125422 (690539), страница 2

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

Текст из файла (страница 2)

Коэффициент Z_М определим из таблицы 2.9 [3]

Z_М=274

1.Коэффициент торцового перекрытия

E_a = [1,88 - 3,2 Ч(1/Z₁ ± 1/Z₂)] cos(b)= [1,88 - 3,2 Ч(1/20+1/80)]/1 = 1,68 (4.3.2)

2.Коэффициент осевого перекрытия

E_в = b_2Чsin(b)/(m_n) = 40Ч0/2 = 0 (4.3.3)

Определим удельную расчетную окружную силу W_HT : [3, табл. 2.8 , стр 20]

W_HT = 2ЧT_1ЧK_{Ha Ч}K_Hв^.K_HV /(d₁ Чb_w) =2·14740·1,12·1,12·1,2/(40·40) = 27,728 H/мм (4.3.4)

Т₁ - крутящий момент на ведущем валу (см. п. 3)

K_Hб - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями (см.ниже)

K_Hв - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении (см.ниже )

K_HV - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца (см. п. 4)

d₁ - делительный диаметр шестерни (см. п. 4)

b_w - рабочая ширина венца колеса (см. п. 4 )

Зададимся недостающими коэффициентами:

Коэффициент K_Hб определим из таблицы 2.19[3]:

Окружная скорость = 2,985 м/с

Степень точности = 9

Коэффициенты K_HA=1,16

K_HB=1,04

Коэффициент Кнv определим из таблицы 2.20 [З]

Твердость поверхности зубьев < 350 HB

Колеса цилиндрические

Коэффициенты K_HV=1,2

K_FV=1,5

По формуле (4.3.1) рассчитываем

Проверяем условие s_H < [s'_H]

Заключение: расчетное контактное напряжение не превзошло значения допустимого контактного напряжения. Выбор материалов и проведенный расчет были сделаны правильно.

б) Расчет на выносливость при изгибе

Выполним проверочный расчет по условиям: s_F Ј [s_F], согласно рекомендациям табл. 2.9 [3]

Для цилиндрических передач

s_F = Y_F1ЧY_BЧW_FT/m < [s_F] (4.3.5)

Y_F - коэффициент формы зуба (см.ниже)

Y_B – коэффициент учитывающий наклон зуба (см.ниже)

W_FT - удельная расчетная окружная сила (см.ниже)

m - модуль зуба (см. п. 4)

Зададимся недостающими коэффициентами:

Коэффициент Y_F определим по таблице 2.18 [3];

1. Эквивалентное число зубьев:

Z_V = Z/cos³(b) (4.3.6)

Z_V = 80/1³ = 80 - для колеса

Z_V = 20/1³ = 20 - для шестерни

Шестерня

Z_V = 20

Y_F = 4,08

Колесо

Z_V = 80

Y_F = 3,61

Коэффициент Y_B определим из таблицы 2.16 [З]

Угол наклона зуба b = 0^o

Y_B = 1

Определим удельную расчетную окружную силу W_FT

W_FT = 2ЧT_1ЧK_FбЧK_FвЧK_FV/d_1Чb_w = 2·14740·1·1,15·1,28/(40·44) = 21,649 Н/мм² (4.3.7)

K_FB - коэффициент , учитывающий распределение нагрузки по ширине венца (см. выше п. 4)

K_FV - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении (см. п. 4)

По формуле (4.3.5) рассчитываем s_F

Колесо

s_F = 4,08·1·21,649 /2 = 50,283 H/мм²

Шестерня

s_F = 3,61·1·21,649 /2 = 44,491 H/мм²

Заключение: результаты проверочного расчета на выносливость при изгибе зубьев колес не превзошли допустимых показателей напряжений при изгибе. Выбор материалов и проведенный расчет геометрических параметров произведен верно.

