125941 (690773), страница 6

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

Текст из файла (страница 6)

_F1 = Y_F1 F_t K_F / (b_w m), МПа;

_F2 = _F1 Y_F2 / Y_F1, МПа,

де Y_F1 і Y_F2 коефіцієнти, що враховують форму зубів, відповідно, шестірні й колеса, призначувані за графіком мал. 8.20, [2] залежно від числа зубів z і коефіцієнта зсуву X; F_t окружна сила в зачепленні, Н (див. п. 1.7.2); b_w ширина зубчастого вінця, мм; m модуль зачеплення, мм.

Напруги в підставі зубів косозубих коліс визначаються по формулах:

для шестірні:

_F1 = Y_F1 Z_F F_t K_F / (b_w m), МПа,

де Z_F коефіцієнт, що обчислюється по формулі

Z_F = K_F Y /

K_F коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження між зубами (див. табл. 8.7, [2]);

Y ураховує роботу зуба як пластини (а не балки) і визначається рівністю

Y = 1 / 140;

для колеса:

_F2 = _F1 Y_F2 / Y_F1, МПа.

Значення Y_F1 і Y_F2 призначають за графіком мал. 8.20 [2] залежно від умовних чисел зубів шестірні z_V1 = z₁ / cos³ і колеса

z_V2 = z₂ / cos³.

1.8.6 Висновок про працездатність передачі

Передача вважається працездатної, якщо виконуються умови:

1) контактна витривалість поверхонь зубів,

_H [_H] ;

2) витривалість зубів шестірні,

_F1 [_F]₁ ;

3) витривалість зубів колеса,

_F2 [_F]₂ .

2. ДРУГИЙ ЕТАП ЕСКІЗНОГО ПРОЕКТУ. РОЗРАХУНКИ ПІДШИПНИКІВ КОЧЕННЯ РЕДУКТОРА

Для виконання розрахунків підшипників кочення використовується інформація з розділів 1.4, 1.6 і 1.7.

2.1 Визначення ресурсу підшипників проміжного вала редуктора

Розрахункова схема проміжного вала розглядається у двох площинах площини XY і XZ і представлена на мал. 2.1.

Мал. 2.1

Для визначення п'яти опорних реакцій в опорах 3 і 4 (відповідно опори швидкохідного вала позначені 1 і 2, а опори тихохідного 5 і 6) використовуються рівняння статики. Координати e і c знайдені по мал. 1.4 розділу 1.4.

Навантаження на підшипник визначаються геометричним підсумовуванням опорних реакцій по формулах:

опора 3 плаваюча навантажена радіальним навантаженням

, Н;

опора 4 фіксована навантажена радіальним і осьовим навантаженнями

, Н;

F_a = R_4X .

Помітимо, що при зміні знака обертаючого моменту напрямок сили F_a1(Т) міняється на протилежне й ситуація міняється.

Діаметр d_П цапфи вала знайдений раніше (див. п.1.4), це дає можливість попередньо підібрати підшипники для розглянутих опор. Починають підбор з підшипників кулькових однорядних легкої серії.

Приклад. d_П = 25 мм, що відповідає підшипнику № 205, з розмірами D = 52 мм, d = 25 мм, b_П = 15 мм, динамічна вантажопідйомність ІЗ = 14000 Н, статична вантажопідйомність ІЗ₀ = 6950 Н.

Ресурс підшипника L_h визначається з рівності:

, година,

де a₁, a₂ коефіцієнти, що враховують властивості матеріалів кілець і тіл кочення й імовірність безвідмовної роботи, обумовлені по табл. 16.3 [2]. У проектних розрахунках можна приймати a₁ a₂ = 1; показник ступеня кривої утоми. Для кулькових підшипників = 3, для роликових = 3,33; n частота обертання, у нашім випадку n = n_2Б = n_1Т; P еквівалентне навантаження, обумовлене рівнянням:

P_r = (X V F_r + Y F_a) K_д K_t,

розв'язуваним із залученням таблиць із каталогів і довідників (наприклад, табл. 16.5 [2]).

Порядок визначення P наступний. Спочатку визначається (вибирається) тип підшипника, наприклад, радіальний кульковий однорядний і обчислюється відношення F_a / C₀, і перебуває значення параметра осьового навантаження e. Потім, обчислюється величина F_a / (V F_r), що рівняється з параметром e. При цьому можливі три варіанти:

1. F_a / (V F_r) < e;

2. F_a / (V F_r) = e;

3. F_a / (V F_r) > e.

Кожному із цих варіантів відповідають певні значення коефіцієнта радіальної X і осьовий Y навантажень.

Коефіцієнт V у формулі залежить від виду навантаженняйого коліс. У нашім випадку внутрішнє кільце підшипника обертається разом з валом, а зовнішнє нерухомо, тому V = 1, коефіцієнт динамічного навантаження K_д = 1,3 (для редукторів), а температурний коефіцієнт K_t = 1.

Працездатність підшипника вважається забезпеченої з імовірністю безвідмовної роботи 0,9, якщо дотримується умова

L_h L_he,

прийняте по табл. 1.1. У противному випадку необхідно використовувати підшипники середньої або важкої серії або, якщо це не приводить до мети, в опорах установлюють радіальноупорні конічні або кулькові радіальноупорні підшипники.

2.2 Опори з конічними й кульковими радіальноупорними підшипниками

Для проміжних валів редукторів із циліндричними зубчастими колесами, в основному, застосовується схема «враспор», показана на мал. 2.2.

