125884 (690737), страница 2

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

Текст из файла (страница 2)

Число зубьев шестерни:

Z₁= = =29,6

Округлим до ближайшего значения Z₁=30

Число зубьев колеса:

Z₂= Z – Z₁=123–30=93

Фактическое передаточное число:

u_ф = = =3,1

Значение u_ф не должно отличаться от номинального более чем на 2.5% при u 4.5 и более чем на 4% при u > 4.5.

u = 100 =100

Поскольку Z₁>17 примем коэффициенты смещения: x₁= 0, x₂= 0

Ширинa венца колеса:

b_w2= =0,4 50

Округлим b_w2 до ближайшего числа из ряда на с. 10 [1].

Ширину венца шестерни b_w1 примем на 3 мм больше чем b_w2:

b_w1= 50+3=53

Определим диаметры окружностей зубчатых колес, принимая далее для непрямозубых колес m = m_n.

Диаметры делительных окружностей прямозубых колес d_j = mZ_j,

то же, для косозубых колес :

d₁ = =61 мм; d₂ = =188 мм.

Диаметры окружностей вершин при x = 0: d_aj = d_j + 2m (1 + x_j):

d_a1 = 65 мм; d_a2= 192 мм

Диаметры окружностей впадин d_fj = d_j – 2m (1.25 – x_j):

d_f1 = 56 мм; d_f2 = 183 мм

Вычислим окружную скорость в зацеплении

V = = 1,54 м/с

Степень точности передачи выбираем по табл. 8 [1] в зависимости от окружной скорости в зацеплении: n_ст=8

2.5 Проверочные расчеты передачи

2.5.1 Проверка прочности на выносливость по контактным напряжениям

Условие контактной прочности передачи имеет вид _.

Контактные напряжения равны

= ,

где Z - коэффициент вида передачи, Z = 8400

K_Н – коэффициент контактной нагрузки,

K_Н = K_Hα K_Hβ K_НV.

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями

K_Hα =1+ A (n_ст – 5) K_w=1+0,15 (8–5)*0,228=1,103

где А = 0.06 для прямозубых и А = 0.15 для косозубых и шевронных передач;

K_w – коэффициент, учитывающий приработку зубьев.

K_w = 0.002НВ₂ + 0.036 (V – 9)= 0,228

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине колеса

K_Hβ =1+ (K – 1) K_w,

где K – коэффициент распределения нагрузки в начальный период работы, определяемый по табл. 9 [1] в зависимости от коэффициента ширины венца по диаметру.

= 0.5 (u + 1)= 0,83

K = 1,07 K_Hβ =1+(1,07–1)*0,228=1,02

Динамический коэффициент определим по табл. 10 [1]

K_НV= 1,06

Окончательно получим

K_H= 1,193

Расчетные контактные напряжения

= 515,657МПа

Допускается перегрузка по контактным напряжениям не более 5%, рекомендуемая недогрузка до 15%. Расчет перегрузки или недогрузки выполним по формуле

=100 = =3,9%

2.5.2 Проверка на прочность по напряжениям изгиба

Условия изгибной прочности передачи имеют вид _{Fj FPj.}

Напряжение изгиба в зубьях шестерни

_FP1,

где Y_Fj коэффициенты формы зуба;

K_F - коэффициент нагрузки при изгибе;

Y коэффициент, учитывающий влияние угла наклона зуба на его прочность: Y_е= коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев.

Напряжение изгиба в зубьях колеса

_FP2.

Коэффициенты формы зуба

Y_Fj=3.47 + ,

где Z_Vj – эквивалентное число зубьев, для непрямозубых передач Z_Vj = .

Z_V1 = =31,48; Z_V1 = =97,586

Y_Fj=3.47 + =3,89 Y_Fj=3.47 + =3,61

Коэффициент, учитывающий влияние угла наклона зуба на его прочность:

Y=

Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев:

;

где коэффициент торцевого перекрытия:

Коэффициент нагрузки при изгибе

K_F = K_Fα K_Fβ K_FV=

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями

K_Fα =1+0,15 (n_cт-5)=1–0,15 (8–5)=1,45

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине колеса

K_Fβ = 0.18 + 0.82K = 1,057

Динамический коэффициент при НВ₂ < 350

K_FV = 1+ 1.5 (K_HV – 1)= 1,09

Напряжения изгиба

_F1= =117.11 МПа

_F2= =133.76 МПа

Допускается перегрузка по напряжениям изгиба не более 5%, недогрузка не регламентируется.

Условия изгибной прочности передачи выполняются, поскольку _{F1 FP1} и _{F2 FP2.}

2.6 Силы в цилиндрической косозубой передаче.

Окружная сила F_t = = = 3639 Н

Распорная сила F_r = F_t = = 1346 Н

Осевая сила F_а = F_t*tg =3639* =659 H

3. Расчет валов

3.1 Проектный расчет и конструирование быстроходного вала.

Расчет выполняется на кручение по пониженным допускаемым напряжениям [ _k]=20 МПа. Ориентировочно определим диаметр вала в опасном сечении, мм

d= =

где Т – крутящий момент в опасном сечении вала, T= 332 Нм

Полученное значение округлим до ближайшего числа из ряда на с. 5 [2]: d= 45,

Длина ступицы будет равна:

Диаметр ступицы определим по формуле:

Тогда расстояние от середины ширины зубчатого колеса до середины ширины подшипника будет:

А=12+5+10+27=54 мм

1. Определение опорных реакций

Плоскость ZOX

Примем что

; R_в^z=

; R_а^z=

; R_в^z + R_а^z-F_r=1246+100–1346=0

Плоскость XOY

; R_в^y=

R_a^y= F_t – R_в^y=3639–1819.5=1819.5Н=1,819 кН

2. Определение радиальных опорных реакций:

R_а = =

R_В = =

4. Расчеты подшипников качения

4. Расчет подшипников качения тихоходного вала. Шарикоподшипники радиальные однорядные легкой серии

Исходные данные

Расчет подшипника выполняем для наиболее нагруженной опоры.

