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

Текст из файла (страница 2)

, ,

где –ресурс передачи; и – частота вращения шестерни и колеса соответственно; = =1 – число вхождений в зацепление зубьев шестерни или колеса соответственно за один его оборот.

Числа циклов перемены напряжений соответствуют длительному пределу выносливости. По графику 4.3. определяем числа циклов на контактную и изгибную выносливость соответственно:

, , .

Определим эквивалентное число циклов перемены напряжений для расчёта на контактную выносливость:

,

где – коэффициенты приведения на контактную выносливость; – суммарное число циклов перемены напряжений для шестерни или колеса.

Так как , то принимаем и , то

.

Определим эквивалентное число циклов перемены напряжений для расчёта на изгибную выносливость:

,

,

где – коэффициенты приведения на изгибную выносливость; – суммарное число циклов перемены напряжений для шестерни или колеса.

Так как и , то принимаем .

Определим допускаемые напряжения для расчётов на выносливость. По таблице 4.3 находим

для шестерни:

,

,

для зубчатого колеса:

, ,

, ,

где и – длительный предел контактной выносливости и коэффициент безопасности; и – длительный предел изгибной выносливости и коэффициент безопасности; – твёрдость зубьев шестерни или колеса.

Определим предельные допускаемые контактные и изгибные напряжения:

,

,

где – предел текучести материала колеса или шестерни; –твёрдость зубьев шестерни или колеса.

Проверим передачу на контактную выносливость:

, , , .

Принимаем допускаемое контактное напряжение как меньшее значение:

.

Определим коэффициенты нагрузки на контактную и изгибную выносливость по формулам:

и ,

где и – коэффициенты концентрации нагрузки по ширине зубчатого венца; и – коэффициенты динамической нагрузки (учитывают внутреннюю динамику передачи).

Относительная ширина зубчатого венца находится по формуле

,

=4.5 – передаточное число данной ступени редуктора.

По таблице 5.2. и 5.3, схемы 2 расположения зубчатых колёс относительно опор и варианта соотношения термических обработок “a” находим ,

Тогда

Значения определяются по табл. 5.6

Коэффициент определяется по табл. 5.4 в зависимости от вида передачи.

Принимаем 8-ю степень точности изготовления передачи находим, что

и .

Теперь находим значения коэффициентов нагрузки

Определим коэффициент ширины быстроходной ступени

Определяем рабочую ширину колеса:

.

Ширина шестерни: .

Вычислим модуль передачи по формуле:

,

где =257.1 МПа – изгибное напряжение на колесе; , . Тогда . Из стандартного ряда значений по ГОСТ 9563–60 выбираем значение .

Определим минимально возможный угол наклона зуба .

Рассчитываем предварительное суммарное число зубьев: . Округляем это число и получаем .

Определяем действительное значение угла и сравниваем его с минимальным значением:

.

Найдём число зубьев шестерни и колеса , учитывая, что минимальное число зубьев для косозубой цилиндрической передачи ; .

Найдём фактическое передаточное число передачи: . Таким, образом отклонение фактического передаточного числа данной ступени редуктора от номинального значения .

Проверим зубья колёс на изгибную выносливость. Для колеса получим: где – коэффициент нагрузки при расчёте на изгибную выносливость;

– коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, выбираем по табл. 6.4;

– коэффициент, учитывающий форму зуба, находится по табл. 6.2 лит. 1;

– коэффициент, учитывающий наклон зуба.

Сравниваем полученное значение напряжения с допускаемым напряжением при расчёте на изгиб зубьев колеса: .

Определим диаметры делительных окружностей шестерни и колеса соответственно.

, ,

где – модуль зубчатых колёс;

– угол наклона зуба;

Проверка

Вычислим диаметры окружностей вершин зубьев и впадин зубьев ; ; ; .

Определим силы, действующие на валы зубчатых колёс.

Окружную силу на среднем находим по формуле:

Н,

Осевая сила на шестерне:

Н,

Радиальная сила на шестерне:

Н

6. Определение диаметров валов

Определим диаметр быстроходного вала шестерни: , где – момент на быстроходном валу. Примем . Сравним этот диаметр с диаметром вала электродвигателя, при этом должно выполняться условие – условие выполняется.

Определим диаметр посадочной поверхности подшипника: . Примем d_к = 30мм. Диаметр вала под колесо . Рассчитаем диаметр буртика для упора подшипника: . Примем d _бк = 32мм.

