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

Текст из файла (страница 2)

[G_F]_1,2 = (G_F01,2 ´ K_F) / S_F1,2

G_F0 – предел выносливости при изгибе

G_F0 = 1.8HB

G_F01 = 1.8 ´ 205 = 368

G_F02 = 1.8 ´ 175 = 315

S_F – коэффициент безопасности

S_F = 1.75

K_F – коэффициент долговечности

K_F = ⁶ N_F0 / N_KFE

K_F0 – базовое число циклов

N_F0 = 4 ´ 10⁶

N_FE – эквивалентное число циклов

N_FE = 60nL_h ´ (T_i / T_max)⁶ ´ L_hi / L_h

N_FE1 = 60 ´ 1435 ´ 10000 ´ (0.1 ´ 1⁶ +0.9 ´ 0.8⁶) = 289.24 ´ 10⁶

N_FE2 = 60 ´ 256.25 ´ 10000 ´ (0.1 ´ 1⁶ +0.9 ´ 0.8⁶) = 55.68 ´ 10⁶

K_FL1 = ⁶ 4 ´ 10⁶ / 289.24 ´ 10⁶ = 0.49

K_FL2 = ⁶ 4 ´ 10⁶ / 55.68 ´ 10⁶ = 0.645

Принимаю K_FL1 = K_FL2 = 1

[G_F]₁ = 369 / 1.75 = 210.86

[G_F]₂ = 315 / 1.75 = 180

2.3.2. Определение эквивалентных чисел зубьев шестерни и колеса

z_v1 = z₁ / cos³ = 20

z_v2 = z₂ / cos³ = 113

2.3.3. Определение коэффициентов формы зубьев шестерни и колеса

Y_F1 = 4.08

Y_F2 = 3.6

2.3.4. Сравнение относительной прочности зубьев

[G_F] / Y_F

[G_F]₁ / Y_F1

[G_F]₁ / Y_F1 = 210.86 / 4.20 = 51.47

[G_F]₂ / Y_F2

[G_F]₂ / Y_F2 = 180 / 3.6 = 50

Менее прочны зубья колеса

2.3.6. Определение напряжения изгиба и сравнение его с допускаемым

G_F2 = 2000 ´ T₂ ´ K_F ´ K_F ´ K_FV ´ Y_F2 ´ Y_ / b ´ m ´d₂  [G_F]МПа

E_ = b ´ sinф /  ´ m_n

E_ = 31.25 ´ 0.27 / 3.14 ´ 2 = 1.3436

K_F – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями

K_F = (4 + (E_ – 1) ´ (n` – 5)) / 4E_

E_ = 1.60 ´ 39

n` = 8

K_F = (4 + (1.6039 – 1) ´ (8 – 5) / 4 ´ 1.6039 = 0.9059

K_F – коэффициент распределения нагрузки по ширине зубчатого венца

K_F = 1,05

K_Fv – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении

K_Fv = 1.1

Y_ – коэффициент, учитывающий наклон зуба

Y_ = 1 –  / 140

Y_ = 1 – 15.2 / 140 = 0.89

G_F2 = 2000 ´ 104.94 ´ 0.9059 ´ 1.05 ´ 1.1 ´ 3.6 ´ 0.89 / 31 ´ 2 ´ 212.5 = 153,40

G_F2 = 153.40  [G_F] = 180

3. Расчет валов

3.1. Усилие на муфте

3.1.1. МУВП

F_N = (0.2…0.3) _tм

F_tм – полезная окружная сила на муфте

F_tм = 2000 T_1p / D₁

T_1p = K_gT₁

K_g = 1.5

T_1p = 1.5 ´ 19.3 = 28.95Нм

D₁ – расчетный диаметр

D₁ = 84мм

F_tм = 2000 ´ 28.95 / 84 = 689.28H

F_tм1 = 0.3 ´ 689.29 = 206.79H

3.1.2. Муфта цепная

D₂ = 80.9мм

d = 25мм

T_2p = T₂ ´ K_g

K_g = 1.15

T_2p = 1.15 ´ 104.94 = 120.68Hм

F_tм = 2000 ´ 120.68 / 80.9 = 2983.44H

F_м = 0.25 ´ 2983.44 = 745.86H

3.2. Усилия в косозубой цилиндрической передаче

F_t1 = F_t2 = 2000 ´ T₁ / d₁ = 2000 ´ 19.3 / 37.5 = 1029.33

3.2.2. Радиальная сила

F_r1 = F_r2 = F_t1 ´ tg / cos

 = 20

 = 15.2

F_r1 =1029.33 ´ tg20 / cos15.2 = 1029.33 ´ 0.364 / 0.96 = 390.29H

3.2.3. Осевая сила

F_a = F_aI = F_ai+1 = F_a ´ 

F_a = 1029.39 ´ tg15.2 = 279.67H

Величины изгибающих моментов равны:

изгибающий момент от осевой силы на шестерню:

M_a1 = F_a1 ´ d₁ /2
M_a1 = 279.67 ´ 37.5 ´ 10^-3 / 2 = 5.2438Hм

изгибающий момент от осевой силы на колесо:

