Схема и краткое описание привода 5 общая часть 5
Download 0.87 Mb.
|
рамка институт
|
РАСЧЕТНО-ПРОЕКТНАЯ ЧАСТЬ
РАСЧЕТ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ 3.1 Выбираем материал по средним механическим характеристикам: для шестерни сталь 45, термообработка - улучшение, твердость НВ=230 - для колеса сталь 45, термообработка - улучшение, НВ=200 [1, с. 34, табл. 3.3] 3.2 Определяем допускаемое контактное напряжение: [1, c. 33, ф. 3.9] где КHL = 1 - коэффициент долговечности [SH] = 1,15 – коэффициент безопасности Принимаем допускаемое напряжение по колесу: МПа 3.3 Принимаем коэффициент ширины венца: 3.4 Определяем коэффициент нагрузки KHβ: Не смотря на симметричное расположение колес, коэффициент KHβпримем выше рекомендуемого, так как со стороны цепной передачи действуют силы, вызывающие дополнительную деформацию ведомого вала и ухудшающие контакт зубьев. KHβ = 1,25 [1, c. 32, табл. 3.1] 3.5 Определяем межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев: [1, c. 32, ф. 3.7] мм Принимаем ближайшее стандартное значение мм 3.6 Определяем нормальный модуль зацепления: мм Принимаем мм 3.7 Принимаем предварительный угол наклона зубьев β = 10º
3.8 Определяем числа зубьев шестерни и колеса
Принимаем Z1 = 40, тогда 3.9 Уточняем значение угла наклона зубьев β = 13º50′ 3.10 Определяем основные размеры шестерни и колеса - делительные диаметры ; [1, c. 37, ф. 3.17] мм мм Проверка: мм - диаметры вершин зубьев мм мм -ширина колеса: мм -ширина шестерни: мм -коэффициент ширины шестерни по диаметру: -окружная скорость колес: м/с При такой скорости принимаем 8-ую степень точности 3.11 Определяем коэффициент нагрузки [1, c. 39] При , твердости НВ<350: KHβ = 1,15 [1, c. 39, табл. 3.5] KHα = 1,09 [1, c. 39, табл. 3.4] При скорости <м/с, для косозубых колес коэффициент KHν = 1,0 [1, c. 40, табл. 3.6] 3.12 Проверяем контактное напряжение [1, c. 38, ф. 3.19] МПа МПа (± 5%) 3.13 Определяем силы действующие в зацеплении 3.13.1 Окружная [1, c. 51] H 3.13.2 Радиальная [1, c. 158, ф. 8.3] H 3.13.3 Осевая [1, c. 158, ф. 8.4] H 3.14 Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба [1, c. 46, ф. 3.25] где YF - коэффициент учитывающий форму зуба и зависит от эквивалентного числа зубьев для шестерни для колеса YF1 = 3,80 и YF2 = 3,61 3.14.1 Определяем коэффициенты Yβ и KFα 3.14.2 Определяем коэффициент нагрузки [1, c. 42] где KFβ = 1,07 и KFν = 1,1 [1, c. 43, табл. 3.7, 3.8] МПа 3.15 Определяем допускаемое напряжение [1, c. 43, ф. 3.24] HB - для шестерни МПа - для колеса Мпа 3.15.1 Определяем коэффициент безопасности [1, c. 43] где [1, c. 44, табл. 3.9] - для поковок и штамповок 3.16 Определяем допускаемые напряжения - для колеса МПа 3.17 Находим отношения - для шестерни МПа - для колеса МПа Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше. 3.18 Проверяем прочность зуба колеса σF= 91 МПа ≤[σF] = 206 МПа Условие прочности выполнено РАСЧЕТ РЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ 4.1 Выбираем вращающий момент на ведущей звездочке МПа 4.2 Определяем число зубьев - на ведущей звездочке: [1, c. 148] -на ведомой звездочке: Принимаем и 4.3 Определяем расчетный коэффициент нагрузки [1, с. 149] где - динамический коэффициент kа = 1; kн = 1,25; kр = 1,25; kсм = 1,4; kп = 1. 4.4 Определяем шаг однорядной цепи [1, c. 149, ф. 7.38] мм 4.4.1 Принимаем по таблице 7.15 цепь ПР-19,05-31,8 t=19,05 мм; Q=31,8; q=1,9 кг/м; AОП=105,8 мм2. 4.5 Определяем скорость цепи
4.7 Проверяем давление в шарнире [1, c. 150, ф. 7.39] МПа 4.8 Уточняем допускаемое давление МПа [1, c. 150, табл. 7.18] Условие p≤[p] выполнено 4.9 Определяем усилие в цепи: - от провисания [1, c. 154] kf=1 – при вертикальном расположении цепи q=1,9 кг/м; aц=(30÷50)t=(30÷50)*19,05=762мм=0,762м [1, c. 148] Н - от центробежных сил [1, c. 154] Н 4.10 Определяем расчетную нагрузку на валы Н 4.11 Проверяем коэффициент запаса прочности цепи [1, c. 151, ф. 7.40] Нормативный коэффициент [s] по табл. 7.19 [s]=8,4
Условие s≥[s] выполнено.
