ).

С расчета следует, что выбранные шлицы вполне выдерживают данные напряжения смятия, возникающие при работе редуктора.

Расчет болтового соединения

Расчет болтового соединения проводим для фланца (на конце основного вала), предназначенного для передачи крутящего момента от вала редуктора к тяговому винту.

Предположим, что болтовое соединение выполнено без зазора группой болтов.

При расчете прочности соединения не учитываются силы трения в стыке, так как затяжка в данном болтовом соединении не обязательна. Стержень болта рассчитывают на напряжения среза и смятия.

Схема для расчета болта, поставленого без зазора при поперечной нагрузке.

Рис.4.Эпюры напряжений сжатия стержня болта

а) действительное Рис. 4-5 б) расчетное

Условия прочности по напряжениям среза:

.

Где i – число плоскостей среза (i=1);

- диаметр болта (d_o=16);

,

где z – количество болтов;

; ; м (по чертежу)

N- мощность двигателя, кВт;

n- частота вращения винта, об/мин.

Н.

Подставим в формулу для

.

МПа, МПа ( для стали 40ХН).