126133 (690893), страница 2

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

Текст из файла (страница 2)

b₂ – ширина колеса, мм;

Умова міцності виконана.

1. Сили, що діють у зачепленні

У зачепленні діють три сили:

• Окружна

, Н

де: Т₁ – крутний момент провідного вала, Нмм;

d_{1 -} ділильний діаметр шестірні, мм;

• Радіальна

, Н

де: α – кут зачеплення, °;

β – кут нахилу зуба, °;

Осьова

F_a = F_t * tg β, Н

F_a = F_t * tg β = 2457,8 * 0,3057 = 751,4 Н

1. Перевірка зубів на витривалість по напругах вигину

( см. формулу 3.25 [1] ).

, МПа

де: F_t – окружна сила, Н;

Коефіцієнт навантаження К_F = K_Fβ * K_Fν

По таблиці 3.7 [1] при ψ_bd = 1,34, твердості НВ ‹ 350 і несиметричному рас-положенні зубчастих коліс щодо опор коефіцієнт К_Fβ = 1.36.

По таблиці 3.8 [1] для косозубних коліс 8-й ступеня точності й швидкості 4,1 м/с коефіцієнт К_Fυ = 1,1.

Таким чином, К_F = 1,36 * 1,1 = 1,496.

Коефіцієнт, що враховує форму зуба, Y_F залежить від еквівалентного числа зубів z_υ

• У шестірні

• У колеса

Коефіцієнт Y_F1 = 3,85 і Y_F2 = 3,6 (див. стор. 42 [1] ).

Визначаємо коефіцієнти Y_β і К_Fα

,

де середні значення коефіцієнта торцевого перекриття ε_α = 1,5; ступінь точності n = 8.

Допускаються напруги при перевірці на вигин, визначають по формулі 3.24 [1]:

, МПа

По таблиці 3.9 для сталі 45 поліпшеної границя витривалості при циклу вигину = 1,8 НВ.

Для шестірні = 1,8 * 230 = 414 МПа

Для колеса = 1,8 * 200 = 360 МПа

Коефіцієнт безпеки

По таблиці 3.9 [1] [S_F]’ = 1.75 для сталі 45 поліпшеної; [S_F]” = 1 для кувань і штампувань.

Напруги, що допускаються:

Для шестірні

Для колеса

Перевірку на вигин варто проводити для того зубчастого колеса, для якого відношення менше. Знайдемо відносини:

Для шестірні

Для колеса

Перевірку на вигин проводимо для колеса:

Умова міцності виконана.

2.3 Розрахунок тихохідного щабля двоступінчастого зубчастого редуктора

2.3.1 Міжосьова відстань визначаємо по формулі

, мм

де: К_а = 43;

u₃ – передатне відношення на виході;

Т₃ – крутний момент на виході;

К_Нβ=1.25

ψ_ba = 0,25 0,40.

Найближче значення міжосьової відстані за ДСТ 2185-66 а_w = 200 мм (див. с.36 [1]).

1. Нормальний модуль

m_n = (0,01 0,02)*а_w = (0,01 0,02)*200 = 2 4 мм

Приймаємо за ДСТ 9563-60 m_n = 3 мм

Попередньо приймемо кут нахилу зубів β=10°.

1. Число зубів шестірні

2.3.4Число зубів колеса

Z₄ = z₃ * u₂ = 32*3,05=97,6

2.3.5 Уточнюємо значення кута нахилу зубів

β = 12,83°=12^o50^/

2.3.6 Діаметри ділильні

Для шестірні:

Для колеса:

Перевірка:

2.3.7 Діаметри вершин зубів

Для шестірні: d_a3 =d₃+2m_n =98,5 + 2*3 = 104,5 мм

Для колеса: d_a4 =d₄+2m_n = 301,5 + 2*3 = 307.5 мм

2.3.8 Ширина зуба

Для колеса: b₄ = ψ_ba a_w = 0,4 * 200 = 80 мм

Для шестірні: b₃ = b₄ + 5 = 80 + 5 = 85 мм

2.3.9 Коефіцієнт ширини шестірні по діаметрі

2.3.10 Окружна швидкість коліс

, м/с

Ступінь точності передачі: для косозубних коліс при швидкості до 10 м/с варто прийняти 8-ю ступінь точності.

2.3.11 Коефіцієнт навантаження

По таблиці 3.5 [1] при ψ_bd = 0,93, твердості НВ< 350 і несиметричному рас-положенні коліс коефіцієнт К_Нβ = 1,1.

По таблиці 3.4 [1] при ν = 1,5 м/с і 8-й ступеня точності коефіцієнт К_Нα=1,06.

По таблиці 3.6 [1] для косозубних коліс при швидкості більше 1,5 м/с коефіцієнт К_Нυ = 1.

= 1,1 * 1,06 * 1 = 1,15

2.3.12 Перевіряємо контактні напруги по формулі

Умова міцності виконана

2.3.13 Сили, що діють у зачепленні

У зачепленні діють три сили:

• Окружна

• Радіальна

• Осьова

F_a = F_t * tg β=6117,8*0.228=1394,9 Н

1. Перевірка зубів на витривалість по напругах вигину

Коефіцієнт навантаження К_F = K_Fβ * K_Fν ( см. стр. 42 [1])

По таблиці 3.7 [1] при ψ_bd = 0,863, твердості НВ ‹ 350 і несиметричному розташуванні зубчастих коліс щодо опор коефіцієнт К_Fβ = 1.2.

По таблиці 3.8 [1] для косозубних коліс 8-й ступеня точності й швидкості 1,5м/с коефіцієнт К_Fυ = 1,1.

