ВУЗ: Не указан
Категория: Не указан
Дисциплина: Не указана
Добавлен: 29.10.2023
Просмотров: 277
Скачиваний: 3
ВНИМАНИЕ! Если данный файл нарушает Ваши авторские права, то обязательно сообщите нам.
=
σн=322,4
МПа – условие выполняется;
Проверочный расчет по напряжениям изгиба
σF=
YFS-коэффициент формы зуба. Находим по графику
YFS1=3,72; YFS2=3,6;
Расчет ведем по колесу 1 т.к. [σF2]=[σF1] у шестерни 1 более тонкий зуб у основания. Если материал шестерни более прочный то расчет ведем по тому из колес у которого меньше соотношение
KF-коэффициент расчетной нагрузки по напряжениям изгиба
KF=KFαKFβKFϑ;
KFα-коэффициент распределения нагрузки между зубьями
KFα=KHα=1,24;
KFβ-коэффициент концентрации нагрузки находим по графику KFβ=1,03;
KFϑ-коэффициент динамической нагрузки, принимаем KFϑ=1,64;
KF=
Ft-окружная сила
Ft=
;
σF=
;
σF=153 МПа ≤ 262 МПа;
Условие прочности выполнено
2. Эскизное проектирование (расчет рекомендуемых размеров элементов редуктора)
Определение параметров корпуса редуктора
Расчет расстояний между внешними поверхностями зубчатых колес
L=d1+d2+2m;
L=
Расчет толщины стенки корпуса одноступенчатого редуктора
δ=0,025*aw+1≥7;
δ=3,75≥7 не подходит;
Принимаем δ=7 мм.
Расчет толщины стенки крышки одноступенчатого редуктора
δ1=0,02*aw+1≥7;
δ1=3,2≥7 не подходит;
по рекомендации принимаем δ1=7 мм.
Расчет минимального зазора между колесом и корпусом
a=
;
Расчет расстояния между поверхностью колеса и дном редуктора
b=3*a=3*15=45 мм;
3.Расчет валов
3.1 Нахождение среднего диаметра валов
По формуле d
приближенно оцениваем средний диаметры валов при [τ]=12 МПа.
принимаем 30 мм.
принимаем 40 мм.
3.2 Нахождение расстояния между опорами
l=b+2a+2Δ+B; с=
;
b-расстояние между поверхностями колеса и дном редуктора
a-минимальный зазор между колесом и корпусом
Δ-углубление подшипника качения в стенку редуктора
принимать за Δ=5 мм;
B-ширина подшипника;
K-длина размещения крышки подшипника;
К=35 мм;
На конце вала Р устанавливается соединительная муфта.
Р=1,5*d;
; P2
=
45мм;
Диаметр в месте посадки шестерни с натягом dш=35 мм;
По таблице определяем номер подшипника средней серии 305;
Определяем ширину подшипника В=17 мм;
l1=
=102 мм;
с1=
+35+30=73,5 мм.
Диаметр в месте посадки шестерни с натягом dш=45 мм;
По таблице определяем номер подшипника средней серии 307;
Определяем ширину подшипника B=21 мм;
l2=
=101 мм;
с2=
+35+45=90,5 мм;
3.3 Проверочный расчет валов
Разрабатываем конструкцию вала и оцениваем его размеры d1=30 мм.
- диаметр вала диаметр в месте посадки колеса с натягом dш=30 мм;
-диаметр в месте посадки подшипника dп= d1-5, dп=30-5=25 мм;
-диаметр в месте посадки муфты dм=dп-5, dм=25-5=20 мм;
l1=102 мм; а=в=
=51 мм; с1=73,5 мм; D=62 мм.
FM=
Определяем окружную силу Ft=
Определяем радиальную силу Fr= Ft * tg
=
принимаем αw=20°
В вертикальной плоскости
∑F=0;
(1)
∑M=0;
(2)
выражаем 
Из формулы (1):
В горизонтальной плоскости
∑F=0;
(1)
∑M=0;
(2)
Из формулы (2):
Из уравнения (1)
В плоскости смещения валов
∑F=0;
(1)
∑M=0;
(2)
Из формулы (2)
Из формулы (1)
Максимальные реакции в опорах (наихудший случай нагружения опор)
=
=
Просчитываем два предполагаемых опасных сечения: сечение I-I, II-II
Длясечения I-I
MI-I=
MI-I
=
MI-I=99579 Нмм;
Крутящий момент: Т=
Нмм;
Напряжение изгиба: σи=
=
Напряжение кручения: τ=
σ-1,τ-1,τв-пределы выносливости
σ-1=0,5*σв=
τ-1=0,2*σв
τв=0,6*σв
KσD-коэффициент концентрации напряжений в расчетном опасном сечении при изгибе
KσD=
=
K1=
0,38+1,48*lg30=2,566;
K2=0,305+0,0014*σВ=
1,495;
K3=0,65+0,014*p=
p=20 Мпа;
=
Оцениваем велечину масштабного фактора
V=
=
При шероховатости поверхности вала Rz=3,3.
KV-вал без поверхностного упрочнения КV=1.
