125419 (690536), страница 2

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

Текст из файла (страница 2)

Осевые силы в прямозубой передачи отсутствуют.

Все вычисленные параметры заносим в табл.2.

3.2 Проверочный расчет по контактным напряжениям

Проверку контактных напряжений производим по формуле {4, c.64]:

; (3.9)

где: - К - вспомогательный коэффициент, для прямозубых передач К=436;

F_t =531Н (табл.2);

U₂=5;

К_Нα – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, для прямозубых колес К_Нα =1;

К_Нβ – см. п.3.1;

К_Нυ – коэффициент динамической нагруки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи, К_Нυ =1,04 [4, табл.4.3].

(3.10)

Определяем ∆σ_Н

;

; недогрузки, что допускается.

3.3 Проверочный расчет зубьев на изгиб

Расчетные напряжения изгиба в основании ножки зубьев колеса и шестерни [4,с.67]:

; (3.11)

; (3.12)

где: К_Fβ – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба, для прирабатывающихся зубьев К_Fβ =1;

К_Fv - коэффициент динамической нагруки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи, К_Нυ =1,1 [4, табл.4.3];

Y_F1 и Y_F2 – коэффициенты формы зуба шестерни и колеса, Y_F1 =3,9, Y_F2 =3,61 [4,табл.4.4].

Подставив значения в формулы (3.11) и (3.12), получим:

;

.

Прочность зубьев на изгиб обеспечивается.

Определяем ∆σ_F

;

Все вычисленные параметры проверочных расчетов заносим в табл.3.

Таблица 3 Параметры проверочных расчетов

4 Расчет быстроходной ступени привода

Межосевое расстояние для быстроходной ступени с учетом того, что редуктор соосный и двухпоточный, определяем половину расстояния тихоходной ступени:

а=d₂-d₁;

а=84-14=70мм.

Из условия (3.2) принимаем модуль m_n=1,5мм

Определяем суммарное число зубьев по формуле (3.12) [1,c.36]:

z_Σ=2а/m_n;

z_Σ=2·70/1,5; z_Σ=93,3

Принимаем z_Σ=94.

Определяем число зубьев шестерни и колеса по формулам (3.13) [2,c.37]:

z₁= z_Σ/(U₁+1); z₁=94/(2,5+1); z₁=26,1; принимаем z₁=26.

Тогда z₂= z_Σ-z₁=94-26=68

Фактическое передаточное соотношение U₁=68/26=2,6

Отклонение передаточного числа от номинального незначительное.

Определяем делительные диаметры шестерни и колеса по формуле (3.17) [2,c.37]:

d₁=m_n·z₁=1,5х26=39мм;

d₂=m_n·z₂=1,5х68=102мм;

Определяем остальные геометрические параметры шестерни и колеса по формулам [2,c.37]:

; ;

; ; ;

мм;

; мм;

; мм;

; мм;

; мм;

; мм;

; мм

; мм;

; мм;

Определяем окружные скорости колес

; м/с.

Назначаем точность изготовления зубчатых колес – 7А [2,c.32].

Определяем силы в зацеплении (3.7, 3.8):

- окружная

; Н;

- радиальная

; Н.

Осевые силы в прямозубой передачи отсутствуют.

Все вычисленные параметры заносим в табл.4.

Таблица 4 Параметры зубчатой передачи быстроходной ступени

Учитывая, что геометрические параметры быстроходной ступени незначительно отличаются от тихоходной, выполнение проверочных расчетов нецелесообразно.

5 Проектный расчет валов редуктора

По кинематической схеме привода составляем схему усилий, действующих на валы редуктора по закону равенства действия и противодействия. Для этого мысленно расцепим шестерни и колеса редуктора, при этом дублирующий вал не учитываем.

Схема усилий приведена на рис.1.

Рис.2 Схема усилий, действующих на валы редуктора.

Из табл.1,2,4 выбираем рассчитанные значения:

Т₁=3,4 Нм; Т₂=8,5 Нм; Т₃=42,5 Нм;

F_t1=166,7 Н; F_t2=1012 Н; F_r1=60,7 Н; F_r2=368 Н;

d₁=39мм; d₂=102мм; d₃=14мм; d₄=84мм.

F_m1 и F_m1 – консольные силы от муфт, которые равны [4, табл.6.2]:

; ;

Н; Н.

R_x и R_y – реакции опор, которые необходимо рассчитать.

Так как размеры промежуточного вала определяются размерами остальных валов, расчет начнем с тихоходного вала.

5.1 Расчет тихоходного вала редуктора

Схема усилий действующих на валы редуктора представлена на рис.2.

Назначаем материал вала. Принимаем сталь 40Х, для которой [2, табл.8.4] σ_в=730Н/мм²; Н/мм²; Н/мм²; Н/мм².

