125220 (690344), страница 3

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

Текст из файла (страница 3)

d_а2= d₂+2m=395 + 2 · 5=405 мм

Диаметр окружностей впадин зубьев шестерни и колеса:

d_f1= d_{1 -} 2 · 1,25 · m=105 - 2 · 1,25 ·5 =92,5 мм

d_f2= d_{2 -} 2 · 1,25 · m =395 - 2 · 1,25 ·5 =382,5 мм

Ширина шестерни:

b₁= b₂ · 1,07 = 80 · 1,07 = 86 мм

Окружная скорость колеса:

Результаты расчёта основных параметров передачи представлены в таблице 3.3.2

Таблица 3.3.2

	Модуль (мм)	Межосевое расстояние (мм)	Число зубьев	Делительный диаметр (мм)	Ширина (мм)
Шестерня	5	250	21	105	86
Колесо			79	395	80

3.4 Определение сил в зацеплении

Быстроходная ступень:

Окружная сила в зацеплении:

Радиальная сила в зацеплении:

F_r=F_t·tg20º=5759· tg20º=2096 H

где α = 20º - стандартный угол.

Результаты расчёта представлены в таблице 3.4 1

Таблица 3.4.1

Окружная сила (Н)	Радиальная сила (Н)	Осевая сила (Н)
5759	2096	0

Тихоходная ступень:

Окружная сила в зацеплении:

Радиальная сила в зацеплении:

F_r=F_t·tg20º=14881· tg20º=5416 H

где α = 20º - стандартный угол.

Результаты расчёта представлены в таблице 3.4 2

Таблица 3.4.2

Окружная сила (Н)	Радиальная сила (Н)	Осевая сила (Н)
14881	5416	0

3.5 Проверочный расчёт передачи на контактную усталостную прочность

Быстроходная ступень:

Z_Б=9600 МПа^1/2

Расчётные контактные напряжения в рамках допускаемых, следовательно, контактная прочность передачи обеспечена.

Тихоходная ступень:

Z_Б=9600 МПа^1/2

Расчётные контактные напряжения в рамках допускаемых, следовательно, контактная прочность передачи обеспечена.

3.6. Проверочный расчёт передачи на изгибную усталостную прочность

Быстроходная ступень:

Расчётные напряжения изгиба в зубьях колеса:

σ_F2=K_F · F_t · Y_FS2 · Y_β · Y_ε/b₂m=0,24 · 5759 · 3,59 · 1 · 1/45 · 3=36,7 ≤ [σ] _F2

где Y_FS2=3,59 - коэффициент учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений, принимается по таблице зависит от количества зубьев

K_F = K_FV. K_Fβ. K_Fα=1,09.0,188.1,18 =0,24- коэффициент нагрузки

Y_β =1 - коэффициент учитывающий угол наклона зуба;

Y_ε= 1 - коэффициент учитывающий перекрытие зубьев;

Оба коэффициента (Y) зависят от степени точности (8)

Расчётные напряжения изгиба в зубьях шестерни:

σ_F1= σ_F2 · Y_FS1/ Y_FS2 = 36,7 · 4,08/ 3,59 = 41,7 ≤ [σ] _F1

Расчётные напряжения изгиба меньше допускаемых, следовательно, изгибная прочность шестерни обеспечена.

Тихоходная ступень:

Расчётные напряжения изгиба в зубьях колеса:

σ_F2=K_F · F_t · Y_FS2 · Y_β · Y_ε/b₂m=0,23 · 14881 · 3,6 · 1 · 1/80 · 5=30,8 ≤ [σ] _F2

где Y_FS2=0,23 - коэффициент учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений, принимается по таблице зависит от количества зубьев

K_F = K_FV. K_Fβ. K_Fα=1,03.0,188.1,18 = 0,23- коэффициент нагрузки

Y_β =1 - коэффициент учитывающий угол наклона зуба;

Y_ε= 1 - коэффициент учитывающий перекрытие зубьев;

Оба коэффициента (Y) зависят от степени точности (8)

Расчётные напряжения изгиба в зубьях шестерни:

σ_F1= σ_F2 · Y_FS1/ Y_FS2 = 30,8 · 4,08/ 3,6 = 34,9 ≤ [σ] _F1

Расчётные напряжения изгиба меньше допускаемых, следовательно, изгибная прочность шестерни обеспечена.

