123725 (689577), страница 2

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

Текст из файла (страница 2)

Проверку контактных напряжений производим по формуле [4, c.77]:

; (3.10)

где: К – коэффициент нагрузки, при окружной скорости колеса менее 3м/с К=1.

Определяем ∆σ_Н

;

; недогрузки, что допускается.

3.3 Проверочный расчет зубьев на изгиб

Расчетное напряжение изгиба в основании ножки зубьев колеса [4,с.78]:

; (3.11)

где: Y_F– коэффициент формы зуба колеса, Y_F =1,55 [4,табл.4.10].

Подставив значения в формулу получим:

;

Прочность зубьев на изгиб обеспечивается.

Определяем ∆σ_F

;

Все вычисленные параметры проверочных расчетов заносим в табл.3.

Таблица 3

Параметры проверочных расчетов

4 Расчет быстроходной ступени привода

Межосевое расстояние для быстроходной ступени для того, чтобы корпус редуктора был разъемным по осям валов принимаем равным 50мм. а=50мм. Определяем модуль [2,c.36]:

m_n=(0,01…0,02)·50;

m_n=0,5…1;

Принимаем m_n=1.

Определяем суммарное число зубьев по формуле (3.12) [1,c.36]:

z_Σ=2а/m_n;

z_Σ=2·50/1; z_Σ=100

Принимаем z_Σ=100.

Определяем число зубьев шестерни и колеса по формулам (3.13) [2,c.37]:

z₁= z_Σ/(U₁+1); z₁=100/(2,5+1);

z₁=28,5; принимаем z₁=28.

Тогда z₂= z_Σ-z₁=100-28=72

Фактическое передаточное соотношение U₁=72/28=2,57

Отклонение передаточного числа от номинального незначительное.

Определяем делительные диаметры шестерни и колеса по формуле (3.17) [2,c.37]:

d₁=m_n·z₁=1х28=28мм;

d₂=m_n·z₂=1х72=72мм;

Определяем остальные геометрические параметры шестерни и колеса по формулам [2,c.37]:

; ;

; ;

;

мм;

; мм;

; мм;

; мм;

; мм;

; мм;

; мм

; мм;

; мм;

Определяем окружные скорости колес

; м/с.

Назначаем точность изготовления зубчатых колес – 7А [2,c.32].

Определяем силы в зацеплении [4, табл.6.1]:

- окружная

;

Н;

- радиальная

; где α=20° - угол зацепления;

; Н;

Осевые силы в прямозубой передачи отсутствуют.

Все вычисленные параметры заносим в табл.4.

Таблица 4

Параметры зубчатой передачи быстроходной ступени

5 Проектный расчет валов редуктора

По кинематической схеме привода составляем схему усилий, действующих на валы редуктора по закону равенства действия и противодействия. Для этого мысленно расцепим шестерни и колеса редуктора, при этом дублирующий вал не учитываем.

Схема усилий приведена на рис.1.

Рис.2 Схема усилий, действующих на валы редуктора.

Из табл.1,2,4 выбираем рассчитанные значения:

Т₁=0,85 Нм; Т₂=2,1 Нм; Т₃=21 Нм;

F_t1= F_t2=58,3 Н; F_t3=262,5 Н; F_t4=525 Н; F_r1= F_r2=21,2 Н;

F_r3= F_r4=262,5 Н; d₁=28мм; d₂=72мм; d₃=16мм; d₄=80мм.

F_m1 и F_m1 – консольные силы от муфт, которые равны [4, табл.6.2]:

; ;

Н; Н.

R_x и R_y – реакции опор, которые необходимо рассчитать.

Так как размеры промежуточного вала определяются размерами остальных валов, расчет начнем с тихоходного вала.

5.1 Расчет тихоходного вала редуктора

Схема усилий действующих на валы редуктора представлена на рис.2.

Назначаем материал вала. Принимаем сталь 40Х, для которой [2, табл.8.4] σ_в=730Н/мм²; Н/мм²; Н/мм²; Н/мм².

Определяем диаметр выходного конца вала под полумуфтой из расчёта на чистое кручение [2,c.161]:

где [τ_к]=(20…25)МПа

Принимаем [τ_к]=20МПа.

; мм.

Принимаем окончательно с учетом стандартного ряда размеров R_а20 (ГОСТ6636-69): мм.

Намечаем приближенную конструкцию ведомого вала редуктора (рис.3), увеличивая диаметр ступеней вала на 5…6мм, под уплотнение допускается на 2…4мм и под буртик на 10мм.

Рис.3 Приближенная конструкция тихоходного вала

мм;

мм – диаметр под уплотнение;

мм – диаметр под подшипник;

мм – диаметр под колесо;

мм – диаметр буртика;

b₄=28мм.

Учитывая, что осевые нагрузки на валу имеются предварительно назначаем подшипники шариковые радиально-упорные однорядные серии диаметров 2 по мм подшипник №46205, у которого D_п=52мм; В_п=15мм [4,табл.К27].

Выбираем конструктивно остальные размеры: W=20мм; l_м=20мм; l₁=35мм; l=60мм; с=5мм.

Определим размеры для расчетов: l/2=30мм;

с=W/2+ l₁+ l_м/2=55мм – расстояние от оси полумуфты до оси подшипника.

Проводим расчет тихоходного вала на изгиб с кручением.

Заменяем вал балкой на опорах в местах подшипников (см. рис.4). Назначаем характерные точки 1,2, 3 и 4.

