123730 (689582), страница 2

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

Текст из файла (страница 2)

Z₂=Z₁U_тп=204,644=92,88.

Принимаем число зубьев Z₂=93.

Модуль выразим из ф. 8.17 [2]

где =12 – угол наклона линии зуба.

По таблице 8.1 [2] уточняем значение модуля m=3 мм.

Уточняем значение межосевого расстояния

Принимаем а=173 мм.

Определяем геометрические параметры колес передачи.

Делительные диаметры

Диаметры окружностей вершин зубьев

d_a1=d₁+2m=61,34+23=69,14 мм,

d_a2=d₂+2m=285,23+23=289,433 мм.

Диаметры окружностей впадин зубьев

d_f1=d₁-2,5m=61,34-2,53=55,64 мм,

d_f2=d₂-2,53=275,93 мм.

Ширина зацепления колеса, ф. 8.16 [2]

b=b₂=_baa=0,5173,15=86,58 мм.

Принимаем b₂=63 мм.

П

роверочный расчет передачи по контактным напряжениям, ф. 8.29[2]

где Z_H - коэффициент повышения прочности косозубых передач по контактным напряжениям, ф. 8.28 [2]

где K_H - коэффициент неравномерности нагрузки одновременно зацепляющихся пар зубьев, табл. 8.7 [2]. Значение выбираем исходя из степени точности 7, которая установлена в зависимости от окружной скорости

- коэффициент торцового перекрытия, ф. 8.25 [2]

=(1,88-3,2(1/Z₁+1/Z₂))cos=(1,88-3,2(1/20+1/93))cos12=1,65,

K

_H – коэффициент расчетной нагрузки, с.108 [2]

К_H=K_HK_HV=1,041,02=1,061,

Где K_HV – коэффициент динамической нагрузки, табл. 8.3 [2].

Проверочный расчет по изгибным напряжениям.

Коэффициенты формы зубьев Y_F1 и Y_F2 по табл. 9.10 [4] в зависимости от эквивалентных чисел зубьев

Z_V1=Z₁/cos³=20/cos³12=22,436,

Z_V2=Z₂/cos³=93/cos³12=104,7,

Y_F1=4,

Y_F2=3,6.

Расчет выполняется по тому из колес, у которого меньше отношение _FP/Y_F

_FР1/Y_F1=117,473/4=29,368;

_FP2/Y_F2=134,4/3,6=37,33;

Проверяем зубья шестерни по ф. 8.32 [2]

_F1=Y_F1Z_FF_tK_F/(bm)=40,59339901,17/(913)=40,56 Мпа<_FP1,

где Z_F - коэффициент повышения прочности косозубых передач по напряжениям изгиба, ф. 8.34 [2]:

Z_F=K_FY/=1,070,914/1,65=0,593;

где K_F - коэффициент неравномерности нагрузки одновременнозацепляющихся пар зубьев, табл. 8.7 [2],

Y - коэффициент, учитывающий повышение изгибной прочности вследствие наклона контактной линии к основанию зуба, с. 129 [2],

Y=1-/140=1-12/140=0,914,

F_t=3,9910³ H – окружное усилие в зацеплении,

F_t=2T₂/d₂=2599,8/300,56=3,99 кН=3990 Н,

К_F – коэффициент расчетной нагрузки,

К_F=K_FK_FV=1,11,06=1,17,

где К_F и K_FV определяются по рис. 8.15 и табл. 8.3 [2].

Условия прочности выполняются.

2.3 Расчет валов

2.3.1 Проектный расчет валов

Исходя из крутящих моментов на валах, конструктивно назначаем следующие диаметры валов:

• для быстроходного – диаметр под муфту d_м=28 мм,

диаметр под подшипником d_п=35 мм,

• для промежуточного вала – диаметр под колесо d_к=45 мм,

диаметр под подшипником d_п=35 мм,

• для тихоходного вала – диаметр под колесом d_к=50 мм,

диаметр под подшипником d_п=50 мм,

диаметр под муфту d_м=40 мм.

