147861 (692091), страница 2

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

Текст из файла (страница 2)

По табл.. 3.2 (1)для вуглецевих сталей з твердістю поверхонь зубів не менше НВ350 і термічною обробкою (покращенням )

– коефіціент довговічності ;при числі циклів навантаження більше базового ,що має місце при тривалій експлуатації редуктора, приймають ; коефіцієнт безпеки

Для косозубих коліс розрахункове контактне допустиме напруження :

Для шестерні:

МПа

Для колеса:

МПа

Тоді розрахункове допустиме контактне напруження:

МПа

Потрібна умова виповнена

Коефіцієнт К , не дивлячись на симетричне розміщення коліс відносно опор приймемо вище рекомендованого для цього випадку, так як зі сторони ланцюгової передачі діють сили, які викликають додаткову деформацію веденого валу і погіршують контакт зубів. Приймаємо попередньо по табл.3.1[1], як у випадку несиметричного розміщення коліс, значення .

Приймаємо для косозубих коліс коефіцієнт ширини вінця по міжосьовій відстані (див с.36 [1]).

Міжосьова відстань за умови контактної витривалості активних поверхонь зубів по формулі (3.7) [1]:

мм, (2.25)

де для косозубих коліс , а передаточне число коліс .

Найближче значення міжосьової відстані по ГОСТ 2185-66 мм (див. с.36[1]).

Нормальний модуль зачеплення приймемо по наступній рекомендації:

мм; (2.26)

приймаємо по ГОСТ9653-60 (див. с.36 [1]).

приймаємо попередньо кут нахилу зубів і визначаємо числа зубів шестерні і колеса:

(2.27)

Приймаємо , тоді

Уточнене значення кута нахилу зубів:

; (2.28)

Основні розміри шестерні і колеса:

- діаметри ділильні:

мм (2.29)

мм (2.30)

Перевірка: мм.

- діаметри вершин зубів:

мм; (2.31)

мм; (2.32)

Ширина колеса мм.

Ширина шестерні мм = 69 мм.

Визначаємо коефіцієнт ширини шестерні по діаметру:

(2.33)

Колова швидкість коліс і степінь точності передачі

м/с. (2.34)

При такій швидкості для косозубих коліс слід приймати 8-у степінь точності.

Коефіцієнт навантаження

(2.35)

Значення при 0,69, твердості НВ≤350 і несиметричному розміщенні коліс відносно опор з врахуванням згину веденого валу від натягу ланцюгової передачі .

По табл. 3.4 [1] при м/с і 8-й степені точності . По табл. 3.6 [1] для косозубих коліс при даній швидкості маємо . Таким чином .

Перевірка контактних напружень:

(3.36)

Сили, що діють в зачепленні:

• колова:

Н; (3.37)

радіальна:

Н; (3.38)

• осьова:

Н; (3.39)

Перевіряємо зуби на витривалість по напруженням згину:

(3.40)

Тут коефіцієнт навантаження . По табл. 3.7[1] при 0,69, твердості і несиметричному розміщенні зубчастих коліс відносно опор . По табл.3.8[1] . Таким чином коефіцієнт ; - коефіцієнт, який враховує форму зуба і залежить від еквівалентного числа зубів :

• у шестерні ; (3.41)

• у колеса ; (3.42)

і (див. с.42 [1]).

Допустиме напруження:

; (3.43)

По табл. 3.9[1] для сталі 45 покращеної при твердості .

Для шестерні МПа; для колеса МПа.

- коефіцієнт безпеки, де (по табл. 3.9[1]), .

Тоді .

Допустимі напруження:

• для шестерні МПа;

• для колеса МПа.

Знаходимо відношення :

• для шестерні МПа;

• для колеса МПа.

Подальший розрахунок слід вести для зубів колеса, для якого знайдене відношення менше.

Визначаємо коефіцієнти і :

; (3.44)

; (3.45)

для середніх значень коефіцієнта торцевого перекриття і 8-ї степені точності .

Перевіряємо міцність зубів по формулі 3.40:

МПа МПа.

Умова міцності виконана.

3. Розрахунок ланцюгової передачі

Вибираємо привідний роликовий ланцюг (див. табл. 7.15[1]).

Крутний момент на ведучій зірочці: Н·мм.

Передаточне число було прийнято раніше .

Число зубів:

• ведучої зірочки ; (3.1)

• веденої зірочки (3.2)

Приймаємо і .

Тоді фактичне передаточне число:

Відхилення , що допустимо.

Розрахунковий коефіцієнт навантаження:

(3.3)

Де - динамічний коефіцієнт при спокійному навантаженні; враховує вплив міжосьової відстані [ при ]; - враховує вплив нахилу лінії центрів ( , якщо цей кут не перевищує 60°, в даному випадку цей кут буде 180-160=20°); - враховує спосіб регулювання натягу пасів (в даному випадку при періодичному регулюванні); при безперервному змащуванні; - враховує тривалість роботи на протязі доби (для даного випадку при однозмінній роботи).

Для визначення кроку ланцюга потрібно знати допустимий тиск в шарнірах ланцюга. В табл. 7.18 [1] допустимий тиск заданий в залежності від частоти обертання ведучої зірочки і кроку . Тому для розрахунку величиною слід задаватися орієнтовно.

