Расчет косозубо-прямозубого соосного редуктора

Размещено на http://www.allbest.ru/

Задание№1

Рассчитать болты, которыми полоса А прикреплена к швеллерной балке

F=24кН,

Силы, перпендикулярные к оси болта вызывают срез. Условие прочности болта

Где фср - расчетное напряжение на срез

[ф]ср=(0,2ч0,3)ут=(0,2ч0,3)360=90 Н/мм2 где для стали 45 ут=360 Н/мм2

i - число плоскостей среза.

Тогда - диаметр ненарезанной части болта

Поверхности контакта соединяемых деталей и ненарезанной части болта проверяем на смятие

Где допускаемое напряжение смятия для углеродистой стали

Тогда при d0=11 мм и минимальной толщине 10 мм

Центр тяжести находим следующим образом: Имеем треугольник АВD с вершинами в местах затяжки болтов. Центр тяжести находится на 1/3h высоты треугольника. Получаем точку С. К ней прикладываем силу F, направленную под углом 150 к горизонту ( по условию задачи).Из полученного треугольника АСD определяем угол при вершине D.

2.3 Момент М уравновешивают моменты трех сил, направление каждой из которых перпендикулярно радиусу r.

Наибольшие усилия от момента Rmax действуют на наиболее удаленные болты

Где

2.4 Наибольшая геометрическая сумма Рmax сил и Rmax будет для нижнего правого болта

Строим схему сил Рис.2. Определяем углы. Реакция Rmax составляет с плечом СD угол 900, сила направлена под углом 150 к горизонтали, а сила Rmax под углом 18,40 к вертикали. Тогда в силовом треугольнике угол между силой и силой Rmax будет составлять 900+150+18,40=123,40

По теореме косинусов

= = 53кН

2.5 Примем запас 20% против сдвига деталей и найдем необходимую силу затяжки наиболее нагруженного болта (форм. 3.50[1], с.57)

По табл. 3.10 ([1], с. 74) находим, что полосу необходимо прикрепить к швеллерной балке болтами М 48 из стали 40Х, так как для них допускаемая осевая нагрузка [Р]=365кН. , т.е. V<[Р] и условие прочности выполняется.

Задача№2

Мощность, на ведомом валу редуктора кВт, угловая скорость ведомого вала рад/с и передаточное число редуктора и=23. Сроком зубчатых колес задаться.

1. Общий КПД привода

- кпд пары цилиндрических зубчатых колес

- коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения

Требуемая мощность электродвигателя

2. Определяем угловые скорости и частоты вращения валов.

Угловая скорость вращения вала электродвигателя

передаточное число тихоходной ступени

передаточное число тихоходной ступени

3. Вращающие моменты на валах определим, исходя из требуемой мощности электродвигателя без учета потерь на трение.

2. Так как редуктор соосный расчет начинаем с тихоходной ступени.

Принимаем косозубую цилиндрическую передачу.

, где

- предел контактной выносливости при базовом числе циклов.

=2НВ+70

- коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового. при длительной эксплуатации редуктора =1 =1,15

Допускаемое напряжение по колесу

По табл. 3.1 ([2], с.26) коэффициент нагрузки

=0,4

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев

= = 328мм.

Принимаем стандартное значение межосевого расстояния

=

Принимаем

Принимаем предварительно угол наклона зубьев и определяем числа зубьев шестерни и колеса

= = 23,3

Принимаем =23 тогда = =

Принимаем =92

Уточнение значения угла наклона зубьев

окружной шаг

высота головки зуба

высота ножки зуба =

Основные геометрические параметры зубчатого зацепления тихоходной ступени:

- делительные диаметры:

=

Проверка

KHв=1,15 KHв=1,15 KHV=1

Условие прочности выполнено

Силы, действующие в зацеплении тихоходной ступени:

Окружная

Радиальная

Осевая

Здесь по табл. 3.7 и 3.8 ( [2], с.35, 36

Коэффициент прочности зуба по местным напряжениям YF выбираем в зависимости от эквивалентных чисел зубьев для шестерни

Допускаемое напряжение по формуле

По табл.3.9 ([2], с.37 для стали улучшенной предел выносливости при нулевом цикле изгиба

Для шестерни

Для колеса

Найденное отношение меньше для колеса, следовательно, дальнейшую проверку проводим для зубьев колеса. Определяем коэффициент, учитывающий повышение прочности косых зубьев по сравнению с прямыми

Коэффициент Kfб=0,75

Проверяем зуб колеса

3. Выполним расчет быстроходной ступени. Из условия соосности

Допускаемое контактное напряжение для материала колеса такое же как в тихоходной ступени

Нормальный модуль mn для быстроходной ступени в целях увеличения плавности и бесшумности передачи принимаем меньше, чем в тихоходной. Принимаем mn=4 мм

принимаем Z1=26 , тогда Z2=178-26=152

Для быстроходной ступени выполняем корригирование зубьев для получения межосевого расстояния aW=355 мм.

Основные размеры шестерни и колеса

где для прямозубых колес

Принимаем b2=72 мм.

ширина шестерни

Так как быстроходная ступень принята по повышенному межосевому расстоянию, прочностные расчеты не обязательны.

