Моечная машина для обмывки колесных пар (Глава дипломного проекта), страница 2

Для колеса второй ступени

Сравнивая  Так как все другие колеса вращаются быстрее, то аналогичным расчетом получили и для них  При этом -для всех колес передачи  .

Допускаемые контактные напряжения для второй ступени определяем по материалу колеса, как более слабому [_н]=550/1,1=500 Мпа. Для колеса первой ступени [_н]₂=500 Мпа, для шестерни [_H]=1050/l,2=875 Mna.

Допускаемые контактные напряжения для первой ступени, у которой НВ1-НВ2=550-245300<70, определяются по формулам /3/:

                                                                (3.12)

По расчету:

Принимаем [_н]=1,25, [_н]⁼625Мпа.

Рассчитываем вторую ступень как более нагруженную и в основном определяющую габариты редуктора.

Предварительный расчет выполняем по формуле /3/:

                                                                             (3.13)

где    U - передаточное отношение второй ступени;

Е_пр - приведенный модуль упругости;

Т₂ - крутящий момент на выходном валу редуктора;

_ва - коэффициент ширины колеса;

К_н - коэффициент концентрации нагрузки.

Из таблицы /3/ принимаем =0,4, при этом по формуле /3/:

                                                                                                        (3.14)

Находим:

По графику/3/находим:   

Принимаем по ряду R_a40 /2/ . а=200 мм. Находим ширину колеса:

Округляя по ряду R_a 40, принимаем B_w=90 мм.   По таблице /3/ принимаем  и находим модуль:

          По таблице /3/ принимаем стандартное значение m=2,75

Суммарное число зубьев шестерни  Z = 146 (округляется до четного)

Число зубьев шестерни Z

Число зубьев колеса  .

Фактическое передаточное число  .

Диаметры делительных окружностей

 мм

мм

Исходя из стандартного значения а принимаем d=95мм, d₂=305мм.           Диаметры вершин и впадин зубчатых колес определяем по формулам:

                                                                                                     (3.15)

                                                                                                (3.16)

где     d_a -диаметр окружности вершин, мм;

d_f - диаметр окружности впадин, мм;

d - делительный диаметр, мм.

для шестерни:   

d=95+2 2,75(1+0)=100,5;

d=95-2 2,75(1,25-0)=88,12;

для колеса:

d_a2=305+2 2,75 (l+0)=310,5;   

d=305-2 2,75(1,25-0)=298,12;

Расчет параметров для первой ступени редуктора

Исходные данные:

Передаточное отношение первой ступени U=6,309;

Частота вращения вала шестерни n=1445,5 мин;

Крутящий момент на валу шестерни  Т=38,408 Нм.

Рассчитываем первую (косозубую) пару. Расчет производим с учетом размеров колеса второй ступени.

Назначаем /3/:

(d₂)=(0.7...0.9) (d₂)2

где:   (d)-диаметр колеса первой

         (d₂) - диаметр колеса второй ступени.

По расчету:

(d₂)=0,9 (d₂)= 0,9 305=275 мм.

Для шестерни первой ступени:

d₁=(d₂)/U₆  = 275/6,09=45 мм.

Межосевое расстояние первой ступени:

a=0,5(d₂+d₁)=0,5(275+45)=160 мм.

Округляя по ряду R_a 40, получим а= 160 мм /2/. Корректируем dl и d2 со стандартами значениями a; d=45, d=275. Для определения ширины колес B_w, используем формулу для 'а', решив ее относительно _ва  при  К_н=1 /3/.

                                                                 (3.17)

По расчету:

По   ГОСТ   принимаем   _ва⁼0,1   /3/.   B_w= a=0,1  160=16   мм,   что соответствует стандартному значению.

При этом   = B_w/d= 16/43.74=0.366,  что не превышает максимальных значений /3/. По таблице /3/ принимаем  =25 и находим модуль:

m = B/ 16/25=0,64 мм.

По таблице /2/ и рекомендациям /3/ принимаем m_n=l,5 мм. Согласно

рекомендациям /3/ принимаем Е=1,2, и определим угол наклона зубьев:

  Определяем число зубьев:

- для шестерни: Z=

- для колеса: Z

Диаметры окружностей вершин и впадин определяем по формуле:

                           d=d+2-m(l+x); d=d 2 m(1,25 x),                                  (3.18)

где     d_a -диаметр окружности вершин, мм; d - диаметр окружности впадин, мм d - делительный диаметр, мм

По расчету:

для шестерни:

для колеса:

d_a=45+2 2,75 (l+0)=50,5

d=45 2 2,75-(l,25-0)=38,12

d=275+2-2.75 •( 1 +0)=280,5 d=275-2-2.75-(l,25-0)=268_,12

                                   ,                                         (3.19)

где:    [] - пониженное допускаемое напряжение кручения, [] =10-20 МПа.

По расчету:

d мм

По таблице /2/ находим d_двиг=32 мм, т.к. d₂ и d_двиг отличаются более чем на 20%, то принимаем d₂=25.6 мм /4/ по ГОСТ d₂=26. По таблице /4/ определяем высоту буртика t, координату подшипника r и величину ступицы f: t=2;r=1.6;f=l.

           Расчет диаметров ступеней:     

           d_n= d₂+2 t = 26+4 = 30 мм;

d_K = d_n+3,2 r = 30+3,2 l,6 = 35,12 мм;

d= d_K+3   = 38,12  мм;

d_n - диаметр посадочного места под подшипники;

d_K - диаметр посадочного места под шестерни;

d - диаметр бурта колеса.

Промежуточный вал

Рисунок 3.4 - Эскиз промежуточного вала.

                                                                                         (3.20)

По расчету:

 мм

По таблице /4/ определяем: t=2,8; r=3;   f=1,6.

Расчет диаметров ступеней:

d_n=d₃=41,962742 мм;

d_K=d_n+3,2 r=42+3,2 3 =51,6 мм;

d=d_K+3 f =51,6+3-l,6 = 56,4 мм.

Ведомый вал

Рисунок 3.5 - Эскиз ведомого вала

смазкой,  также  промывают  в  моечной  машине.   Допускается  промывка вместе с внутренними кольцами.

Моющая   жидкость   (мыльная   эмульсия)   автоматической   машины должна содержать 8-10 % отработанной смазки ЛЗ-ЦНИИ.