Результаты расчёта передачи на прочность представлены в табл.3.6.1

Таблица 3.6.1

			Расчётные напряжения		Допускаемые напряжения
Быстроходная ступень	Расчёт на контактную усталостную прочность			864		875
	Расчёт на усталостную изгибную прочность	Шестерня		41,7		382
		Колесо		36,7		382
Тихоходная ступень	Расчёт на контактную усталостную прочность			722		875
	Расчёт на усталостную изгибную прочность	Шестерня		34,9		382
		Колесо		30,8		382

4. Предварительный расчёт валов

4.1 Выбор материала и допускаемых напряжений

Для шестерни ранее принят материал - сталь 40Х.

Для тихоходного вала также принимаем сталь 40Х.

Механические характеристики улучшенной стали 40Х

Предел прочности σ_в = 800 МПа.

Предел текучести σ_Т = 640 МПа.

Допускаемые напряжения при расчёте на статическую прочность при коэффициенте запаса

n=1.5 [τ] = 640/1.5 =426 МПа.

4.2 Предварительный расчёт быстроходного вала

Диаметр выходного конца вала:

принимаем стандартное значение d = 40 мм.

Для удобства монтажа деталей вал выполняем ступенчатой конструкции. Диаметр вала под подшипник:

d_n=d+2t_кон = 40 + 2 · 2,3=44,6 мм

где t_кон = 2,3 мм,

принимаем стандартное значение d_n = 45 мм.

Диаметр буртика подшипника принимаем с учётом фасок на кольцах подшипника:

d_бп = d_п+3r = 45 + 3 · 2,5 = 52,5 мм

где r = 2,5 мм

Принимаем d_бп = 53 мм.

Длина выходного участка вала:

l_m=1, 5 · d= 1,5 · 40 = 60 мм

принимаем l_m= 60 мм.

Длина участка вала под подшипник:

l_k=1,4 · d_n= 1,4 · 45 = 63 мм

принимаем l_k=65 мм.

Остальные размеры вала определяются из предварительной прорисовки редуктора.

4.3 Предварительный расчёт промежуточного вала

Диаметр вала под колесо:

принимаем стандартное значение d_К = 60 мм.

Диаметр буртика колеса:

d_бк=d_к+3f= 60 + 3 ·2=66 мм

Диаметр вала под подшипник:

d_n = d_к+3r = 60 - 3 ·3,5=49,5 мм

принимаем стандартное значение d_п= 50 мм.

Диаметр буртика подшипника принимаем с учётом фасок на кольцах подшипника:

d_бп = d_п+3r = 50 + 3 · 3,5 = 60 мм

4.4 Предварительный расчёт тихоходного вала

Диаметр выходного конца вала:

Для удобства монтажа деталей вал выполняем ступенчатой конструкции. Диаметр вала под подшипник:

d_n = d + 2 · t_кон = 70 + 2 · 2,5 = 75 мм

где t_кон = 2,5 мм.

принимаем стандартное значение d_n = 75 мм.

Диаметр буртика подшипника принимаем с учётом фасок на кольцах подшипника:

d_бп = d_п+3r = 75 + 3 · 3,5 = 85,5 мм

где r = 3,5 мм.

принимаем d_бп = 86 мм.

Диаметр участка вала под колесо:

d_k=d_бп = 86 мм

Диаметр буртика колеса:

d_бк=d_к+3f= 86 + 3 ·2,5=93,5 мм

где f =2,5 мм.

принимаем d_бк= 95 мм.