2.3.2 Проверочный расчет тихоходного вала

1. Назначаем материал вала – сталь 45 с _в=750 МПа и определяем средний диаметр вала, ф. 15.1 [2]

1. Радиальная сила от муфты на выходном конце вала, стр. 263 [2]

1. Определяем диаметры ступеней вала:

в местах посадки подшипников d_п=50 мм;

в месте посадки колеса d_к=60 мм;

в месте посадки муфты d_м=40 мм.

1. Зададимся расстояниями между средними плоскостями:

зубчатого колеса и подшипников а=55 мм, b=52 мм,

подшипников l=а+b=55+52=107 мм,

подшипника и полумуфты с=71 мм.

1. Определяем реакции в опорах и строим эпюры изгибающих и крутящих моментов, см. рисунок

Найдем реакции от сил F_r и F_a2, действующих в вертикальной плоскости

F_r=2121,63 Н,

F_a2=1211,36 Н,

М_в=0; F_rb+А_вl-F_a2d₂/2=0;

A_B=(F_a2d₂/2-F_rb)/l=(1211142,9-212152)/107=586,5 H;

Сумма проекций на вертикальную ось:

В_в-F_r-А_в=0;

В_в=А_в+F_r=586,5+2121=2707,5 Н.

Максимальный изгибающий момент в вертикальной плоскости (в месте установки колеса)

М_вкmax=В_вb=2707,552=140790 Нмм,

М_вк=А_ва=586,555=32257,5 Нмм.

Определяем реакции от сил F_t2=5698 Н, F_м=3061 Н;

М_в=0,

F_мс+F_t2b-A_гl=0;

A_г=(F_мc+F_t2b)/l=(306171+569852)/107=4800 Н.

Сумма проекций на горизонтальную ось

F_м-B_г-F_t2+A=0;

B_г=F_м-F_t2+A_г=3061-5698+4800=2163 Н.

Изгибающий момент в горизонтальной плоскости под опорой В

М_ив=F_мс=306171=217331 Нмм;

Изгибающий момент в горизонтальной плоскости в месте посадки колеса

М_гк=А_га=480055=264000 Нмм.

Проверим два предполагаемых опасных сечения на сопротивление усталости: под колесом, ослабленное шпоночным пазом и рядом с подшипником В, ослабленное галтелью.

Суммарные изгибающие моменты в этих сечениях

Сопротивление усталости под колесом.

Напряжения изгиба

_к=М_к/W_Pk=M_k/(0,1d_k³)=299195/(0,160³)=13,85 Нмм;

Напряжения кручения

_к=Т₂/W_pk=T₂/(0,2d_k³)=599,810³/(0,260³=13,88 Мпа;

Пределы выносливости, ф. 15.7 [2]

_-1=0,4_в=0,4750=300 МПа;

_-1=0,2_в=0,2750=150 МПа;

Эффективные коэффициенты концентрации напряжений соответственно при изгибе и кручении, табл. 15.1 [2]

К_к=2; К_к=1,7;

Масштабный фактор, рис. 15.5 [2]

К_dк=0,75;

Фактор шероховатости, рис. 15.6 [2]

К_FK=0,9.

Амплитуды переменных и постоянных составляющих циклов напряжений, ф. 15.5 [2]

_ак=_к=13,85 МПа; _mк=0;

_ак=_mк=0,513,85=6,925 МПа;

Коэффициенты, корректирующие влияние постоянной состовляющей цикла напряжений на сопротивление усталости, ф. 15.6 [2]

=0,1; =0,05;

Запас сопротивления усталости по изгибу, ф. 15.4 [2]

Запас сопротивления усталости по кручению, ф. 15.4 [2]

Запас сопротивления усталости. ф. 15.3 [2]

Найдем сопротивление усталости сечения под подшипником. Определим соответствующие параметры

_в=М_в/W_в=М_в/(0,1d_п³)=217331/(0,150³)=17,39 МПа;

_в=Т₂/W_рв=599,810³/(0,250³)=23,992 МПа;

К_в=2; К_в=1,53; К_dв=0,72; К_Fв=1;

_ав=_в=17,39 МПа; _mв=0;

_ав=_mв=0,5_в=0,523,992=11,996 МПа;

Сечение вала под подшипником В является болеенапряженным.

