1   2   3   4
Ім'я файлу: 16сх_8вар.docx
Розширення: docx
Розмір: 1161кб.
Дата: 15.06.2021
скачати

4.РОЗРАХУНОК ВІДКРИТОЇ ЦИЛІНДРИЧНОЇ КОСОЗУБОЇ ПЕРЕДАЧІ
4.1 Початкові данні
Обертаючий момент на швидкохідному валу редуктора Т1ІІІ= 186,631 Н·м;

Обертаючий момент на тихохідному валу редуктора Т2ІV= 694,736 Н·м;

Частота обертання швидкохідного вала редуктора nI= nIII= 138,672 хв-1;

Частота обертання тихохідного вала редуктора nI= nIV= 34,668 хв-1;

Передаточне число редуктора U = 4,0.

4.1.1. Шестірні – Сталь 40 ХН, термообробка – поліпшення, HB258…310 [1, табл. 3.3, с.34].

4.1.2. Колеса – Сталь 40Х, термообробка – нормалізація, HB180…229 [1, табл. 3.3, с. 34].
4.2. Допустиме контактне напруження для зубців колеса:

,



4.3. Допустимі напруження на згин
4.3.1. У зубцях шестірні


4.3.2. У зубцях колеса


4.4. Міжосьова відстань
a = (u+1) , [1, (3.7.) с. 32]
де u = 4,0 – передаточне число;

Ка - безрозмірний комплексний коефіцієнт, Ка = 10800;

zɛ = 0,9 – коефіцієнт, який враховує сумарну довжину контактних ліній.

ϬН = 351,8 Мпа - допустиме контактне напруження колеса;

Т2 = 694,736 Нм – крутний момент на веденому валу;

КН – коефіцієнт навантаження по контактних напруженнях, попередньо прийнято КН = 1,5;

- коефіцієнт відносної ширини зубчастого вінця, = ( b – ширина зубчастого колеса), приймаємо .


a = (4,0+1) = 249,5 мм,

Згідно ГОСТ 2185-66 обираємо а = 250 мм [1, c. 36]
4.5. Нормальний модуль зубчастого зачеплення
mn = (0,01…0,02) a, [1, c. 36]

де a – міжосьова відстань передачі.
mn = (0,01…0,02) 250 = (2,5…5,0) мм.
Стандартне значення модуля приймається по ГОСТ 9563-60, mn = 3,0 мм.
4.6. Розрахунок колового модуля

mt = , [1, c. 36]

де - кут нахилу зубців, попередньо приймаємо = 10о.

mt = = 3,05 мм.

4.7. Сумарне число зубців
zΣ = = = 164,135 [1, (3.12.) с. 36]

Прийняте більше число зубців – 165.
4.8. Числа зубців спряжених коліс

4.8.1. Шестірні

zш = = = 33. [1, (3.13.) с. 37]

Приймаємо zш = 33.
4.8.2. Колеса

zк = zΣ - zш = 165 – 33 = 132. [1, (3.13.) с. 37]

4.8.3. Уточнюємо передаточне число
u = zк/ zш = 132/33 = 4.
Розходження відсутнє.
4.9. Уточнення міжосьової відстані
a = 0,5mtz1(u+1); [1, (3.15.) с. 37]
a = 33(4,0+1) = 251,625 мм.
Прийнято зі стандартного ряду а = 250 мм.

4.10.Корекція кута нахилу зубців
; [1, (3.16.) с. 37]

= arccos 0,99 = 8o.
4.11. Корекція колового модуля
mt = = 3,03 мм.
4.12.Розрахунок основних розмірів зубчастої передачі
Ділильні діаметри:

шестірні d1 = mt z1 = 33 = 100 мм, [1, (3.17.) с. 37]

колеса d2 = mt z2 = 132 = 400 мм. [1, (3.17.) с. 37]
Діаметри кіл вершин зубців:

шестірні da1 = d1 + 2mn = 100 + = 106 мм, [1, табл. 3.10. с.45]

колеса da2 = d2 + 2mn = 400 + = 406 мм. [1, табл. 3.10. с.45]

Діаметри кіл впадин:

шестірні df1 = d1 –2,5mn = 100 - = 92,5 мм, [1, табл. 3.10. с.45]

колеса df2 = d2 – 2,5mn= 400- = 392,5 мм. [1, табл. 3.10. с.45]
Ширина:

колеса b2 = = = 100 мм, [1, табл. 3.10. с.45]

прийнято b2 = 100 мм.

