123729 (689581), страница 2

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

Текст из файла (страница 2)

– окружная сила,

– коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, определяется по формуле:

, (20)

где – удельная окружная динамическая сила, определяется по формуле:

,

где – коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля головок зубьев,

– коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев колеса и шестерни,

тогда ,

.

Рассчитываем по формуле (20)

.

Рассчитываем по формуле (19)

H/мм.

Находим допускаемые контактные напряжения по формуле:

,

где - коэффициент, учитывающий шероховатость сопряжённых поверхностей зуба,

– коэффициент, учитывающий окружную скорость, определяется по графику

– коэффициент долговечности определяется по графику в зависимости от отношения ,

- коэффициент безопасности,

- предел контактной выносливости,

тогда МПа.

Определяем расчетное контактное напряжение в полюсе зацепления по формуле (18)

МПа.

Проверяем прочность зубьев при перегрузках по формуле,

где допускаемое предельное напряжение,

где МПа – предел текучести,

тогда МПа

Определим прочность зубьев при перегрузках

.

2.5 Проверка на изгибную выносливость

Выносливость зубьев, необходимая для предотвращения усталостного излома зубьев, устанавливают сопоставлением расчетного местного напряжения от изгиба в опасном сечении на переходной поверхности и допускаемого напряжения .

Расчетное местное напряжение при изгибе определяется по формуле

, (21)

где – удельная окружная сила;

– коэффициент, учитывающий влияние формы зуба и концентрацию напряжений;

(для прямозубой передачи) – коэффициент, учитывающий влияние наклона зуба;

– коэффициент, учитывающий влияние перекрытия зубьев.

Определим коэффициенты и , .

Определяем окружную силу на делительном цилиндре Н/м

Коэффициент определяем по формуле

, (22)

где – динамическая добавка.

Динамическую добавку можно определить по следующей формуле

, (23)

где – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями,

– коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца

– удельная окружная динамическая сила.

,

где – коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля головки зубьев;

– коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса.

.

Определяем динамическую добавку по формуле (23)

.

Вычисляем коэффициент по формуле (22)

.

Определим удельную окружную силу по формуле

Определим допускаемые напряжения изгиба на выносливость шестерни и колеса, МПа

,

где – коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки,

– коэффициент долговечности,

– коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала зубчатого колеса и шестерни,

– коэффициент, учитывающий способ получения зубчатого колеса, тогда

МПа,

МПа.

Определяем отношение для шестерни и колеса,

Определяем расчетное напряжение по формуле (21)

МПа

Сопоставляем расчетное и допускаемое напряжения, .

Проверяем прочность зубьев при перегрузках на изгиб по формуле

где допускаемое предельное напряжение,

где МПа – предел текучести

2.6 Силы, действующие в зацеплении

В прямозубой передаче нормальная сила направлена под углом к торцу колеса. Разложив на составляющие, получим окружную силу

;

радиальную силу

;

3. Расчет деталей редуктора

3.1 Проектирование валов редуктора

3.1.1 Общие сведения

Проектный расчет вала выполняется по напряжениям кручения (касательным), т.е. при этом не учитываются напряжения изгиба, концентрация напряжений и их цикличность. Поэтому для компенсации приближенности этого метода расчета допускаемые напряжения на кручение

принимают заниженным [τ] = 10–20 МПа. При этом меньшие значения принимаются для быстроходных валов, а большие – для тихоходных.

Редукторный вал имеет ступенчатую форму, которая обеспечивает удобство монтажа, возможность осевой фиксации расположенных на валу деталей и приближает его по форме к брусу равного сопротивления. Количество и размеры ступеней зависит от количества и размеров, установочных на вал деталей. Проектный расчет ставит целью определить ориентировочно геометрические размеры каждой i – той ступени вала: диаметр d_i и длину L_i.

Переходный участок вала между двумя смежными ступенями разных диаметров может быть выполнен галтелью постоянного радиуса или канавкой для выхода шлифовального круга. Шлифуется посадочная поверхность вала в местах установки подшипников для требуемой стандартом шероховатости.

Так – как диаметры шестерни и быстроходного вала близки к друг другу, в редукторах обычно выполняют шестерню заодно с валом (вал – шестерня).

