рпз (1060627), страница 2

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

Текст из файла (страница 2)

Г
де K_v=1…1,3 – коэффициент динамической нагрузки.

Выбираем материал для колес

При повышенных окружных скоростях (выше 3 м/с) применяют легированные стали.

Для прирабатывающихся зубчатых передач(твердость рабочих поверхностей колес НВ≤350) рекомендуется для выравнивания срока службы назначить для зубчатых колес разные материалы, причем твердость шестерни должна быть на 20…30 единиц больше твердости колеса

НВ₁ ≥НВ₂+ 20…30

Из рекомендуемых пар материалов выберем следующие:

Сталь55 - Сталь 45

Это рекомендуемая пара материалов для шестерни – колеса.

Сталь45: вид термической обработки( выбираем) закалка, НВ общая 190 – 240, НRC по поверхности 40 - 50

Сталь 55: вид термической обработки ( выбираем) отжиг, НВ общая 250 – 300, HRC по поверхности 60 – 70

Кинематическая схема разрабатываемого устройства

3.3 Расчет геометрических параметров колес.

Определение геометрических размеров цилиндрического колеса и шестерни.

в=т,мм d=mZ,мм

Z₁=23 10 18,4 

33,6

Z₂=61 5 48,8 

Г
де b – ширина колеса, d - делительный диаметр

Расчет геометрических размеров конической пары:

D_к = mz_к

D_{ш =} mz_ш

D_{k =} 0,7*45,58=32

D_ш = 0,7*17,2=12

L – конусное расстояние

В – длина зубьев

Ψ_с – коэфицент длины зуба (0,25 – 0,5)

L_ср – конусное расстояние по среднему диаметру делительного конуса

L = 0,5m (z²_ш + z²_к )^1/2 =17мм

L_ср = 14,2мм

В = L_ср Ψ_с = 0,4 *14,2= 5,68

b = (5…10) m_e – ширина зубчатого венца

b_k = 5,6mm

b_ш = 5,7mm

K

4. Проверочный расчет разработанной конструкции редуктора на выносливость.

4.1. Расчет вала на статическую прочность.

Произведем расчет на статическую прочность вала №2.

Рис. Схема нагружения вала.

Центры колес на рис. соответствуют местам крепления данных колес к
валу штифтами на виде общем, т.к. именно в этих точках происходит передача
момента.

На вал действуют силы от насаженных на него зубчатых колес

У
казанные на рисунке силы можно вычислить [4] по формулам

где М - крутящий момент на валу

a_w - угол зацепления (для колес, нарезанных без смещения a_w = 20°).

Р
ассчитаем силы, действующие на вал. Крутящий момент на валу М2 = 213Н*мм.

О
пределение сил в конической зубчатой передаче:

Отсюда:

Расчитаем реакции в опорах вала:

В горизонтальной плоскости:

В
вертикальной плоскости

Построим эпюры моментов, действующих на вал:

В вертикальной плоскости:

Миy1 = Fay*51 = 997.56

Mиy2 = Fay*(51+20) + R1*20 +A1*16,1 = 1865.66

Mиy3 = Fay*125 + R1(125-51) +A1*16,1 – R2(125-51-20) = 0

В горизонтальной плоскости:

Миx1 = Fax*51 = 178,5

Mиx2 = Fax*(51+20) + P1*20 = 559,7

Mиx3 = Fax*125 + P1(125-51)– P2(125-51-20) = 0

Очевидно, что наиболее опасной является точка 1, т.е. точка крепления конического колеса. Диаметр вала в этой точке равен d = 7 мм.

Определим Мэкв в этой точке

П
о теории максимальных касательных напряжений

В качестве материала для вала выбрана сталь 20Х, [σт] = 200MПa. [σ_т]<σэкв. Таким образом, условие статической прочности выполняется. При этом, данный вал обладает коэффициентом запаса по текучести

nт = [σт]/σэкв = 200/29,7= 6,73.

4.2. Расчет колес на контактную прочность.

Рассчитаем контактное напряжение для колес:

[σ_н]_1,2 = σ_HR1,2*z_R*z_v*K_HL1,2/S_H1,2

где σ_НR – предел контактной выносливости поверхности зубьев, соотв.N_HO; N_HO =10⁷ для стальных колес; σ_НR выбираем для сотв. материала

z_R – коэффицент , учитывающий шероховатость поверхностей, при R_a =0,63…1,25 z_r = 1;

S_H – коэффицент безопасности (1,1…1,2)

z_v - коэффицент, учитывающий окружную скорость колеса (z_v =1)

K_HL – коэффицент долговечности

K_HL = (N_HO/N_H)^1|m

N_H = 60 n*c*L

Где n- частота вращения колеса, с – число колес в зацеплении, L – срок службы

N_{H 1 к} = 60*1*10⁵*4000= 24*10⁹

N_H2ц= 60*1*10⁵*1509= 9*10⁹

K_HL1к= (10⁷/24*10⁹)^1|0,7 =2,69

K_HL2ц= (10⁷/9*10⁹)^1|/0,7=5,58

Таким образом,

[σ_н]_1к= 450*1*1*2,69/1,1 =1100

[σ_н]_2ц= 450*1*1*5,58/1,1 = 1873

Выполняется условие [σ_H]_≤1,23[σ_H]₂ , выбираем наименьшую σ_Н

Рассчитаем допускаемое напряжение изгиба

[σ_F1,2]= σ_FR1,2*K_FL1,2*K_FC/S_F1,2

где σ_FR – предел выносливости при изгибе,

K_FL – коэффицент, учитывающий цикл нагружения колеса

K_FC - коэфицент долговечности

K_FC1,2 =(4*10⁶/N_H)^1|ь

K_FC1к=(4*10⁶|24*10⁹)^1|6 = 2,3

K_FC2ц=(4*10⁶/9*10⁹)^1|6 = 2,76

N_H – число циклов перемен напряжений (при N_H больше4*10⁶ принимают K_FL =1)

S_F принимают равным 2,2 для обычных условий работы

[σ_F1к]= 324*1*2,3/2,2 = 338

[σ_F2ц]= 324*1*2,76/2,2 = 397

Расчет показывает, что колеса и шестерни удовлетворяют условиям контактной прочности и прочности на изгиб.

