Главная Обратная связь

Дисциплины:

Архитектура (936)
Биология (6393)
География (744)
История (25)
Компьютеры (1497)
Кулинария (2184)
Культура (3938)
Литература (5778)
Математика (5918)
Медицина (9278)
Механика (2776)
Образование (13883)
Политика (26404)
Правоведение (321)
Психология (56518)
Религия (1833)
Социология (23400)
Спорт (2350)
Строительство (17942)
Технология (5741)
Транспорт (14634)
Физика (1043)
Философия (440)
Финансы (17336)
Химия (4931)
Экология (6055)
Экономика (9200)
Электроника (7621)






Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба



Коэффициент нагрузки

КF = K * K (2.54)

По таблице 3.7 [1] при ψbd = 0,843, твердости НВ ‹ 350 и несимметричном расположении зубчатых колес относительно опор коэффициент К = 1.2.

По таблице 3.8 [1] для косозубых колес 8-й степени точности и скорости 1,45м/с коэффициент К = 1,1.

Таким образом, КF = 1,2 * 1,1 = 1,32.

Коэффициент, учитывающий форму зуба, YF зависит от эквивалентного числа зубьев zυ

У шестерни (2.55)

У колеса (2.56)

Коэффициент YF1 = 3,81 и YF2 = 3,6 (см. стр. 42 [1] ).

Определяем коэффициенты Yβ и К .

(2.57)

, (2.58)

где средние значения коэффициента торцевого перекрытия

 

 

εα = 1,5; степень точности n = 8.

Допускаемые напряжение при проверке на изгиб определяем

, (2.59)

По таблице 3.9 для стали 45 улучшенной предел выносливости при отнуле-вом цикле изгиба = 1,8 НВ.

Для шестерни = 1,8 * 230 = 414 МПа

Для колеса = 1,8 * 200 = 360 МПа

Коэффициент безопасности

(2.60)

По таблице 3.9 [1] [SF]’ = 1.75 для стали 45 улучшенной;

[SF]” = 1 для поковок и штамповок.

Допускаемые напряжения:

Для шестерни (2.61)

Для колеса (2.62)

Проверку на изгиб следует проводить для того зубчатого колеса, для которого отношение меньше. Найдем отношения:

Для шестерни

Для колеса

Проверку на изгиб проводим для колеса

Условие прочности выполнено.

 


3.Предварительный расчет валов редуктора и выбор муфты.

Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Материал тот же что и шестерня Сталь 45 улучшенная.

3.1 Ведущий вал:

Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении Н/мм2.

, мм (3.1)

где: Т-крутящий момент, Нмм;

- допускаемое напряжение, Н/мм2;

мм

Так как вал редуктора соединен с валом двигателя муфтой, то необходимо согласовать диаметры ротора dдв и вала dв1. Муфты УВП могут соединять валы с соотношением dв1:dдв 0,75, но полумуфты должны при этом иметь одинаковые наружные диаметры. У подобранного электродвигателя dдв=32 мм. Выбираем МУВП по ГОСТ 21425-93 с расточками полумуфт под dдв=32 мм и dв1=32 мм.

Примем под подшипник dп1=35 мм.

Шестерню выполним за одно целое с валом.

3.2.Промежуточный вал:

Материал тот же что и шестерня Сталь 45 улучшенная.

при допускаемом напряжении Н/мм2.

мм

Примем диаметр под подшипник dП2=40 мм.

Диаметр под зубчатым колесом dзк=45 мм.



 

Шестерню выполним за одно с валом.

Выходной вал:

Материал тот же что и шестерня Сталь 45 улучшенная.

Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении

Н/мм2.

мм

Принимаем dв3=50 мм

Диаметр под подшипник примем dП3=55 мм.

Диаметр под колесо dзк=60 мм.

3. выбор муфты.

 

Эксплуатационной характеристикой муфты является передаваемый

крутящий момент и диаметр вала, на который насаживается муфта.

Муфту подбираем по диаметру вала электродвигателя d = 32 мм, а также по расчетному моменту

Tр = Кр• Т [T], (3.2)

где Т – момент на тихоходном валу , Н•м; Кр – коэффициент режима работы;

[T] – номинальный крутящий момент муфты, Н•м.

Тр = 1,2 • 55.6 = 66.7 Н•м

Выбираем упругую втулочно-пальцевую муфту с диаметрами d=32мм

и D = 100 мм. Номинальный крутящий момент муфты [T] = 63Н*м,

что больше расчетного.

Длина муфты L = 76 мм.

Диаметр муфты D = 100 мм.

Принимаем муфту 1-го исполнения на длинные концы валов. Материал

пальцев – сталь 45 по ГОСТ 1050 – 88.