σн=322,4
МПа – условие выполняется;Проверочный расчет по напряжениям изгиба
σF=
YFS-коэффициент формы зуба. Находим по графику
YFS1=3,72; YFS2=3,6;
Расчет ведем по колесу 1 т.к. [σF2]=[σF1] у шестерни 1 более тонкий зуб у основания. Если материал шестерни более прочный то расчет ведем по тому из колес у которого меньше соотношение
KF-коэффициент расчетной нагрузки по напряжениям изгиба
KF=KFαKFβKFϑ;
KFα-коэффициент распределения нагрузки между зубьями
KFα=KHα=1,24;
KFβ-коэффициент концентрации нагрузки находим по графику KFβ=1,03;
KFϑ-коэффициент динамической нагрузки, принимаем KFϑ=1,64;
KF=
Ft-окружная сила
Ft=
;σF=
;σF=153 МПа ≤ 262 МПа;
Условие прочности выполнено
| m, мм | z1 | z2 | d1, мм | d2, мм | aw, мм | β | bw1, мм | bw2, мм |
| 1,75 | 38 | 88 | 66,5 | 154 | 110 | 0 | 40 | 35 |
2. Эскизное проектирование (расчет рекомендуемых размеров элементов редуктора)
Определение параметров корпуса редуктора
Расчет расстояний между внешними поверхностями зубчатых колес
L=d1+d2+2m;
L=
Расчет толщины стенки корпуса одноступенчатого редуктора
δ=0,025*aw+1≥7;
δ=3,75≥7 не подходит;
Принимаем δ=7 мм.
Расчет толщины стенки крышки одноступенчатого редуктора
δ1=0,02*aw+1≥7;
δ1=3,2≥7 не подходит;
по рекомендации принимаем δ1=7 мм.
Расчет минимального зазора между колесом и корпусом
a=
;Расчет расстояния между поверхностью колеса и дном редуктора
b=3*a=3*15=45 мм;
3.Расчет валов
3.1 Нахождение среднего диаметра валов
По формуле d
приближенно оцениваем средний диаметры валов при [τ]=12 МПа. -
диаметр ведущего вала d1=
принимаем 30 мм.
-
диаметр ведомого вала d2=
принимаем 40 мм.
3.2 Нахождение расстояния между опорами
l=b+2a+2Δ+B; с=
;b-расстояние между поверхностями колеса и дном редуктора
a-минимальный зазор между колесом и корпусом
Δ-углубление подшипника качения в стенку редуктора
принимать за Δ=5 мм;
B-ширина подшипника;
K-длина размещения крышки подшипника;
К=35 мм;
На конце вала Р устанавливается соединительная муфта.
Р=1,5*d;
; P2
=
45мм; -
Ведущий вал
Диаметр в месте посадки шестерни с натягом dш=35 мм;
По таблице определяем номер подшипника средней серии 305;
Определяем ширину подшипника В=17 мм;
l1=
=102 мм;с1=
+35+30=73,5 мм. -
Ведомый вал
Диаметр в месте посадки шестерни с натягом dш=45 мм;
По таблице определяем номер подшипника средней серии 307;
Определяем ширину подшипника B=21 мм;
l2=
=101 мм;с2=
+35+45=90,5 мм; 3.3 Проверочный расчет валов
-
Ведущий вал
Разрабатываем конструкцию вала и оцениваем его размеры d1=30 мм.
- диаметр вала диаметр в месте посадки колеса с натягом dш=30 мм;
-диаметр в месте посадки подшипника dп= d1-5, dп=30-5=25 мм;
-диаметр в месте посадки муфты dм=dп-5, dм=25-5=20 мм;
l1=102 мм; а=в=
=51 мм; с1=73,5 мм; D=62 мм.-
Определяем допускаемую радиальную нагрузку на выходном конце вала
FM=
-
Определяем силы в зацеплении:
Определяем окружную силу Ft=
Определяем радиальную силу Fr= Ft * tg
=
принимаем αw=20°
-
Определяем реакции в опорах и строим эпюру изгибающих и крутящих моментов
В вертикальной плоскости
∑F=0;
(1)∑M=0;
(2) выражаем Из формулы (1):
В горизонтальной плоскости
∑F=0;
(1)∑M=0;
(2)Из формулы (2):
Из уравнения (1)
В плоскости смещения валов
∑F=0;
(1)∑M=0;
(2)Из формулы (2)
Из формулы (1)
Максимальные реакции в опорах (наихудший случай нагружения опор)
= = -
Определяем запасы сопротивления усталости в опасных сечениях
Просчитываем два предполагаемых опасных сечения: сечение I-I, II-II
Длясечения I-I
MI-I=
MI-I
=
MI-I=99579 Нмм;
Крутящий момент: Т=
Нмм;Напряжение изгиба: σи=
= Напряжение кручения: τ=
σ-1,τ-1,τв-пределы выносливости
σ-1=0,5*σв=
τ-1=0,2*σв
τв=0,6*σв
KσD-коэффициент концентрации напряжений в расчетном опасном сечении при изгибе
KσD=
= K1=
0,38+1,48*lg30=2,566;K2=0,305+0,0014*σВ=
1,495;K3=0,65+0,014*p=
p=20 Мпа; = Оцениваем велечину масштабного фактора
V=
= При шероховатости поверхности вала Rz=3,3.
KV-вал без поверхностного упрочнения КV=1.