Расчёт редуктора транспортёра энергоузла.

4.5 РАСЧЕТ ТИХОХОДНОГО ВАЛА РЕДУКТОРА

4.5.1 Выбор материала для изготовления вала.
Необходимые данные для расчёта вала принимаем по [1, табл. 8] и по табл. 2, 4:
вращающий момент на тихоходном вале T2 = 200 Нм;
ширина венца зубчатого колеса b2 = 45 мм;
делительный диаметр зубчатого коеса d2 = 224 мм;
окружная сила на колесе Ft = 1786 Н;
радиальная сила Fr = 650 H;
осевая сила Fa = 0 H;
сила давления цепной передачи на вал (направлена под углом θ = 38º к горизонту)
Fц = 2T2/dзв = 2∙200/0,14 = 2857 H,
где dзв диаметр звездочки цепной передачи, dзв = 0,14 м.
Для изготовления вала, в соответствии с рекомендациями, выбираем сталь 45, механи-ческие свойства которой после термообработки приведены в [1, табл. 18]:

σB = 900 МПа;
σT = 650 МПа;
σ-1 = 380 МПа;
τ-1 = 230 МПа.

Учитывая, что выходной конец вала помимо кручения испытывает изгиб от натяжения цепи, принимаем [τ]К = 20 МПа.

4.5.2 Проектный расчёт вала.
Выполняем проектный расчёт вала на кручение для ориентировочного определения диаметра выходного конца вала

мм.

Уточняем диаметр вала по стандартному ряду размеров ГОСТ 6636-69. Выбираем ряд Ra20, [1, приложение 2]. Учитывая, что диаметр вала в месте посадки подшипников будем увеличивать на 35 мм, принимаем расчетный диаметр вала под ступицу звездочки равным ближайшему стандартному значению из ряда Ra20.

dвал = 36 мм.

4.5.3 Эскизная разработка конструкции вала.
Разрабатывают конструкцию вала и по эскизу оценивают его размеры.
Диаметр в месте посадки подшипников
dпод = dвал + (35) = 36 + 4 = 40 мм.
Диаметр в месте посадки колеса увеличиваем на 5 мм, чтобы колесо прошло свободно через посадочное место подшипника
dкол = dпод + 5 = 40 + 5 = 45 мм.
Радиусы галтелей принимаем
r = 1,5 мм.
Конструктивно, учитывая размеры возможного подшипника и ширины зубчатого колеса, назначаем длины l1, l2, l3 (рис. 4).

4.4.2 Определение параметров зацепления.
Выбираем симметричное расположение колёс, как рациональное [1, рис. 3, ст. 23].
Для симметричного расположения колёс относительно опор, принимаем коэффициент нагрузки КН = 1,1.
Принимаем коэффициент ширины колеса по межосевому расстоянию, для симметри-чного расположенного прямозубого колеса ψba = 0,315.
Определяем минимальное межосевое расстояние аω из условия контактной прочности, для прямозубой передачи:

,

где С вспомагательный коэффициент, для прямозубой передачи С = 310;
Т2 вращательный момент на тихоходном валу, Т2 = ТТ = 200 Н∙м = 200∙103 Н∙мм.
Подставив значения, получим

мм

Из рядов стандартных значений по ГОСТ 2185-66 принимаем для прямозубой передачи
[1, табл. 9, ст. 23]
аω = 140 мм.
Определяем нормальный модуль для внешнего зацепления для прямозубой передачи:
mn = (0,010,02)аw, = 0,014∙140 = 1,96 мм.
Расчетное значение модуля округляют до стандартного mn из рядов по ГОСТ 9563- 68,
[1, табл. 10], для прямозубой передачи:
mn = 2 мм
Определяем общее число зубьев шестерни и колеса:
.
Определяем число зубьев шестерни:

Определяем число зубьев колеса:
z2 = zc z1 = 140 − 28 = 112.
Уточняют передаточное число для прямозубой передачи:
.
Расхождение с исходным значением:
% < 3%
Условие выполнено.
4.4.3 Определение основных геометрических размеров прямозубой передачи.


Рис. 2 Геометрические параметры цилиндрической
зубчатой прямозубой передачи.

