125886 (690739), страница 2

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

Текст из файла (страница 2)

Т_НЕ2 = 0,78 · 373 = 291 Н·м.

Принимаем межосевое расстояние по стандартному ряду: α_w2 = 160 мм.

Предварительные основные размеры колеса:

d₂ = 2 α_w2 U₂ / (U₂ + 1) = 2 · 160 · 2,95 / (2,95 + 1) = 239 мм – делительный диаметр

b₂ = ψ_α α_w2 = 0,25 · 160 = 40 мм

Модуль передачи:

m ≥ = = 0,002 м

K_m = 6,6 – для прямозубых колес [1].

Т_FЕ2 = К_FД Т₃ – эквивалентный момент на колесе, где:

К_FД = К_FЕ ≤ 1

Коэффициент эквивалентности:

К_FЕ = 0,68 (таблица 2.4 [1])

N_FG = 4 · 10⁶ – базовое число циклов нагружений.

К_FД = 0,68 · = 1

Т_FЕ2 = 1 · 373 = 373 Н·м.

Принимаем m = 2 мм.

Суммарное число зубьев:

z_Σ = 2 α_w2 / m = 2 · 160 / 2 = 160

Число зубьев шестерни и колеса:

z₁ = z_Σ / (U₂ + 1) = 160 / (2,95 + 1) = 40

z₂ = z_Σ - z₁ = 160 – 40 = 120

Фактическое передаточное число:

U_2ф = z₂ / z₁ = 120/40 = 3

Отклонение от заданного передаточного числа: 1,6% < 4%

Делительные диаметры:

d₁ = m z₁ = 2 · 40 = 80 мм

d₂ = 2 α_w2 - d₁= 2 · 160 - 80 = 240 мм

Диаметры окружности вершин и впадин зубьев:

d_a1 = d₁ + 2(1 + х₁ – у)m = 80 + 2 · 2 = 84 мм

d_f1 = d₁ – 2(1,25 – х₁)m = 80 – 2,5 · 2 = 75 мм

d_a2 = d₂ + 2(1 + х₂ –у)m = 240 + 2 · 2 = 244 мм

d_f2 = d₂ – 2(1,25 – х₂)m = 240 – 2,5 · 2 = 235 мм

x₁ = x₂ = 0; y = -(α_w2 – α)/m = -(160 – 160)/2 = 0 – коэффициент воспринимаемого смещения.

α = 0,5m(z₂ + z₁) = 0,5 · 2 (120 + 40) = 160 – делительное межосевое расстояние

Размеры заготовок колес:

D_заг = d_a2 + 6 = 244 + 6 = 250 мм > D_пред = 125 мм

С_заг = 0,5b₂ = 0,5 · 40 = 20 мм

S_заг = 8m = 8 · 2 = 16 мм ≤ S_пред = 80 мм

Заменим материал колеса на сталь 40ХН, с термообработкой улучшением, с

D_пред = 315 мм

Усилия в зацеплении:

окружное: F_t1 = F_t2 = 2Т₃ / d₂ = 2 · 373 / 0,24 = 3108 H

радиальное: F_r1 = F_r2 = F_t1 · tgα = 3108 · tg 20° = 1131 H

Расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса:

σ_F2 = F_tЕ · К_Fα · К_Fβ · K_FV · Y_β · Y_F2 / b₂ · m ≤ [σ]_F2

в зубьях шестерни:

σ_F1 = σ_F2 Y_F1 / Y_F2 ≤ [σ]_F1

К_Fα = 1 – для прямозубых колес. [1]

К_Fβ = 1 – при постоянной нагрузке. [1]

Окружная скорость в зацеплении:

V = = 3,14 · 0,24 · 99,9 / 60 = 1,3 м/с

Назначим 9 степень точности изготовления зубьев, табл. 2.5 [1].

K_FV = 1,13 – коэффициент динамической нагрузки, табл. 2.7 [1].

Y_β = 1 - β°/140 = 1

Коэффициент формы зуба: Y_F1 = 3,7, Y_F2 = 3,6, табл. 2.8 [1].

F_tЕ = К_FД F_t = 3108 Н – эквивалентная окружная сила.

σ_F2 = 3108 · 1 · 1 · 1,13 · 1 · 3,6 / 0,04 · 0,002 = 158 МПа ≤ [σ]_F2 = 256 МПа

σ_F1 = 158 · 3,7 / 3,6 = 162 ≤ [σ]_F1 = 294 МПа

Условие выполняется.

Проверочный расчет зубьев по контактному напряжению:

σ_Н2 =

К_Н = 3,2 · 10⁵ – для прямозубых колес [1]

К_Нα = 1; К_Нβ = 1 [1]; К_НV = 1,05 табл. 2.9 [1].

σ_Н2 = = 465 МПа ≤ [σ]_Н = 514 МПа

Условие выполняется.

5. Расчет первой ступени редуктора

Исходные данные: U₁ = 2,44; Т₂ = 130,4 Н·м; n₂ = 295,1 об/мин.

