124161 (689877), страница 2

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

Текст из файла (страница 2)

U_{ред. факт} = Z₂/ Z₁

U_{ред. факт} =132/23 = 5,74

Найдем косинус угла наклона зубьев:

Cosβ = (Z₁+Z₂)m_n / 2 а_w

Cosβ = 155∙4,0/ 2∙315= 0,9841;

Тогда:

β = 10,23˚

Считаем:

d₁ = m_n Z₁/ cosβ

d₂ = m_n Z₂/ cosβ

d₁ = 4,0∙23/ 0,9841= 93,48 мм

d₂ = 4,0∙132/0,9841= 536,52 мм

Проверка: d₁ + d₂ = 93,48+536,52 = 630 мм = 2 а_w . Верно.

Тогда ширина колес:

b₂ = ψ_ва а_w

b₁ = b₂ + (2..4) m_n

b₂ = 0,303∙315 = 95,445 ≈ 95 мм

b₁ = 95 + 2∙4,0 = 103 мм ≈ 100 мм

Проверка:

b₂ ∙ sinβ≥4m_n

95∙sinβ≥4∙4

16,873≥16 Верно.

Определяем диаметры вершин зубьев d_a и впадин d_f зубчатых колес:

d_a = d + 2∙ m_n

d_f = d – 2,5∙ m_n

d_a1 =93 + 2∙ 4 = 101 мм

d_a2 = 537 + 2∙ 4 = 545 мм

d_f1 = 93 – 2,5∙ 4 = 83 мм

d_f2 = 537 – 2,5∙ 4 = 527 мм

5. Расчет валов:

5.1 Быстроходный вал.

Так как d_f1 = 83 мм – принимаем вал-шестерню.

Момент на ведущем валу:

Т₁ = Т_дв∙ U_факт∙ η_{рем.пер}

Т₁ = 100∙2,89∙0,94 = 271,66 Н м ≈ 270 Н∙м

Проведем подборку диаметров составляющих вала:

d = (T₁∙10³/0,2[τ])^1/3

d = (270∙10³/0,2∙10)^1/3 = 51,3 мм.

Выбираем из стандартного ряда чисел:

d = 50 мм

d₁ = d₁+ (4..5) мм = 55 мм

d_п ≥ d₂+ (4..5) мм = 60 мм

d₂ = d_п+ 5 мм = 65 мм

d₄ = d₃+ (6..10) мм = 75 мм

Проведем подборку длин составляющих вала:

L₀ = (1,6..2) d = 100 мм

L₁ = 20..25 мм = 25 мм

L_п ≈ 0,5 d_п = 30 мм

L₂ = 10..12 мм = 12 мм

L₃ = b₂ = 95 мм

L₄ = L₂ = 12 мм

L₅ = L₁ = 25 мм

Тогда:

L = 149 мм

а = 90 мм

Расчет зубчатой пары: (Расчет вала на прочность)

Окружная сила

F_t = 2T₁∙10³/d₁

F_t = 2∙270∙10³/55 = 9818 Н

Осевое усилие

F_a = F_t ∙ tg β

F_a = 9818 ∙ tg 10,23 = 1771 Н

Радиальная нагрузка

F_r = F_t ∙ tg α / cosβ

F_r = 1771∙tg20/cos10,23 = 655 Н

Рассчитываем число оборотов первого (быстроходного) вала редуктора:

n_{вед (быстроходный вал редуктора)} = n_дв/ U_факт

n_{вед (быстроходный вал редуктора)} = 1460/2,89 = 505 об/мин

Построение эпюр:

l

R^b_A = 0,5∙ F_r + F_a∙d₁/2L

R^b_B = 0,5∙ F_r - F_a∙d₁/2L

R^b_A = 0,5∙655 + 1771∙50/2∙149 = 333,44 Н

R^b_B = 0,5∙655 – 1771∙50/2∙149 = 321,56 Н

Проверка: R^b_A + R^b_B - F_r = 0

333,44+321,56 – 655 = 0 Верно.

М₁ = R^b_A∙ L/2

М = R^b_B ∙ L/2

М₁ = 333,44∙149/2∙1000 = 24,84 Н∙м

М = 321,56∙149/2∙1000 = 23,96 Н∙м

М₁ = 333,44∙149/2∙1000 = 24,84 Н∙м

М = 321,56∙149/2∙1000 = 23,96 Н∙м

R^Г_А = R^Г_В = 0,5∙F_t

М₂ = F_t∙ L/4

R^Г_А = R^Г_В = 0,5∙ 9818 = 4909 H

М₂ = 9818∙149/4∙1000 = 365,72 Н∙м

Проверка: R^Г_А + R^Г_В - F_t = 0

4909 + 4909 – 9818 = 0 Верно.

а

R_AP = F_P∙ (L + a)/L

R_BP = F_P∙ a/L

M_P = F_P∙ a

R_AP = 3635∙ (149 + 90)/149 = 5831 H

R_BP = 3635∙ 90/149 = 2196 H

M_P = 3635∙90/1000 = 327,15 Н∙м

Рассчитаем общий момент:

M_ОБЩ = [(M₁)² + (M₂)²]^1/2

M_ОБЩ = [(24,84)² + (365,72)²]^1/2 = 366,56 Н∙м

Проверочный расчет ведущего вала.