M_a2 = F_a1 ´ d₂ / 2

M_a2 = 279.67 ´ 212.5 ´ 10^-3 / 2 = 29.7149Hм

4. Разработка предварительной компоновки редуктора

l = 2b_m

q = b_m

b_m = 31 + 4 = 35мм

p₁ = 1.5b_m

p₂ = 1.5b_k

p₁ = 1.5  52.5

a = p₁ = 52.5

b = c = b_m = 35мм

5. Проектный расчет первого вала редуктора

6. Построение эпюр

6.1. Определение опорных реакций

Вертикальная плоскость

Момент относительно опоры "II"

M^в_II = F_r1 ´ b – F ´ (d₁ / 2) – F_rI^b ´ (b + c) = 0

F_rI^в = (F_rI ´ b – F_a ´ (dt/2)) / (b + c)

F_rI^в = (390.29 ´ 35 – 279.67 ´ (37.5 / 2)) / (35 + 35) =
= (13660.15 – 5245.81) / 70 = 120.23

Момент относительно опоры "I"

M^в_I = F_r^в_II ´ (b + c) – F_r1c – F ´ (d₁ / 2) = 0

F_II^в = (F_r1 ´ c + F_a ´ (d₁ / 2)) / (b + c)

F_II^в = (390.29 ´ 35 + 279.67 ´ (37.5 / 2)) / 70 = 270.06

Проверка

p^в = F_rII^в + F_rI^в – F_rI

p^в = 270.06 + 120.23 – 390.29 = 0

Горизонтальная плоскость

Момент относительно опоры "II"

M^г_II = F_t1 ´ b – F_гI^г ´ (b + c) + F_м ´ a

F_rI^г = (F_t1 ´ b + F_м1 ´ a) / (b + c)

F_rI^г = (1029,33 ´ 35 + 206,79 ´ 52,5) / (35 + 35) = (36026,55 + 10856,48) / 70 = 669,76

Момент относительно опоры "I"

M_I = F_м ´ (a + b + c) – F_r^г_II ´ (b +c) – F_t1 ´ c

F_rII^г = (F_t1 ´ c – F_м1 ´ (a +b +c)) / (b + c)

F_rII^г =(1029.33 ´ 35 – 206.79 ´ (35 + 35 + 52.5)) / 70 = 152.78

Проверка:

p^г = F_rII^г – F_t1 + F_rI^г + F_м1

p^г = 152.78 – 1029.33 + 669.76 + 206.79 = 0

Определяю полные опорные реакции:

F_t1 =  (F_r^в_I)² + (F_r^г_I)²

F_t1 =  120.23² + 669.76² = 680.4

F_tII =  (F_r^в_II)² + (F_r^г_II)²

F_tII = 270.06² + 152.78² = –310.3

6.2. Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов

Эпюра изгибающих моментов в вертикальной плоскости:

М^в_II = 0

М₁`^в = F_r^в_II ´ b

М₁`^в = 270.06 ´ 35 = 3452.1 ´ 10^-3

М₁``^в = F_r^в_II ´ b – F_a1 ´ d₁ / 2

М₁``^в = 9452.1 – 5243.8 = 4208.3 ´ 10^-3

М^в_I = 0

Эпюра изгибающих моментов в горизонтальной плоскости:

М^г_II = F_м1 ´ a = 0

М^г_II = 206.79 ´ 52.5 = 10856.5 ´ 10^-3

М₁^г = F_r^г_I ´ b

М₁^г = 669.76 ´ 35 = 23441.6 ´ 10^-3

6.3. Определение диаметров валов в опасных сечениях

В сечении "II"

М_IIрез =  (М^в_II)² + (М^г_II)²

T = T₁ = 19.3

М_IIрез =  (10.856)² = 10.856

Приведенный момент:

М_IIпр =  (М^в_IIрез)² + 0.45T₁²

М_IIпр =  (10.86)² + 0.45 ´ 19.3² = 16.89

В сечении "I"

М_Iрез =  (М''₁^в)² + (М^г_I)²

М_Iрез =  4.208² + 5.347² = 6.804

М_Iпр =  (М_Iрез)² + 0.45T₁²

М_Iпр =  6.804² + 0.45 ´ 19.3² = 14.62

Определяю диаметры валов

Валы из стали 45

В сечении "II"

d_II = 10 ³ M_IIпр / 0.1[G_u]

d_II = 10 ³ 16.89 / 0.1 ´ 75 = 13.11мм

[G_u] = 75МПа

принимаю d_II = 25мм

В сечении "I"

d_I = 10 ³ M_Iпр / 0.1[G_u]

d_II = 10 ³ 14.62 / 0.1 ´ 75 = 12.49мм

принимаю d_I = 30мм

7. Выбор подшипников качения по динамической грузоподъемности для опор валов редуктора