Диаметр внешней делительной окружности колеса [1]:

d_e2 ≥ 1,75 · 10⁴ = 1,75 · 10⁴ = 0,224 м

ν_Н = 0,85 – для прямозубых колес [1].

К_Нβ = К_Нβ⁰ = 1,9 - табл. 2.3 [1].

Ψ_d = 0,166 = 0,166 = 0,44

Т_НЕ2 = К_НД Т₂ = 0,78 · 130,4 = 101,7 Н·м

Угол делительного конуса колеса:

δ₂ = arctg(U₁) = arctg 2,44 = 67,7º; sinδ₂ = sin 67,7 = 0,93

Конусное расстояние:

R_e = d_e2 / 2sin(δ₂) = 224 / 2 · 0,93 = 120,4 мм

Ширина зубчатого венца шестерни и колеса:

b = 0,285R_e = 0,285 · 120,4 = 34,3 мм

Внешний торцовый модуль:

m_e ≥

K_Fβ = K_Fβ⁰(1 - Х) + Х = 1,67 (1 – 0,5) + 1 = 1,835

K_Fβ⁰ = 1,67 – табл. 2.6 [1].

X = 0,5 [1].

v_F = 0,85 – для прямозубых колес,

Т_FЕ2 = К_FД Т₂ = 1 · 130,4 = 130,4 Н·м

m_e = = 0,002 м

Число зубьев колеса и шестерни:

z₂ = d_e2 / m_e = 224 / 2 = 112

z₁ = z₂ / U₁ = 112 / 2,44 = 46

Фактическое передаточное число:

U_1ф = z₂ / z₁ = 112/46 = 2,43

Отклонение от заданного передаточного числа: 0,4% < 4%

Определим окончательные размеры колес.

Углы делительных конусов колеса и шестерни.

δ₂ = arctg(U₁) = arctg 2,43 = 67,6º; δ₁ = 90º - δ₂ = 22,4º

cos δ₂ = cos 67,6º = 0,38; cos δ₁ = cos 22,4º = 0,92; sin δ₁ = ; sin 22,4° = 0,38.

Делительные диаметры:

d_e1 = m_e z₁ = 2 · 46 = 92 мм;

d_e2 = m_e z₂ = 2 · 112 = 224 мм.

Внешние диаметры:

d_ae1 = d_e1 + 2(1 + X_e1) m_e cosδ₁ = 92 + 2(1+0,22) 2 · 0,92 = 96,5 мм

d_ae2 = d_e2 + 2(1 + X_e2) m_e cosδ₂ = 224 + 2(1 – 0,22) 2 · 0,38 = 225,2 мм

X_e1 = 0,22; X_e2 = - X_e1 = -0,22 – коэффициенты смещения, табл. 2.10 [1].

Размеры заготовок колес:

D_заг = d_е2 + 2m + 6 = 224 + 2 · 2 + 6 = 234 мм > D_пред = 125 мм

S_заг = 8m_e = 8 · 2 = 16 мм ≤ S_пред = 80 мм

Заменим материал колеса на сталь 40ХН, с термообработкой улучшением, с D_пред = 315 мм

Силы в зацеплении:

F_t = = = 1358 H – окружная сила в зацеплении.

d_m2 = 0,857 d_e2 = 0,857 · 224 = 192 мм

F_r1 = F_a2 = F_t · tgα · cos δ₁ = 1358 · tg 20º · 0,92 = 455 H

F_a1 = F_r2 = F_t · tgα · sin δ₁ = 1358 · tg 20º · 0,38 = 188 H

Напряжения изгиба в зубьях колеса.

σ_F2 = 1,17Y_F2 K_Fβ K_Fv ≤ [σ]_F2

Напряжения изгиба в зубьях шестерни.

σ_F1 = σ_F2 Y_F1 / Y_F2 ≤ [σ]_F1

K_Fβ = 1,835

Окружная скорость в зацеплении:

V = = 3,14 · 0,192 · 295,1 / 60 = 2,97 м/с

K_Fv = 1,5 – табл. 2.7 [1].

Эквивалентные числа зубьев:

z_v2 = z₂ / cos δ₂ = 112 / 0,38 = 294,7

z_v1 = z₁ / cos δ₁ = 46 / 0,92 = 50

Y_F1 = 3,57, Y_F2 = 3,62 – табл. 2.8 [1].

σ_F2 = 1,17 · 3,62 1,835 · 1,5 = 232 МПа ≤ [σ]_F2 = 256 МПа

σ_F1 = 232 · 3,57 / 3,62 = 229 МПа ≤ [σ]_F1 = 294 МПа

Условие выполняется.

Расчетное контактное напряжение:

σ_Н = 1,9 · 10⁶ ≤ [σ]_H,

К_Нv = 1,2 – табл. 2.9 [1].

Т_НЕ2 = К_НД Т₂ = 0,78 · 130,4 = 101,7 Н·м

σ_Н = 1,9 · 10⁶ = 462 МПа ≤ [σ]_H = 514 МПа,

Условие выполняется.

