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

Текст из файла (страница 2)

Определяем внешние диаметры вершин зубьев:

шестерни

колеса

Определяем средний нормальный модуль:

Выполним проверку возможности обеспечения принятых механических характеристик при данной термической обработке заготовки (термическое улучшение).

Для колеса:

, – верно,

здесь – наибольший размер сечения заготовки. Для шестерни: , – верно, где – наибольший размер сечения заготовки.

Определим силы, действующие на валы зубчатых колёс.

Окружную силу на среднем находим по формуле:

,

где .

Осевая сила на шестерне:

,

где

Радиальная сила на шестерне:

,

где

Осевая сила на колесе:

Н

Радиальная сила на колесе:

Н

6. Определение диаметров валов

Диаметры различных участков валов редуктора определим по формулам:

А) для тихоходного вала

Определим диаметр тихоходного вала:

. Принимаем

Для найденного диаметра вала выбираем значения: – приблизительная высота буртика, – максимальный радиус фаски подшипника, – размер фасок вала.

Определим диаметр посадочной поверхности подшипника:

. Принимаем

Рассчитаем диаметр буртика для упора подшипника:

. Принимаем

Б) для быстроходного вала

Определим диаметр быстроходного вала шестерни:

. Принимаем

Для найденного диаметра вала выбираем значения: – приблизительная высота буртика, – максимальный радиус фаски подшипника, – размер фасок вала.

Определим диаметр посадочной поверхности подшипника:

. Принимаем

Рассчитаем диаметр буртика для упора подшипника:

. Принимаем

7. Выбор и проверка подшипников качения по динамической грузоподъёмности

I. Для быстроходного вала редуктора выберем роликоподшипники конические однорядные средней серии . Для него имеем: – диаметр внутреннего кольца, – диаметр наружного кольца, – ширина подшипника, – динамическая грузоподъёмность, – статическая грузоподъёмность, – предельная частота вращения при жидкой смазке. На подшипник действуют: – осевая сила, – радиальная сила. Частота оборотов . Требуемый ресурс работы , , при F_a/VF_r > e.

Найдём: – коэффициент безопасности (табл. 1 лит. 2); – температурный коэффициент (стр. 12 лит. 2); – коэффициент вращения (стр. 10 лит. 2).

Определяем радиальные силы действующие в подшипниках:

Определяем минимальные осевые нагрузки для подшипников:

Определяем осевые реакции в опорах:

Принимаем, что F_а1 = S₁ = 98,5 Н, тогда из условия равновесия , что больше, чем S₂. Следовательно, силы найдены правильно.

Определяем эквивалентную нагрузку для 1^ой опоры: . Следовательно, X = 1, Y = 0.

Отсюда

Определяем эквивалентную нагрузку для 2^ой опоры:

Определяем значение коэффициента радиальной динамической нагрузки и коэффициента осевой динамической нагрузки .

Определяем эквивалентную радиальную динамическую нагрузку .

Рассчитаем ресурс принятых подшипников, (расчет выполняется по 2^ой более нагруженной опоре): , или , что удовлетворяет требованиям.

II. Для тихоходного вала редуктора выберем роликоподшипники конические однорядные средней серии . Для него имеем: – диаметр внутреннего кольца, – диаметр наружного кольца, – ширина подшипника, – динамическая грузоподъёмность, – статическая грузоподъёмность, – предельная частота вращения при пластичной смазке. На подшипник действуют: – осевая сила, – радиальная сила. Частота оборотов . Требуемый ресурс работы , , Y = 1,94 при F_a/VF_r > e.

Найдём: – коэффициент безопасности; – температурный коэффициент; – коэффициент вращения.

Определяем радиальные силы действующие в подшипниках:

Определяем минимальные осевые нагрузки для подшипников:

Определяем осевые реакции в опорах:

Принимаем, что F_а1 = S₁ = 158,5 Н, тогда из условия равновесия , что больше, чем S₂. Следовательно, силы найдены правильно.

Определяем эквивалентную нагрузку для 1^ой опоры: . Следовательно, X = 1, Y = 0.

Отсюда

Определяем эквивалентную нагрузку для 2^ой опоры:

Определяем значение коэффициента радиальной динамической нагрузки и коэффициента осевой динамической нагрузки .

Определяем эквивалентную радиальную динамическую нагрузку .

Рассчитаем ресурс принятых подшипников, (расчет выполняется по 2^ой более нагруженной опоре): , или , что удовлетворяет требованиям.