шестірні b1 = 1,1 b2 = = 110 мм,

прийнято b1 = 110 мм.
4.13.Уточнення коефіцієнтів навантаження

4.13.1.Колова швидкість
v = = = 0,726 м/с. [1, с. 32]

Прийнято ступінь точності 8.

По табл.3.4. для швидкості 3 м/с і твердості менше 350 НВ для 8-ої степені точності знаходимо KHv = 1,075.

[1, с. 39]

З таблиці 3.5 в залежності від = = = 1,0 та 8-ої степені точності для несиметрично розташованих коліс знаходимо = = 1,18.

= = 1,09.


Отже, уточнений коефіцієнт навантаження буде:
КН = = = 1,17.
4.13.2 Перевірка контактних напружень
[1, (3.7.) с. 32]

= = 319 МПа < = 351,8 МПа.

4.13.3.Розрахунок коефіцієнта форми зуба
YF = 3,6 + , [1, с. 46]

де zv - еквівалентне число зубців:

zv = ; [1, с. 46]

де z – дійсне число зубців z1 або z2.
Для шестірні zv1 = = 33,983

YF1 = 3,6 + = 3,78.

Для колеса zv2 = = 135,9.

YF2 = 3,6 + = 3,64.
4.13.4.Вибір об’єкту розрахунку
Розрахуємо відношення .

Для шестірні = = 80,6;
Для колеса = = 71,9.

Оскільки для колеса відношення менше, то об’єктом розрахунку є колесо:

YF = YF2 = 3,64; z2 = 132; T = T2 = 694,736 Нм.

4.13.5.Визначення коефіцієнту кута нахилу та відносної ширини по модулю
Коефіцієнт кута нахилу = 1 – = 1 – = 0,94. [1, с. 46].
Коефіцієнт відносної ширини по модулю = 20.
4.13.6. Дійсні напруження згину
= , [1, (3.25.) с. 46].
= = 78 МПа < = 258,8 МПа, що гарантує міцність на згин.
4.14. Розрахунок сил в зачепленні
Колова сила Ft = = = 3733 H. [1, (8.3.)].
Радіальна сила Fr = Ft = 3733 = 1359 H. [1, (8.4.)].
де - кут зачеплення, = 200.
Осьова сила Fa = Ft tg = 3733 tg 8o = 525 H.

5.РОЗРАХУНОК ВАЛІВ
5.1 Попередній орієнтовний розрахунок проводиться на кручення по понижених напруженнях [1, стор.20. табл. 2.6.4]
; (5.1)

де Ті – обертаючий момент, що передається валом;

МПа

понижене напруження кручення, що визначається при розрахунках.

Діаметр вихідного кінця швидкохідного вала редуктора
мм;
прийнято мм.

Діаметр першого переходу між вихідним кінцем та посадочним місцем під підшипник

(1,05…1,25)·20 = 25,2..30 мм,

прийнято = 25 мм.
Діаметр вала під посадкою підшипника

прийнято = 30 мм.
Діаметр переходу між посадочними місцями підшипників та шестерні
(1,05…1,25)·30 = 31,5…37,5 мм,
прийнято = 35 мм.

Перевірка можливості виготовлення вала-шестерні
,
що є умовою обов’язкового виготовлення вал-шестерні.

Діаметр вихідного кінця тихохідного вала редуктора
= мм; прийнято мм.

5.2 Визначення відстаней між опорами та точками прикладення сил

5.2.1 Ведучий вал [1, стор.115]
Довжина та діаметр ступиці шестерні
; (5.2)
Для виконання розрахунків на міцність необхідно визначити відстані між точками прикладення сил та реакцій опор, виконати ескізну компоновку валів та розрахунки діючих моментів на вали. Схема розташування відстаней між опорами показана на рисунку 4.1
мм;

прийнято 35 мм.