6. Основные размеры корпуса и крышки редуктора

По рекомендациям [1] в качестве материала корпуса выбираем:

СЧ15 ГОСТ 1412-85.

Толщина стенки корпуса:

δ = 2,6 ≥ 6 мм

δ = 2,6 = 6,4 мм

Принимаем: δ = 6,7 мм – табл. 24.1 [1].

Толщина стенки крышки корпуса: δ₁ = 0,9δ = 0,9 · 6,7 = 6,03

Принимаем: δ₁ = 6 мм – табл. 24.1 [1].

Толщина поясов стыка:

b = 1,5δ = 1,5 · 6,7 = 10,05 мм; b₁ = 1,5δ₁ = 1,5 · 6 = 9 мм

Принимаем: b = 10 мм; b₁ = 9 мм – табл. 24.1 [1].

Размеры конструктивных элементов из [1]:

f = (0,4…0,5) δ₁ = (0,4…0,5) · 6 = 2,4…3 мм; f = 3 мм.

l = (2…2,2) δ = (2…2,2) · 6,7 = 13,4…14,74 мм; l = 14 мм.

Из [1] в зависимости от межосевого расстояния тихоходной ступени определяем диаметры болтов крепления крышки редуктора и отверстия под них:

Болт: М12; d₀ = 13 мм.

Ширина фланца корпуса и крышки:

К = 2,7d = 2,7 · 12 = 32,4 мм; К = 32 мм – табл. 24.1 [1].

К₁ = 2,2d = 2,2 · 12 = 26,4 мм; К = 26 мм – табл. 24.1 [1].

Диаметры штифтов:

d_шт = (0,7…0,8)d = (0,7…0,8) · 12 = 8,4…9,6 мм; d_шт = 10 мм

Диаметры болтов крепления корпуса редуктора на раме:

d_к = ≥ 12 мм

d_к = = 9,06 мм; берем: М12

Толщина фланца крепления редуктора на раму:

g = 1,5 d_к = 1,5 · 12 = 18 мм.

Диаметр болтов крепления крышек подшипников:

d_п = (0,7…0,75)d_к = (0,7…0,75) · 12 = 8,4…9 мм; берем М10.

7. Проектный расчет валов, подбор подшипников

Расчет ведем по ГОСТ 24266-80 и СТ СЭВ 534-77. При назначении размеров руководствуемся ГОСТ 6636-69 и рекомендациями [1].

В качестве материала валов используем сталь 45 ГОСТ 1050-88 [2].

Проектный расчет быстроходного вала.

Диаметр вала:

d_б ≥ (7…8) = (7…8) = 26,7…30,5

Быстроходный вал соединяется муфтой с валом электродвигателя, диаметр которого d_Д = 38 мм. Значения диаметров, соединяемых валов не должны отличаться более, чем на 25%. Поэтому сначала находят ориентировочно d_M ≈ 0,75d_Д . Окончательно принимаем диаметр посадки муфты на быстроходный вал d = 30 мм.

Диаметр под подшипники:

d^б_п ≥ d_б + 2t = 30 + 2 · 2,5 = 35 мм, где t = 2,5 из [1].

Принимаем: d^б_п = 35 мм (ГОСТ 27365-87).

Учитывая наличие осевых нагрузок, предварительно выбираем подшипник роликовый 7207 ГОСТ 27365-87 [2].

Его размеры: d = 35 мм, D = 72 мм, b = 17 мм.

Динамическая грузоподъемность подшипника: С = 48,4 кН.

Статическая грузоподъемность С_о = 32,5 кН.

d_бп ≥ d^б_п + 3r = 35 + 3 · 2,5 = 42,5 мм; принимаем: d_бп = 42 мм.

Проектный расчет промежуточного вала.

Диаметр вала:

d_пр ≥ (6…7) = (6…7) = 30,4…35,5

Принимаем: d_пр = 36 мм

Диаметр под подшипники:

d^б_пр = d_пр – 3r = 36 - 3 · 2,5 = 28,5 мм, где r = 2,5 из [1].

Принимаем: d^б_пр = 30 мм (ГОСТ 27365-87).

Учитывая наличие осевых нагрузок, предварительно выбираем подшипник шариковый радиально-упорный 7206 ГОСТ 27365-87 [2].

Его размеры: d = 30 мм, D = 62 мм, b = 16 мм.

Динамическая грузоподъемность подшипника: С = 38 кН.

Статическая грузоподъемность С_о = 25,5 кН.

По [1] определяем остальные конструктивные размеры:

d_бк ≥ d_пр + 3f = 36 + 3 · 1,2 = 39,6 мм; принимаем: d_бк = 40 мм.

d_бп ≥ d^б_пр + 3r = 30 + 3 · 2 = 36 мм; принимаем: d_бп = 36 мм.

Проектный расчет тихоходного вала.

Характеристики

Список файлов курсовой работы