125443 (690551), страница 2

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

Текст из файла (страница 2)

мм

3.3.6 Обчислюю колові діаметри западин

3.3.7 Обчислюємо діаметри основних кіл шестірні й колеса

мм мм

3.3.8. Кут профілю зуба в крапках на колах вершин:

3.3.9 Обчислюємо складові коефіцієнта торцевого перекриття:

3.3.10 Визначаю коефіцієнт торцевого перекриття

3.3.11 Осьовий крок перекриття дорівнює

3.3.12 Визначаю коефіцієнт осьового перекриття

3.3.13 Сумарний коефіцієнт перекриття

3.3.14 Еквівалентні числа зубів передачі

3.3.15 Визначаю колову швидкість передачі V = м/с

3.4. Перевірочний розрахунок зубчастої передачі

3.4.1. Перевірочний розрахунок зубчастої передачі на контактну витривалість

В основу розрахунку покладена залежність:

МПа

деZ_M = 275 МПа^1/2 Z_H = 1,76

МПа

>[ ], але перевищення не більше за 10%.

Умова не виконується.!!!!

3.4.2 Перевірка циліндричної зубцюватої пари на витривалість при вигині.

В основу розрахунку покладена залежність:

деК_A =1.0 - коефіцієнт режиму роботи

– коефіцієнт розподілу навантаження між зубами при вигині

- коефіцієнт розподілу навантаження по ширині вінця при

вигині. Визначається по мал. 3.14(д), стор. 73 для шостої схеми в

залежності від

– коефіцієнт залежності при згині по табл. 3.16

– коефіцієнт форми зуба

– коефіцієнт форми зуба

– коефіцієнт, що враховує нахил зубів

коефіцієнт, що враховує перекриття зубів

- колова сила на ділильному колі

Усі складові підставляю у вихідну формулу і знаходжу:

МПа МПа

МПа МПа

Умова виконується.

3.4.3 Перевірочний розрахунок зубцюватої пари на міцність, при дії максимального навантаження.

Усі складові підставляю у вихідну формулу і знаходжу:

МПа МПа

МПа МПа

Умова виконується.

4. Розрахунок вихідного вала на міцність

4.1 Статичний розрахунок вала

Вихідні данні

N = 4.5 кВт

n = 175 об/хв

T = 245,6 Hм

D_min = 45мм

D₂ = 130.5мм

b_W = 40.32мм

4.1.1 Визначаємо реакції зусиль у зачепленнях

4.1.2 Визначаємо діючі навантаження та вигибаючи моменти:

a = b = 80 мм

де: - межа витривалості матеріалу при симетричному циклі навантаження

- межа витривалості матеріалу при віднульовому циклі навантаження

4.1.3. Визначаємо розрахунковий діаметр вала в небезпечному січенні:

= 55 МПа

м

По таблиці 1 D_IImin = 45 мм

Приймаємо D = 45 мм

У першому наближенні беремо СТ-45 у табл 5.1 стор.169

4.1.4 Визначаємо осьовий та радіальний моменти опору по табл 5.9 стор.183, користуючись лише діаметром вала.

W_o =7800 мм³ W_p = 16740 мм³

4.1.5 Коефіцієнт перевантаження:

4.1.6 Визначаємо максимальні згінні та дотикові напруги

МПа

МПа

4.1.7 Визначаємо статичні запаси міцності вала

З таблиці 5.1[1] беремо характеристики сталі:

МПа МПа

4.1.7 Загальний запас міцності

4.2 Розрахунок вала на витривалість

4.2.1 Визначаємо еквівалентну кількість циклів навантаження

Приймаємо базову кількість циклів навантаження

4.2.2 Визначаємо коефіцієнт довговічності

приймаємо

4.2.3 Визначаємо амплітудне та середнє значення навантаження

МПа

МПа МПа

з таблиці 5.12 вибираємо значення коефіцієнтів концентраторів напруги для

шпоночного паза (табл. 5.1)

4.2.4 Визначаємо поправочні коефіцієнти в залежності від діаметра вала (із таблиці 5.16)

4.2.5 В залежності від класу точності та марки матеріалу по табл 5.14 знаходимо

4.2.6 Визначаємо дійсні коефіцієнти концентраторів напруги

4.2.7 Визначаємо запас міцності

з таблиці 5.1

4.2.8 Визначаємо загальний запас міцності

5. Розрахунок підшипників кочення

5.1 Розрахунок підшипника на статичну вантажопідйомність

Вихідні данні з 4.1.2

5.1.1 Радіальна сила

5.1.2 Вибираємо підшипники котіння по внутрішньому діаметру, використовуючи середню серію (табл.15 стор.256)

Вибираємо підшипник № 309

5.1.3 Визначаємо вантажопідйомність підшипника

=0,6 – коефіцієнт радіального навантаження

5.2 Розрахунок підшипника на довговічність

5.2.1 Визначаємо еквівалентне динамічне навантаження

де – коефіцієнт радіального навантаження

– коефіцієнт обертання

– температурний коефіцієнт

– коефіцієнт безпеки

5.2.2 Вираховуємо строк роботи підшипника у годинах

6. Розрахунок з'єднань

6.1 Розрахунок шпоночних з'єднань

6.1.1 Вибираємо шпонки згідно з діаметром валу, користуючись табл.5.19 стор.190

6.1.2 Перевіряємо міцність на зім'яття

Мпа

м

м

Приймаємо

Приймаємо

6.2 Розрахунок нерівномірно навантажених болтів

6.2.1 Вираховуємо перекидаючий момент

Нм

де = 61.46 Нм - момент на швидкохідному валу

= 245.6 Нм - момент на тихохідному валу

= 0 - момент сили тяжіння

6.2.2 Використовуючи формулу 8.18 стор.228[1], визначаємо максимальне навантаження, що діє на болти.

Н

де - кількість болтів по довжині редуктора

мм, мм, мм - відстань від осі фланцевих болтів

до першого другого та третього болта

6.2.3 Визначаємо розрахункове навантаження, що діє на болти.

Н

де - коефіцієнт запасу щільності зтику

коефіцієнт зовнішнього навантаження (табл.8.5 стор226)

6.2.4 По розрахунковому навантаженню визначаємо внутрішні діаметр болта.

м

де

де - межа текучості

Приймаємо d = 10 мм.

7. Мастило

7.1 Кількість рідкої змазки вибираємо з розрахунку0.35…..0.7

Кількість рідкої змазки визначаємо січенням внутрішньої порожнини редуктора та глибиною масляної ванни.

Для змащування закритих передач використовується рідка змазка типа машинної, в'язкістю 20-30 сантистокс.

Література

1. Н.Ф.Киркач, Р.А.Баласанян "Расчет и проектирование деталей машин", Харьков, "Основа" 1991.

Характеристики

Список файлов курсовой работы