Определим диаметры промежуточного вала: , где Т₂ – момент на промежуточном валу. Примем d_к = 35 мм. Для найденного диаметра вала выбираем значения: – приблизительная высота буртика, – максимальный радиус фаски подшипника, – размер фасок вала. Диаметр вала под колесо . Примем диаметр d_к =38. Диаметр буртика для упора колеса . Принимаем d_бк = 42мм.

Определим диаметр тихоходного вала: , где – момент на тихоходном валу. Примем . Для найденного диаметра вала выбираем значения: – приблизительная высота буртика, – максимальный радиус фаски подшипника, – размер фасок вала. Определим диаметр посадочной поверхности подшипника: . Так как стандартные подшипники имеют посадочный диаметр, кратный -ти, то принимаем . Рассчитаем диаметр буртика для упора подшипника: . Пусть .

7. Выбор и проверка подшипников качения по динамической грузоподъёмности

Для тихоходного вала редуктора выберем роликоподшипники конические однорядные средней серии . Для него имеем: – диаметр внутреннего кольца, – диаметр наружного кольца, – ширина подшипника, – динамическая грузоподъёмность, – статическая грузоподъёмность, – предельная частота вращения при пластичной смазке. На подшипник действуют: – осевая сила, – радиальная сила. Частота оборотов . Требуемый ресурс работы , , Y = 1.6 при F_a/VF_r > e..

Найдём: – коэффициент безопасности; – температурный коэффициент; – коэффициент вращения.

Определяем радиальные силы действующие в подшипниках:

Определяем минимальные осевые нагрузки для подшипников:

Определяем осевые реакции в опорах:

Принимаем, что F_а1 = S₁ = 114.5 Н, тогда из условия равновесия , что больше, чем S₂. Следовательно, силы найдены правильно.

Определяем эквивалентную нагрузку для 1^ой опоры: . Следовательно, X = 1, Y = 0.

Отсюда

Определяем эквивалентную нагрузку для 2^ой опоры:

Определяем значение коэффициента радиальной динамической нагрузки и коэффициента осевой динамической нагрузки .

Определяем эквивалентную радиальную динамическую нагрузку .

Рассчитаем ресурс принятых подшипников, (расчет выполняется по 2^ой более нагруженной опоре): , или , что удовлетворяет требованиям.

Подбираем подшипник на быстроходном валу: Подшипник роликовый радиально-упорный N7306A, С = 52800 кН, С₀ = 39000 кН, N_прж = 7500, N_прп = 5600,

d = 30 мм, D = 72 мм, B = 20.75 мм

Подбираем подшипник на промежуточном валу: Подшипник роликовый радиально-упорный N7307A, С = 68000 кН, С₀ = 50000 кН, N_прж = 6700, N_прп = 5000,

d = 35 мм, D = 80 мм, B = 22.75 мм

8. Проверочный расчёт наиболее нагруженного вала на усталостную прочность и жёсткость

Проведём расчёт тихоходного вала.

Д

A

B

C

ействующие силы: – окружная, – осевая, – радиальная.

, ,

Определяем расчётный коэффициент запаса прочности S в опасном сечении и сравниваем его с допускаемым значением(1,3….2.1)

Где коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям, амплитуды напряжений цикла, эффективные коэффициенты концентраций напряжений, пределы выносливости гладких образцов.

9. Выбор и расчёт шпоночных соединений

Расчёт шпоночных соединений заключается в проверке условия прочности материала шпонки на смятие.

1. Соединение быстроходного вала со шкифом. Имеем: – крутящий момент на валу, – диаметр вала, – её ширина, – высота шпонки, – глубина паза вала, – глубина паза ступицы, – допускаемое напряжение на смятие, – предел текучести.

Определяем рабочую длину шпонки :

. Принимаем l_р = 7 мм.

Условие прочности:

Определение длины шпонки: . Принимаем l_ш = 21 мм

Принимаем шпонку:

2. Соединение промежуточного вала с зубчатым колесом. Имеем: – крутящий момент на валу, – диаметр вала, – её ширина, – высота шпонки, – глубина паза вала, – глубина паза ступицы, – допускаемое напряжение на смятие, – предел текучести.

Определяем рабочую длину шпонки :

. Принимаем l_р = 13 мм.

Условие прочности:

Характеристики

Список файлов курсовой работы