Конструирование привода рабочего органа. Сборочный чертёж. Чертёж выходного вала редуктора. Чертёж зубчатого колеса

Страницы работы

44 страницы (Word-файл)

Фрагмент текста работы

Определение коэффициента, учитывающего суммарную длину      контактной линии

                                                         ,                                             [3]

где  ea - коэффициент торцевого перекрытия зубьев

                                ea = [1,88-3,2 × (1/z1+1/z2)],                                 [3]

ea = [1,88-3,2 × (1/35+1/98)] = [1,88-3,2 × (0,02+0,01)] = 1,76

Полученные значения подставляем в формулу

3.11  Определение перегрузки передачи

                                      ,                                               [3]

Что не превышает 5%.

3.12  Определение изгиба для наиболее слабого звена

Наиболее слабое звено – колесо, так как у него отношение [sF] /YF меньше чем у шестерни.

3.13  Определение напряжения изгиба у ножки зуба

где YF - коэффициент формы зуба, YF=0,98;

Yb - коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев, Yb = 0,98;

Ye - коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев, Ye = 1;

qFt – удельная расчетная окружная сила изгиба.

21

 
 


3.13.1  Определение удельной расчетной окружной силы изгиба

                                       qFt = Ft × КFa × КFb × КFv/b,                                    [3]

Принимаем КFa=1,07; КFv = 1,13; КFb = 1,26

qFt = 1695 × 1,07 × 1,26 × 1,13/49 = 51,78 н/ мм

Полученные значения подставляем в формулу

Таким образом, полученное в результате расчета напряжение значительно меньше допустимого.

sF=128,5 МПа < [sF] = 262,85 МПа

22

 
 


4 Расчет валов редуктора

4.1 Выбор материала валов

Для всех валов принимаем  материал - сталь 45, размер заготовки любой, с механическими характеристиками: твердость – 200 НВ, sВ = 560МПа,  sТ = 280 МПа, s-1 = 250 МПа, t-1 = 150 МПа, Ys = 0.

4.2 Ориентировочный расчет валов

4.2.1 Определение диаметра входного вала

                                                                                        [4]

где Т1 – крутящий момент на валу, Н×м;

[t] - допускаемое касательное напряжение, принимаем [t]=25 Мпа;

По ГОСТу принимаем dк1 = 21 мм. Далее определяем диаметры на остальных участка вала.

                                                       dy1 = dk1+2,                                               [4]

dy1 = 21+2 = 23 мм

                                                       dп1 = dy1+5,                                               [4]

dп1  = 23+5 = 28 мм

                                                      dз.к1.= dп1+3,                                               [4]

dз.к1 = 28+3 = 31мм

                                                      dб1 = dз.к1+2,                                               [4]

dб1 = 31+2 = 33 мм

4.2.2 Определение диаметра выходного вала

                                                                                 [4]

где Т2 – крутящий момент на валу, Н×м

23

 
 


По ГОСТу принимаем dк2 = 30 мм, и определяем диаметры на остальных участка вала.

                                                      dy2 = dk+2,                                               [4]

dy1 = 30+2 = 32 мм

                                                     dп2 = dy2+5,                                              [4]

dп1  = 32+5 = 37 мм

                                                     dз.к2.= dп2+3,                                             [4]

dз.к1 = 37+3 = 40 мм

                                                     dб2 = dз.к2+2,                                             [4]

dб2 = 40+2 = 42 мм

Далее выполняем эскизную компоновку редуктора, по окончании которой определяем расстояние между силами, приложенными к валу и реакции опор, l1=0,043 м; l2=0,043 м; l3=0,035 м.

4.3 Проверочный расчет входного вала на статическую прочность

4.3.1 Определение реакций опор в точках А и В

В=0,

-  RAX(l1+l2) – Fr × l2 = 0,

Отсюда

                                                                                       [4]

где Fr – радиальное усилие, Н;

l1, l2 – расстояние между силами, м.