4.4 Расчет диаметров валов редуктора

Диаметр вала оцениваем исходя из расчета только на кручение при пониженных допускаемых напряжениях:

(4.4.1)

T - крутящий момент, действующий в расчетном сечении вала (НЧмм)

[t_k]—допускаемое напряжение при кручении для стальных валов согласно табл (3.1) [8]

[t_k] = (10 - 15) Н/мм²

а) быстроходный вал

Шестерню выполняем заодно с валом

1) Диаметр d₁ хвостовика вала определяем по формуле (4.4.1); при этом

Т = Т₁ - крутящий момент на быстроходном валу (см. n. 3)

[t_k]= 15 Н/мм² (см. п. 3.1 [8])

d1=17

Округляем результат до ближайшего значения из ряда предпочтительных чисел R 40

d₂ = 17 мм

Так как диаметр d₁ соединен муфтой с валом электродвигателя, то необходимо согласоватьдиаметры вала электродвигателя d_э и d₁. Вo избежание разработки "специальной" муфты, принимаем d₁ = (0,8 - 1,2) Чd_э

Исполнение 90L4/95

Мощность 2,2 кВт

Асинхронная частота вращения 1425 об/мин

Диаметр хвостовика двигателя 24 мм

Окончательно диаметр хвостовика принимаем равным: d₁ = 24 мм

1. Диаметр вала под подшипник

Принимаем d_1п = 30 мм

1. диаметр буртика подшипника

d_1бп = d_1п+3^.r = 36 мм

б) Тихоходный вал

1) Диаметр d₂ хвостовика вала определяем по формуле (4.4.1); при этом

Т = Т₂ - крутящий момент на тихоходном валу (см. n. 3)

[t_k]= 15 Н/мм² (см. п. 3.1 [8])

d2=26,984

Округляем результат до ближайшего значения из ряда предпочтительных чисел R 40

d₂ = 28 мм

1. Диаметр вала под подшипник

Принимаем d_2п = 30 мм

1. диаметр буртика подшипника

d_2бп = d_1п+3^.r = 36 мм

4) Диаметр посадочного места колеса

Принимаем d_к= 36 мм

5)Диаметр буртика колеса

d_бк = d_k+3f = 39 мм

4.5 Конструктивные размеры корпуса редуктора

См. рис.10.18 и табл. 10.2 и 10.3 [1].

Толщина стенок корпуса

d і0,025·а_w+1 = 0,025·100+1 = 3,5 мм

Принимаем d = 8 мм

Толщина стенок крышки

d₁ і0,02·а_w+1 = 0,02·100+1 = 3 мм

Принимаем d₁ = 8 мм

Толщина фланцев

Верхнего пояса крышки и корпуса

b = b₁ =1,5d = 1,5 · 8 = 12 мм

Нижнего пояса корпуса

p = 2,35 · 8 = 19 мм

Принимаем p = 20 мм

Диаметр фундаментных болтов

d₁ = (0,03 – 0,036)a_w +12 = 15 мм

Диаметр болтов для крепления крышки к корпусу

d₂ = (0,5 – 0,6)d₁ = 9 мм

4.6 Выбор подшипников и расчет их на долговечность

а) Предварительный выбор

По найденным выше диаметрам валов под подшипники подбираем по каталогу (см.[1])

1)Для тихоходного вала подшипники легкой серии :

обозначение 206

тип подшипника радиальный однорядный

грузоподъемность С=15300 Н

С_O = 10200 Н

диаметр внутреннего кольца подшипника, d=30 мм

диаметр внешнего кольца подшипника, D=62 мм

ширина подшипника, Т =16 мм

2) Для быстроходного вала выбираем подшипники легкой серии :

обозначение 7206

тип подшипника радиальный однорядный

грузоподъемность С=29800Н

С_O = 22300Н

диаметр внутреннего кольца подшипника, d=30 мм

диаметр внешнего кольца подшипника, D=62 мм

ширина подшипника, Т =16 мм

б)Построение эпюр моментов быстроходного вала

в)Построение эпюр моментов тихооходного вала

г) Расчет на долговечность (быстроходный вал)

1) Силы действующие в зацеплении (см. рис. 2)

Окружная составляющая

Ft = 2ЧT₁ /d₁ = 2Ч14740/40 = 736,783 Н (4.6.1)

T₁ - крутящий момент на ведущем валу , (НЧмм)

d₁ - делительный диаметр шестерни ,(мм)

