123742 (689594), страница 2

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

Текст из файла (страница 2)

для ступени

υ=π∙n_T∙d₂/ (60∙1000) =3,14∙194,56∙267/ (60∙1000) =2,72 м/с;

По величине окружной скорости назначаем для ступени 9-ую степень точности /3. с.14/.

Окружное F_t, радиальное F_r и осевое F_а усилия, действующие в зацеплении ступени

F_t=2∙T_T/d₂=2∙242,1/267=1,814 кН;

F_r= F_t∙tgα/Cos=1,814∙tg20/Cos15=0,684 кН;

F_а= F_t∙tg=1.814∙tg15= 0,484 кН;

5. Проверочный расчет ступени по напряжениям изгиба

5.1 Определение допустимых напряжений

Эквивалентные числа циклов напряжений изгиба для шестерни N_FE1 и колеса N_FE2 /6. с.43/:

N_FE1=60∙n_б∙t₀∙_F; N_FE2=60∙n_T∙t₀∙_F,

где _{F -} параметр режима нагрузки по напряжениям изгиба, который для твердости зубьев HRC>40 и тяжелого режима работы равен _F=0,2 /2. с.95/;

N_FE1=60∙1000∙9928∙0,2=1, 19∙10⁸ циклов;

N_FE2=60∙200∙9928∙0,2=2,39∙10⁷ циклов.

Коэффициент долговечности при расчете на изгиб для шестерни K_FL1 и колеса K_FL2 /5. с.114/:

П ринимаем

K_FL1=K_FL2=1. K_FL1=⁹√N_FO1/N_FE1 = 0,7;

K _FL2=⁹√N_FO2/N_FE2 = 0,82;

Допускаемые напряжения изгиба для шестерни _FP1 и колеса _FP2 /5. c.114/:

_FP1 =⁰_FP1∙ K_FL1

_FP2 =⁰_FP2∙ K_FL2,

Где ⁰_FP1=240 МПа - допускаемое напряжение изгиба при базовом числе циклов нагружения (табл.2).

_FP1=240∙0,7=168 МПа

_FP2=240∙0,82=197 МПа

5.2 Расчет зубьев на выносливость

Действующие напряжения изгиба /7. с.101/:

_F =Y∙Y_F∙K_F∙F_t/ (b₂∙m)

В этой формуле F_t=1814 Н - окружное усилие; b₂=40 мм - ширина колеса; m_n=3,0 мм - модуль зацепления;

коэффициент наклона зуба

Y=1-/140=1-15/140=0.90;

коэффициент формы зуба Y_F зависит от эквивалентного числа зубьев

Z=Z/Cos³; для Z₁=Z₁/Cos³=17/Cos³1520,0 и

Z ₂=Z₂/Cos³=90/Cos³15100,0

находим /7. с.101/ Y_F1=4,09 и Y_F2=3.6; коэффициент нагрузки вычисляется по формуле

K_F=K_F∙K_F∙K_F,

где K_F - коэффициент неравномерности нагрузки, которой для косозубых передач 9-ой степени точности равен K_F=1/7. с.92/; K_F - коэффициент концентрации нагрузки, который для схемы передачи №6 /7. с.94/ при твердости зубьев колеса HRC>40 и отношении b₁/d₁=30/53=0,57; K_F= K⁰_F=1,06. K_F - коэффициент динамичности, который для 9-ой степени точности при твердости зубьев колеса HRC>40 и окружной скорости =2,72 м/с равен K_F=1.03 /3. с.15/; следовательно, K_F=1∙1,06∙1,03=1,814.

Окончательно получим:

_F1 =0,9∙4,1∙1,092∙1790/ (46∙3) =52,1 МПа.

_F2 =0,9∙3,6∙1,092∙1790/ (40∙3) =52,8 МПа.

Поскольку эти значения меньше допустимых _F1=_F1=240 МПа (табл.1), то усталостная прочность зубьев при изгибе обеспечена.

5.3 Расчет зубьев на статическую прочность

Действующие напряжения изгиба при перегрузке _Fmax=_F∙ γ, где γ=Т_пуск/Т_ном=2,0

коэффициент кратковременной перегрузки электродвигателя (см. п.3.1);

_F1max = 94∙2=188 МПа,

_F2max =95∙2=190МПа.