4. Расчёт цепной передачи

 

d1

α d2

 

Рисунок 4.1. Схема цепной передачи

 

Исходные данные:

Мощность на малой (ведущей) звёздочке

Р3 = 7,917 (кВт)

Частота вращения малой звёздчки

n3=115.3 об/мин

Передаточное число uц = 1,93

Расчёт

4.1 Выбор числа зубьев малой (ведущей) звёздочки по [3,c.16,табл.П.1]. При передаточном числе i = 1,93 и частоте вращения n1 = 115,8 (об/мин) число зубьев:

(4.1)

4.2 Определяем число зубьев большой (ведомой) звёздочки

(4.2)

;

Принимаем число зубьев Z2 = 53

4.3 Уточняем передаточное отношение цепной передачи

(4.3)

 

;

4.4 Коэффициент динамической нагрузки

Кд=1 [3,c.16,табл.П.2], поскольку нагрузка близка к равномерной и кратковременные перегрузки Тmaxnom ≤ 1,1.



4.5 Коэффициент режима (продолжительности работы в течение суток)

Креж=1,2, поскольку принята односменная работа передачи [3,c.18,табл.П.11].

4.6 Коэффициент наклона передачи к горизонту

Кн=1, так как угол наклона передачи к горизонту β=0о [3,c.16,табл.П.3].

4.7 Коэффициент способа регулировки натяжения цепи

Крег = 1 [3,c.16,табл.П.14].

4.8 Коэффициент смазки и загрязнения передачи

Предварительно принята скорость цепи V=1,5 м/с. Передача открытая запылённая, качество смазки удовлетворительное.

Кс=1,1 [3,c.19,табл.П.14].

4.9 Коэффициент межосевого расстояния

Кα=1 [3,c.18,табл.П.10], так как по соображениям долговечности цепи предварительно принято межосевое расстояние ά = 40Рц [3.c,18,табл.П.7]. Число шагов в цепи в межосевом расстоянии ά/Рц = 40.

4.10 Коэффициент эксплуотации [3,c.11]

(4.4)

;

4.11 Коэффициент числа зубьев [3,c.12]

(4.5)

;

Базовое число зубьев (Z01, Z1) принимаем Z01=27 [3,c.16,табл.П.5]

4.12 Коэффициент частоты вращения [3,c.12]

Базовую частоту вращения n0 определяем как ближайшую к расчётной [3,c.16,табл.П.5]. При n1 = 115,8(об/мин),

n01 = 1200(об/мин).

(4.6)

;

4.13 Расчётная мощность [3,c.12]

(4.7)

;

По [3,c.16,табл.П.5] при базовой частоте вращения n01= 120 об/мин ближайшая к n1= 115,8 (об/мин) и базовом числе зубьев Z01= 27

выбираем допускаемую расчётную мощность [Pp] = 10 кВт.

Этой мощности соответствует цепь однорядная роликовая ПР-25,4-56700

4.14 Определяю параметры роликовой однорядной цепи [3,c.17,табл.П.6]

Шаг цепи Рц = 25,4 мм

Разрушающая сила Q = 56700 Н

Диаметр ролика dр = 15,88 мм

Масса одного метра цепи q = 2,57 кг/м

Ширина цепи Ввн = 22,61 мм

4.15 Пригодность выбранной цепи проверяем по наибольшему допустимому шагу [Рц]max [3,c.18,табл.П.12]. При n1 = 115,8 об/мин допустимый шаг цепи [Рц]max = 50,8 мм, должно соблюдаться соотношение Рц≤[Рц]max; 25,4 < 50,8 мм. Выбранная цепь пригодна для данных условий работы.

4.16 Скорость цепи

(4.8)

;

По скорости уточняем коэффициент смазки [3,c.19,табл.П.14]. Коэффициент остаётся без изменения.

4.17 Межосевое расстояние цепной передачи [3,c.13]

(4.9)

;

4.18 Длина цепи в шагах (число звеньев в цепи)

(4.10)

;

Целое число шагов L'p =120

4.19.Уточняем межосевое расстояние при длине цепи 120 шагов цепи

(4.11)

;

Передача работает лучше при небольшом провисании холостой ветви цепи, поэтому расчётное межосевое расстояние уменьшаем на (0,002…0,004) Окончательное межосевое растояние

(4.12)

 

;

Принимаю α = 491,55 мм =0,491 м.

4.20.Усилия в передаче:

Окружное усилие

(4.13)

;

Натяжение цепи от центробежных сил

(4.14)

;

Коэффициент провисания определяем по [3,c.19,табл.П.13]

Кf = 6, так как передача расположена горизонтально (β=0).

Сила предварительного натяжения от массы цепи

(4.15)

;

где g = 9,81 м/с2 – ускорение свободного падения.