RBX(l1+l2) – Fr × l1 = 0

Отсюда

                                                                                      [4]

Проверка

                                                  RAX +Fr-RBX=0,                                          [4]

-308,45+616,9-308,45 = 0

 


4.3.2  Определение изгибающих моментов по нагруженным участкам в вертикальной плоскости XAZ

0£ Z1£l1,

                                                   My1 = RAX × Z1,                                          [4]

Z1 = 0,   MY1 = 0,

Z1 = l1,   My1 = RAX × l1=- 308,45 × 0,043 = -13,26 H×м

0£ Z2£l2,

                                         My2 = RAX (l1+Z2) + F×l2,                                   [4]

Z2 = 0,   My2 = -308,45 × 0,043 = 13,26 Н×м

Z2 = l2,   My2 = -308,45×(0,043+0,043)+616,9×0,043=-26,52+26,52 = 0

По полученным данным строим эпюру изгибающих моментов.

4.3.3  Определение реакций опор в плоскости YAZ

В=0,

-RAY(l1+l2) + Ft × l2 = 0,

*   Отсюда

                              *                                                  [4]

*   **где Ft – окружное усилие на первом валу, Н;

*   ***

*   ****А = 0,

*  ***** RВY(l1+l2) – Ft × l1 = 0

*   *****Отсюда

                                                                                         [4]                                                                                                                                                                                

Проверка

-RAY+Ft-RBY = 0,

-847,5+1695-847,5 = 0

25

 
 


4.3.4 Определение изгибающих моментов по нагруженным участкам вала в горизонтальной плоскости YAZ

0£ Z1£l1,

                                                    MX1=RAY × Z1,                                          [4]

Z1 = 0,   MX1  = 0,

Z1  = l1,   MX1 = 847,5 × 0,043 = 36,44 Н×м

0£ Z2£l2,

                                           MX2=RAY(l1+Z2)-Ft×Z2,                                      [4]

Z2 = 0,   MX2  = 847,5 × 0,043 = 36,44 H×м

Z2=l2,   MX2= -847,5 × 0,086+1695 × 0,043=0

По полученным значениям строим эпюру изгибающих моментов.

4.3.4  Определение величин суммарных изгибающих моментов в сечениях вала

                                                                                [4]

Ми1 = 0

Ми4 = 0,

По полученным данным строим эпюру изгибающих моментов

4.3.5  Определение момента в опасном сечении

                                                                                  [4]

Уточняем диаметр вала в опасном сечении под колесом 

                                                                             [4]

где Мэ – эквивалентный момент в опасном сечении, Н × м;

[s] - допускаемое напряжение при изгибе, [s] = 50 МПа.

Расчет показал, что диаметр вала необходимо уменьшить dп=25 мм, dз.к.=30 мм, dб=35 мм, dк=20 мм.   

26

 
 


RAX

 

X

 

RBX

 
 
 

 


Надпись: y

Надпись: Ft


                                                                  


Рисунок 4.1 – Схема к расчету

27

 
 


4.4  Проверочный расчет  выходного вала на статическую прочность

4.4.1   Рассчитываем реакции опор в точках А и В из условий равновесия

В=0,

-  RAX(l1+l2) + Fr × l2+R × l3 = 0,

Отсюда

                                                                                     [4]

где Fr – радиальное усилие, Н;

l1, l2, l3 – расстояние между силами, м;

R –  сила давления на вал в цепной передаче, Н.

