Расчет привода и редуктора
Дипломная работа - Разное
Другие дипломы по предмету Разное
;
Определим напряжения в основании зубьев косозубых колес:
для шестерни:
?F1=YF1ZF?FtKF2/(bwm) =
=3,90, 512008,71,265/53,83,0=183,53 (МПа)
для колеса:
?F2= ?F1 YF2 /YF1=183,533,6/3,9 = 169,42 (МПа)
4.6 Заключение о работоспособности передачи
Передача считается работоспособной, если выполняются условия:
1)контактная выносливость поверхностей зубьев колес тихоходной передачи,
?НТ ? [?Н] Т
?НТ =914,2 МПа ? [?Н] Т= 955,35 МПа;
2)изгибная выносливость зубьев шестерни косозубой передачи,
?Fт ? [?F] Т
?F1=183,53 МПа ? [?F] 1=514,28 МПа
изгибная выносливость зубьев колеса косозубой передачи
?F2 = 169,42 МПа? [?F] 1=514,28 МПа
В результате проведенного расчета получилось, что рабочие напряжение изгиба ?F1,2 значительно меньше допустимых, но это вполне допустимо для закрытых зубчатых передач, так как нагрузочная способность этих передач ограничивается, как правило, контактной выносливостью зубьев.
5. Конструирование валов редукторов привода
Проектный расчет валов носит ориентировочный характер и имеет целью определить основные размеры и форму вала, связанные с нагрузками и назначением его основных элементов.
Диаметры участков валов можно определить по формулам:
для быстроходного вала,
dБ=(8,5... 9,5) =(8,5... 9,5) =36,2тАж38,32 ? 40 (мм)
Полученный диаметр близок по значению диаметру вала электродвигателя (dэд = 38 мм).
Диаметр конического хвостовика вала под полумуфту принимаем:
d = (0,8тАж1,2) d дв;
где
d дв - диаметр выходного конца вала ротора двигателя.
d = (0,8тАж1,2) 38 = 30,4тАж. 45,6мм.
Принимаем 32 мм
для промежуточного вала в месте установки зубчатых колес,
dпр=7=7 = 51,23 ? 53 (мм),
для тихоходного вала,
dвых === 0,072 (м) =75 (мм)
Полученные результаты согласованы со стандартным рядом чисел Ra40, ГОСТ 12080-66 и ГОСТ 12081-72.
Для других участков валов диаметры определяются по формулам, имеющим рекомендательный характер.
Диаметр цапфы вала под подшипником для быстроходного вала:
dП = d-2tкон,
где tкон=2 мм (табл. 1. 9 [1])
dП = dБ - 2tкон = 40 - 22 = 35 (мм).
Диаметр буртика для упора кольца подшипника:
dБП = dП+3r = 35+32,5 = 42,5 ? 43 (мм),
r = 2,5 мм (табл. 1. 9 [1])
Диаметр цапфы вала под подшипником для тихоходного вала:
dП = 70(мм), tцил=1,5мм (табл. 1. 9 [1]).
Диаметр буртика для упора кольца подшипника:
dБП= dП+3r = 70+34 = 82 (мм),
r = 4 мм (табл. 1. 9 [1]).
Диаметр шейки вала в месте установки колес:
dк ? dБП,
dк = 75 мм.
Диаметр буртика для упора зубчатого колеса:
dБК= dК+3f =75+33=81 (мм),
f = 3 мм (табл. 1. 9 [1]).
Диаметр цапфы вала под подшипником для промежуточного вала:
dП = 45 (мм),
Диаметр буртика для упора кольца подшипника:
dБП=dП+3r?dK
dБП = dП+3r = 45+33 = 51 (мм),
r=3 мм (табл. 1. 9 [1]).
Диаметр буртика для упора зубчатого колеса:
dБК = dК+3f = 53+31,6 = 57,8 ? 58 (мм),
f = 1,6 мм (табл. 1. 9 [1]).
Длину посадочного участка быстроходного вала принимаем по ГОСТ 12081-72: LМБ = 50 мм
Длина промежуточного участка быстроходного вала:
LКБ = (1тАж1,4) dП = (1тАж1,4) 45 = 45тАж63 ? 50 (мм),
Длина промежуточного участка тихоходного вала:
LКТ = (0,8тАж1,2) dП = (0,8тАж1,2) 70 = 60тАж84 ? 70 (мм)
Длину посадочного участка тихоходного вала принимаем по ГОСТ 12081-72: LМБ = 110 мм
Конструкции быстроходного, промежуточного и тихоходного валов приведены на рис. 5
Рисунок 6 - Конструкции валов
5.1 Расчет промежуточного вала на усталостную прочность
При расчете на усталостную прочность представим вал в виде балки на двух опорах. Одну из опор примем шарнирно-неподвижной, другую шарнирно подвижной. Заменим действие установленных на вал колес соответствующими нагрузками. Векторы радиальных сил Fr2 и Fr3 перенесем в центр тяжести сечения вала по линии их действия. Векторы окружных сил Ft2 и Ft3-параллельно самим себе. При этом появятся два крутящих сосредоточенных момента:
Ткр2=Ткр3=Т2Б=392 (Нм)
Перенесем векторы сил Fa2 и Fa3 на ось промежуточного вала. При этом возникает сосредоточенные изгибающие моменты:
Тиз2Б = =78,2 (Нм)
Тиз2Т = =79,33 (Нм)
Силовые факторы лежащие в вертикальной плоскости вызовут в подшипниках реакции Ray и Rby, а в горизонтальной плоскости Rax и Rbx.
Видно (рис. 6), что вал работает на совместное действие растяжения, кручения и изгиба. Рассмотрим каждую деформацию отдельно, используя принцип независимости действия сил. Определим положение опасного сечения вала, для этого используя метод сечений, установим, как меняются по длине вала внутренние силовые факторы, т.е. построим их эпюры.
Изгиб в вертикальной плоскости.
?moma=0ююю
Fr3l1 + Fr2 l2 - Tиз2Б+Тиз2Т - Rbzl3 =0
Rbz==
= - 459,15 (Н)
?momb = 0
Fr2(l3 - l2) +Fr3(l3 - l1) - Tиз2Б+Тиз2Т+Raz(l3) = 0
Raz= =
= - 2371,2 (Н)
Проверим правильность определений реакций. Для этого запишем уравнения статического равновесия в виде суммы проекций всех сил на ось Z.
?Y= - Raz - Fr2 + Fr3 - Rbz= - 2371,2 - 1151+3981,35-459,15 = 0
Вычислим изгибающие моменты:
Т11в= Razl1 = - 2371,245,610-3 = - 108,13 (Нм)
Т12в= Razl1 +Тиз2Т = - 108,13 +79,33 = - 28,8