4.3.Расчет опоры качения.

Проведем проверочный расчет спроектированной опоры качения для вала №2.

Для данной опоры выбираем подшипник №25 (легкая узкая серия
диаметров 2 ГОСТ8338-75) со следующими параметрами
Со ⁼ 760 Н - статическая грузоподъемность
С = 1500 Н - динамическая грузоподъемность
n_max= 31500 об/мин.

Расчетная частота вращения вала n = 1509об/мин; n>1 об/мин, поэтому необходимо сделать проверку на динамическую грузоподъемность.

Достаточно провести расчет только в опоре b,т.к. реакция в ней превышает реакцию в опоре а..

В
оспользуемся формулой:

где n, об/мин - частота вращения

Lh, час - ресурс работы

Р, Н - расчетная динамическая нагрузка

Считаем, что на подшипник действует только радиальная сила,тогда

Р = x*v*R_b*k_CT*k_t,

где v = 1, т.к. вращается внутреннее кольцо подшипника

kv= 1,3 -коэффициентнагрузки

k_t= 1,1-температурный коэффициент

х = 1 (подшипник радиальный, F_осевая/(у*Р_г)<е)

P = x*v*R_b*k_CT*k_t= 1*1*12,6*1,3*1,1=18H

В
ыберем ресурс работы подшипника 10000 часов, тогда

Рассчитанная динамическая нагрузка не превышает предельно допустимую для данного подшипника(174,13≤С), т.е. выбранный подшипник подходит для обеспечения надежной работы разработанной конструкции.

4.4. Расчет соединений.

4.4.1.Расчет конических штифтов.

Для крепления ступиц колес к валам были выбраны конические штифты.

Рис. Схема крепления зубчатого колеса на вал

d = 1,5 мм - выбранный диаметр штифта по линии среза .

В
качестве проверочного используем расчет штифтов на срез [7] по формуле

где М - крутящий момент на валу

[т] = 60 МПа -допускаемое напряжение на срез для штифта,
изготовленного из стали СТ 45.

Второй вал

D
=7mm; M = 213 H*mm

Проверочный расчет показал, что выбранный штифт выбранного диаметра обеспечивает надежное крепление колеса к валу.

4.4.2. Расчет сегментной шпонки.

Сегментная шпонка в разработанной конструкции используется для крепления зубчатого колеса к валу. Параметры выбранной шпонки: h = 2 мм, 2=2 мм 1 = 5 мм. Шпонка установлена на валу с диаметром D = 4 мм.

Проведем проверочный расчет шпонки на смятие [7] по формуле

Д
опускаемое напряжение смятия для шпонки, изготовленной из стали СТ 45, [σ_ср] = 60 МПа, т.е. выбранная шпонка обладает достаточной' прочностью на смятие.

Проведем проверочный расчет шпонки на срез [7] по формуле

Допускаемое цапряжение среза для стальной шпонки, изготовленной из стали СТ 45, [т_ср] = 6 МПа, т.е. выбранная шпонка обладает достаточной прочностью на срез.

5. Расчет предохранительной муфты.

В разработанной конструкции планируется использовать простейшую шариковую предохранительную муфту, обеспечивающая соблюдение постоянства момента, при котором произойдет отключение ведомого элемента. Муфта устанавливается на валу №3, она одновременно выполняет функцию передачи момента со второго вала и непосредственно предохранительную функцию. Необходимо проконтролировать момент срабатывания муфты.

Муфта рассчитывается по максимальному крутящему моменту(5):

М_мах= β*М_с/k_mk_v

М_мах= 1.4*213/1.35*1 =220.8Нмм

Где k_v = 1 – коэффицент, учитывающий частоту включения муфты (считаем, что она не превышает 20 раз в час)

K_v = 1.35 – средняя скорость скольжения

β - Коэффицент запаса по сцеплению

Рассчитаем пружину сжатия.

П
ружины должны быть тарированы на определенную силу прижатия шариков к отверстиям. Усилие прижатия шарика Q определяется из условия равновесия шарика:

Отсюда Q₁ = 8Н – сила при предварительной деформации

Q₂ = 48Н – сила при рабочей деформации

Q₃ = Q₂/(1 -γ) - сила при максимальной деформации

γ – относительный инерционный зазор (0,05 – 0,25)

Отсюда Q₃ = 48/(1 – 0,05…0,25) = 50,52-Н

С учетом Q₃ и D выбираем пружину №304

Q₃ = 60Н (из таблицы стандартное значение)

Диаметр проволоки d=1,1мм для пружины № 304

Наружний диаметр D= 6мм для пружины № 304

Наибольший прогиб одного витка λ_1мах = 0,481 для пружины № 304

Предел прочности при растяжении проволоки класса1 σ_пч = 2450-2750МПа для пружины № 304

Максимальное касательное напряжение τ_мах= 0,3σ_пч = 0,3*2600= 780

Критическая скорость V_кр = τ_мах*(1-Q₂|Q₃ )/3,58*10⁷

V_кр = 4,35м/с

Проверка: Vo/Vкр = ¾,35 ≤ 1, верно

Характеристики

Список файлов курсовой работы