Привод к реечному домкрату
Дипломная работа - Разное
Другие дипломы по предмету Разное
авномерности распределения нагрузки по длине контактных линий).
yd=bW/d1=62,5/45=1,4
Коэффициент KFb=(0,8...0,85)KHb 1
Из таблицы методом KHb=1,05KFb=1Ha и KFa - коэффициенты распределения нагрузки между зубьями.
Из таблицы методом интерполяции: KHa = KFa=1
Кн=1,051,051=1,069
КF=1,01811=1,018
.2. Проверка по контактным напряжениям.
ZE - коэффициент материала. Для стали ZE = 190.e - коэффициент учёта суммарной длины контактных линий
=
ZH - коэффициент формы сопряжённых поверхностей.
Из таблицы методом интерполяции: ZH=2,5t - окружное усилие
=
448,8 Мпа
Отклонение
.3. Проверка по усталостным напряжениям изгиба.
.3.1. Допускаемые напряжения изгиба
.
Проверка по этим напряжениям предотвращает появление усталостных трещин у корня зуба в течении заданного срока службы t и, как следствие, поломку зуба.R - коэффициент шероховатости переходной кривой. По таблице YR=1X - масштабный фактор. По таблице YX=1d - коэффициент чувствительности материала к концентрации напряжения.
Yd=1,082 - 0,172lg m= 1,05
A - коэффициент реверсивности нагрузки. По таблице YA=1N - коэффициент долговечности. Расiитывается отдельно для шестерни и колеса
.
NFG - базовое число циклов. Для стальных зубьев NFG = 4106.FE1 - эквивалентное число циклов шестерни NFE1 = 60n1teF.F - коэффициент эквивалентности
.
NFE1=60259219000,27=9,18107
Эквивалентное число циклов колеса
.
SF1=SF2=1,7
?Flim=1,75 (HB)
?Flim1=1,75250=437,5 Мпа
?Flim2=1,75230=402,5 Мпа
Мпа
Мпа
.3.2. Рабочие напряжения изгиба.
.
YFS - коэффициент формы зуба
.
- коэффициент сдвига инструмента. Х=0V - эквивалентное число зубьев ZV=Ze - коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев в зацеплении b - коэффициент угла наклона зуба .
Рабочие напряжения определяются для каждого зубчатого колеса или для того, у которого меньше отношение: .
Действительный запас усталостной изгибной прочности
=
Значение коэффициента запаса усталостной изгибной прочности показывает степень надёжности в отношении вероятности поломки зуба. Чем больше этот коэффициент, тем ниже вероятности усталостной поломки зуба.
5.4. Проверка на контактную статическую прочность.
.
max=Tпик - пиковая нагрузка по гистограмме нагружения.
[s]Hmax - допускаемые статические контактные напряжения.
.=2,8650=1820 Мпа
.5. Проверка изгибной статической прочности. Проверка делается для шестерни и колеса
.
- допускаемые статические напряжения изгиба.
=0,8650=520 Мпа
Проверка по этим допускаемым напряжениям предотвращает мгновенную поломку зуба при перегрузке передачи.
5. Эскизное проектирование
.1 Диаметры валов. Расстояние между деталями передач
). Быстроходный вал.
d ? (7тАж8) принимаем d = 20 мм
dп?24+2tкон=20+2*1,5=23 мм, принимаем dп= 25мм
dБП? dп +3r = 25 + 3*1.5=29.5мм, принимаем dБП=30
dк принимаем равным диаметру вершин шестерни быстроходной передачи, dк=27.11 мм.
). Промежуточный вал.
d к?(6тАж7) принимаем d к = 30 мм
dБК? dк +3f= 30 + 3*1=33 мм, принимаем dБК=35 мм.
dП? dк -3r=30 - 3*2=24 мм, принимаем dП=25 мм.
dБП? dп +3r= 30 +3*2=31 мм, принимаем dБП=30 мм.
). Тихоходный вал.
d ? 5*, принимаем d=36 мм.
dп?d+2tкон=36+2*2=40 мм.
dБП? dп +3r=40+3*2.5=47.5 мм, принимаем dБП= 47 мм.
.2 Расстояние между деталями передач
Зазор между колёсами и внутренней поверхностью корпуса - расстояние между внешними поверхностями деталей передач, а=12 мм.
Расстояние между торцевыми поверхностями колёс с=(0,3тАж0,5)а=(3,6тАж6) мм, с=4,5 мм.
.3 Размеры других участков валов
Конические концы валов.
Длина цилиндрического участка конического конца
а) на входном валу: 0,15d= 0,15*20=3 мм.
б) на выходном валу: 0,15d=0,15*36=5,6 мм, принимаем 6 мм.
Длина промежуточного участка lкб=1,4dп
а) на входном валу: lкб=39 мм.
б) на выходном валу: lкб=48 мм.
6. Выбор и раiёт подшипников
.1 Входной вал
Рис.1. Раiётная схема для определения реакций опор на входном валу
l1=30,5 мм.
l2=153 мм.
l3=53 мм.
Fm=
Ft=Н; Ft1=Н;
Fr=Н; Fr1=H;
Fa=Fttg?=670,78 H; H;
Вертикальная плоскость:
?Ма=0;
?Mб=0;
Горизонтальная плоскость:
?Ма=0;
?Mб=0;
Суммарные реакции опор:
Подбор подшипников.
n=1425 об/мин; RA=726 H;
d=25 мм; RБ=565,9 Н;
L=21900 ч;Fa=670,78 H;
Схема установки - враспор;
Условия эксплуатации подшипников - обычные;
Режим нагружения - перменный;
Ожидаемая температура работы t=45;
Предварительно принимаем радиальные подшипники с коротким цилиндрическим роликом с одним бортом на наружном кольце (ГОСТ 8328-75), лёгкой серии, 12205.
Для этих подшипников: Сr=16800 H; C0r=7350 H;
При переменном режиме нагружения в соответствии с циклограммой нагружения эквивалентная динамическая нагрузка определяется формулой
;
Подшипники 12205 не воспринимают осевую нагрузку, поэтому второе слагаемое в скобках =0; Fr=R.
Р=
X=1; V=1; KБ=1,4; K