Поскольку эти значения меньше допускаемых:

_F1max =_F2max=430 МПа (табл.1), с

татическая прочность зубьев при кратковременных перегрузках обеспечена.

6. Проектирование валов закрытой зубчатой передачи

6.1. Предварительный расчет и конструирование валов

В качестве материалов валов выберем конструкционную сталь 35 по ГОСТ 1050-74 /5. с.74/ со следующими механическими характеристиками:

_в=520 МПа; _т=280 МПа; τ_т=170 МПа; _-1 =150 МПа;

τ_-1 =150 МПа, _τ=0.

Диаметры выходных участков тихоходного d_ТВ и быстроходного d_БВ валов посадочный диаметр под колесом определяем из расчета только на кручение /3. с.24/

d_ТВ = (5…6) ³√Т_т =34,3 мм, d_БВ = (7…8) ³√Т_б =28 мм.

Принимаем стандартные по ГОСТ 6636-69 /3. с.372/ значения: d_ТВ=34 мм, d_БВ=28 мм. Длины выходных участков принимаем по ГОСТ 12080-66 /5. с.79/: l_БВ1 =51 мм и l_БВ2=57 мм, l_ТВ1=59 мм

Диаметры и длины остальных участков валов выбираем из конструктивных соображений (рис. II).

Подшипники для всех валов редуктора выбираем по величине посадочного диаметра и предварительно назначаем шарикоподшипники радиальные однорядные легкой серии по ГОСТ 8338-75 (рис.12), параметры которых сведены в табл.3 /7, C.530/.

По величине посадочных диаметров (рис. II) выбираем размеры призматических шпонок (рис.13) по ГОСТ 23360-78 /7, с.302/, находим моменты сопротивления сечения валов (рис.12), ослабленных шпоночным пазом /2. с.98/, и основные данные заносим в табл.4.

6.2. Проверочный расчет тихоходного вала

6.2.1 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов

Таблица 3. Основные параметры подшипников качения быстроходного (Б) и тихоходного (Т) валов редуктора:

Индекс вала	Обозначение подшипника	Размеры, мм					Грузоподъемность, кг
		d	D	B	R	C		Co
Б	206	30	62	16	1,5	19,5		10,0
Т	208	40	80	18	2	32		17,8

Расчетная схема вала представлена на отдельном рисунке (рис 14). Данные размеры l₁ = 51 мм, l₂= 57 мм в l₃ = 59 мм взяты из компоновочной схемы редуктора (рис.11), a R =d₂/2134 мм - из табл.3 (см. п.4.2).

Передаваемый крутящий момент Т_Т= 242,1 Н · м найден в п.3.4 а усилия, действующие в зацеплении, определены в п.4.4:

F_t= 1,814 кН, F_r = 0,648 кН, F_a= 0,484 кН.

Поперечную силу F_м, возникающую от муфты из-за возможной не-соосности соединяемых валов, прикладываем в середине концевого участка вала и считаем равной /6. с.229/.

F_M = 0,3∙F_r = 0,3∙1,814 = 0,544 кН.

Определяем опорные реакции от сил F_r и F_а (плоскость YOZ):

Таблица 4

Индекс вала	Диаметр вала, мм	Размеры шпонки, мм					Момент сопротивления вала, СИ
		B	H	l	t1	t		Wu	Wk
Б	28	8	7	51	4,0	3,3
Т	34	10	8	57	5,0	3,3
Т	48	14	9	59	5,5	3,8

Основные размеры шпоночного соединения и моменты сопротивления быстроходного (Б) и тихоходного (Т) валов редуктора.

М_В=0; Y_A∙ (l₁+l₂) - F_r∙l₂+F_a∙R=0;

Y_A= (684∙0,057-484∙0,1335) /0,108= - 0,2373 кН;

М_А=0; Y_B∙ (l₁+l₂) - F_r∙l₁-F_A∙R=0;

Y_B= (684∙0,057+484∙0,1335) /0,108= 0,9213кН.

Проверяем правильность определения реакций

Y=0; Y_A-F_r+Y_B=0;

0,2373-0,684+0,9213=0;

0=0.