Определяем реакции в подшипниках в вертикальной плоскости.

ΣМ_2y=0; R_Fy·0,06-F_r4·0,03=0

R_Fy= 262,5·0,03/ 0,06;

R_Еy= R_Fy=131Н.

Определяем изгибающие моменты в характерных точках: М_1у=0; М_2у=0; М_3у= R_Еy·0,03; М_3у =4Нм²; М_3у=0;

Строим эпюру изгибающих моментов М_у, Нм² (рис.3)

Определяем реакции в подшипниках в горизонтальной плоскости.

ΣМ_4x=0; F_m2·0,115- R_Еx·0,06+ F_t4·0,03=0;

R_Еx=( 1145·0,115+ 525·0,03)/ 0,06;

R_Еx=4820Н;

ΣМ_2x=0; -F_m2·0,055+ F_t4·0,03+ R_Fx·0,06=0;

R_Fx= (1145·0,055- 525·0,03)/ 0,06;

R_Fx=787Н.

Определяем изгибающие моменты:

М_1х=0;

М₂= -F_r4·0,03

М_2х=-262,5·0,03;

М_2х=-8Нм;

М_{3хслева}=-F_m2·0,085-R_Ех ·0,055;

М_{3хслева}==-1145·0,085-787·0,03;

М_{3хслева}=-121Нм;

М_3х=- R_Eх ·0,055;

М_3х=- 4820 ·0,03;

М_3х=- 144;

М_4х=0;

Строим эпюру изгибающих моментов М_х.

Рис.4 Эпюры изгибающих моментов тихоходного вала

Крутящий момент Т_1-1= Т_2-2= Т_3-3= T₃=21Нм; T_4-4=0.

Определяем суммарные радиальные реакции [4,рис 8.2]:

; ;

; Н;

; Н.

Определяем результирующий изгибающий момент в наиболее опасном сечении (в точке 3) [4,рис 8.2]:

; ; Нм².

Эквивалентный момент:

; ; Нм².

5.2 Расчет быстроходного вала редуктора

Схема усилий, действующих на быстроходный вал представлена на рис.2.

Назначаем материал вала. Принимаем сталь 40Х, для которой [2, табл.8.4] σ_в=730Н/мм²; Н/мм²; Н/мм²; Н/мм².

Определяем диаметр выходного конца вала под полумуфтой из расчёта на чистое кручение [2,c.161]:

где [τ_к]=(20…25)Мпа

Принимаем [τ_к]=20Мпа.

; мм.

Принимаем окончательно с учетом стандартного ряда размеров R_а10 (ГОСТ6636-69): мм.

Намечаем приближенную конструкцию быстроходного вала вала редуктора (рис.5), увеличивая диаметр ступеней вала на 5…6мм, под уплотнение допускается на 2…4мм и под буртик на 10мм.

мм;

мм – диаметр под уплотнение;

мм – диаметр под подшипник;

мм – диаметр под ступицу шестерни;

мм – диаметр буртика;

b₁=15мм.

Учитывая, что осевых нагрузок на валу нет предварительно назначаем подшипники шариковые радиальные однорядные особо легкой серии по мм подшипник №100, у которого D_п=26мм; В_п=8мм [4,табл.К27].

Выбираем конструктивно остальные размеры:

W=14мм; l_м=16мм; l₁=25мм; l=60мм.

Определим размеры для расчетов:

l/2=30мм; с=W/2+ l₁+ l_м/2=40мм – расстояние от оси полумуфты до оси подшипника.

Проводим расчет быстроходного вала на изгиб с кручением.

Рис.5 Приближенная конструкция быстроходного вала

Заменяем вал балкой на опорах в местах подшипников (см. рис.6). Назначаем характерные точки 1,2, 3 и 4.

Определяем реакции в подшипниках в вертикальной плоскости.

ΣМ_2y=0; R_Аy·0,06-F_r1·0,03=0 R_Аy= 21,2·0,03/ 0,06; R_Аy= R_Вy=10,6Н.

Определяем изгибающие моменты в характерных точках:

М_1у=0;

М_2у=0;

М_3у= R_Аy·0,03;

М_3у =0,5Нм²;

М_3у=0;

Строим эпюру изгибающих моментов М_у, Нм² (рис.6).

Определяем реакции в подшипниках в горизонтальной плоскости.

ΣМ_4x=0; F_m1·0,1- R_Аx·0,06+ F_t1·0,03=0;

R_Аx= (64,5·0,1+ 58,3·0,03)/ 0,06;

R_Аx=137Н;

Рис.6 Эпюры изгибающих моментов быстроходного вала

ΣМ_2x=0; F_m1·0,02- F_t1·0,03+ R_Вx·0,06=0;

R_Вx= (58,3·0,03- 64,5·0,02)/ 0,06;

R_Вx=7,7Н

Определяем изгибающие моменты:

М_1х=0;

М₂= -F_m1·0,04

М_2х=-64,5·0,04;

М_2х=-2,6Нм;

М_{3хсправа}=-F_m1·0,1+R_Вх ·0,03;

М_{3хсправа}==-64,5·0,1+7,7 ·0,03;

М_{3хсправа}=-6,2Нм;

М_3х=- R_Ах ·0,03;

М_3х=- 137 ·0,03;

М_3х=- 4,1;

М_4х=0;

Строим эпюру изгибающих моментов М_х. Крутящий момент

Характеристики

Список файлов курсовой работы