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

Текст из файла (страница 3)

(1.55)

Вычислим численное значение коэффициента, учитывающего угол контактных линий

Вычисляем численное значение фактического напряжения изгиба, подставляя численные значения окружной силы, коэффициента нагрузки, коэффициента, учитывающего угол контактных линий и коэффициента, учитывающего неравномерность распределения нагрузки между зубьями в (1.51).

Так как фактическое напряжение изгиба зубьев на шестерне оказалось меньше допускаемого, следовательно, модуль передач оставляем без изменений.

1.2.4 Проверочный расчет зубчатой передачи при перегрузке

Задачей раздела является проверка зубьев при возможных перегрузках. Проверим зубья на статическую поломку, для этого проверим их по условию

_{F max} [_{F max}], (1.56)

где _{F max} - фактическое максимальное напряжение изгиба зубьев, Н/мм²; [_{F max}] - допускаемое максимальное напряжение изгиба зубьев, Н/мм².

Фактическое максимальное напряжение изгиба зубьев определяется по формуле

(1.57)

Вычислим численное значение фактического максимального напряжения изгиба зубьев по формуле (1.57), =2,5 (из технического задания)

_{F max}=110,8·2,5=277 Н/мм².

Допускаемое максимальное напряжение изгиба зубьев определяется по формуле

[_{F max}] =0,8·_т, (1.58)

где _{т -} предел текучести, Н/мм².

Предел текучести определим по таблице. Так как HB=300 выбираем марку стали 45XН. Для стали 45XН предел текучести _т=710 Н/мм².

Вычислим численное значение допускаемого максимального напряжения изгиба зубьев по формуле (4.58)

[_{F max}] = 0,8·710 =568 Н/мм².

Допускаемое максимальное напряжение изгиба зубьев оказалось больше, чем фактическое максимальное напряжение изгиба зубьев, следовательно, межосевое расстояние оставляем без изменений.

Проверим передачу на заедание и пластическую деформацию зубьев. Критерием расчета является статическая контактная прочность.

_{H max} [_{H max}], (1.59)

где _{H max} - фактическое максимальное контактное напряжение, Н/мм²;

[_{H max}] - допускаемое максимальное контактное напряжение, Н/мм².

Фактическое максимальное контактное напряжение определяется по формуле

(1.60)

Вычислим численное значение фактического максимального контактного напряжения

Допускаемое максимальное контактное напряжение определяется по формуле

[_{H max}] =3,1·_т. (1.61)

Вычислим численное значение допускаемого контактного напряжения

[_{H max}] =3,1·710=2201 Н/мм².

Допускаемое максимальное контактное напряжение оказалось больше, чем фактическое максимальное контактное напряжение, следовательно, межосевое расстояние остается без изменений. Вывод: передачу следует выполнить с размерами в табл.2.1.

1.3 Расчет размеров шестерни прямозубой цилиндрической передачи

Задачей раздела является определение размеров шестерни прямозубой цилиндрической передачи. Делительный диаметр шестерни определим по формуле

d₃ = 0,5·d₂, (1.43)

где d₃ - делительный диаметр шестерни, мм.

Подставим численные значения в выражение (1.43) и найдем делительный диаметр шестерни

d₃ = 0,5·316 = 158 мм.

Запишем выражение для ширины шестерни

b₃=_bdT·d₃, (1.44)

где b₃ - ширина шестерни, мм; _bdT - коэффициент ширины шестерни относительно диаметра. Для консольного расположения колес относительно опор выбираем _bdT=0,5

Подставляя численные значения в выражение (1.44), получаем

b₃=0,5·158=79мм.

Определим модуль тихоходной передачи

(1.45)

где m_т - модуль тихоходной передачи, мм.

Выбираем конструктивно _m=22.

Подставляя численные значения в формулу (1.45), получаем

мм

Значение модуля передач выравниваем по ГОСТ 9563-60, следовательно m_т=4.

