Модернизация пневмоочистительной машины ПОМ-4 (стр. 3 из 8)

По исходным данным межосевое расстояние a_w, 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.

Геометрические параметры. Модуль зацепления

m=(0,01…0,2)a_w. (3.9)

Ширина колес

b=

a_w. (3.10)

Суммарное число зубьев при угле наклона колес с раздвоенной ступенью b=35°:

z_S=2 a_wcosb/m, (3.11)

Число зубьев шестерни

z₁=z_S/(u+1). (3.12)

Число зубьев колес

z₂= z_S-z₁, (3.13)

Уточненный угол наклона

b=arcos(mz_S/2a_w), (3.14)

Делительные диаметры

d=m_z/cosb. (3.15)

Диаметры вершин

d_a=m(z/ cosb+2). (3.16)

Диаметры впадин

d_f= m(z/ cosb-2,5). (3.17)

Окружная скорость колес.

u=pd₁n₁/60000. (3.18)

Рабочее контактное напряжение.

. (3.19)

Силы в зацеплении.

Окружная сила, действующая на полушеврон:

F_t=T₂/d₂. (3.20)

Радиальная сила:

F_r=F_ttga/cosb, (3.21)

где a- угол профиля; a=20°[15].

Осевая сила:

F_a=F_ttgb. (3.22)

Проверка по изгибным напряжениям.

Эквивалентные числа зубьев

z_n=z/cos³b. (3.23)

Коэффициент формы зуба Y_fиз таблицы 4.13 [15].

Коэффициент наклона зубьев

Y_b=1-b/140. (3.24)

Рабочие изгибные напряжения:

=Y_FY_bF_tK_FaK_FbK_Fn/mb. (3.25)

Таблица параметров.

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.

3.4 Расчет валов

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.

Расчет тихоходного вала.

Диаметр опасного сечения из расчета на кручение [15]:

, (3.26)

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).

Эскизная компоновка для определения расстояний между линиями действия всех сил и реакций опор.

Они зависят от некоторых конструктивных элементов.

Суммарная длина ступиц колес l_стS=2(b+20)=2(100+20)=240 мм.

Толщина стенки корпуса мультипликатора [15]

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 F_м. Сила от несоосности муфты [9]

F_М=0,5F_см=0,5×2T₂/D_о, (3.28)

где D_о- диаметр отверстий под пальцы МУВП, D_о=280 мм [10].

F_М=4659×10³/280=14640 Н=14,6 кН.

Рисунок 3.1 – Расчетные схемы тихоходного вала

Сосредоточенные моменты от осевой силы

m₂=F_ad₂/2=9,4×308,822=1451 Н×м.

Расчетные схемы в направлениях Х и Z представлены на рисунке 3.1.

Реакции опор в направлении Z (вертикальном).

Sm₁=О; R_2z×(2l₁+l₂)+m₂-F_r(l₁+l₂)-m₂- F_rl₁=0, откуда

R_2z=

кН. (3.30)

Так как схема симметрична (рисунок 3.1), R_1z= R_2z=5,9 кН.

Изгибающие моменты в направлении Z.

M₃= R_1zl₁=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 М_z представлена на рисунке 3.1.

Реакции опор в направлении Х (горизонтальном).

Расчетная схема на рисунке 3.1.

SМ₁=0; -F_Ml₃+R_2x(2l₁+l₂)-F_t(l₁+l₂)-F_tl₁=0,

кН. (3.32)

S Х=0; -2F_t+R_2xR_1x -F_M=0.

R_1x=2F_t+F_M-R_2x=2×13,3+14,6-19,8=21,4 кН. (3.33)

Изгибающие моменты в направлении Х:

M₃=R_1Xl₁=21,4×87=1862 Н×м. (3.34)

M₄=R_1X(l₁+l₂)-F_tl₂=21,4(87+140)-13,3×140=2996 Н×м.

M₂=-F_Ml₃=-14,6×140=-2044 Н×м.

Эпюра моментов М_х на рисунке 3.1.

Диаметр опасного сечения.

Опасное сечение - Б. Суммарный изгибающий момент:

Н×м.

Н×м.

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.

Подбор подшипников качения.

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.

Расчет проведен для опоры 1. Приведенная нагрузка

, (3.38)

где k_d- коэффициент нагрузки; принято k_d =1,3 [15].

P=22,2×1,3=28,86 кН.

С_п=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

L_h=10⁶(C/P)^3.33/60n=10⁶(195/28,86)^3,33/60×930=5954 ч. (3.40)

Ресурс подшипников приемлем.

Подбор шпонок.

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)