Подшипник №46308

Размеры подшипника: d =40 мм, D = 90 мм, B = 23 мм

Динамическая грузоподъёмность C = 50,8 кН

Статическая грузоподъёмность C₀ = 30,1 кН

Радиальная нагрузка на подшипник F_r = 1,346 кН

Осевая нагрузка на подшипник F_a = 0,659 кН

Частота вращения кольца подшипника n = 332 мин^-1

Радиальные опорные реакции R_a=1.82 кН; R_в=2,21 кН.

Расчет подшипников на долговечность

1. Эквивалентная динамическая нагрузка

P = K_б K_Т (XVF_r + YF_a),

где X – коэффициент радиальной нагрузки;

Y – коэффициент осевой нагрузки;

K_б - коэффициент безопасности (табл. 9 [2]); K_б=1,5

K_Т – температурный коэффициент, K_Т=1 при температуре подшипникового узла T <105 ;

V – коэффициент вращения, V=1 при вращении внутреннего кольца подшипника.

2. Параметры осевого нагружения.

Для шарикоподшипников радиальных однорядных параметр осевого нагружения e определяют по формуле из табл. 2,6 [2]

e_а =0.574 = =0,314>0.3

e_B =0.574 = =0,327>0.3

3. Осевые составляющие от радиальных нагрузок.

При нагружении шарикового радиально-упорного подшипника радиальной нагрузкой R_a, R_в возникают осевые составляющие:

4. Внешние осевые силы, действующие на подшипники.

Условие равновесия вала под действием приложенных к нему осевых сил запишем в виде

Поскольку для данной схемы нагружения выполняется неравенство

то внешние осевые силы, действующие на подшипники, определяются по формулам

;

5. Коэффициент нагрузки

Если e следует принять X=1, Y=0. При >e для этих подшипников принимают X = 0.45, Y =

Окончательно получим >e

X = 0.45 Y =

Тогда эквивалентная динамическая нагрузка

P = = 4,9 кН

Долговечность подшипника при максимальной нагрузке, ч:

L_h= =

где m=3 показатель степени кривой усталости для шарикоподшипников.

Если задан типовой режим нагружения, то эквивалентная долговечность подшипника

L_E = ,

где _h – коэффициент эквивалентности, определяемый по табл. 12 [2] в зависимости от типового режима нагружения:

_h=0,18 L_E = ч.

Для подшипников зубчатых редукторов должно выполняться условие L_E 10000 ч.

5. Расчет вала на усталостную прочность

5.1 Моменты и силы в опасном сечении

2. Суммарный изгибающий момент

M= = = Нм

где M_Z- изгибающий момент в горизонтальной плоскости, M_Z=67.7 Нм; M_Y - изгибающий момент в вертикальной плоскости M_Y = 98.2 Нм.

Осевая сила F_a =0.659кН

2. Геометрические характеристики опасного сечения

Значения площади поперечного сечения A, осевого и полярного моментов сопротивлений для типовых поперечных сечений определяют по формулам.

Для сплошного круглого вала

A = , = , = ;

Для сечения с одним шпоночным пазом:

A = , = – , = – ,

где b – ширина; t₁ – глубина шпоночного паза на валу (табл. 8 [2]),

b= 14 мм t₁= 5,5 мм

A = = мм

= – = мм

= – = =16557 мм

4. Суммарный коэффициент запаса прочности

Определяем по формуле (2) [2]:

S =

где и - коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям.

Условие прочности вала имеет вид

S [S]

где [S] – допускаемый коэффициент запаса прочности.

Рекомендуемое значение [S] =2…2.5.

Значения и определяют по формулам

=

=

где и – пределы выносливости материала при симметричном цикле изгиба и кручения; и - амплитуды напряжений цикла; и - средние напряжения цикла, и – коэффициенты перехода от пределов выносливости образца к пределам выносливости детали, и - коэффициенты чувствительности к асимметрии цикла.

Значения и равны:

= 0.02 (1+0.01 ) =0,02 (1+0,01*890)=0,198

= 0.5 =0,5*0,198=0,099

Пределы выносливости материала при симметричном цикле изгиба и кручения определяются по следующим формулам:

для углеродистых сталей = 0.43 =0,43*890=382,7 МПа

= 0.58 =0,58*382,7=222 МПа

При вычислении амплитуд и средних напряжений цикла принимают, что напряжения изгиба меняются по симметричному циклу, а касательные по наиболее неблагоприятному отнулевому циклу. В этом случае

= = МПа

= = МПа

= = = МПа

5. Коэффициенты

= ( +K_F -1)/K_V, = ( +K_F -1)/K_V,

Для посадки с натягом определяется методом линейной интерполяции по (табл7,5 [])

=4,5;

где и – эффективные коэффициенты концентрации напряжений

и - коэффициенты влияния размера поперечного сечения вала;

K_F – коэффициент влияния шероховатости поверхности, определяется по табл. 5,5 [2] в зависимости от , примем что поверхность вала под зубчатое колесо получена чистовым обтачиванием тогда:

=3,2 мкм K_F=1,25

K_V – коэффициент влияния упрочнения.

При отсутствии упрочнения поверхности рассчитываемого участка вала принимают K_V =1.

Характеристики

Список файлов курсовой работы