Для веденого валу
мм;

прийнято 60,0 мм.
Вибираємо з каталогу підшипники з габаритними розмірами:

– для ведучого валу dв1 = 30,0 мм. № 106 зовнішній діаметр D = 55 мм, ширина підшипника B = 13 мм. .[1, табл.. 15.7, стор. 417].

– для веденого валу dв2 = 40 мм. № 208 зовнішній діаметр D = 80 мм, ширина підшипника B = 18 мм.

Товщина стінки редуктора одноступеневого циліндричного
мм; (5.3)

мм; прийнято мм;
Відстань від внутрішньої поверхні стінки редуктора:

- до бокової поверхні частини що обертається

е = (1,0...1,2)·δ. (5.4)
е = (1,0...1,2)·8 = 8...9,6 мм; прийнято е = 8 мм;
- до бокової поверхні частини підшипника кочення
е1= 3...5 мм, прийнято е1 = 5 мм;
Радіальний зазор від поверхні вершин зубців до внутрішньої стінки редуктора

е5= 1,2·δ.= 1,2·8 = 9,6 мм, прийнято е5 = 10,0 мм; (5.5)
Відстань від бічної поверхні елементів, що обертаються разом з валом до нерухомої зовнішньої частини редуктора:

  • до бокової поверхні частини що обертається


е7= 5...8 мм, прийнято е7 = 8 мм; (5.6)
Ширина фланця S, що з’єднується болтом діаметром
dболт= 1,5·δ = 1,5·8 = 12 мм; прийнято dболт = 12 мм;
S = к + δ + 6 = 32 + 8 + 6 = 46 мм. (5.7)
де к = f(dболт) – залежність від діаметра болт, мм.
Таблиця 5.1 – Залежність к = f(dболт), мм.

dболт

М8

М10

М12

М14

М16

М18

М20

М22

М24

М27

М30

к

24

28

32

36

40

44

48

52

56

62

68

с

13

15

17

20

22

24

26

28

30

34

37


Основні розміри бокових кришок підшипників наведені в таблиці 5.2

Таблиця 5.2 – Розміри бокових кришок.

Кришки накладні

D

Болт d5

Число болтів Z5

h1

δ5

Від 40 до 62

Від 62 до 95

Від 95 до 145

Від 145 до 220

М6

М8

М10

М12

4

4

6

6

6

8

10

12

5

6

7

8

D1= D + 2,5·d5 D2= D1 + 2,0·d5


Для ведучого валу при зовнішньому діаметрі підшипника D1 = 62 мм. вибрано h1 = 6 мм, чотири болти М6 ;

для веденого валу при D2 = 80 мм. h1 = 8 мм, шість болти М8. прийнято з урахуванням уніфікації болти М8 для обох валів.

Висота головки болта hгб = 0,8·h1 = 0,8·8 = 6,4 мм. прийнято hгб = 6,0 мм;

δ5 = 6 мм.

Розмір між опорної відстані (див рис 5.1)

– для ведучого вала
; (5.8)


– для веденого вала

; (5.9)
де – попередній розмір ступиці зубцевого колеса.

– ширина між внутрішніми стінками редуктора визначається
мм.
мм.
мм;
Розмір консольної частини валів
; (5.10)
– для ведучого вала

мм.

– для веденого вала

мм;

Рисунок 5.1 – Компонувальна схема розмірів редуктора
5.3 Основний розрахунок валів редуктора
5.3.1 Зусилля, що діють на вали
На ведучому валу діють сили від циліндричного зубцевого зачеплення

Колова сила Ft1= 1091 Н;

Радіальна сила Fr1= 397 H;

Сила, що діє на вал від пасової передачі Fв = 743 H;

Обертаючий момент на валу Т1= ТІІ = 24,543 Н·м.
На ведений вал діють сили від циліндричного прямозубого зачеплення:

Колова сила Ft2= 1091 Н;

Радіальна сила Fr2= 397 H;

Обертаючий момент на валу Т2= ТІІІ = 186,631 Н·м.
Схема дії сил на вал показана на рисунку 5.2


Рисунок 5.2 – Схема дії сил на вали передачі.
5.3.2 Основний розрахунок ведучого вала

Схема дії сил та моментів показана на рисунку 5.3
5.3.3 Реакції в опорах від сил у вертикальній площині.
(5.11)

Н,

(5.12)

