Расчет редуктора приборного типа

 2.7.3. В соответствии с толщиной большего подшипника (№4) выбираем толщину пластин редуктора:

подшипник №4(1000094):     B = 4.0 (мм);

Принимаем толщину пластин редуктора равной В¢ = 4.5 (мм).

3. Проверочный силовой расчёт выходной зубчатой передачи.

Сделаем проверочный силовой расчёт на выносливость выходной зубчатой передачи по изгибной усталости.

Условие прочности:

, (3.1)

где  - напряжение при изгибе;

       [] - предельно допустимое напряжение при изгибе, определяемое по формуле:

для колеса:          (3.2.1),

для шестерни:                                              (3.2.2);

где  sT- предел текучести материала (в Н/мм2);

   sB - предел прочности материала (в Н/мм2);

        s-1 – предел выносливости материала, определяемый по формуле:

,     (3.2.3)

        Sn  - запас прочности;

       kFC = 0.8 - коэффициент, учитывающий влияние реверсивности передачи;

   m - модуль зубчатого колеса;

   YF - коэффициент, учитывающий влияние формы зуба;

   WFt -удельная, нагрузка по ширине зуба, определяемая по формуле:

  (3.3)

где T – крутящий момент, действующий на зубчатое колесо;

       kF - коэффициент, учитывающий влияние неравномерности распределения нагрузки;

 ,  (3.4)

где  - коэффициент, учитывающий влияние неравномерности распределения нагрузки между зубьями;

   - коэффициент, учитывающий влияние неравномерности распределения нагрузки по ширине зуба;

   - коэффициент, учитывающий влияние динамической нагрузки;

   bw - рабочая ширина венца зубчатой передачи;

   dw=d - диаметр делительной окружности зубчатого колеса.

1). Проведём расчёт на выносливость колеса.

Материал колеса: Бр. ОЦ 4-3т

Мпа;

Мпа;

По формуле (3.2.1) определяем  :

По [3]:                         =1;           =1.02;

По формуле (3.4) определяем :

=1×1.02×1.089=1.11

По формуле (3.3) определяем :

;

По [3]:             для z = 117;

По формуле (3.1) определяем :

133.56 < 139.2    т.е. < ;

Условие прочности выполняется.

2). Проведём расчёт на выносливость шестерни.

Материал шестерни: Сталь 40ХН, обработка - улучшение

МПа;

          Sn = 1.1

По формуле (3.2.3) определяем:

По формуле (3.2.2) определяем:

По [3]:                         =1;           =1.02;

По формуле (3.4) определяем :

=1×1.02×1.508=1.538;

По формуле (3.3) определяем :

;

По [3]:             для z = 20;

По формуле (3.1) определяем :

258.77 < 381.8    т.е. < ;

Условие прочности выполняется.

4. Расчёт предохранительной фрикционной муфты.

Проведём расчёт числа дисков предохранительной фрикционной муфты, исходя из следующих условий:

1.             Наружный диаметр трущихся поверхностей D2=8, (определён в процессе конструирования);

2.             Внутренний диаметр трущихся поверхностей D1=3, (определён в процессе конструирования);

3.             Материал дисков – закалённая сталь по бронзе без смазки;

4.             Допустимое удельное давление на рабочих поверхностях (см.[1]): [p] = 1.2Мпа, коэффициент трения скольжения f = 0.2;

5.             Момент ТV = 372;

Расчёт муфты производиться по формуле:

,     (4.1)

где Ттр – момент трения, развиваемый на парах рабочих поверхностей z;

       Q – сила прижатия;

       Rcp – средний радиус трения, определяемый по формуле:

,    (4.2)

z – число трущихся поверхностей;

b - коэффициент запаса сцепления,

 (принимаем b = 1.25);

kD – коэффициент динамической нагрузки,

(принимаем kD = 1.2);

Исходя из формул (4.1) и (4.2), z определяется как:

,     (4.3)

Удельное давление:      ,     (4.4)

где S – площадь поверхности трения, определяемая по формуле:

 ,     (4.5)

Из формул (4.4) и (4.5) определяем силу прижатия:

 ,     (4.6)

Исходя из формул (4.3) и (4.6) имеем формулу для расчёта числа трущихся поверхностей z:

Число фрикционных дисков n определяется по формуле:

5. Расчёт выходного вала на выносливость.

5.1. Расчёт действующих в зацеплении сил.

Действующие в зацеплении силы рассчитываются по следующим формулам:

 , (5.1)

где - крутящий момент, действующий на зубчатое колесо;

       - окружная составляющая силы зацепления, действующей на колесо.

 , (5.2)

где - окружная составляющая силы зацепления, действующей на шестерню.

 , (5.3)

где - радиальная составляющая силы зацепления, действующей на колесо;

      - угол зацепления.

 , (5.4)

где - радиальная составляющая силы зацепления, действующей на шестерню.

По формуле (5.1) определяем :

 ;

По формуле (5.2) определяем :

 ;

По формуле (5.3) определяем :

;

По формуле (5.4) определяем :

;

5.2. Приближённое определение диаметра выходного вала.

Приближённо определим диаметр вала под колесом dв:

{где t = 20...35Мпа}

5.3. Расчёт нагрузок на опоры валов.

Расчёт нагрузок на опоры валов (см. рис.1) проводим по формулам статики.

Исходя из конструкции вала следует:

|ВD|=25(мм);  |АС|=11(мм);  |АВ|=17.5(мм);  |АD|=7.5(мм);  |СВ|=6.5(мм);

5.3.1. Расчёт горизонтальных составляющих сил реакций т.А и т.В.

Уравнение моментов для т.А:

 ;

;

Уравнение моментов для т.В:

 ;

;

Уравнение сил используем для проверки:

 ;

;

5.3.2. Расчёт вертикальных составляющих сил реакций т.А и т.В.

Уравнение моментов для т.В:

 ;

Уравнение моментов для т.А:

 ;

Уравнение сил используем для проверки:

 ;

 ;

5.4. Построение эпюр изгибающих и крутящего моментов и определение опасного сечения.

5.4.1. Построение эпюры изгибающего момента :

1). 0 < y1 < 7.5 (мм);

;

;

;

2). 0 < y2 < 11 (мм);

;

;

;

3). 0 < y3 < 6.5 (мм);

;

;

;

5.4.2. Построение эпюры изгибающего момента :

1). 0 < y1 < 7.5 (мм);

;

;

;

2). 0 < y2 < 11 (мм);

;

;

;

3). 0 < y3 < 6.5 (мм);

;

;

;

5.4.3. Построение эпюры крутящего момента:

1). 0 < y1 < 7.5 (мм);                    Т=2112 (Н×мм);                      

2). 0 < y2 < 11 (мм);                     Т=2112 (Н×мм);

Из приведённых выше вычислений и эпюр, показанных на

рис.1, следует, что опасным сечением является т.А. В таком случае, расчёт коэффициента запаса усталости вала проведём для сечения в т.А.

5.5. Расчёт коэффициента запаса усталости вала для опасного сечения.

Коэффициент запаса усталости n определяется по формуле:

 ,    (5.5)

где - коэффициент запаса для нормальных напряжений;

       - коэффициент запаса для касательных напряжений.

Коэффициент запаса n должен удовлетворять следующему требования:

 ,    (5.6)

где - коэффициент предельного запаса усталости.

Для определения существуют следующие соотношения:

 , (5.7)

где - предел усталости для нормальных напряжений при знакопеременном цикле, определённый по формуле:

 , (5.7*)

1	2	3	4	5