Сталь 40х улучшенная.

Шестерня НВ₁ = 270 НВ σ_в = 900н/мм², σ_г =750 н/мм²

Колесо НВ₂ = 240 НВ σ_в = 780н/мм², σ_г =540 н/мм²

Коэффициент запаса для нормальных напряжений:

n_σ = σ_-1/(K_σp∙ σ_a + ψ_σ∙ σ_m),

где σ_-1­ – предел выносливости гладкого образца при симметричном цикле напряжений изгиба. σ_-1­ = 410 МПа

σ_a – амплитуда номинальных напряжений изгиба, σ_a ≈ М_ОБЩ/0,1d_п³ = 64,1 МПа

σ_m – среднее значение номинального напряжения, σ_m = 0.

K_σp – эффективный коэффициент концентрации напряжений для детали.

БЕРЕМ ИЗ ТАБЛИЦЫ 3,5

Тогда:

n_σ = 410/(3,5∙ 64,1) = 1,83

Коэффициент запаса для касательных напряжений:

n_τ = τ_-1/(K_τp∙ τ_a + ψ_τ∙ τ_m),

где τ _-1­ – предел выносливости гладкого образца при симметричном цикле напряжений кручения. τ _-1­ = 240 МПа

τ_a – амплитуда номинальных напряжений кручения,

τ_m – среднее значение номинальных напряжений, τ_a = τ_m = 1/2∙τ = 10,1

K_τp – эффективный коэффициент концентрации напряжений для детали.

БЕРЕМ ИЗ ТАБЛИЦЫ 2,5

ψ_τ = 0,1

Тогда:

n_τ = 240/(2,5∙10,1 + 0,1∙ 10,1) = 9,21

Общий коэффициент запаса прочности на совместное действие изгиба и кручения:

n = n_σ ∙ n_τ /[ (n_σ)² + (n_τ)²]^1/2

n = 1,83∙9,21 /[1,83² + 9,21²]^1/2 = 1,81

Проверка соблюдения условия прочности:

n_min ≥ [n], где [n] = 1,5..3,5

1,81≥ 1,5

5.2 Тихоходный вал.

Проведем подборку диаметров составляющих вала:

Момент на тихоходном валу:

T₂ = T₁∙U_ред∙η_ред = 270∙5,6∙0,97 = 1466,64 Н∙м ≈ 1500 Н∙м

d = (T₂∙10³/0,2[τ])^1/3 = (1500∙10³/0,2∙20)^1/3 = 72,1 мм.

Выбираем из стандартного ряда чисел:

d = 71 мм

d₁ = d₁+ (4..5) мм = 75 мм

d_п ≥ d₂+ (4..5) мм = 80 мм

d₂ = d_п+ 5 мм = 85 мм

d₃ = d₂+ 2 мм = 87 мм

d₄ = d₃+ (6..10) мм = 95 мм

Проведем подборку длин составляющих вала:

L₀ = (1,6..2) d = 142 мм

L₁ = 20..25 мм = 25 мм

L_п ≈ 0,5 d_п = 40 мм

L₂ = 10..12 мм = 12 мм

L₃ = b₁ = 100 мм

L₄ = L₂ = 12 мм

Тогда:

L = 164 мм

а = 115 мм

Окружная сила

F_t = 2T₂∙10³/d₁ = 2∙1500∙10³/71 = 40000 Н

Осевое усилие

F_a = F_t ∙ tg β = 40000 ∙ tg 10,23 = 7219 Н

Радиальная нагрузка

F_r = F_t ∙ tg α / cosβ = 40000∙tg20/cos10,23 = 14794 Н

Построение эпюр:

l

R^b_A = 0,5∙ F_r + F_a∙d₁/2L

R^b_B = 0,5∙ F_r - F_a∙d₁/2L

R^b_A = 0,5∙14794 + 7219/2∙164 = 7419 Н

R^b_B = 0,5∙14794 – 7219/2∙164 = 7375 Н

Проверка: R^b_A + R^b_B - F_r = 0

7419+7375 - 14794 = 0 Верно.

М₁ = R^b_A∙ L/2

М = R^b_B ∙ L/2

М₁ = 7419∙164/2∙1000 = 608,4 Н∙м

М = 7375∙164/2∙1000 = 604,8 Н∙м

R^Г_А = R^Г_В = 0,5∙F_t

М₂ = F_t∙ L/4

R^Г_А = R^Г_В = 0,5∙ 40000 = 20000 H

М₂ = 40000∙164/4∙1000 = 1640 Н

Проверка: R^Г_А + R^Г_В - F_t = 0

20000+20000 - 40000 = 0 Верно.