2.4 Выбор подшипников качения

Для рассчитанного вала подберем подшипники. Принимая во внимание то, что передача косозубая (наличие осевых сил), выбираем подшипники: шариковые радиально-упорные однорядные N36207 и N36210 ГОСТ 831-75 =12⁰. Результаты выбора подшипников сводим в таблицу.

Таблица 2.1

Определяем реакции опор А и В

Произведем расчет подшипника А, как более нагруженного.

Эквивалентная динамическая нагрузка, ф. 16. 23 [2]

P_r=(XVF_rB+YF_a2)K_бК_Т=(113465+0)1,11=3811,5 Н,

где V – коэффициент вращения, с. 292 [2],

X и Y – коэффициенты радиальной и осевой нагрузок, табл. 16.4 [1]

X=1, Y=0,

так как

F_a2/C₀=1211,36/27000=0,045

F_a2/(VF_rB)= 1211,36/3465=0,34<=0,34,

где К_б – коэффициент безопасности, табл. 16.3 [2],

К_т – температурный коэффициент, с. 292 [2].

Ресурс подшипника в млн. оборотов, ф. 16.21 [2]

L=(C/P_r)^P=(43200/3811,5)³=1456,01 ч.

Проверим подшипник по статической грузоподъемности С₀.

Эквивалентная статическая нагрузка, ф. 16.29 [2]

P₀=X₀F_rb+Y₀F_a2=0,53465+0,471211,36=2301,84 Н < C₀,

где X₀ и Y₀ – коэффициенты радиальной и осевой статических нагрузок, стр. 295 [2].

2.5 Выбор и расчет шпонок

Для соединения насаживаемых на валы редуктора деталей с валом используем призматические шпонки по ГОСТ 23360-78. Размеры поперечного сечения шпонок bh выбираем по указанному ГОСТу в соответствии с диаметром вала в месте установки шпонки. Длина шпонки выбирается в зависимости от длины ступицы, насаживаемой на вал детали.

Выбранные шпонки проверяются на смятие по формуле

где Т – передаваемый момент, Нм; d – диаметр вала, мм; h – высота шпонки, мм; [_см] – допускаемое напряжение смятия, МПа; при стальной ступице и спокойной нагрузке [_см]=80…120 МПа; t₁ – глубина посадки шпонки в вал, мм; l_р – рабочая длина шпонки, мм; при скругленных концах l_р=l-b; l – длина шпонки, мм. Результаты выбора и расчета шпонок сводим в таблицу.

Таблица 2.2

3. Смазка редуктора

По рекомендациям [5] при окружной скорости погружаемого в масло колеса до 12,5 м/с в редукторе применяем картерный непроточный способ смазки. Смазка осуществляется путем окунания зубчатого колеса быстроходной ступени в маслянную ванну. Во избежание больших потерь при разбрызгивании глубина погружения зубчатого колеса не должна превышать 5m=51,5=7,5 мм.

При отношении для быстроходной ступени

_h³/v=19,110⁶

по рекомендациям требуемая кинематическая вязкость масла v₅₀=32.

Принимаем для смазки редуктора масло индустриальное И-30А ГОСТ20799-75.

Список использованных источников

1. Рогачевский Н.И., Кравец Н.Ф. Проектирование узлов и деталей машин. Техническое предложение и эскизный проект. - Могилев: ММИ, 1997. - 24с.

2. Иванов М.Н. Детали машин: Учебник для машиностроительных специальностей ВУЗов. – М.: Высшая школа, 1984. – 336 с.

3. Кузьмин А.В. и др. Расчеты деталей машин. – Мн.: Выш. школа, 1986. – 400 с.

4. Рогачевский Н.И. Расчет цилиндрических зубчатых передач на ЭВМ в режиме диалога: Методические указания. – Могилев: ММИ, 1992. – 23 с.

5. Проектирование механических передач / С.А. Чернавский, Г.А. Снесарев, Б.С. Козинцов и др. – М.: Машиностроение, 1984. – 560 с.

Характеристики

Список файлов курсовой работы