Таким чином, К_F = 1,2 * 1,1 = 1,32.

Коефіцієнт, що враховує форму зуба, Y_F залежить від еквівалентного числа зубів z_υ

У шестірні

У колеса

Коефіцієнт Y_F1 = 3,62 і Y_F2 = 3,6 (див. стор. 42 [1] ).

Визначаємо коефіцієнти Y_β і К_Fα

,

де середні значення коефіцієнта торцевого перекриття ε_α = 1,5; ступінь точності n = 8.

Допускаються напругу при перевірці на вигин визначають по формулі 3.24 [1]:

,

По таблиці 3.9 для сталі 45 поліпшеної границя витривалості при циклі вигину = 1,8 НВ.

Для шестірні = 1,8 * 230 = 414 МПа

Для колеса = 1,8 * 200 = 360 МПа

Коефіцієнт безпеки

По таблиці 3.9 [1] [S_F]’ = 1.75 для сталі 45 поліпшеної; [S_F]” = 1 для кувань і штампувань.

Напруги, що допускаються:

Для шестірні

Для колеса

Перевірку на вигин варто проводити для того зубчастого колеса, для якого відношення менше. Знайдемо відносини:

Для шестірні

Для колеса

Перевірку на вигин проводимо для колеса

Умова міцності виконана

2. Попередній розрахунок валів редуктора

Матеріал той же що й шестірня Сталь 45 поліпшена.

3.1 Провідний вал

Діаметр вихідного кінця, Н/мм².

, мм [1]

де: Т-Крутний момент, Нмм;

- допускається навантаження Н/мм²;

мм

Тому що вал редуктора з'єднаний з валом двигуна муфтою, то необхідно погодити діаметри ротора d_дв і вала d_в1. Муфти УВП можуть з'єднувати вали зі співвідношенням d_в1:d_дв 0,75, але напівмуфти повинні при цьому мати однакові зовнішні діаметри. У підібраного електродвигуна d_дв=32 мм. Вибираємо МУВП за ДСТ 21425-93 з розточеннями напівмуфт під d_дв=32 мм і d_в1=25 мм.

Приймемо під підшипник d_п1=30 мм.

Шестірню виконаємо за одне ціле з валом.

3.2 Проміжний вал

Матеріал той же що й шестірня Сталь 45 поліпшена.

Діаметр під підшипник допускається Н/мм².

мм

Приймемо діаметр під підшипник d_П2=30 мм.

Діаметр під зубчастим колесом d_зк=35 мм.

Шестірню виконаємо за одне з валом.

3.3 Вихідний вал

Матеріал той же що й шестірня Сталь 45 поліпшена.

Діаметр вихідного кінця Н/мм².

мм

Вибираємо муфту МУВП за ДСТ 21424-75 з розточенням напівмуфт під d_в3=46мм.

Діаметр під підшипник приймемо d_П3=50 мм.

Діаметр під колесо d_зк=55 мм.

4. Конструктивні розміри шестірні й колеса

Розміри коліс визначаються з наступних формул:

Діаметр западин зубів: d_f=d₁-2.5m_n, мм

Діаметр маточини: , мм

довжина маточини: , мм

товщина обода: , мм., але не менш 8 мм.

товщина диска: , мм

діаметр отворів: , мм D_o=d_f-2 мм

фаска: n=0.5m_n x 45^o

Всі розрахунки зводимо в таблицю 2:

Таблиця 2 - Розрахунки

		z		mn		b, мм		d, мм	da, мм		df, мм		dст, мм		Lст, мм		, мм		З, мм
1) щабель	шестірня		17		3		69	53,3		59,34		45,8		-		-		-		-
	колесо		85		3		64	266,7		272,7		259,2		72		67,5		8		18
2) щабель	шестірня		32		3		85	98,5		104,5		91		-		-		-		-
	колесо		98		3		80	301,5		307,5		294		104		97,5		8		24

5. Конструктивні розміри корпуса й кришки

Розрахунок проведемо по формулах (табл. 10.2, 10.3[1]):

Товщина стінки корпуса: мм.

Товщина стінки кришки редуктора: мм.

Товщина верхнього пояса (фланця) корпуса: мм.

Товщина нижнього пояса (фланця) кришки корпуса: мм.

Товщина нижнього пояса корпуса: мм., приймемо р=23 мм.

Товщина ребер підстави корпуса: мм., приймемо m=9 мм.

Товщина ребер кришки корпуса: мм., приймемо m=8 мм.

Діаметри болтів:

• фундаментальних: мм., приймаємо болти з різьбленням М20;

• які кріплять кришку до корпуса в підшипників: мм., приймаємо болти з різьбленням М16;

• які кріплять кришку з корпусом: мм., приймаємо болти з різьбленням М12;

Гніздо під підшипник:

• Діаметр отвору в гнізді приймаємо рівним зовнішньому діаметру підшипника: D_п1=30 мм, D_п2=60 мм.

• Діаметр гнізда: D_k=D₂+(2-5) мм., D₂ – Діаметр фланця кришки підшипника, на 1 і 2 валах D₂= 77мм, на 3 валу D₂= 105мм. Тоді D_k1=D₂+(2-5)= 80 мм, D_k2=D₂+(2-5)= 110 мм.

Розміри радіальних шарикопідшипників однорядних середньої серії наведені в таблиці 3:

Таблиця 3 - Розміри радіальних шарикопідшипників однорядних середньої серії

Розміри штифта:

• Діаметр мм.

• Довжина мм.

З табл. 10.5[1] приймаємо штифт конічний ДЕРЖСТАНДАРТ 3129-70

мм, мм.

Характеристики

Список файлов курсовой работы