Н.
5.3.4 Згинаючі моменти у вертикальній площині.
МСУ = 0; МАУ = 0;
М= – R·L/2 = – · 88/2 = – 24002 H·мм.
МВУ = 0
5.3.5 Реакції в опорах від сил у горизонтальній площині
; . (5.13)
;
; ; (5.14)

Перевірка:


5.3.6 Згинаючі моменти у горизонтальній площині
МСХ = 0; МАХ = FВ ·L1 = 743 · 75 = 55725 Н·мм;
М = FВ ·(L1 + L/2 ) – R ·L/2 =
= 743·(75 + 88/2) – 1178·88/2 = 36585 Н·мм;
МВХ = 0



Рисунок 5.3 – Схема дії сил та моментів на ведучий вал
5.3.7 Сумарні згинаючі моменти
(5.15)

.

Н·мм;

Н·мм;

.
5.3.8 Обертаючий момент на валу Т1 = ТІІ = 24,543 Н·м.
5.3.9 Еквівалентні моменти
(5.16)

Н·мм,

Н·мм,

Н·мм,

.
5.3.10 Розрахунок діаметрів вала в характерних точках
Попередньо вибрано матеріал вала сталь 50 покращену для якої ; ; НВ = 170…220 одиниць .[1, табл.15.2.1, стор.394].

Визначення діаметрів вала у характерних точках: мм,
; (5.17)
де допустиме напруження згину, ;

коефіцієнт запасу міцності.

.






;

5.3.11 Розрахунок діаметрів веденого вала в характерних точках
Відповідно матеріал для виготовлення вала буде попередньо вибраний матеріал шестерні сталь 50 покращену для якої ; ; НВ = 170…220 одиниць .(див. п. 3.1)
Діаметр вихідного кінця тихохідного вала редуктора
= мм; прийнято мм.
Діаметр вихідного кінця тихохідного вала прийнято за попередніми розрахунками по ряду стандартних лінійних розмірів = 35 мм.

Діаметр першого переходу між вихідним кінцем та посадочним місцем під підшипник

(1,05…1,2)·35 = 36,7…42 мм,

прийнято = 40,0 мм.
Діаметр вала під посадкою підшипника
прийнято = 45,0 мм.
Діаметр переходу між посадочними місцями підшипників та шестерні
(1,05…1,2)·45 = 47,25…54,0 мм,

прийнято = 50,0 мм.

Діаметр буртика
1,2·50 = 60 мм, прийнято = 60,0 мм.
Схема розмірів показано на рисунку 5.4



Рисунок 5.4 – Схема розмірів веденого вала
5.4 Перевірочний розрахунок валів
Розрахунок коефіцієнта запасу міцності проводиться для перерізів, в яких можлива концентрація напружень та в яких одночасно діють моменти згину і обертаючий.

Загальний коефіцієнт запасу міцності:
, (5.19)
1,3…1,5 необхідний коефіцієнт запасу для забезпечення міцності;

2,5…4 необхідний коефіцієнт запасу для забезпечення жорсткості;

де – Sσ .Sτ –коефіцієнти запасу міцності відповідно по нормальним та дотичним напруженням
; (5.20 ; 5.21)
, – границі витривалості при згині та крученні, , – ефективні коефіцієнти концентрації, , – масштабні фактори, які враховують реальні розміри діаметрів вала відповідно при згині та крученні, , , – відповідно амплітуди нормальних і дотичних напружень та середнє значення дотичних напружень, ψσ та – коефіцієнт чутливості матеріалу, з якого виготовлено вал, до асиметрії напружень.

Амплітуди нормальних і дотичних та середнє значення дотичних напружень:
(5.22 ; 5.23)

де М , Тмоменти згину та обертаючий, що діють в перерізі, для котрого визначається коефіцієнт запасу міцності.
5.4.1 Перевірочний розрахунок ведучого вала-шестерні.
Найбільш навантаженим є перетин D (під шестернею).

Розрахунок запасу міцності ведеться по формулах, де концентратор напруження вал-шестерня (згідно до розрахунків п. 4.3.7) d1 = 45 мм ,

Сумарний момент, що діє у перетині МΣD = 43756 Н·мм,

Обертаючий момент на валу ТІІ = 186,631 Н·м.

