123032 (689344), страница 2

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

Текст из файла (страница 2)

, МПа

где: F_t – окружная сила, Н;

Коэффициент нагрузки К_F = K_Fβ * K_Fν ( см. стр. 42 [1])

По таблице 3.7 [1] при ψ_bd = 1,34, твердости НВ ‹ 350 и несимметричном рас-положении зубчатых колес относительно опор коэффициент К_Fβ = 1.36.

По таблице 3.8 [1] для косозубых колес 8-й степени точности и скорости 4,1 м/с коэффициент К_Fυ = 1,1.

Таким образом, К_F = 1,36 * 1,1 = 1,496.

Коэффициент, учитывающий форму зуба, Y_F зависит от эквивалентного числа зубьев z_υ

• У шестерни

• У колеса

Коэффициент Y_F1 = 3,85 и Y_F2 = 3,6 (см. стр. 42 [1] ).

Определяем коэффициенты Y_β и К_Fα .

,

где средние значения коэффициента торцевого перекрытия ε_α = 1,5; степень точности n = 8.

Допускаемые напряжение при проверке на изгиб определяют по формуле 3.24 [1]:

, МПа

По таблице 3.9 для стали 45 улучшенной предел выносливости при отнуле-вом цикле изгиба = 1,8 НВ.

Для шестерни = 1,8 * 230 = 414 МПа

Для колеса = 1,8 * 200 = 360 МПа

Коэффициент безопасности

По таблице 3.9 [1] [S_F]’ = 1.75 для стали 45 улучшенной; [S_F]” = 1 для поковок и штамповок.

Допускаемые напряжения:

Для шестерни

Для колеса

Проверку на изгиб следует проводить для того зубчатого колеса, для которого отношение меньше. Найдем отношения:

Для шестерни

Для колеса

Проверку на изгиб проводим для колеса:

Условие прочности выполнено.

1. Расчет тихоходной ступени двухступенчатого зубчатого редуктора.

2.3.1 Межосевое расстояние определяем по формуле (3.7 [1])

, мм

где: К_а = 43;

u₃ – передаточное отношение на выходе;

Т₃ – крутящий момент на выходе;

К_Нβ=1.25

ψ_ba = 0,25 0,40.

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66 а_w = 200 мм (см. с.36 [1]).

1. Нормальный модуль.

m_n = (0,01 0,02)*а_w = (0,01 0,02)*200 = 2 4 мм

Принимаем по ГОСТ 9563-60 m_n = 3 мм

Предварительно примем угол наклона зубьев β=10°.

2. Число зубьев шестерни (формула 3.12 [1] )

1. Число зубьев колеса

Z₄ = z₃ * u₂ = 32*3,05=97,6

2.3.5 Уточняем значение угла наклона зубьев.

β = 12,83°=12^o50^/

2.3.6 Диаметры делительные.

Для шестерни:

Для колеса:

Проверка:

2.3.7 Диаметры вершин зубьев.

Для шестерни: d_a3 =d₃+2m_n =98,5 + 2*3 = 104,5 мм

Для колеса: d_a4 =d₄+2m_n = 301,5 + 2*3 = 307.5 мм

2.3.8 Ширина зуба.

Для колеса: b₄ = ψ_ba a_w = 0,4 * 200 = 80 мм

Для шестерни: b₃ = b₄ + 5 = 80 + 5 = 85 мм

2.3.9 Коэффициент ширины шестерни по диаметру.

2.3.10 Окружная скорость колес.

, м/с

Степень точности передачи: для косозубых колес при скорости до 10 м/с следует принять 8-ю степень точности.

2.3.11 Коэффициент нагрузки.

По таблице 3.5 [1] при ψ_bd = 0,93, твердости НВ< 350 и несимметричном рас-положении колес коэффициент К_Нβ = 1,1.

По таблице 3.4 [1] при ν = 1,5 м/с и 8-й степени точности коэффициент К_Нα=1,06.

По таблице 3.6 [1] для косозубых колес при скорости более 1,5 м/с коэффициент К_Нυ = 1.

= 1,1 * 1,06 * 1 = 1,15

2.3.12 Проверяем контактные напряжения по формуле 3.6 [1].

Условие прочности выполнено

2.3.13 Силы, действующие в зацеплении.

В зацеплении действуют три силы:

• Окружная

• Радиальная

• Осевая

F_a = F_t * tg β=6117,8*0.228=1394,9 Н

1. Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба

Коэффициент нагрузки К_F = K_Fβ * K_Fν ( см. стр. 42 [1])

По таблице 3.7 [1] при ψ_bd = 0,863, твердости НВ ‹ 350 и несимметричном расположении зубчатых колес относительно опор коэффициент К_Fβ = 1.2.