8. Проверочный расчет тихоходного вала (наиболее нагруженного)

Д

A

B

C

ействующие силы:

– окружная,

– осевая,

– радиальная,

– крутящий момент.

,

,

,

.

Изгибающие моменты в опасном сечении:

от ,

от ,

от ,

Суммарный изгибающий момент будет вычисляться по формуле

Расчёт производим в форме проверки коэффициента запаса прочности , значение которого можно принять . При этом должно выполняться условие, что , где – расчётный коэффициент запаса прочности, и – коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям, которые определим ниже.

Определим механические характеристики материала вала (Сталь 45) по табл. 10.2 лит. [1]: – временное сопротивление (предел прочности при растяжении); и – пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручении; – коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений.

Определим отношение следующих величин (табл. 10.3 и 10.6 лит. [1]): , , где и – эффективные коэффициенты концентрации напряжений, – коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения. Также по табл. 10.4 лит. [1] найдём значение коэффициента влияния шероховатости и по табл. 10.5 лит. [1] коэффициент влияния поверхностного упрочнения .

Вычислим значения коэффициентов концентрации напряжений и для данного сечения вала: , .

Определим пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении: , .

Рассчитаем осевой и полярный моменты сопротивления сечения вала: , где – расчётный диаметр вала.

Вычислим изгибное и касательное напряжение в опасном сечении по формулам: , .

Определим коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям: .

Для нахождения коэффициента запаса прочности по касательным напряжениям определим следующие величины. Коэффициент влияния асимметрии цикла напряжений для данного сечения . Среднее напряжение цикла . Вычислим коэффициент запаса .

Найдём расчётное значение коэффициента запаса прочности и сравним его с допускаемым: – условие выполняется.

9. Выбор и расчёт шпоночных соединений

В данном редукторе шпоночные соединения выполнены с использованием призматических шпонок. Соединение с такими шпонками напряженное, оно требует изготовления вала с большой точностью. Момент передается с вала ступиц узкими боковыми гранями шпонки. При этом возникают напряжения сечения σ_см, а в продольном сечении шпонки напряжение среза τ.

У стандартных шпонок размеры b и h подобранны так, что нагрузку соединения ограничивают не напряжение среза, а напряжение смятия. Поэтому расчет шпонок проведем на напряжение смятия.

1). Соединение быстроходного вала с муфтой.

Имеем:

– крутящий момент на валу,

– диаметр вала,

– длина шпонки,

– ширина шпонки,

– высота шпонки,

– глубина паза вала,

– рабочая длина шпонки,

– допускаемое напряжение на смятие материала шпонки.

Условие прочности: ,

– верно.

2). Соединение тихоходного вала с зубчатым колесом.

– крутящий момент на валу,

– диаметр вала,

– длина шпонки,

– её ширина,

– высота шпонки,

– глубина паза вала,

– рабочая длина шпонки,

– допускаемое напряжение на смятие материала шпонки.

Условие прочности: ,

– верно.

3). Соединение тихоходного вала со звёздочкой.

Имеем:

– крутящий момент на валу,

– диаметр вала,

– длина шпонки,

– её ширина,

– высота шпонки,

– глубина паза вала,

– рабочая длина шпонки,

– допускаемое напряжение на смятие материала шпонки.

Условие прочности: ,

– верно.

10. Расчет цепной передачи

– крутящий момент на валу

- часта вращения ведущей звездочки;

U=2,875 – передаточное число цепной передачи.

Привод работает в одну смену; ожидаемый наклон передачи к горизонту около 50⁰.

1. Назначим однорядную роликовую цепь типа ПР.

2. Предварительное значение шага для однорядной цепи

Ближайшее значение шага однорядной цепи по стандарту: P=31,75 мм ;

А=262 мм² - площадь проекции опорной поверхности шарнира цепи.

3. Число зубьев ведущей звёздочки

Найдем рекомендуемое число зубьев z₁ в зависимости от передаточного числа:

Принимаем

4.Определим давление в шарнире

к_д=1,2 – нагрузка без ударов и толчков;

к_Q=1 – оптимальное межосевое расстояние;

к_н=1 – наклон передачи менее 60⁰;

к_рег=1,25 – передача с нерегулируемым натяжением цепи;

к_смаз=1,5 – смазывание цепи нерегулярное;

к_реж=1 – работа в одну смену;

Окружная сила передаваемая цепью

Характеристики

Список файлов курсовой работы