Дипломная работа: Розробка електронної моделі підготовки виробництва триступеневого конічно-циліндричного редуктора
Призначимо
ступінь точності виготовлення зубчатих передач залежно від окружної швидкості:
; (1.16)
.
Приймаємо
середній "8" ступінь точності і "6" клас шорсткості.
Уточнення розрахункового навантаження.
Додаткові
навантаження враховуються коефіцієнтом навантаження при розрахунку на втому
вигину і - при розрахунку на контактну втому.
Перевірочний розрахунок фактичної згинальної напруги.
Перевірка
міцності полягає у визначенні фактичної контактної і вигинистої напруги і в
порівнянні їх з тими, що допускаються. Значення всіх коефіцієнтів [2].
Фактична
напруга вигину в небезпечних перерізах підстави зубів шестерень визначає по
формулі:
Фактична
напруга вигину в небезпечному перерізу зуба колеса визначаєтья по формулі:
Величина
окружного зусилля розраховується так:
Перевірочний розрахунок фактичної контактної напруги.
Фактичні
контактні напруження на робочих поверхнях зубів визначають по формулі [2]:
, (1.17)
де – коефіцієнт навантаження.
.
Визначення граничної допустної напруги матеріалу
коліс.
Допустна
напруга при перевірочному розрахунку на вигинисту витривалість визначає по
формулі [2]:
, (1.18)
де – коефіцієнт запасу
міцності (при ХТО–загартування поліпшенням);
– коефіцієнт довговічності, що враховує зміну ;
– коефіцієнт, що враховує вплив шорсткості перехідної поверхні
зубів ;
– коефіцієнт, що враховує чутливість матеріалу до концентрації
напруги;
– коефіцієнт, що враховує розмір зубчатого колеса.
;
;
;
; (1.19)
.
Базове
число циклів .
Оскільки
, то .
Підставивши
набутих значень у формулу отримаємо:
.
Допустна напруга при перевірочному розрахунку на контактну витривалість.
Допустна
напруга при перевірочному розрахунку на контактну витривалість визначається по
формулі [1.20] :
, (1.20)
де – коефіцієнт
довговічності, що враховує зміну.
;
; (1.21)
.
Базове
число циклів .
Оскільки
, то .
,
де – коефіцієнт, що враховує
вплив початкової шорсткості;
– коефіцієнт, що враховує вплив окружної швидкості;
– коефіцієнт, що враховує розміри зубчатого колеса.
Підставивши
набутих значень у формулу 1.20 отримаємо:
.
Результати
перевірочного розрахунку занесемо в таблицю 1.3.2
Таблиця
1.6. Результати перевірочного розрахунку передач №2 і №3
|
Передача №2 |
Передача №3 |
Окружна швидкість, м/с |
1,66 |
0,57 |
Ступінь складності |
9 |
9 |
Окружне зусилля, Н |
2627 |
7350 |
Фактична напруга вигину в небезпечних
перетинах підстави зубі шестерні/колеса, Мпа |
46,67/45,14 |
82,02/85 |
Фактична контактна напруга на робочих
поверхнях зубів, Мпа |
376 |
486 |
Допустна напруга шестерні на вигинисту
витривалість/колеса, Мпа |
362/349 |
345/334 |
Допустна напруга на контактну
витривалість, Мпа |
536 |
536 |
З
розрахунків видно, що фактична напруга менше допустних.
< ;
< ;
< ;
< ;
< ;
< .
1.4 Конструювання зубчатих коліс
Конструктивна
форма коліс залежить від їх розмірів, матеріалу, а також від технології
отримання заготівки і механічної обробки.
Спочатку
розрахуємо діаметри валів [2]:
; (1.22)
;
;
;
.
Заздалегідь
обчислений діаметр валу округлятимемо до найближчого стандартного по [12]: (для з'єднання з валом
електродвигуна); ; ; .
Визначимо
розміри конструктивних елементів дискових коліс [2].
Колесо 2(конічне):
приймаємо
стандартне значення с=10 мм;
приймаємо
стандартне значення =210 мм;
S=1,1
8,25 = 9,08 мм,
приймаємо
стандартнe значення S=9 мм;
приймаємо
стандартнe значення
приймаємо
приймаємо
cтандартнe значення
приймаємо
стандартнe значення
R=6
мм .
Рисунок
1.4. Параметри конічного колеса
Колесо 4:
приймаємо
,
приймаємо
приймаємо
стандартне значення
,
приймаємо
стандартне значення ;
;
R=6 мм.
Рисунок
1.5. Параметри циліндричного колеса
Колесо 6:
приймаємо
,
приймаємо
,
приймаємо
приймаємо
стандартне значення
,
приймаємо
стандартне значення
.
1.5 Проектування валів
1.5.1 Проектний розрахунок валу
Цей
розрахунок виконується для попереднього визначення діаметру валу. Діаметр
розрахункового перетину валу визначуваний по формулі 1.23:
, (1.23)
де – напруга кручення, що
допускається .
;;
;.
По
[12] приймаємо: ( з урахуванням
з'єднання з електродвигуном); ; ; .
Основними
навантаженнями, що діють на вал, є зусилля в зубчатих зачепленнях, а також
крутильні моменти. Визначимо сили, що діють в передачах.
Рисунок
1.6. Схема приложения сил к промежуточному валу со стороны зубчатых передач
-
окружна сила :
;
- радіальна
сила:
;
- осьова
сила:
.
Знайдемо
реакції опор у вертикальній плоскості:
Знайдемо
реакції опор в горизонтальній плоскості:
Рисунок
1.7. Розрахункова схема і епюри крутильних моментів
Сумарні
моменти:
Сумарні
реакції:
Перший
небезпечний перетин прийнятий під шестернею, оскільки там концентратор напруги –
паз шпони.
Другий
небезпечний перетин прийнятий на перепаді діаметрів між колесом і шестернею.
Третій
небезпечний перетин прийнятий під колесом, оскільки там концентратор напруги
паз шпони. Згідно з [3]:
Еквівалентна
напруга [3]:
<
Напруги
для матеріалу валу з сталі 40:
Оскільки
умови виконуються, то можна вважати, що міцність валу достатня.
1.6 Проектування вузлів підшипників
кочення
1.6.1 Вибір підшипників кочення
При
виборі підшипників кочення виходять з конкретних умов експлуатації редуктора.
Для
валу 1 приймаємо підшипники роликові радіально-упорні 7305.
Для валу 2 приймаємо
підшипники роликові радіально- упорні 7305.
Для валу 3 приймаємо
підшипники роликові радіально- упорні 7309.
Для валу 3 приймаємо
підшипники роликові радіально- упорні 7312.
Страницы: 1, 2, 3, 4, 5, 6, 7, 8, 9, 10, 11
|