Основные геометрические размеры передачи определяем в мм с точностью до 3-го знака.
Диаметры делительных окружностей:
d1 = mn z1 = 2∙28 = 56 мм;
d2 = mn z2 = 2∙112 = 224 мм.
Межосевое расстояние:
aω = (d 1+ d2)/ 2 = (56 + 224)/2 = 140 мм.
Диаметры окружностей выступов:
da1 = d1 + 2mn = 56 + 2∙2 = 60 мм;
da2 = d2 + 2mn = 224 + 2∙2 = 228 мм
Диаметры окружностей впадин:
df1 = d1− 2,5 mn = 56 − 2,5∙2 = 51 мм;
df2= d2 − 2,5 mn = 224 − 2,5∙2 = 219 мм.
Ширина зубчатых колес:
b2 = ψba ∙aω = 0,315∙140 = 44,1 мм, принимаем b2 = 45 мм.
b1 = b2 + 5 = 45 + 5 = 50 мм.
Проверяем условие, для пямозубой передачи
b2 = 45 мм < d1 = 56 мм.
Условие выполняеться.
Определяем коэффициент ширины прямозубой шестерни относительно диаметра:
ψbd = b1/d1 = 50/56 = 0,89.
4.4.4 Проверка прочности зубьев по контактным напряжениям.
Определяем окружную скорость прямозубой передачи:
V = ω1∙d1/2 = 46,09∙56∙10−3/2 = 1,29 м/с.
Назначаем степень точности изготовления колес.
При окружной скорости передачи V < 1,5 м/с для прямозубых колес по [2, табл. 2.5, ст. 18] принимаем степень точности по ГОСТ 1643-81 9-тую.
Коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями, KHα = 1,16 [1, табл. 11].
Коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, для симметричного расположения колес принимем KHβ = 1,03 [1, табл. 12].
Динамический коэффициент, для прямозубой передачи KHV = 1,05 [1, табл. 13].
Уточняем коэффициент нагрузки:
K'H = KH α ⋅ KH β ⋅ KHV = 1,16∙1,03∙1,05 = 1,25
Проверяют условие прочности зубьев по контактным напряжениям:

;

Недогрузка составляет:
< 10%,
что укладывается в допуск.
Прочность зубьев по контактным напряжениям для прямозубых передач обеспечена.

4.4.5 Проверка прочности зубьев по напряжениям изгиба.
Определяем по ГОСТ 21354 коэффициенты формы зуба YF1 и YF2 по [1, табл. 14].
для z1 = 28, YF1 = 3,84, [σ]F1 = 270 МПа;
для z2 = 112, YF2 = 3,6, [σ]F2 = 245 МПа.
Проводим сравнительную оценку прочности на изгиб зубьев шестерни и колеса:
[σ]F1 / YF1 = 270/3,84 = 70,3 МПа;
[σ]F2 / YF2 = 245/3,6 = 68,06 МПа.

Дальнейшие расчёты ведутся по минимальному значению т.е. для колеса:
[σ]F2 / YF2 = 68,06 МПа.
Определяем коэффициент нагрузки при изгибе:
K'F = KFα ⋅ KFβ ⋅ KFV = 1,0∙1,063∙1,14 = 1,212,
где KFα коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями, для прямозубых колес KFα = 1,0;
KFβ коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, по [1, табл. 15], KFβ = 1,063.
KFV коэффициент динамичности, по [2, табл. 2.9, ст. 22] KFV = 1,14.
Проверяем условие прочности зубьев на изгиб:


Условие прочности зубьев на изгиб для прямозубой передачи обеспечено.
4.4.6 Определение сил, действующих в зацеплении.



Рис. 3 Силы действущие в зацеплении прямозубой передачи

Определяем окружные силы в прямозубой передаче, (рис. 3):
Ft1 = Ft2 = 2T2/d2 = 2∙200∙103/224 = 1786 Н.
Радиальные силы:
Fr1 = Fr2 = Ft2⋅tgα = 1786∙0,364 = 650 Н,
где α угол зацепления, α = 20о;
Силы нормального давления:
Fn1 = Fn2 = Ft2 /cosα = 1786∙0,94 = 1900 Н.
Составляем сводную таблицу параметров передачи, табл. 4.

Таблица 4
Параметры зацепления
№ п/п Параметр Обозначение Прямозубая
передача
1 Коэффициент ширины колеса ψba 0,315
2 Межосевое расстояние aω, мм 140
3 Модуль зацепления mn, мм 2
4 Суммарное число зубьев zс 140
5 Число зубьев шестерни z1 28
6 Число зубьев колеса z2 112
7 Угол наклона зубьев β, град. 0
8 Уточненное передаточное число u' 4
9 Расхождение с исходным значением Δu, % 0
10 Диаметр делительной окружности шестерни d1, мм 56
11 Диаметр делительной окружности колеса d2, мм 224
12 Диаметр окружности выступов шестерни da1, мм 60
13 Диаметр окружности выступов колеса da2, мм 228
14 Диаметр окружности впадин шестерни df1, мм 51
15 Диаметр окружности впадин колеса df2, мм 219
16 Ширина шестерни b1, мм 50
17 Ширина колеса b2, мм 45
18
18 Коэффициент ширины шестерни ψbd 0,89
19 Окружная скорость V, м/с 1,29
20 Степень точности 9
21 Контактные напряжения σН, МПа 461
22 Недогрузка ΔσН, % -1,3
23 Напряжение изгиба σF, МПА 87
Силы в зацеплении
24 Окружная сила Ft, Н 1786
25 Радиальная сила Fr, Н 650
26 Нормальная сила Fn, Н 1900
27 Осевая сила Fa, Н

1 Расчет редуктора транспортера энергоузла. Методическое пособие по выполнению курсового проекта по дисциплине «Техническая механика» для студентов заочного отделения. М.: МИЭЭ, 2008. 84 с.
2 Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. Пособие для студ. техн. спец. Вузов /П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов. 8-е изд., перераб. и доп. М.: Издательский центр «Академия», 2004. 496 с.
3 Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. Пособие для техникумов. М.: Высш. Шк.., 1991. 432 с.: ил.