Длина выходного участка вала:

l_м=1,5 · d= 1,5 · 70 = 105 мм

принимаем l_м = 105 мм.

Длина участка вала под подшипник:

l_k=1,.4 · d_n= 1,4 · 85 = 119 мм

принимаем l_k = 120 мм.

Остальные размеры вала определяются из предварительной прорисовки редуктора.

Расстояние между деталями передач

Зазоры между колесами и внутренними поверхностями стенок корпуса:

Принимаем а = 12 мм;

Расстояние между дном корпуса и поверхностью колес:

Расстояние между торцовыми поверхностями колес:

Принимаем 6 мм;

где L ≈ 670 мм - расстояние между внешними поверхностями деталей передач, принято из эскизной компоновки редуктора.

5. Выбор муфт

Муфты типа МУВП позволяют смягчать ударные нагрузки и рывки за счёт упругих элементов в составе муфты, кроме того, они допускают некоторые неточности сборки.

Для соединения быстроходного вала редуктора с валом электродвигателя выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую (МУВП) ГОСТ 21424-75.

Принимаем муфту МУВП 250-40-1 У3 ГОСТ 21424-93.

Номинальный крутящий момент М_кр., Нм = 250

Частота вращения, об/мин, не более = 4600

Смещение валов, не более:

радиальное = 0,3

угловое = 100

Для соединения тихоходного вала редуктора с валом барабана выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую (МУВП) ГОСТ 21424-75.

Принимаем муфту МУВП 4000-70-1 У3 ГОСТ 21424-93.

Номинальный крутящий момент М_кр., Нм = 4000

Частота вращения, об/мин, не более = 1800

Смещение валов, не более:

радиальное = 0,5

угловое = 030

6. Выбор подшипников

6.1. Выбор типа и типоразмера подшипника

Для всех валов принимаем радиальные шариковые однорядные подшипники по ГОСТ 8338-75, такой выбор обосновывается тем, что в прямозубой цилиндрической передаче возникают только радиальные осевые нагрузки, такой тип подшипников обеспечивает нормальную работу вала при действии на него радиальных нагрузок.

Предварительно в качестве опор быстроходного вала принимаем подшипник №309; для промежуточного вала №310; для тихоходного вала №315.

6.2. Выбор схемы установки подшипников

Установка валов не требует достаточно надёжной осевой фиксации из-за отсутствия действия осевой нагрузки. Такую фиксацию обеспечивает схема установки подшипника "враспор". При этом торцы внутренних колец подшипника упираются в буртики выполненные на валу, торцы внешних колец упираются и торцы крышек.

Такая схема установки обеспечивает простоту конструкции, небольшое количество деталей узла, простоту регулировки, которая производится набором прокладок.

Для того чтобы избежать защемления вала в опорах в результате температурных деформаций необходимо предусмотреть зазор между торцом внешнего кольца одного из подшипников и крышкой. После установления нормального температурного режима работы вала зазор исчезает. И в соответствии с рекомендациями примем для обоих валов зазор 0,5 мм.

6.3. Проверка долговечности подшипников тихоходного вала

6.3.1 Составление расчётной схемы и определение реакций в опорах

Для составления расчетной схемы используем эскизы валов и предварительную прорисовку редуктора.

Расчетная схема тихоходного вала представлена на Рис.6.3.1 На тихоходный вал действуют силы в зацеплении. В подшипниковых опорах - А и Б возникают реакции опор. Реакции представлены в виде составляющих на оси координат.

Определяем реакции в опорах А и Б. Расчёт ведём отдельно для плоскости ZOX и плоскости YOX.

Где l₁ =126,5 мм; l₂ = 70,5 мм l₃ = 154 мм - приняты из предварительной прорисовки редуктора.

В связи с возможной неточностью установки валов (перекос, несоосность) на муфте будет действовать дополнительная сила:

F_м =

Составляем уравнения суммы моментов всех сил, относительно точек А и Б

Характеристики

Список файлов курсовой работы