Для виготовлення вал-шестерні вибрано сталь 50 покращена: границя міцності , границя текучості ,твердість

НВ1= 258…310, прийнято НВ1= 258 одиниць.
5.4.2 Осьовий та полярний моменти опору:
мм3; (5.24)
мм3; (5.25)

Для вуглецевих сталей при σв = 790 МПа:
σ–1 = 0,43·σв = 0,43·790 = 339,7 МПа; (5.26)
τ–1 = 0,58·σ–1 = 0,58 · 339,7 = 197 МПа. (5.27)
Для вуглецевих сталей і концентратора напружень типу вал-шестерня

при σв >700 МПа прийнято , , [1,табл.4.9.1,стор.149], при = 66,0 мм, , , [1,табл.4.9.3,стор.148].
.

що гарантує міцність та жорсткість вала у місцях навантаження.
6 РОЗРАХУНОК ПІДШИПНИКІВ

6.1 Розрахунок підшипників ведучого вала

6.1.1 Початкові дані
Діаметр посадочної ділянки вала під підшипником = 30 мм.

Реакції в опорах:

опора А RАХ = 1178 Н, RАY =545,5 Н

опора В RВХ = 832 Н, RВY =545,5 Н;
Осьова сила відсутня F0= Fа = 0 Н

Частота обертання вала: п = пІІ = 1109,375 хв-1.

Розрахункова довговічність підшипника: год.

По посадочному діаметру ділянки вала попередньо прийнятий підшипник № 106 для якого динамічна вантажопідйомність С = 13,3 кН,

статична вантажопідйомність С0 = 6,8 кН, зовнішній діаметр підшипника

D = 55 мм, ширина підшипника bп = 13 мм.
6.1.2 Сумарні радіальні навантаження на опори
Радіальна навантаження в опорі А:
Н. (6.1)
Радіальна навантаження в опорі В:
Н. (6.2)
Осьова реакція Fo = 0.
6.1.3 Вибір допоміжних коефіцієнтів
Коефіцієнт обертання КВ = 1 (обертається внутрішнє кільце). Температурний коефіцієнт при робочій температурі меншій 100 °С КТ = 1. Коефіцієнт безпеки КБ = 1,2.
6.1.4 Розрахунок підшипника

6.1.4.1 Розрахунок еквівалентного радіального навантаження
РЕ= RМ КВ КТ КБ (6.3)
де RМ – більше зі значень радіальних реакцій RА чи RВ.

РЕА= RА КВ КТ КБ = =1558 Н.

6.1.4.2 Термін служби підшипника
(6.4)

де р = 3 – показник ступені для кулькових підшипників

Що не перевищує допустиме, тому виберемо підшипник середньої серії

за номером 206 для якого динамічна вантажопідйомність С = 15 кН,

статична вантажопідйомність С0 = 10 кН, зовнішній діаметр підшипника

D = 62 мм, ширина підшипника bп = 16 мм.

Що допустимо, прийнятий підшипник № 206 для якого динамічна вантажопідйомність С = 15 кН, статична вантажопідйомність С0 = 10 кН, зовнішній діаметр підшипника D = 62 мм, ширина підшипника bп = 16 мм.
6.2 Розрахунок підшипників тихохідного вала
Діаметр посадочної ділянки вала під підшипником = 45 мм.

По посадочному діаметру ділянки вала попередньо прийнятий підшипник № 209 для якого динамічна вантажопідйомність С = 25,2 кН, статична вантажопідйомність С0 = 17,8 кН, зовнішній діаметр підшипника D = 85,0 мм, ширина підшипника bп = 19 мм.


7 РОЗРАХУНОК НА МІЦНІСТЬ ШПОНКОВИХ З’ЄДНАНЬ
У курсовому проекті прийнято призматичні шпонки із закругленими кінцями по ГОСТ 23360-78 [3, стор.58,табл.4.1]



Рисунок 7.1 – Схема розташування шпонки на валу
Умова міцності на зминання
, (7.1)
де Т – обертаючий момент на валу, Т1 = 24,543 Н·м; d– діаметр вихідного кінця

вала , dв = 20 мм;
1   2   3   4

скачати

© Усі права захищені
написати до нас