Строим эпюру изгибающего момента М_У:

M^c_У=Y_a·l₁= - 237,3·0,051= - 12,102 Н·м;

M^c’_У=Y_в·l₂=921,3·0,057=52,514 Н·м;

Определим опорные реакции от силы F_t (плоскость XOZ):

М_В=0; Х_А· (l₁+l₂) - F_t·l₂=0;

Х_А= (1,814·0,057) / (0,057+0,051) =0,957 кН;

М_А=0; Х_В· (l₁+l₂) - F_t·l₁=0;

Х_В= (1,814·0,051) / (0,057+0,051) =0,857 кН.

Проверяем правильность определения реакций

Х=0; Х_А-F_t+Х_В=0;

0,957-1,814+0,875=0;

1,814-1,814=0.

Строим эпюру изгибающего момента М_Х:

M^c_х=Х_a·l₁=957·0,051=48,81 Н·м;

M^c’_х=Х_в·l₂=857·0,057=48,85 Н·м;

Строим эпюру изгибающего момента М_U от совместного действия сил F_t, F_r, F_а (рис.14. г):

М_u^c= ( (М_х^с) ²+ (М_у^с) ²) ^1/2 =50,29 Н·м;

М_u^c’= ( (М_х^с’) ²+ (М_у^с’) ²) ^1/2 =71,72 Н·м;

Определим опорные реакции от силы F_М:

М_В=0; - R_АМ · (l₁+l₂) - F_М·l₃=0;

R_АМ= (0,544·0,059) / (0,051+0,057) =0,297 кН;

М_А=0; - R_ВМ· (l₁+l₂) - F_М· (l₁+l₂+l₃) =0;

R_ВМ=0,5442 (0,051+0,057+0,059) / (0,051+0,057) =0,842 кН.

Проверяем правильность определения реакций:

F_М=0; R_АМ + F_М - R_ВМ=0

0,297+0,5442-0,842=0; 0,842-0,842=0.

Строим эпюру изгибающего момента М_М от силы:

М^в_м= R_АМ · (l₁+l₂) = 297 (0,051+0,057) =32,08 Н·м;

М^с_м= R_АМ ·l₁= 297·0,051 =15,44 Н·м;

М^с’_м= R_АМ ·l₂= 297·0,057 =16,93 Н·м;

Строим эпюру суммарного изгибающего момента М от совместного действия всех сил (рис.14. е):

М^c =М^c_u+M^c_m =50,29+15,44=65,73 Н·м,

М^c’ =М^c’_u+M^c’_m =71,72+16,93=88,65 Н·м,

М^B =М^B_u+M^B_m =0+32,08=32,08 Н·м,

Строим эпюру крутящего момента (рис.14. ж): Т_т=242,1 Н·м.

6.2.2 Расчет вала на выносливость

В опасном сечении вала в точке С^’ (рис.14) действует наибольший изгибающий момент М=88,65 Н·м и крутящий момент Т_Т=242,1Н·м, а моменты сопротивления изгибу W_u и кручению W_K с учетом ослабления вала шпоночным пазом равны W_n=14,5·10^-6 м³ и W_K=30,8·10^-6 м³ (табл.4).

Определим действующие напряжения изгиба , изменяющиеся по симметричному циклу, и напряжения кручения , изменяющиеся по нулевому циклу:

=M/W_n=70,81/14,5·10^-6=4,5 МПа,

=T_Т/W_K=242,1/30,8·10^-6=7,86 МПа.

Коэффициенты запаса прочности вала по нормальным S и касательных S напряжениям:

S=_-1/ (·K/·),

S=2_-1/ ( ( (K/·) +)),

где _-1=250 МПа, _-1=150 МПа, =0 (см. п.6.1);

K и K - эффективные коэффициенты концентрации напряжений;

и - масштабные факторы; - коэффициент, учитывающий состояние поверхности. Для вала из стали 35, имеющей =250 МПа, диаметром 100 мм с напрессованным зубчатым колесом K/=3.46 /7. с.300/ и

K/=1+0.6 ( (K/) - 1) =1+0,6 (3,46-1) =2,48 /7. с.301/.

Примем шероховатость поверхности вала R_t≤20 мкм, тогда =0,9 /7. с.298/.

S=250/ (4,5·3,46·0,9) =17,8;

S=2·150/ (7,86/ (2,48·0,9) +0) =85, 19.

Характеристики

Список файлов курсовой работы