Мал. 2.2

2.2.1 Радіальноупорні конічні підшипники (тип 7000)

Конічні радіоупорні підшипники підбираються за ДСТ 33379 виходячи з раніше знайденого діаметра d_П . З каталогу перебувають їхні параметри розміри, динамічну вантажопідйомність C і статичну вантажопідйомність C₀, а також параметр осьового навантаження є і коефіцієнт осьового навантаження Y. У випадку, якщо в таблицях параметр e не приводиться, його можна обчислити з умови:

e = 1,5 tg, де кут контакту (звичайно = 12...18…18)

Радіальні навантаження визначені вище (це F_r3 і F_r4), осьові навантаження визначаються в наступному порядку:

1) складається рівняння рівноваги, для нашого випадку:

F_A + F_a3 F_a4 = 0;

2) підраховуються значення власних їх осьових

S₃ = 0,83 e F_r3;

S₄ = 0,83 e F_r4;

3) для забезпечення працездатності підшипника необхідно дотримання умов

F_a3 S₃ і F_a4 S₄,

порушення яких приводить до перерозподілу навантаження на тіла кочення на один два ролики й до різкого скорочення ресурсу підшипника;

4) визначаються F_a3 і F_a4, для чого статично невизначене завдання вирішується методом спроб. Спочатку припускають F_a3 = S₃, при цьому

F_a4 = F_A + S₃ S₄.

При дотриманні цієї умови призначаємо:

F_a3 = S₃ і F_a4 = F_A + S₃.

У противному випадку приймають:

F_a4 = S₄ і F_a3 = S₄ F_A.

Еквівалентне навантаження підраховується по формулах:

при F_a / (V F_r) e,

P = V F_r K_д K_t; (2.1)

при F_a / (V F_r) > e,

P = (X V F_r + Y F_a) K_д K_t

с підстановкою X = 0,4 і Y, обраного з каталогу.

Далі визначається ресурс підшипника L_h (див. п. 2.1) і перевіряється умова L_h L_he.

2.2.2 Радіоупорні кулькові підшипники (тип 6000)

Алгоритм визначення осьових сил аналогічний наведеному в п. 2.2.1, однак значення параметра осьового навантаження залежить від відношення радіального навантаження до осьового F_a / (V F_r) нелінійно й значення e визначається по табл. 16.5 [2], по якій можна залежно від співвідношення F_a / (V F_r) e або в противному випадку вибрати коефіцієнти X і Y і знайти еквівалентне навантаження по формулам (2.1).

3. ТРЕТІЙ ЕТАП рГР. КОНСТРУЮВАННЯ ОСНОВНИХ З'ЄДНАНЬ, РОЗРОБКА ЕСКІЗУ КОМПОНУВАННЯ Й ВИЗНАЧЕННЯ ОСНОВНИХ РОЗМІРІВ КОРПУСНИХ ДЕТАЛЕЙ

3.1 З'єднання валступица

Передача обертаючого моменту Т у з'єднаннях зубчастих коліс із валами можуть бути виконані з використанням шпонок (призматичних ДЕРЖСТАНДАРТ 2336078 і сегментних ДЕРЖСТАНДАРТ 24071 80) або зубчастими з'єднаннями.

3.1.1 З'єднання призматичними шпонками

Підбор шпонок виробляється по таблицях стандартів у функції діаметра вала d, що визначає ширину шпонки b і висоту h. Приймаючи величину напруг зминання, що допускаються, [₍див] =…120 Мпа, визначають робочу довжину шпонки (мм) по формулі:

l_р 4T10³ / (d h [_див]).

Повна довжина шпонки першого виконання (з округленими торцями)

l = l_р + b/

Отримане значення погодиться зі стандартом (див. табл. 19.11, [3]) і приймається з ряду довжин, зазначеного в цій таблиці. Позначення шпонки, наприклад, для вала d = 48 мм. Шпонка 14(9(63 ДЕРЖСТАНДАРТ 2336078.

3.1.2 З'єднання сегментними шпонками

Розміри таких шпонок характеризуються фіксованим значенням її довжини l, тому їхній розрахунок можливий тільки у вигляді перевірочного:

_см = 2 Т 10³ / (k l d) [_див],

де k висота площадки контактування шпонки з пазом вала.

3.1.3 З'єднання прямобочні зубчасті

Застосовуються у випадку недостатньої навантажувальної здатності шпонками, оскільки виробництво таких з'єднань малими серіями нерентабельно.

Розрахунки таких з'єднань проводять як у проектному, так і в перевірочному варіантах.

Проектний розрахунок зводиться до вибору з'єднання по стандарті (переважно легкої серії) у функції діаметра вала. По таблицях ДЕРЖСТАНДАРТ установлюються: D зовнішній діаметр, d внутрішній діаметр, розміри фасок f, число зубів. Призначається спосіб центрування. Далі приймаючи допускаються навантаження, що, зминання для нерухливих з'єднань [_див] по табл. 6.1 [2], визначаємо необхідну довжину з'єднання (мм):

l = 2 Т 10³ / (z h d_ср [_див]),

де d_ср середній діаметр з'єднання, d_ср = 0,5 (D + d); h висота зуба, h = 0,5 (D d) f (мм).

Перевірочний розрахунок проводять у формі:

_см = 2 Т 10³ / (z h d_ср l) [_див].

3.1.4 З'єднання зубчасті

Застосовуються, в основному, в авіаційній промисловості із-за високій навантажувальній здатності й гарній пристосованості до умов навзаводи виробництва на універсальному зуборізному встаткуванні.

Параметри модуль m, число зубів z, коефіцієнти зсуву й т.п., визначають у функції діаметра D з'єднання.

Характеристики

Список файлов курсовой работы