****А = 0,

R(l1+l2+l3) - RBX(l1+l2) – Fr × l1 = 0

Отсюда

                                                             [4]

Проверка

RAX -Fr-RBX+R=0,

890,5-616,9-1703,6+1430=0

4.4.2  Определение изгибающих моментов по нагруженным участкам в вертикальной плоскости XAZ

0£ Z1£l1,

                                                     My1 = RAX × Z1,                                        [4]

Z1 = 0,   MY1 = 0,

Z1 = l1,   My1 = RAX × l1= 890,5 × 0,043 = 38,29 H×м

0£ Z2£l2,

                                          My2 = RAX (l1+Z2) – Ft×Z2,                                      [4]

Z2 = 0,   My2 = 890,5 × 0,043 = 38,29 Н×м

Z2 = l2,   My2 = 890,5×(0,043+0,043)-616,9×0,043=76,58-26,52 = 50,06 Н×м

28

 
 


0£ Z3£l3,

                                            Мy3=R×Z3,                                                  [4]

Z3=0,    My3=0,

Z3=l3     My3=1430 × 0,035=50,06 Н × м

По полученным данным строим эпюру изгибающих моментов.

4.4.3  Определение реакций опор в плоскости YAZ

В=0,

-RAY(l1+l2) + Ft × l2 = 0,

*   Отсюда

*   *                                                                                 [4]

*   **где Ft – окружное усилие на втором валу, Н;

*   ***

*   ****А = 0,

*  ***** RВY(l1+l2) – Ft × l1 = 0

*   *****Отсюда

                                                                                       [4]

Проверка

-RAY+Ft-RBY = 0,

-822,5+1645-822,5 = 0

 


4.4.4  Определение изгибающих моментов по нагруженным участкам вала в горизонтальной плоскости YAZ

0£ Z1£l1,

                                           MX1=RAY × Z1,                                          [4]

Z1 = 0,   MX1  = 0,

Z1  = l1,   MX1 = 822,5 × 0,043 = 35,36 Н×м

0£ Z2£l2,

                                  MX2=RAY(l1+Z2)-Ft×Z2,                                         [4]

29

 
 


Z2 = 0,   MX2  = 822,5 × 0,043 = 35,36 H×м

Z2=l2,   MX2= -822,5 × 0,086+1645 × 0,043=0

По полученным значениям строим эпюру изгибающих моментов.

4.4.5  Определение величин суммарных изгибающих моментов в сечениях вала

                                                                              [4]

Ми1 = 0

Ми5 = 0,

По полученным данным строим эпюру изгибающих моментов

4.4.6  Определение момента в опасном сечении

                                                                                [4]

Уточняем диаметр вала в опасном сечении под колесом 

                                                                                [4]

где Мэ – эквивалентный момент в опасном сечении, Н × ;

[s] - допускаемое напряжение при изгибе, [s] = 50 МПа.

Принимаем dп=25 мм и корректируем значения dз.к.=30 мм, dб=35 мм, dк=20 мм.   

 

 


35,36

 
                                                                                                    

 


Рисунок 4.2 – Схема к расчету

31

 
 


4.5  Уточненный расчет выходного вала на усталостную прочность

Опасное сечение вала располагается под колесом. На этом этапе необходимо  оценить усталостную прочность.

                                                             [4]

где ns - коэффициент усталостной прочности при изгибе;

nt - коэффициент усталостной прочности при кручении.

[n] - допускаемый коэффициент запаса прочности.

Коэффициент усталостной прочности при изгибе и при кручении:

                                                                [4]

где s-1 - предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба;

Кs - эффективный коэффициент концентрации нормальных                      напряжений при изгибе;

es - масштабный фактор для нормальных напряжений при изгибе;

b - коэффициент учитывающий влияние шероховатости поверхности при изгибе;

sа - амплитуда цикла нормальных напряжений при изгибе, МПа;

sТ  - среднее напряжение цикла нормальных напряжений при изгибе;

                                                                     [4]

где где t-1 - предел выносливости стали при симметричном цикле кручения;

Кt - эффективный коэффициент концентрации нормальных                      напряжений при кручении;

et - масштабный фактор для нормальных напряжений при кручении

Похожие материалы

Информация о работе

Тип:
Курсовые работы
Размер файла:
857 Kb
Скачали:
0