а

R_AM = F_M∙(L+a)/L

R_BM = F_M∙a/L

F_M = 125 (T₂)^1/3

F_M = 125∙(1500)^1/3 = 1430,9 Н

R_AM = 1430,9∙(164+115)/164 = 2434,3 Н

R_BM =1430,9∙ 115/164 = 1003,4 Н

Мм = F_M ∙ а

Мм = 1430,9∙115/1000 = 164,6 Н

Найдем общий момент:

M_ОБЩ = [(M₁)² + (M₂)²]^1/2 + 0,5∙Мм

M_ОБЩ = [(608,4)² + (1640)²]^1/2 + 0,5∙164,6 = 1831,5 Н

Проверочный расчет ведомого вала.

Сталь 40х улучшенная.

Шестерня НВ₁ = 270 НВ σ_в = 900н/мм², σ_г =750 н/мм²

Колесо НВ₂ = 240 НВ σ_в = 780н/мм², σ_г =540 н/мм²

Коэффициент запаса для нормальных напряжений:

n_σ = σ_-1/(K_σp∙ σ_a + ψ_σ∙ σ_m),

где σ_-1­ – предел выносливости гладкого образца при симметричном цикле напряжений изгиба. σ_-1­ = 410 МПа

σ_a – амплитуда номинальных напряжений изгиба, σ_a ≈ М_ОБЩ/0,1d_п³ = 1831,5/0,1∙80³ =

= 35 МПа

σ_m – среднее значение номинального напряжения, σ_m = 0.

K_σp – эффективный коэффициент концентрации напряжений для детали.

БЕРЕМ ИЗ ТАБЛИЦЫ 3,0

Тогда:

n_σ = 410/(3,0∙ 35,77) = 3,82

Коэффициент запаса для касательных напряжений:

n_τ = τ_-1/(K_τp∙ τ_a + ψ_τ∙ τ_m),

где τ _-1­ – предел выносливости гладкого образца при симметричном цикле напряжений кручения. τ _-1­ = 240 МПа

τ_a – амплитуда номинальных напряжений кручения,

τ_m – среднее значение номинальных напряжений, τ_a = τ_m = 1/2∙τ = 10,1

K_τp – эффективный коэффициент концентрации напряжений для детали.

БЕРЕМ ИЗ ТАБЛИЦЫ 2,3

ψ_τ = 0,1

Тогда:

n_τ = 240/(2,3∙10,1 + 0,1∙ 10,1) = 9,9

Общий коэффициент запаса прочности на совместное действие изгиба и кручения:

n = n_σ ∙ n_τ /[ (n_σ)² + (n_τ)²]^1/2

n = 3,82∙9,9 /[3,82² + 9,9²]^1/2 = 3,56

Проверка соблюдения условия прочности:

n_min ≥ [n], где [n] = 1,5..3,5

3,56 ≥ 1,5

6.Выбор подшипников.

Так как у нас косозубая передача в редукторе, то следует выбрать шариковые радиальные подшипники, которые можно использовать при небольшой

(до 30%) свободной осевой нагрузке.

Выбираем шариковый радиальный однорядный подшипник №112

по ГОСТ 8338-75 для быстроходного вала.

Основные характеристики подшипника средней серии:

Наружный диаметр:

D = 130 мм;

Ширина:

b = 31 мм;

Фаска:

r = 3,5 мм

Базовая динамическая грузоподъемность:

С_r = 92,3кН;

Базовая статическая грузоподъемность:

Со_r = 48 кН;

Время работы:

L_H = 15000 ч.

Выбираем самую нагруженную опору:

R_A = [(R^Г_А)²+ (R^b_А)²]^1/2

R_B = [(R^Г_B)²+ (R^b_B)²]^1/2

R_A = [4909² + 333,44²]^1/2 = 4920,3 Н

R_B = [4909² + 321,56²]^1/2 = 4919,5 Н

Значит, самая нагруженная опора А.

F_A/ Со_r = 1771/48∙10³ = 0,036 e = 0,22;

Так как F_A/ R_A = 1771/4920,3 = 0,36 > e = 0,22 X = 0,56; Y = 1,99

Произведем расчет нагрузки на подшипник:

F_экв = (X∙V∙F_R + Y∙F_A) ∙ K_δ∙K_T ,где

X – коэффициент восприятия радиальной нагрузки. X = 0,56

Y – коэффициент восприятия осевой нагрузки. Y = 1,99

V – коэффициент, учитывающий вращения кольца по отношению к нагрузке. V = 1.

K_δ – коэффициент безопасности. K_δ = 1,3

K_T – температурный коэффициент. K_T = 1.

F_экв = (0,56 ∙1,99 ∙ 4920,3 + 1,99 ∙ 1771) ∙1,3∙1 =11709,7 Н

Определяем базовый расчет ресурса подшипника L_H:

L_H = 10⁶∙[C_r/ F_экв]³/60∙n₁

n₁ = n_дв/U_рем = 1460/2,8 = 505 об/мин

L_H = 10⁶∙[92300/ 11709,7]³/60∙505 = 16163,1 ч.

Этот ресурс нас удовлетворяет, значит, оставляем этот подшипник.

Выбираем шариковый радиальный однорядный подшипник №216 по ГОСТ 8338-75 для тихоходного вала.

Основные характеристики подшипника легкой серии: Основные характеристики подшипника средней серии:

Характеристики

Список файлов курсовой работы