Ориентировочные размеры ступеней вала определяются по зависимостям представленным ниже.

Первая ступень вала (под элемент открытой передачи или полумуфту):

;

где Т – крутящий момент на валу, Нм

[τ]_кр – допускаемые касательные напряжения, Па

Примем равной 25

Если диаметр выходного конца быстроходного вала соединен с двигателем через муфту, то d₁ необходимо согласовать с диаметром вала электродвигателя d₁.

Вторая ступень вала (под уплотнения крышки с отверстием и подшипник):

где t – высота буртика.

Примем равной 30

Диаметр второй ступени округляется до ближайшего числа кратного пяти:

Третья ступень вала (под шестерню):

где r – координата фоски подшипника.

Первая ступень вала (под элемент открытой передачи или полумуфту):

Ориентировочные размеры ступеней вала определяются по зависимостям представленным ниже.

;

где Т – крутящий момент на валу, Нм

[τ]_кр – допускаемые касательные напряжения, Па

принимаем

Вторая ступень вала (под уплотнения крышки с отверстием и подшипник):

где t – высота буртика.

Диаметр второй ступени округляется до ближайшего числа кратного пяти:

Третья ступень вала (под колесо):

Размеры пятой ступени:

принимаем

Данная ступень может быть заменена распорной втулкой.

3.2 Расчет тихоходного вала редуктора

Выполним проектный расчет вала и его опор (см. рис.): Нм, мин , ширина колеса – 39 мм, диаметр колеса мм,; на выходном конце вала упругая муфта; материал вала – сталь 45Х, улучшенная, Мпа, Мпа. Срок службы длительный, нагрузка близка к постоянной, допускается двух кратная кратковременная перегрузка.

1. Диаметр выходного конца вала определяем при посадки колеса мм; диаметр в месте посадки подшипников мм; диаметр в месте посадки муфты мм; мм; мм; мм.

2. Определяем допускаемую нагрузку на выходном конце вала, полагая, что редуктор может быть использован как редуктор общего применения Н.

1. Определяем силы в зацеплении по формуле Н; Н.

4. Определяем реакции в опорах и строим эпюры изгибающих и крутящих моментов (см. рис. 1). Рассмотрим реакции от сил и действующих в вертикальной плоскости. Сумма проекций: ; . Сумма моментов . При этом =

= Н; Н

Реакции от сил и , действующим в горизонтальной плоскости.

Н.

3.2.1 Расчетная

Просчитаем два предполагаемых опасных сечений: сечение I – I под колесо, и сечение II – II рядом с подшипником, ослабленное галтелью. Для первого сечения изгибающий момент:

Нмм,

Крутящий момент Нмм.

Напряжение изгиба или Мпа.

Напряжение кручения или Мпа.

Определяем

МПа;

МПа;

МПа.

По таблицам определяем для шпоночного паза , .

По графику , для шлифовального вала .

По формулам ; .

Запас сопротивления усталости по изгибу

где ;

;

; – Коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении

– Коэффициенты, корректирующие влияние постоянной составляющей цикла напряжений на сопротивление усталости,

– масштабный фактор,

- фактор шероховатости.

Запас сопротивления усталости по кручению

Запас сопротивления усталости при совместном действии напряжений кручения и изгиба

Для второго сечения II – II изгибающий момент Нмм; крутящий момент Нмм.

Напряжение изгиба или Мпа.

Напряжение кручения или Мпа.

Принимаем галтели равным 2 мм; и находим ; .

Запас сопротивления усталости по изгибу

Запас сопротивления усталости по кручению

Запас сопротивления усталости при совместном действии напряжений кручения и изгиба

Больше напряжено второе сечение

3.3 Расчет подшипников качения на тихоходном валу

Суммарные реакции:

для опоры ;

для опоры .

Выбираем шарикоподшипники радиальные однорядные 208 легкой серии , , , , .

Выбираем подшипники по более нагруженной опоре.

Поэтому кН,

Расчетная долговечность, мил. Об.

Расчетная долговечность, ч:

ч;

где об/мин – частота вращения тихоходного вала.

Определяем эквивалентную долговечность:

тыс. ч.;

где – коэффициент режима нагрузки.

Характеристики

Список файлов курсовой работы