По таблице 3.8 [1] для косозубых колес 8-й степени точности и скорости 1,5м/с коэффициент К_Fυ = 1,1.

Таким образом, К_F = 1,2 * 1,1 = 1,32.

Коэффициент, учитывающий форму зуба, Y_F зависит от эквивалентного числа зубьев z_υ

У шестерни

У колеса

Коэффициент Y_F1 = 3,62 и Y_F2 = 3,6 (см. стр. 42 [1] ).

Определяем коэффициенты Y_β и К_Fα .

,

где средние значения коэффициента торцевого перекрытия ε_α = 1,5; тепень точности n = 8.

Допускаемые напряжение при проверке на изгиб определяют по формуле 3.24 [1]:

,

По таблице 3.9 для стали 45 улучшенной предел выносливости при отнуле-вом цикле изгиба = 1,8 НВ.

Для шестерни = 1,8 * 230 = 414 МПа

Для колеса = 1,8 * 200 = 360 МПа

Коэффициент безопасности

По таблице 3.9 [1] [S_F]’ = 1.75 для стали 45 улучшенной; [S_F]” = 1 для поковок и штамповок.

Допускаемые напряжения:

Для шестерни

Для колеса

Проверку на изгиб следует проводить для того зубчатого колеса, для которого отношение меньше. Найдем отношения:

Для шестерни

Для колеса

Проверку на изгиб проводим для колеса

Условие прочности выполнено.

2. Предварительный расчет валов редуктора.

Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям. Материал тот же что и шестерня Сталь 45 улучшенная.

3.1 Ведущий вал:

Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении Н/мм².

, мм [1]

где: Т-крутящий момент, Нмм;

- допускаемое напряжение, Н/мм²;

мм

Так как вал редуктора соединен с валом двигателя муфтой, то необходимо согласовать диаметры ротора d_дв и вала d_в1. Муфты УВП могут соединять валы с соотношением d_в1:d_дв 0,75, но полумуфты должны при этом иметь одинаковые наружные диаметры. У подобранного электродвигателя d_дв=32 мм. Выбираем МУВП по ГОСТ 21425-93 с расточками полумуфт под d_дв=32 мм и d_в1=25 мм.

Примем под подшипник d_п1=30 мм.

Шестерню выполним за одно целое с валом.

3.2 Промежуточный вал:

Материал тот же что и шестерня Сталь 45 улучшенная.

Диаметр под подшипник при допускаемом напряжении Н/мм².

мм

Примем диаметр под подшипник d_П2=30 мм.

Диаметр под зубчатым колесом d_зк=35 мм.

Шестерню выполним за одно с валом.

3.3 Выходной вал:

Материал тот же что и шестерня Сталь 45 улучшенная.

Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении Н/мм².

мм

Выбираем муфту МУВП по ГОСТ 21424-75 с расточкой полумуфт под d_в3=46мм.

Диаметр под подшипник примем d_П3=50 мм.

Диаметр под колесо d_зк=55 мм.

4. Конструктивные размеры шестерни и колеса

Размеры колес определяются из следующих формул (табл.10.1[1]):

Диаметр впадин зубьев: d_f=d₁-2.5m_n, мм

Диаметр ступицы: , мм

длина ступицы: , мм

толщина обода: , мм., но не менее 8 мм.

толщина диска: , мм

диаметр отверстий: , мм D_o=d_f-2 мм

фаска: n=0.5m_n x 45^o

Все расчеты сводим в таблицу 2:

Таблица 2

			z		mn	b, мм		d, мм		da, мм		df, мм		dст, мм		Lст, мм	, мм	С, мм
Первая ступень	шестерня	17		3		69	53,3		59,34		45,8		-		-		-	-
	колесо	85		3		64	266,7		272,7		259,2		72		67,5		8	18
Вторая ступень	шестерня	32		3		85	98,5		104,5		91		-		-		-	-
	колесо	98		3		80	301,5		307,5		294		104		97,5		8	24

5. Конструктивные размеры корпуса и крышки

Расчет проведем по формулам (табл. 10.2, 10.3[1]):

Толщина стенки корпуса: мм.

Толщина стенки крышки редуктора: мм.

Толщина верхнего пояса (фланца) корпуса: мм.

Толщина нижнего пояса (фланца) крышки корпуса: мм.

Толщина нижнего пояса корпуса: мм., примем р=23 мм.

Толщина ребер основания корпуса: мм., примем m=9 мм.

Толщина ребер крышки корпуса: мм., примем m=8 мм.

Характеристики

Список файлов курсовой работы