Модернизация привода главного движения на базе станка 2Н135
Курсовой проект - Разное
Другие курсовые по предмету Разное
этой же и последующих групп. Результаты расчетов сводим в таблицу.
Таблица 3 - Результаты расчета зубчатых колес
z?zimawddfdabкbшTz15310611535350,555172023,4z2535350,555z3470,7944744,549z4595956,561z5410,634138,543z6656562,567z7781271,588163,57875,580202328,1z8494946,551z9560,7945653,558z10717168,573z11360,3973633,538z12919188,593z131001500,251,5112,5150146,251533639107,4z14507571,2578z153024541,2548z16120180176,25183
Проверочный расчет прямозубой передачи
Произведем проверочный расчет по контактным напряжениям и напряжениям изгиба для самой нагруженной передачи, которой является зубчатая пара z15-z16.
а) Проверочный расчет на контактную выносливость
Расчетное контактное напряжение для зубчатого колеса:
=,
где =1,77 - (для прямозубых зубчатых колес) коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления [3 стр. 44];
=275 МПа1/2 - (для стальных зубчатых колес) коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес;
=1 - (для прямозубых цилиндрических передач) коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий;
где - коэффициент торцового перекрытия,
- окружная сила на начальной окружности;
=- коэффициент нагрузки;
где =1,5 - коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку;
=1,09 - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении(в зависимости от окружной скорости):
и степени точности зацепления - 8);
=1,05 - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатого венца;
=1 - (для прямозубых колес) - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями;
b = 36 мм - рабочая ширина венца зубчатой передачи;
d16= 180 мм - делительный диаметр;
U =0,25 - передаточное отношение.
Таким образом:
=
То есть =608,9 МПа < =875 МПа - условие прочности на контактную выносливость соблюдается.
б) Проверочный расчет по напряжениям изгиба
Определим расчетное напряжение изгиба по формуле:
=(23)
где = 3,83 - коэффициент формы зуба (в зависимости от значения числа зубьев шестерни z15=30);
= 3,71 - коэффициент формы зуба (в зависимости от значения числа зубьев колеса z16= 120);
= 501,6 МПа - допускаемое напряжение изгиба для шестерни;
= 420 МПа - допускаемое напряжение изгиба для колеса.
Определяем менее прочное звено:
/=501,6/3,83=131;
/=420/3,71=113,2.
Расчет будем производить по колесу
=1 - (предварительно) коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев;
=1 - (для прямозубой передачи) коэффициент, учитывающий наклон зуба;
- окружная сила на начальной окружности;
b = 36 мм - рабочая ширина венца зубчатой передачи;
m = 1,5 мм -модуль зацепления;
= - коэффициент нагрузки;
где =1,5 - коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку;
=1,03 - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении (в зависимости от окружной скорости):
и степени точности зацепления -8);
=1,08 - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатого венца(в зависимости от );
=1 - (для прямозубых колес) коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями;
Таким образом:
= МПа.
То есть =136,9МПа ? =420МПа, следовательно, условие соблюдается.
Расчет валов
Определение диаметров ступеней валов:
Определим диаметры выходных концов валов для установки подшипников по формуле, окончательно принимая диаметр вала под подшипники:
=,
где , мм - рассчитываемый диаметр i - го вала;
Тi, Нм - крутящий момент на i -ом валу;
= 20…30 МПа - допускаемые касательные напряжения, тогда:
dII= dII= 15 мм;
dIII= dIII= 15мм;
dIV= dIV= 20мм;
dV= dV= 30мм.
Дальнейший расчет будем производить для IV - го вала, который является наиболее нагруженным, поэтому исходными данными для расчета будут являться: диаметр вала , крутящий момент на валу , n=1600 мин-1.
Определим силы, возникающие в зацеплении:
Окружная сила , Н:
Радиальная сила , Н:
,
где - угол зацепления, .
Разложим силы Ft, Fr на составляющие в вертикальной и горизонтальной плоскостях:
(27)
(28)
Тогда получим силы, действующие в горизонтальной и вертикальной плоскостях:
(29)
Определим усилия, возникающие в опорах, для этого разложим реакции на горизонтальные и вертикальные составляющие. Тогда реакции опор от сил в горизонтальной плоскости составят:
,
,
в вертикальной плоскости:
,
,
Рис.
Рисунок 4 - Эпюра изгибающих моментов
По полученным значениям найденных реакций и из эпюр изгибающих моментов, в вертикальной и горизонтальной плоскостях, определяем значения суммарных изгибающих моментов по длине вала из выражения:
MCYM.ИЗГ=,(30)
где MCYM.ИЗГ, МИЗГ.Г, MИЗГ.В, Нм - соответственно суммарный изгибающий момент и изгибающие моменты в горизонтальной и вертикальной плоскостях.
MCYM.ИЗГ1=
MCYM.ИЗГ2=
Определим значение эквивалентного момента:
MЭКВ=;(31)
MЭКВ=
MЭКВ=
Уточняем диаметр вала по наибольшему эквивалентному моменту:
d==
Выбранный диаметр вала - верный.
Из построения эпюры суммарных крутящих моментов определяем, что наиболее опасным является сечение вала под зубчатым колесом , где суммарный крутящий момент является максимальным. Да