Радиальная составляющая

Fr = FtЧ(tg(a) /cos(b)) =2,747Ч10³ Н (4.6.2)

Ft - окружная сила (см. выше), (Н)

a - угол зацепления a = 20

b - угол наклона зубьев (см. п. 4)

Осевые составляющие

F_A = Ft Чtg(b)= F_A12 = F_A21 = 0 Н (4.6.3)

Реакции в опорах:

в плоскости XZ

Rrx₁ = Rx₂ = Ft/2

в плоскости YZ

Рассчитаем

Rrx₁ = Rx₂ =1,228Ч10³ /2=613,983 Н

Ry₁ = Ry₂= 1,374Ч10³ Н

Определяем суммарные радиальные реакции

(4.6.6)

Pr₁ = Pr₂ =1,505Ч10³ H

Осевые нагрузки для быстроходного вала :

S=0,83^.e^.F_r= 0,83Ч0,36Ч2,747Ч10³ = 820,804 H (4.6.7)

В соответствии с таблицей 9.21 [2], осевые нагрузки:

F_aI = S=820,804 H

F_aII = S + F_a=820,804 +0 = 820,804 H

Эквивалентная нагрузка см. формулу (9.3) [1]

Р_э = V Ч F_r Ч К_б ^. K_t = 1Ч2,747Ч10³ Ч1,2 ^. 1 = 3296 H (4.6.8)

V - коэффициент , при вращении внутреннего кольца

V = 1

К_б – коэффициент нагрузки см.[1, табл. 9.19]

К_б = 1,2

K_t - температурный коэффициент см.[1, табл. 9.20]

K_t=1

2) Расчет на долговечность

Расчетная долговечность, ч (см. формулу (9.1.) [1]):

Lh=10^6Ч(C/ Р_э)^p /60Чn (4.6.9)

С - динамическая нагрузка по каталогу, (Н)

Рэ - эквивалентная нагрузка, (Н)

р - показатель степени, для роликоподшипников p = 3,33

n - частота вращения; об/мин

Рассчитываем роликоподшипник

Lh = 10^6Ч (29800/3296)^3,33/60 Ч1425 = 1,788 ^.10⁴ ч

Lh = 1,788 ^.10⁴ > 24Ч10³ (заданный срок службы)

Заключение: Выбранные подшипники обеспечивают требуемый запас долговечности и могут быть использованы в опорных узлах редуктора.

д) Расчет на долговечность (тихоходный вал)

1. Реакции в опорах

1. Ft = 2ЧT₂ /d₂ = 2^.58942,6/160 = 736,783 Н

Т₂ - крутящий момент на ведомом валу , (НЧмм)

d₂ - делительный диаметр колеса ,(мм)

Радиальная составляющая

Fr = FtЧ(tg(a) /cos(b)) =2,747Ч10³ Н

Ft - окружная сила (см. выше), (Н)

a - угол зацепления a = 20

b - угол наклона зубьев (см. п. 4)

Осевые составляющие

F_A = Ft Чtg(b)= F_A12 = F_A21 = 0 Н

Реакции в опорах:

в плоскости XZ

Rrx₁ = Rx₂ = Ft/2

в плоскости YZ

Рассчитаем

Rrx₁ = Rx₂ =1,228Ч10³ /2=613,983 Н

Ry₁ = Ry₂= 1,374Ч10³ Н

Определяем суммарные радиальные реакции

Pr₁ = Pr₂ =1,505Ч10³ H

Осевые нагрузки для тихоходного вала :

S=e^.F_r= 0,36Ч2,747Ч10³ = 988,92 H

В соответствии с таблицей 9.21 [2], осевые нагрузки:

F_aI = S=988,92 H

F_aII = S + F_a=988,92 +0 = 988,92 H

Эквивалентная нагрузка см. формулу (9.3) [1]

Р_э = V Ч F_r Ч К_б ^. K_t = 1Ч2,747Ч10³ Ч1,2 ^. 1 = 3296 H

V - коэффициент , при вращении внутреннего кольца

V = 1

К_б – коэффициент нагрузки см.[1, табл. 9.19]

К_б = 1,2

Характеристики

Список файлов курсовой работы