Проектирование привода калибрующих роликов правильной машины, страница 3

s_F =0.7_*1.55_*(5456.8_*1.1/38_*3.84)=44.6£ [s_F]

Уточняем КПД по формуле:

j»3°09¢

h=tg g / tg( g+j)

h=tg 11.3 / tg( 11.3+3.09)=0.72

Основные размеры:       Червяк:

Z₁=3,  m=4,  q=10,   d₁=40 мм

D_A1=50мм,   d_f1=d₁-2.4m=30мм

B₁³(9+0.06z₂)m=43мм

Колесо:

A_w=80мм,  x=0,  z₂=30,  d₂=120мм,  b₂=38мм

D_a2=(z₂+z+2x)_*m=(30+2)_*4=128мм

d_f2=(z₂-2.4+2x)_*m=(30-2.4)_*4=110мм

d_aM₂£d_a2+1.5m=128+1.5_*4=134мм

d_aM₂=134мм, принимаем 9-ю степень точности.

4.Расчет тихоходной передачи

4.1.Выбираем материал сталь 40 к:

HB_Ш=280

НВ_К=280

4.2 Определяем допускаемые контактные напряжения по формуле:

[s_Н]=s_Нlimb(K_HL/S_H)                                              [1,стр.167]

S_H – коэффициент безопасности: S_H=1.1

s_Нlimb_Ш=2_*НВ_Ш+70=2_*280+70=630 мПа

s_Нlimb_К=2_*НВ_К+70=2_*280+70=630 мПа

4.3.Коэффициент долговечности находим по формуле:

K_HL=sqr⁶(N_HO/N_HE)            1£ K_HL< 2.4  

N_HO – базовое число циклов, которое выбирается из графика в зависимости от твердости.

N_HOШ =2.1_*10⁶

N_HOК =2.1_*10⁶

N_HЕ – эквивалентное число циклов нагружения,находим из формулы:

N_HЕ=60_*с_*n_i*å(T_i/T)³_*t_i,                                        [1,стр.173]

Где T_i – один из числа крутящихся моментов, которые учитываются при расчете на выносливость из графика нагрузки:

с – число колес (шестерни), находящихся в зацеплении:

n_i – частота вращения вала.

t_i – время работы колес при этом моменте.

4.4. Полное время работы редуктора:

t=438 часов

t_max =0.0438 ч

t₁=87.6 ч

t₂=175.2 ч

t₃=175.2 ч

4.5.Определяем моменты:

Т₁=Т₃=327.41 Нм

T_max=2_*327.41=654.82Нм

Т₂=0.5_* Т₁=163.705 Нм

Т₃=0.2_* Т₁=65.482 Нм

N=60_*1_*47.8_*0.0438=0.125_*10³<5_*10⁴

T_max в расчет не идет

N_HE=60_*1_*47.82_*((327.41/327.41)³_*87.6+(167.705/327.41)³_*175.2+(65.482/327.41)³_*175.2)=

=2869.2_*(87.6+21.9+1.4)=0.32_*10⁶

4.6. Определяем K_HL:

K_HL=sqr⁶(2.1_*10⁶/0.32_*10⁶)=2.01

4.7. Определяем допускаемые напряжения:

[s_НШ]=630_*2.01/1.1=1151.18 мПа

[s_НК]=630_*2.01/1.1=1151.18 мПа

5.  Расчет допускаемых напряжений зубьев на выносливость при изгибе.

5.1.Напряжения расчитываются по формуле:

[s_F]=s_Flimb(K_FL/S_F)                                           [1.стр.173]

S_F – коэффициент безопасности: S_F=1.75

5.2.Коэффициент долговечности K_FL

K_FL=sqr⁶(N_FO/N_FE)

[s_Fк N_FO=4_*10⁶ – базовое число циклов.

5.3.Определяем N_FE.