Определяем диаметр выходного конца вала под полумуфтой из расчёта на чистое кручение [2,c.161]:

где [τ_к]=(20…25)МПа

Принимаем [τ_к]=20МПа.

; мм.

Принимаем окончательно с учетом стандартного ряда размеров R_а20 (ГОСТ6636-69):

мм.

Намечаем приближенную конструкцию ведомого вала редуктора (рис.3), увеличивая диаметр ступеней вала на 5…6мм, под уплотнение допускается на 2…4мм и под буртик на 10мм.

Рис.3 Приближенная конструкция тихоходного вала

мм;

мм – диаметр под уплотнение;

мм – диаметр под подшипник;

мм – диаметр под колесо;

мм – диаметр буртика;

b₄=25мм.

Учитывая, что осевых нагрузок на валу нет предварительно назначаем подшипники шариковые радиальные однорядные особо легкой серии по мм подшипник №106, у которого D_п=55мм; В_п=13мм [4,табл.К27].

Выбираем конструктивно остальные размеры:

W=20мм; l_м=20мм; l₁=35мм; l=60мм; с=5мм.

Определим размеры для расчетов:

l/2=30мм;

с=W/2+ l₁+ l_м/2=55мм – расстояние от оси полумуфты до оси подшипника.

Проводим расчет тихоходного вала на изгиб с кручением.

Заменяем вал балкой на опорах в местах подшипников (см. рис.4). Назначаем характерные точки 1,2, 3 и 4.

Определяем реакции в подшипниках в вертикальной плоскости.

ΣМ_2y=0; R_Fy·0,06-F_r2·0,03=0

R_Fy= 368·0,06/ 0,03;

R_Еy= R_Fy=736Н.

Рис.4 Эпюры изгибающих моментов тихоходного вала

Определяем изгибающие моменты в характерных точках:

М_1у=0;

М_2у=0;

М_3у= R_Еy·0,03;

М_3у =22Нм²;

М_3у=0;

Строим эпюру изгибающих моментов М_у, Нм² (рис.3)

Определяем реакции в подшипниках в горизонтальной плоскости.

ΣМ_4x=0; F_m2·0,115- R_Еx·0,06+ F_t2·0,03=0;

R_Еx=( 814·0,115+ 1012·0,03)/ 0,06;

R_Еx=2066Н;

ΣМ_2x=0; F_m2·0,055- F_t2·0,03+ R_Fx·0,6=0;

R_Fx= (1012·0,03- 814·0,055)/ 0,06;

R_Fx=-240Н, результат получился отрицательным, следовательно нужно изменить направление реакции.

Определяем изгибающие моменты:

М_1х=0;

М₂= -F_r2·0,03

М_2х=-368·0,03;

М_2х=-11Нм;

М_{3хслева}=-F_m2·0,085-R_Ех ·0,055;

М_{3хслева}==-814·0,085-240 ·0,03;

М_{3хслева}=-76Нм;

М_3х=- R_Eх ·0,055;

М_3х=- 2066 ·0,03;

М_3х=- 62;

М_4х=0;

Строим эпюру изгибающих моментов М_х.

Крутящий момент

Т_1-1= Т_2-2= Т_3-3= T₃=42,5Нм;

T_4-4=0.

Определяем суммарные радиальные реакции [4,рис 8.2]:

; ;

; Н;

; Н.

Определяем результирующий изгибающий момент в наиболее опасном сечении (в точке 3) [4,рис 8.2]:

; ; Нм².

Эквивалентный момент:

; ; Нм².

5.2 Расчет быстроходного вала редуктора

Схема усилий, действующих на быстроходный вал представлена на рис.2.

Назначаем материал вала. Принимаем сталь 40Х, для которой [2, табл.8.4] σ_в=730Н/мм²; Н/мм²; Н/мм²; Н/мм².

Определяем диаметр выходного конца вала под полумуфтой из расчёта на чистое кручение [2,c.161]:

где [τ_к]=(20…25)Мпа

Принимаем [τ_к]=20Мпа.

; мм.

Принимаем окончательно с учетом стандартного ряда размеров R_а5 (ГОСТ6636-69):

мм.

Намечаем приближенную конструкцию быстроходного вала вала редуктора (рис.5), увеличивая диаметр ступеней вала на 5…6мм, под уплотнение допускается на 2…4мм и под буртик на 10мм.

мм;

мм – диаметр под уплотнение;

мм – диаметр под подшипник;

мм – диаметр для заплечиков;

мм – диаметр вала-шестерни;

b₁=22мм.

Учитывая, что осевых нагрузок на валу нет предварительно назначаем подшипники шариковые радиальные однорядные особо легкой серии по мм подшипник №101, у которого D_п=28мм; В_п=8мм [4,табл.К27].

Характеристики

Список файлов курсовой работы