4.12 Определяем основные размеры ведущей звездочки [1, c. 148, ф. 7.34] [1, c. 148, ф. 7.35] где d1=11,91мм – диаметр ролика цепи (см. табл. 7.15) мм 4.13 Определяем основные размеры ступицы звездочки мм мм Принимаем мм 4.14 Определяем толщину диска звездочки где - расстояние между пластинами внутреннего звена (см. табл. 7.15) мм Аналогично определяем размеры ведомой звездочки. ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ РЕДУКТОРА 5.1 Принимаем материал для ведущего вала Сталь 45 термообработка – улучшение, σв=780 МПа, σт=440 МПа, [τк]=15 МПа 5.2 Определяем диаметр выходного конца d1 [1, c. 161, ф. 8.16] мм 5.3 d1=22 мм - диаметр вала под муфту; d2=30 мм - диаметр вала под подшипник; d3=32 мм - диаметр вала под буртик; d4=38,5 мм – диаметр вершин зубьев шестерни; d1 Рисунок 2 - Эскиз ведущего вала 5.4 Принимаем материал для ведомого вала Сталь 45, термообработка - нормализация, σв=570 МПа, σт=290 МПа, [τк]=16 МПа 5.5 Определяем диаметр выходного концаd2 5.3 d1=28 мм - диаметр вала под звездочку; d2=32 мм - диаметр вала под уплотнение; d3=35 мм - диаметр вала под подшипник; d4=40 мм - диаметр вала под колесо; d5=45 мм - диаметр вала под буртик; Рисунок 2 - Эскиз ведомого вала КОНСТРУКТИВНЫЕ ОСОБЕННОСТИ ШЕСТЕРНИ И КОЛЕСА 6.1 Шестерню выполняем за одно целое с валом. Ее размеры: d1=36 мм; dа1=38,5 мм; b1=41 мм. 6.2 Размеры кованного колеса: d2=144 мм; dа2=146,5 мм; b2=36 мм. 6.3 Определяем диаметры ступицы dст=1,6*dк2=1,6*40=64 мм 6.4 Определяем длину ступицы lст=(1,2÷1,5)dк2=(1,2÷1,5)*40=48÷60 мм Принимаем lст=50 6.5 Определяем толщину обода δ0=(2,5÷4)mn=(2,5÷4)*1,25=3,125÷5 мм Принимаем δ0=5 мм 6.6 Определяем толщину диска C=0,3*b2=0,3*36=10,8 мм Принимаем C=11 мм Рисунок 4- Колесо зубчатое 7 КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ КОРПУСА РЕДУКТОРА 7.1 Определяем толщину стенок крышки δ=0,025a+1=0,025*90+1=3,25 мм; Принимаем δ=5 мм; δ1=0,02а+1=0,02*90+1=2,8 мм; Принимаем δ1=5 мм; 7.2 Определяем толщину фланцев поясов корпуса и крышки 7.2.1 Верхнего пояса корпуса и крышки b=1,5δ=1,5*5=7,5 мм; b1=1,5δ1=1,5*5=7,5 мм; 7.2.2 Нижнего пояса корпуса p=2,35δ=2,35*5=11,8 мм; Принимаем p=12 мм 7.3 Определяем диаметры болтов 7.3.1 Фундаментальных болтов d1=(0,03÷0,036)a+12=(0,03÷0,036)*90+12=14,7÷15,24 мм; принимаем болты с резьбой M12 7.3.2 Крепящих крышку к корпусу у подшипников d2=(0,7÷0,75)d1=(0,7÷0,75)*12=8,4÷9 мм; принимаем болты с резьбой M10 7.3.3 Соединяющих крышку с корпусом d3=(0,5÷0,6)d1=(0,5÷0,6)*12=6÷7,2 мм; принимаем болты с резьбой M8 ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ 8.1 Принимаем для ведущего вала подшипников средней серии табл. П6 [1] Принимаем подшипники радиально-упорные однорядные по ГОСТ 831-75. Тип подшипников 36306. Основные параметры: D=62 мм;B=17 мм;C=21,6 кН; C0=15,9кН. 8.2 Проводим расчет опорных реакций и изгибающих моментов 8.2.1 Горизонтальная плоскость Так как окружная сила F действует на одинаковом расстоянии от опор, то опорные реакции будут равны: H Проверка: 8.2.2 Вертикальная плоскость Н Н Н Проверка: 8.3 Находим моменты для построения эпюр 8.3.1 Горизонтальная плоскость МАлев=0 МСлев=НА*41,5=525,5*41,5=21808,25 Н*мм МВпр=0 МСпр=НВ*41,5=525,5*41,5=21808,25 Н*мм 8.3.2 Вертикальная плоскость МАлев=0 МСлев=-VА*41,5=-142*41,5=-5893 H*мм МСлев=-VА*41,5-m=-142*41,5-4536=-10429 Н*мм МВпр=0 МСпр=-VВ*41,5=-252*41,5=-10458 H*мм 8.4 Проверяем подшипники на долговечность 8.4.1 Определяем суммарные реакции опор FV H H 8.4.2 Определяем эквивалентную нагрузку FЭ [1, c. 212, ф. 9.3] где -радиальная нагрузка, Н - осевая нагрузка, Н -коэффициент, учитывающий вращение колес - коэффициент безопасности [1, c. 214, табл. 9.19] - температурный коэффициент [1, c. 214, табл. 9.20] Отношение [1, c. 212, табл. 9.18] Отношение X=0,45; Y=1,81 H 8.4.3 Определяем расчетную долговечность [1, c. 211, ф. 9.1] млн. об. [1, c. 211, ф. 9.2] ч Горизонтальная плоскость Вертикальная плоскость Download 0.87 Mb. Do'stlaringiz bilan baham: 
|