Просмтор этого файла доступен только зарегистрированным пользователям. Но у нас супер быстрая регистрация: достаточно только электронной почты!

Текст из файла (страница 3)

5. Расчет открытой зубчатой передачи.

Открытая зубчатая передача представляет собой колесо, нарезанное на реборде колеса тележки, и шестерню нарезанную на валу тихоходного вала закрытого редуктора.

Расчет проверочный, поскольку изначально были заданны геометрические параметры зацепления.

Модуль открытой пары не менее 2,5 ( m=3). Число зубьев шестерни минимальное передаточное отношение в ступени . Исходя из этого определяем параметры колеса:

Число зубьев:

5.1. Геометрические параметры зацепления:

Делительный диаметр:

Диаметр вершин зубьев:

Диаметр впадин зубьев:

х — коэффициент смещения ( .

Межосевое расстояние:

Ширина зубчатого венца:

где — коэффициент ширины зубчатого венца.

5.2. Проверочный расчет на контурную выносливость.

Выбор материала шестерни и колеса:

Шестерня	Колесо
Сталь 40Х, HRCЭ=4550, b=900 МПа, т=900 МПа	Сталь 45 улучшенная 235262 НВ

для прямозубых передач

— коэффициент нагрузки

— коэффициент динамической нагрузки.

— коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по линии контакта.

— коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по линии контакта.

Удовлетворяет условию.

5.3. Проверочный расчет на выносливость при изгибе.

— коэффициент формы.

— коэффициент нагрузки

— коэффициент динамической нагрузки.

— коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по линии контакта.

— коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по линии контакта.

Условие выполнено.

6. Расчет соединений.

6.1. Шлицевое соединение втулки тормоза, с валом электродвигателя.

Пусть колесо выполнено из улучшенной стали 45, соединение должно передавать крутящий момент Т = 20Нм.

Определим диаметр вала из расчета на кручение

Д
опускаемые касательные напряжения кручения []_кр принимаем равным 25МПа

([]_кр=25…30МПа).

Следовательно, примем d = 30мм, построенный из конструктивных соображений.

Определим размеры прямобочных шлицев по ГОСТ6033-88. Будем ориентироваться на соединение лёгкой серии. Внутренний диаметр шлицев должен быть больше или близок принятому диаметру вала.

Назначаем соединение 6 15 18 5 (число шлицев z=8, внутренний диаметр d=15мм, наружный диаметр D=18мм, ширина шлица b=5мм, размер фасок с=0,2мм ).

Высота рабочей поверхности шлица h и средний диаметр шлицев d_m:

Д

лина соединения из расчета по напряжениям смятия:

Принимаем допускаемые напряжения смятия []_см=60МПа , соединение неподвижное. Принимаем длину соединения l =30мм.

Длина ступицы для соединения колеса с валом с помощью шлицев l_ст=30мм.

6.2. Расчет болтового соединения.

Соединение воспринимает нагрузку от осевой силы и вращающего момента.

Суммарная сила в соединении:

Н
еобходимая сила затяжки из условия несдвигаемости:

У
словие прочности винта имеет вид:

Д
опускаемое напряжение для расчета винта класса прочности 5.8:

Н
еобходимый диаметр винта:

По найденной площади сечения винта определим его диаметр.

В
ыбираем винт М12, его диаметр d₁ = 10.106мм.

6.3.Винты для крепления каната на барабане.

Определим силу затяжки винтов:

Н

где z – кол – во болтов.

Принимаем класс прочности винтов 3.6, тогда предел текучести =200МПа. Допустимое напряжение сжатия МПа

Расчётный диаметр винтов:

мм

Окончательно выбираем винты М14.

6.4. Расчет подшипников барабана.

Расчетная схема.

F_t =7238 Н; F_r = 2836 Н; F_а =2887 Н; F_tБ =8000 Н; L = 220мм; l =126мм.

Определяем реакции опор в плоскости XOZ

M_А = 0

F_r * l + F_a * D_к/2 - Rx_Б * L = 0

Rx_Б = (F_r * l + F_a * D_к/2)/L = (2836*126 +2887*218/2)/220 =3055H

M_Б = 0

F_r * (l+L) + F_a * D_к/2 - Rx_А * L = 0

Rx_А = (F_r * (l+L) + F_a * D_к/2)/L = (2836*346 +2887*218/2)/220 = 4474H

Определяем реакции опор в плоскости YOZ

M_А = 0

- Ry_Б * L - Ft * l = 0

Ry_Б = Ft * l / L =7238 *126 /220 =4145 Н

M_Б = 0

- Ry_А * L - Ft * (l+L) = 0

Ry_А = Ft * (l+L) / L =7238 *346 / 220 = 11383 Н

Т огда суммарные реакции в опорах:

Суммарные реакции опор, с учётом нагрузки от барабана:

R_A = R_A + R_АБ = 12230 + 4000 =16230 Н

R_Б = R_Б + R_ББ = 5149 +4000 = 9149 Н

Подбор подшипников

Исходные данные для расчёта:

Предварительно выбираем шарикоподшипник радиальный однорядный 0214.

С_r = 61.8 кН; С_0r = 37.5 кН; К_Б = 1.3; К_Т = 1; V = 1.

Для опоры А: X = 1, Y = 0.

Для опоры Б: R_aБ / С_0r =103 /14600 = 0.007

X = 0.56, Y = 2.1, e = 0.21

R_aБ / R_rБ < e  X = 1, Y = 0

Эквивалентная динамическая нагрузка:

R_EA = V * X * R_r * К_Б * К_Т = 1 * 1 *16230 * 1.3 * 1 = 21099 H

R_EБ = V * X * R_r * К_Б * К_Т = 1 * 1 *9149 * 1.3 * 1 =11894 H

Для наиболее нагруженной опоры А, расчётная долговечность:

В
ыбранные подшипники удовлетворяют требованиям.

Список литературы:

1. Л. П. Варламова, В. П. Тибанов. Детали машин. Соединения.

— МГТУ им. Н. Э. Баумана 1999.

2. Детали машин. Атлас конструкций. — М., Машиностроение, 1979.

3. Дунаев П. Ф., Леликов О. П. Детали машин. Курсовое проектирование.

— М.: Высшая школа, 1990.

4. Дунаев П. Ф., Леликов О. П. Конструирование узлов и деталей машин.

— М.: Высшая школа, 1985.

5. Решетов Д. Н. Детали машин. — М.: Машиностроение, 1989.

6. Расчет на прочность деталей машин. Справочник. Биргер И.А., Иосилевич Г.Б. М., Машиностроение, 1993г, 639с

0

Характеристики

Список файлов курсовой работы