Запишем выражение для числа зубьев шестерни

(1.46)

где z₃ - число зубьев шестерни.

Подставляя численные значения в выражение (1.46), получим

Сделаем проверочный расчет зубьев шестерни на подрезание. Условие работоспособности передачи без подрезания можно записать в виде [2, с.38]

z₃ z_min, (1.47)

где z_{min -} минимальное число зубьев. Для прямозубых зубчатых колес z_min=17.

Минимальное число зубьев оказалось меньше, чем действительное, следовательно, подрезания не произойдет.

Определим делительный диаметр шестерни по формуле

d₃= z₃·m_т. (1.48)

Подставляя численные значения в выражение (1.48), получим

d₃= 40·4=160 мм.

Зная делительный диаметр, можно найти диаметр вершин шестерни по формуле

d_a3 = d₃+2·m_т, (1.49)

где d_a3 - диаметр вершин шестерни, мм.

Подставляем численные значения

d_a3=160 +2·4= 168 мм.

Зная делительный диаметр, можно найти диаметр впадин шестерни по формуле

d_f3=d_{3 -} 2,5·m_т, (1.50)

где d_f3 - диаметр впадин шестерни, мм.

Подставляем численные значения

d_f3 = 160 _- 2,5·4 = 150 мм.

В ходе расчета были получены следующие результаты: модуль тихоходной передачи m_т=4, ширина шестерни b₃=79 мм, делительный диаметр шестерни d₃=160 мм, диаметр вершин шестерни d_a3=168 мм, диаметр впадин шестерни d_f3=150 мм.

1.4 Расчет и проектирование промежуточного вала

1.4.1 Проектировочный расчет вала

Задачей раздела является предварительное определение минимального диаметра промежуточного вала. Считаем, что вал - гладкий, круглый стержень, испытывающий только постоянное напряжение кручения. Критерием расчета является статическая прочность при кручении.

Определим диаметр выходного конца вала

(1.51)

где d_{В3 -} диаметр выходного конца вала, мм; [_к] - допускаемое напряжение на кручение, Н/мм². Выбираем [_к] =20 Н/мм².

Подставляем численные значения в формулу (1.51)

Выбираем из стандартного ряда значение d_В=60мм.

Диаметр вала под подшипник вычисляется по формуле

d_П=d_В3+5 мм, (1.52)

Подставляя численные значения в выражение (1.52), находим диаметр вала под подшипник

d_П= 60+5=65 мм.

Выбираем d_П=65 мм.

Диаметр бурта: d_б= d_П+5=65+5=70 мм

Диаметр вала под колесо можно вычислить по формуле

d_В2= d_б-3 мм, (1.53)

Подставляя численные значения в выражение (1.53), находим диаметр вала под колесо

d_В2= 70-3=67 мм.

Выбираем из стандартного ряда значение d_В2=65 мм.

Т.к. d_В2>b_ω2, то l_ст= b_ω2+11,5=37+11,5=48,5 мм

В ходе вычислений были получены следующие результаты: диаметр выходного конца вала d_В3 =60 мм, диаметр вала под подшипник d_П=65 мм, Диаметр вала под колесо d_В2=67 мм., диаметр бурта d_б=70 мм, длина ступицы l_ст=48,5 мм.

1.4.2 Выбор и проверочный расчет подшипников качения

Задачей раздела является выбор стандартных подшипников качения и их проверка на долговечность по динамической грузоподъемности. Критерием выбора является: а) диаметр вала, на который установлен подшипник; б) направления, воспринимаемых подшипником нагрузок; в) стоимость подшипников и их монтажа. Так как на промежуточном валу находится колесо косозубой передачи, то подшипники должны выдерживать как радиальные, так и осевые нагрузки, поэтому выбираем радиально-упорные шарикоподшипники (с учетом стоимости монтажа), назначаем лёгкую серию. Выбираем подшипник № 36210 по ГОСТ 831-75.