Давление цепи на вал

(4.16)

;

Здесь сила Fmax – большее из двух значений Fv и F0. В данном случае F0 > Fv, поэтому Fmax = F0= 74,27 Н.

Натяжение ведущей ветви цепи

(4.17)

;

Натяжение ведомой ветви цепи

F2 = Fmax (4.18)

F2 = 74,27( Н);

 

4.21.Размеры звёздочек

Делительный диаметр ведущей звёздочки

(4.19)

;

Делительный диаметр ведомой звёздочки

(4.20)

;

Диаметр окружности вершин зубьев ведущей звёздочки

(4.21)

;

Диаметр окружности вершин зубьев ведомой звёздочки

(4.22)

;

Диаметр окружности впадин зубьев ведущей звёздочки

(4.23)

;

Диаметр окружности впадин зубьев ведомой звёздочки

(4.24)

 

;

Ширина зубчатого венца звёздочки для однорядной цепи

(4.25)

;

 

5. Конструктивные размеры шестерни и колеса

Размеры колес определяются из следующих формул (табл.10.1[1]):

Диаметр ступицы:

, мм (5.1)

длина ступицы:

, мм (5.2)

толщина обода:

, мм., но не менее 8 мм. (5.3)

толщина диска:

, мм (5.4)

диаметр отверстий:

, мм Do=df-2 мм (5.5)

фаска:

n=0,5mn x 45o (5.6)

Все расчеты сводим в таблицу 5.1:

Таблица 5.1конструктивные размеры шестерни и колеса

  z mn b, мм d, мм da, мм df, мм dст, мм Lст, мм , мм С, мм
Первая ступень шестерня 51,2 - - - -
колесо 219,2
Вторая ступень шестерня 2,5 86,8 91,8 72,8 - - - -
колесо 2,5 273,2 278,2 312,8

 


6.Конструктивные размеры корпуса и крышки

ВСЕ ЗНАЧЕНИЯ В ТАБЛИЦУ

6.1 Конструирование корпуса редуктора:

Расчет проведем по формулам (табл. 10.2, 10.3[1]):

Толщина стенки корпуса:

мм. (6.1)

Толщина стенки крышки редуктора:

мм.

Толщина верхнего пояса (фланца) корпуса:

мм. (6.2)

Толщина нижнего пояса (фланца) крышки корпуса:

мм. (6.3)

Толщина нижнего пояса корпуса:

мм., примем р=23 мм. (6.4)

Толщина ребер основания корпуса

мм., примем m=9 мм. (6.5)

Толщина ребер крышки корпуса:

мм., примем m=8 мм. (6.6)

Диаметры болтов:

- фундаментальных: мм., (6.7)

- принимаем болты с резьбой М22;

- крепящих крышку к корпусу у подшипников: мм., (6.8)

- принимаем болты с резьбой М16;

- крепящих крышку с корпусом:

- мм., (6.9)

- принимаем болты с резьбой М12;

Гнездо под подшипник:

- Диаметр отверстия в гнезде принимаем равным наружному диаметру подшипника: Dп1=35 мм, Dп2=80 мм.

- Диаметр гнезда: Dk=D2+(2-5) мм., D2 – Диаметр крышки подшипника, на 1 и 2 валахD1=80, D2= 90мм, на 3 валу D2= 120мм.

Размеры штифта:

- Диаметр мм.

- Длина мм. (6.10)

Из табл. 10.5[1] принимаем штифт конический ГОСТ 3129-70

мм, мм.

 

7. Первый этап эскизной компоновки редуктора

Компоновочный чертеж выполняем в одной проекциях — разрез по оси колес и разрез по оси шестерен.. Масштаб 1:1 вычерчиваем тонкими линиями. Примерно по середине листа параллельно его длинной стороне проводим осевую линию; вторую осевую, параллельную первой, проводим на расстоянии аw =140 мм, и аw =180 мм.

Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса, принимая зазор.

Зазор между торцом шестерни с одной стороны и ступицы с другой, и внутренней стенкой корпуса А1=1,2 =1,2*10=12 мм.

Зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса, а также расстояние между наружным кольцом подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса А= =10 мм.

Для предотвращения вытекания смазки подшипников внутрь корпуса и вымывания пластического смазывающего материала жидким маслом из зоны зацепления устанавливаем мазеудерживающие кольца, их ширину определяет размер y=8-12 мм. Мы принимаем y=10 мм.

Размеры радиальных шарикоподшипников однорядных средней серии приведены в таблице 7.1:

Таблица 7.1 Параметры подшипников

Условное обозначение подшипника d D B Грузоподъемность,кН
Размеры, мм С Со
35,0 27,.4
41,3 33,4
61,5 41,5

 

 


Эта страница нарушает авторские права

allrefrs.ru - 2019 год. Все права принадлежат их авторам!