7.1. Выбор подшипников качения для первого вала редуктора

7.1.1. Схема нагружения подшипников

7.1.2. Выбираю тип подшипников

F_I = 680.29

F_II = 310

F_a = 279.67

F_a / F_rI = 0 / 680.4 = 0  ШРО №105

F_a / F_rII = 279.67 / 680.4 = 0.9  ШРУ

Наиболее нагруженная опора  "I" опора

Два радиально–упорных подшипника типов 36000, 46000, 66000

7.1.3. Задаюсь конкретным подшипником

ШРУО тип 306205

d = 25мм

D = 52 мм

B = 15 мм

R = 1.5мм

C = 16700H

C₀ = 9100H

F_a1 / C₀ = 279.67 / 9100 = 0.031

Параметр осевого нагружения

l = 0.34

x = 0.45

y = 1.62

 – угол контакта

 = 12

7.1.4. Определение осевых составляющих реакций от радикальных нагрузок в опорах

S_1,2 = l' ´ F_rI,II

F_rI / C₀ = 680.4 / 9100 = 0.075

F_rII / C₀ = 310.3 / 9100 = 0.34

l'₁ = 0.335

l'₂ = 0.28

S_I = 0.335 ´ 680.4 = 227.93

S_II = 0.28 ´ 310.3 = 86.88

7.1.5. Устанавливаю фактические осевые силы F_aI и F_aII, действующие на опоры "I" и "II"

F_a + S_I = 279.67 + 227.93 = 507.6  S_II

507.6  86.88

F_aI = S_I = 227.93

F_aII = F_a + S_I = 507.6

7.1.6. Определяю эквивалентную нагрузку для каждой опоры

V = 1

P_i = (cVF_ri + yF_ai) ´ K_ ´ K_т

K_ = 1.1

K_т = 1.4

P_I = (0.45 ´ 1 ´ 680.4 + 1.62 ´ 227.93) ´ 1.1 ´ 1.4 =
= (306.18 + 369.25) ´ 1.54 = 1040.16

P_II = 0.45 ´ 1 ´ 310.3 ´ 1.62 ´ 507.6 ´ 1.54 = 1481.4

7.1.7. Определяем эквивалентную приведенную нагрузку, действующую на наиболее нагруженную опору

P_IIпр = K_пр ´ P_II

K_пр = ³ ₁₁ + ₂₂

K_пр = ³ 1 ´ 0.1 + 0.8³ ´ 0.9 = ³ 0.5608 = 0.825

P_IIпр = 0.825 ´ 1481.4 = 1222.16

7.1.8. По заданной номинальной долговечности в [час] L_h, определяю номинальную долговечность в миллионах оборотов

L = 60 ´ n ´ L_h / 10⁶

L = 60 ´ 1435 ´ 100000 / 10⁶ = 861

7.1.9. Определяю расчетную динамику подшипника

c = P_IIпр ^3.3 z

c = 1222.16 ^3.3 861 = 9473.77

Основные характеристики принятого подшипника:

Подшипник № 36205

d = 25мм

D = 52мм

C = 16700H

 = 15мм

r = 1.5мм

C₀ = 9100H

n = 13000 ^об_/мин

7.2. Проектный расчет второго вала редуктора и подбор подшипников

d₂ = c ³ N₂ / n₂

c = d₁ / (³ N₁ / n₁)

c = 30 / (³ 2.9 / 1435) = 238.095

d₂ = 238.095 ³ 2.813 / 256.25 = 52.85

Принимаю: d_II = 45

Подшипник № 36209

d = 45мм

D = 85мм

 = 19мм

r = 2мм

c = 41200H

C₀ = 25100H

n = 9000 ^об_/мин

 = 12

8. Уточнённый расчёт на усталостную прочность одного из валов редуктора

Для первого вала редуктора:

Запас усталостной прочности

n = n_G ´ n_ /  n²_G + n² > [n] = 1.5

n_G – коэффициент запаса усталостной прочности только по изгибу

n_G = G–₁ / ((K_G / E_mE_n) ´ G_a + _bG_m)

n_ – коэффициент запаса усталостной прочности только по кручению

n_ =  / ((K_ / E_mE_n) ´ _a + _ ´ _m)

G_-1; _-1 – предел усталостной прочности при изгибе и кручении

G_-1 = (0.4…0.43) ´ G_b

G_b  500МПа

G_-1 = 0.42 ´ 850 = 357

_-1 = 0.53G_-1

_-1 = 0.53 ´ 357 = 189.2

G_m и _m – постоянные составляющие

G_a = G_u = M_рез / 0.1d³

_a = _m =  / 2 = (T / 2) / (0.2d³)

_G; _ – коэффициенты, учитывающие влияние постоянной составляющей цикла напряжений на усталостную прочность

_G = 0.05

_ = 0

E_m – масштабный фактор, определяемый в зависимости от диаметра вала и наличия концентраторов напряжения

E_n – фактор качества поверхности, определяемый в зависимости от способа обработки вала и предела прочности стали на растяжение

K_G и K_ – эффективные коэффициенты концентрации напряжений, которые выбираются в зависимости от фактора концентрации напряжений и предела прочности стали при растяжении

Характеристики

Список файлов реферата