Определим силы в зацеплении:

Силы, действующие в зацеплении быстроходной ступени:

Окружная

Радиальная

По данным задачи 2 рассчитать промежуточный вал редуктора и подобрать для него подшипники качения

1. Диаметр выходного конца вала при допускаемом напряжении при кручении

= =54,9мм.

Где из предыдущего расчета крутящий момент на промежуточном валу

Принимаем диаметр вала под подшипники

Диаметр вала под зубчатым колесом быстроходной ступени и шестерни тихоходной ступени

По ГОСТ 8338-75 выбираем шарикоподшипник радиальный однорядный средней серии 311 с параметрами d=55мм.; D=120мм.; В=29мм.; =41,8кН.

2. Составляем расчетную схему вала и определяем опорные реакции.

На колесо быстроходной ступени: окружная PБ=2000 Н, радиальная РrБ=728 Н.

На шестерню тихоходной ступени: окружная PТ=11662 Н, радиальная РrТ=4368 Н, осевая РаТ=2828 Н.

Вычерчиваем расчетную схему вала и принимаем следующие размеры между опорами: L=365 мм, С1=70 мм, С2=100 мм.

Находим реакции опор: - в плоскости XZ:

УМF(1) =0. .

УМF(2) =0. .

В плоскости YZ

УМF(1) =0

УМF(2) =0

Выполняем построения эпюр моментов изгиба в вертикальной и горизонтальной плоскостях.

Момент изгиба в вертикальной плоскости: МТ = Rу2 · 0,1 = 3861 · 0,1 = 386 Нм;

МБ = Rу1 · 0,07 =1235 · 0,07 = 86,5 Нм;

Момент изгиба в горизонтальной плоскости: МТ = Rх2 · 0,1 = 8083 · 0,1 = 808 Нм;

МБ = Rх1 · 0,07 = 1579 · 0,07 = 110 Нм;

2. Расчет подшипников на долговечность по динамической грузоподъемности

Определяем результативную радиальную реакцию в каждой опоре вала (для схемы нагрузки):

,

где Rпх = Rnу - радиальные реакции в опоре, в горизонтальной и вертикальной плоскостях.

;

.

По ГОСТ 333-71 выбираем роликовые однорядные подшипники 411 с такими основными параметрами: d = 55 мм, D = 140 мм, В = 33 мм.

C = 77,2 кН - динамическая грузоподъемность;

С0 = 62,5 кН - статическая грузоподъемность;

Определяем долговечность подшипника по наиболее нагруженной опоре 2 . На эту опору действует радиальная реакция и внешняя осевая сила Fa=РаТ=2828 Н.

Эквивалентная нагрузка

Pэ2=(X•V•Rr2+Y•Fa)•KуKT :

V-коэффициент оборота кольца, V=1,0 (вращается внутреннее кольцо);

Кб-коэффициент безопасности, Кб=1, Кт=1.

Определяем по соотношению коэффициент осевой нагрузки, то по табл. 7.3 (2 , с.119) Х=0,56, Y=1,85

Pэ2=(X•V•Rr2+Y•Fa)•KуKT=(0,56•1•8958+1,85•2828)•1=10248 Н

,

где пi- частота вращения промежуточного вала, об/мин,

.

Срок работы привода Lh=2 • 104ч подшипники (опоры 1 и 2) обеспечивают.

3. Уточненный расчет промежуточного вала.

Материал вала-сталь 45 нормализованная с параметрами:

ув=590 Н/мм2, у-1=254 Н/мм2, ф-1=147 Н/мм2

Примем, что нормальные напряжения изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения - от отнулевому.

Определим коэффициент запаса прочности для сечения в месте расположения шестерни быстроходной ступени, в котором возникает наибольший изгибающий момент . Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки.

Диаметр вала под шестерней ф60мм. По табл. 6.9 ( [2], с 103) принимаем шпонку с размерами bxhxL - 18x11x130 мм. Глубина паза t1=7мм.

Изгибающие моменты:

в вертикальной плоскости: МТ = Rу2 · 0,1 = 3861 · 0,1 = 386 Нм;

в горизонтальной плоскости МТ = Rх2 · 0,1 = 8083 · 0,1 = 808 Нм;

Суммарный момент изгиба

Моменты сопротивления сечения нетто:

W К нетто = мм3;

W нетто = мм3;

По табл. 6.6 ( [2], с 99) k у= 1,6 и k ф= 1,5 По табл. 6.8 ( [2], с 99); е у =еф = 0,77; шф=0,1

Коэффициенты запаса прочности:

1. Чернин И. М., Кузьмин А.В., Ицкович Г.М.,

Расчеты деталей машин. Минск. Высшая школа, 1974. с.592.

2. Чернавский С.А., Ицкович Г.М.,

Курсовое проектирование деталей машин - М. Машиностроение, 1979. с.351.

3. Анурьев В.И. Справочник конструктора машиностроения В 3-х томах Т1. М. машиностроение 2001. с.920.

4. Марон Ф.Л., Кузьмин А. В. Справочник по расчетам механизмов подьемно-транспортных машин. Минск Высшая школа 1977, с. 279.

Размещено на Allbest.ru