N_FЕ=60_*с_*n_i*å((T_i/T)ⁱ_*t_i)

N_FЕ=60_*1_*47.82_*(87.2+2.73+0.08)=0.26_*10⁶

5.4.Определяем K_НL

K_НL=sqr⁶(4_*10⁶/0.26_*10⁶)=1.5

5.5.Базовый предел контактной выносливости.

s_Flimb_Ш=1.8_*280=504 мПа

s_Flimb_К=1.8_*280=504 мПа

5.6.Определяем допускаемые напряжения.

[s_Fш]=504_*1.6/1.75=460.8 мПа

]=504_*1.6/1.75=460.8 мПа

6.Расчет передачи на прочность.

6.1.Тихоходная прямозубая передача.

y¢_BA=0.4, y_B1=0/5_*y_BA(1+1)=0.5_*0.4_*2=0.4

K_HB=1.25(из графика)

Е_ПР=2.1_*10⁵ мПа,

[s_Н]=1151.18 мПа

6.2.Межосевое расстояние.

a_W=0.82_*(U+1)_*sqr³(E_ПР*Т_3*K_HB/[s_Н]²_*U²_*y_BA)                                  [1.cтр.135]

a_W=0.82_*2_*sqr³(2.1_*10⁵_*327.41_*10³_*1.25/1151.18²_*1²_*0.4)=89.43мм

Принимаем a_W =100мм.

b¢_W=y¢_BA*a₂=0.4_*100=40мм

y¢_m=20= b_W/m

6.3.модуль: m¢= b¢_W/y¢_m=40/20=2

6.4.Сумма зубьев.

Z_å=2_*a/m=2_*100/2=100                                                                [1.стр.179]

Z_1Ш=100/(1+1)=50>Z_min=17

Z_2К=100-50=50

U_T= Z_1Ш/ Z_2К=50/50=1 – передаточное отношение.

6.5.Находим диаметры валов.d₁=

d₁=d_Ш=Z_1*m=50_*2=100мм

d₂=d_К= Z_2*m=50_*2=100мм

K_H=K_{HB *}K_HV

V=p_* d_{2 *}n₃/60=3.14_*100_*47.82/60=0.25м/с

К_НВ=1.04    K_H=1.04_*1.25=1.3       sin a=0/64

6.6.Определяем напряжения.

s_Н=1.18_*sqr[E_ПР*Т_3*K_H*(V+1)/d²_*b_W* sina]= =1/18_*sqr(2.1_*327.41_*1.3_*(1+1)/100²_*40_*0.64)=986.06мПа

Предварительный расчет валов редуктора.

Ведущий вал: [t]_К=25Н/мм² 

d_b1=sqr³(T₂/0.2_* [t]_К)=sqr³(41.34_*10³/0.2_*25)=20мм

Промежуточный вал:

d_b2= sqr³(T₃/0.2_* [t]_К)=sqr³(327.41_*10⁵/0.2_*20)=44мм

Ведомый вал:

d_b3= sqr³(T₄/0.2_* [t]_К)=sqr³(311.17_*10⁵/0.2_*25)=40мм

Диаметры остальных участков валов назначают исходя из конструктивных соображений при компановке редуктора.

Конструктивные размеры корпуса редуктора.

Толщина стенок корпуса

d=0.025_*a_W+3=0.025_*100+3= 5.5мм                                           [2.стр.260]

Подшипники:

Ведущий вал: d=30; D=60; тип 7506

Роликоподшипник конический однорядный.

Промежуточный вал:  d=40; D=70; тип 36208

Шарикоподшипники радиально – упорные однорядные

Ведомый вал:  d=40; D=70; тип 36208

Шарикоподшипники радиально – упорные однорядные

 

МИНИСТЕРСТВО ОБЩЕГО И ПРОФЕССИОНАЛЬНОГО

 ОБРАЗОВАНИЯ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ

НОВОСИБИРСКИЙ  ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ

 УНИВЕРСИТЕТ

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

Факультет:             МТ

Группа:                    КП-81

Выполнил:              Иванов А.С.

Преподаватель:     Чешев В.Ф.

Новосибирск – 2001 г.