Ведуча зірочка має частоту обертання:

об/хв. (3.4)

Середнє значення допустимого тиску при об/хв =20 МПа.

Крок однорядного ланцюга ( ):

мм. (3.5)

Підбираємо по табл. 7.15[1] ланцюг ПР-31,75-88,50 по ГОСТ 13568-75, яка має мм; руйнуюче навантаження кн; масу кг/м; мм² .

Швидкість ланцюга:

м/с. (3.6)

Колова сила:

Н. (3.7)

Тиск в шарнірі перевіряємо по формулі:

МПа (3.8)

Уточнюємо по табл. 7.18 [1] допустимий тиск:

.

Умова виконана. В цій формулі 20 МПа – табличне значення допустимого тиску по табл. 7.18 [1] при об/хв і мм.

Визначаємо число ланок ланцюга:

. (3.9)

Де 40; ; .

Тоді

Округлюємо до парного числа .

Уточнюємо міжосьову відстань ланцюгової передачі:

; (3.10)

мм

Для вільного провисання ланцюга передбачено можливість зменшення міжосьової відстані на 0,4% тобто на 1274·0,004=5,1 мм.

Визначаємо діаметри ділильних кіл зірочок:

мм. (3.11)

мм.

Визначаємо діаметри зовнішніх кіл зірочок:

; (3.12)

де мм – діаметр ролика ланцюга.

мм;

мм;

Сили, що діють на ланцюг:

• колова Н – визначена раніше;

• від відцентрових сил: Н (3.13)

де кг/м по табл. 7.15[1];

• від провисання: Н (3.14)

де при куті нахилу передачі 20°(160°)

Перевіряємо коефіцієнт запасу міцності ланцюга:

. (3.15)

Це більше ніж нормативний коефіцієнт запасу (див. табл. 7.19[1]), отже умова виконана.

Основні розміри зірочок:

• ступиця:

мм;

мм;

мм, приймаємо мм;

мм, приймаємо мм.

- товщина диска зірочок мм, де - відстань між пластинами внутрішньої ланки (див. табл. 7.15).

4. Розрахунок валів по еквівалентним моментам

Розрахунок виконуємо на кручення по пониженим допустимим напруженням.

Крутні моменти в поперечних перерізах валів:

• ведучого (І) Н·мм;

• веденого (ІІ) Н·мм;

• веденого (ІІІ) Н·мм;

• валу трансмісії (ІV) Н·мм.

Ведучий вал І.

Діаметр вихідного кінця при допустимому напруженні [ ]=25 МПа:

мм.

Щоб ведучий вал редуктора можна було приєднати за допомогою МУВТ з валом електродвигуна мм, приймаємо мм.

Ведений вал ІІ.

Діаметр валу ІІ (посадочне місце під підшипник) при допустимому напруженні [ ]=25 МПа:

мм.

Ведений вал ІІІ.

мм.

Вал трансмісії ІV.

мм.

5. Підбір підшипників кочення по динамічній вантажопідйомності

Ведучий вал (І):

Сили, що діють в зачепленні: Н, , Н.

Реакції опор (ліву опору, яка сприймає зовнішню осьову силу , позначимо індексом ˝2˝).

В площині :

; (5.1)

Н (5.2)

; (5.3)

Н (5.4)

Перевірка:

.

В площині :

; (5.5)

Н; (5.6)

; (5.7)

Рис.5.1. Розрахункова схема валу(І).

Н (5.8)

Перевірка:

.

Сумарні реакції:

Н; (5.9)

Н. (5.10)

Підбираємо підшипники по більш навантаженій опорі. Відмічаємо радіальні конічні підшипники 7207 (див. додатки, табл. П3 [1]): мм, мм, мм, кН і кН.

Осьові складові радіальних реакцій конічних підшипників:

Н; (5.11)

Н. (5.12)

тут для підшипників 7207 параметр осьового навантаження .

Осьові навантаження підшипників:

в нашому випадку , ; тоді Н; Н.

Розглянемо лівий підшипник.

Відношення , тому слід враховувати осьове навантаження.

Еквівалентне навантаження:

; (5.13)

Для заданих умов ; для конічних підшипників при коефіцієнт і коефіцієнт .

Еквівалентне навантаження Н = 2,76 кН.

Розрахункова довговічність, млн. об.:

млн.об. (5.14)

Розрахункова довговічність, год:

год. (5.15)

Де об/хв. – частота обертання ведучого валу.

Розглянемо правий підшипник.

Відношення

,

тому осьове навантаження не враховується.

Еквівалентне навантаження:

Н;

Розрахункова довговічність, млн. об.:

млн.об.

Розрахункова довговічність, год:

год.

Знайдена довговічність прийнятна.

Проміжний вал (ІІ): Аналогічно склавши рівняння моментів і перевіривши потім отримані з них значення підстановкою в рівняння сил ми маємо:

н, Н,

Н, Н.

Визначаємо сумарні реакції:

Н;

Н.

Підбираємо радіально-упорні кулькові підшипники 36207 (див. додатки, табл. П3 [1]): мм, мм, мм, кН і кН.

Відношення , тому еквівалентне навантаження:

; (5.13)

Характеристики

Список файлов курсовой работы