По исходным данным межосевое расстояние aw, другие геометрические параметры, силы в зацеплении, проверки по контактным и изгибным напряжениям рассчитаны в программе DМ-21 в системе BASIC. Распечатки компьютерных данных приведены в приложении А.
m=(0,01…0,2)aw. (3.9)
b=
aw. (3.10)Суммарное число зубьев при угле наклона колес с раздвоенной ступенью b=35°:
zS=2 awcosb/m, (3.11)
z1=zS/(u+1). (3.12)
z2= zS-z1, (3.13)
b=arcos(mzS/2aw), (3.14)
d=mz/cosb. (3.15)
da=m(z/ cosb+2). (3.16)
df= m(z/ cosb-2,5). (3.17)
u=pd1n1/60000. (3.18)
Ft=T2/d2. (3.20)
Fr=Fttga/cosb, (3.21)
где a- угол профиля; a=20°[15].
Fa=Fttgb. (3.22)
zn=z/cos3b. (3.23)
Коэффициент формы зуба Yfиз таблицы 4.13 [15].
Yb=1-b/140. (3.24)
Основные геометрические и силовые параметры всех четырех вариантов зацепления сведены в таблицу 3.1.
Таблица 3.1 - Основные геометрические и силовые параметры
Параметры | МП-250-1,2 | МП-250-1,4 | МП-250-1,6 | МП-250-1,8 |
Частота вращения двигателя, об./мин | n2=1230 | n2=1050 | n2=930 | n2=820 |
Передаточные числа | 1,20 | 1,41 | 1,59 | 1,80 |
Крутящий момент на тихоходном валу, Н·м | 3106 | 3638 | 4108 | 4659 |
Крутящий момент на быстроходном валу, Н·м | 2478 | 2478 | 2478 | 2478 |
Межосевое расстояние, мм | 250 | 250 | 250 | 250 |
Модуль зацепления, мм | 4 | 4 | 4 | 4 |
Число зубьев шестерни | 46 | 43 | 39 | 36 |
Число зубьев колеса | 56 | 59 | 63 | 66 |
Угол наклона β | 35º 18’ 8" | |||
Ширина венца шестерни, мм | 200 | 200 | 200 | 200 |
Ширина венца колеса, мм | 200 | 200 | 200 | 200 |
Окружная скорость, м/с | 17,5 | 16,3 | 14,8 | 13,7 |
Окружное усилие, кН | 22,6 | 25,2 | 26,6 | 28,8 |
Радиальное усилие, кН | 10,1 | 11,2 | 11,9 | 12,8 |
Осевое усилие, кН | 0 | 0 | 0 | 0 |
Примечания.
1. По сравнению с компьютерными распечатками увеличена ширина венцов полушевронов с 70 до 100 мм. Это привело к уменьшению рабочих напряжений. Недогрузка по контактным напряжениям составляет 19 %, по изгибным напряжениям - 76 %.
2. В одновременном зацеплении находятся 4-5 пар зубьев, что свидетельствует о высокой плавности работы зацепления.
Вывод. Контактная и изгибная прочность достаточна, так как напряжения ниже допускаемых.
Исходные данные.
Момент на быстроходном валу Т1 = 2478 Н·м.
Момент на тихоходном валу принят максимальный из четырех значений при u=1,8 Т2 = 4659 Н·м.
где
- допускаемое касательное напряжение; =15 МПа [15]. =114,5 мм.Принято d=115 мм. Диаметры шеек под подшипники d1=95 мм. Выходной конец - конический с наибольшим диаметром d2=90 мм и конусностью 1:10 (рисунок 3.1).
Они зависят от некоторых конструктивных элементов.
Суммарная длина ступиц колес lстS=2(b+20)=2(100+20)=240 мм.
d=1,2
9,91 мм. (3.27)Принято d=12 мм.
Расстояние от торцов колес до внутренних стенок D=10 мм, расстояние от стенки корпуса до торцов подшипников D2=7 мм. Приняты роликоподшипники 2219 с В=32 мм без буртов на наружных кольцах. Компоновка выполнена в компьютерном варианте. Расстояния от середин венцов колес до середин подшипников l1=87 мм. Расстояние между серединами колес l2=140 мм. Расстояние от середины подшипника до середины консоли с полумуфтой l3=140 мм. Вследствие несоосности соединяемых валов на их консольные участки действует дополнительная сила Fм. Сила от несоосности муфты [9]
FМ=0,5Fсм=0,5×2T2/Dо, (3.28)
где Dо- диаметр отверстий под пальцы МУВП, Dо=280 мм [10].
FМ=4659×103/280=14640 Н=14,6 кН.
m2=Fad2/2=9,4×308,822=1451 Н×м.
Расчетные схемы в направлениях Х и Z представлены на рисунке 3.1.
Sm1=О; R2z×(2l1+l2)+m2-Fr(l1+l2)-m2- Frl1=0, откуда
R2z=
кН. (3.30)Так как схема симметрична (рисунок 3.1), R1z= R2z=5,9 кН.
M3= R1zl1=5,9×87=513 Н×м (3.31)
=M3+m2=513+1451=1964 Н×м.Аналогично M4=513 Н×м,
=1964 Н×м. Эпюра момента Мz представлена на рисунке 3.1.Реакции опор в направлении Х (горизонтальном).
Расчетная схема на рисунке 3.1.
SМ1=0; -FMl3+R2x(2l1+l2)-Ft(l1+l2)-Ftl1=0,
кН. (3.32)S Х=0; -2Ft+R2xR1x -FM=0.
R1x=2Ft+FM-R2x=2×13,3+14,6-19,8=21,4 кН. (3.33)
M3=R1Xl1=21,4×87=1862 Н×м. (3.34)
M4=R1X(l1+l2)-Ftl2=21,4(87+140)-13,3×140=2996 Н×м.
M2=-FMl3=-14,6×140=-2044 Н×м.
Эпюра моментов Мх на рисунке 3.1.
Приведенные моменты
Н×м. (3.35) Н×м.Эпюра крутящих моментов на рисунке 3.1.
Диаметр вала под колесом:
, (3.36)где
- допускаемое напряжение на изгиб при знакопеременной нагрузке; принято =50 МПа [6]. мм.Принято d1=115 мм из соображений повышенной прочности и высокой жесткости ответственной детали.
Диаметры шеек подшипников d1=95 мм, наибольший диаметр выходного конца 90 мм при конусности 1:10.
Тихоходный вал принят плавающим на роликоподшипниках без буртов на наружных кольцах.
Радиальные нагрузки на подшипники
кН. (3.37) кН.Частота вращения вала n2=930 об/мин.
Диаметры шеек d2=95 мм.
где kd- коэффициент нагрузки; принято kd =1,3 [15].
P=22,2×1,3=28,86 кН.
Сп=22,86×(60×930×5000/106)3/10=149,37 кН. (3.39)
Принят подшипник 2219 со следующими характеристиками: d´D´B=95´170´34; С=165 кН [10].
Фактический ресурс
Lh=106(C/P)3.33/60n=106(195/28,86)3,33/60×930=5954 ч. (3.40)
Ресурс подшипников приемлем.
Под обоими колесами принята общая призматическая шпонка b´h´l=25´14´210. Рабочее напряжение смятия на боковых поверхностях шпонки и ступицы
, (3.41)где
- расчетная длина шпонки; t2 - глубина паза ступицы, t2 =5,4 мм [15]. = =210-25=185 мм. (3.42)