Проверим выбранный подшипник на долговечность. Для определения реакций в подшипниках составим общую силовую схему узла привода (рис.1.2).

Рис.1.2.

Найдем все внешние силы

(1.54)

(1.55)

(1.56)

(1.57)

(1.58)

Подставив численные значения в выражения (1.54), (1.55), (1.56), (1.57), (1.58) и вычислим численные значения внешних сил

Н

Для определения радиальных сил, действующих на подшипник качения, составим схему вала.

Схема вала

Рис.1.3 Значения l₁, l₂ и l₃ определяются при конструировании: l₁=40 мм, l₂=47,5 мм, l₃=47,5 мм.

Составим уравнения моментов в вертикальной плоскости y0z относительно точки A - (1.59) Выражаем, а затем вычисляем R_By из выражения (1.59) . Составим уравнения моментов в горизонтальной плоскости x0z относительно точки A (1.60) Выразим R_Bx из выражения (1.79) и вычислим его Составим уравнения моментов в вертикальной плоскости y0z относительно точки B: (1.61) Составим уравнение моментов в горизонтальной плоскости x0z относительно точки B (1.62) Выразим R_Ay из выражения (1.62) и вычислим его Вычислим полную реакцию в каждом подшипнике по формуле (1.63) В подшипнике A: В подшипнике B: Определим расчетный ресурс выбранного подшипника качения № 36210 ГОСТ 831-75 Вид разрушения - усталостное выкрашивание. Критерий расчета контактная выносливость Ресурс подшипника вычисляется по формуле (1.64) где C - динамическая грузоподъемность, Н; R_E - эквивалентная нагрузка, Н; m - показатель кривой выносливости.

Для шариковых подшипников m=3. Динамическая грузоподъемность для подшипников качения № 36210 по ГОСТ 831-75 C = 43200 Н.

Эквивалентная нагрузка вычисляется по формуле

(1.65),

где X и Y - коэффициенты радиальной и осевой нагрузок соответственно; R_r и R_a - радиальная и осевая нагрузки подшипника, H; V - коэффициент вращения; K - коэффициент безопасности; K_T - температурный коэффициент.

Так как температура в редукторе t<125, выбираем K_T=1. При вращении внутреннего кольца подшипника относительно вектора силы выбираем V=1. В соответствии с рекомендациями выбираем K=1,3. Коэффициенты X и Y определим для угла =12, для этого следует определить и сравнить для опоры A и опоры B следующее отношение

= e, (1.66)

где e - параметр осевого нагружения, e=0,32.

Осевая сила для радиально-упорных шариковых подшипников вычисляется по формуле

S_i=e·R_ri. (1.67)

Вычислим численное значение осевой силы в подшипнике A

S_A = 0,32·10798,6= 3455,6 Н.

Вычислим численное значение осевой силы в подшипнике B

S_B=0,32·3030 = 969,5 Н.

Так как направление осевых сил А и S_A не совпадают, находим равнодействующую осевых сил

H = S_{A -} F_а2 - S_B, (1.68)

где H - равнодействующая осевых сил, Н. Подставим численные значения в формулу (1.68) и определим численное значение равнодействующей осевых сил

H = 3455,6 _- 1172 - 969,5 = 1318,1H.

Так как равнодействующая осевых сил H>0 находим осевые нагрузки по следующим формулам

R_aA=S_A, (1.69)

R_aB=R_aA - F_{a2 (}1.70)

Определим численные значения осевых сил в подшипниках

R_aA= 3455,6 H

R_aB=3455,6 - 1172 = 2283,6 H.

Подставляем численные значения осевых нагрузок в (1.66) и сравниваем полученное отношение с e для подшипника A

Подставляем численные значения осевых нагрузок в (1.66) и сравниваем полученное отношение с e для подшипника B

Таким образом для подшипника А выбираем по таблице X_A= 1 и Y_A=0, для подшипника B выбираем по таблице X_B=0,45 и Y_B=1,73.

Характеристики

Список файлов курсовой работы