Типы сооружений для обработки осадков: Септиками называются сооружения, в которых одновременно происходят осветление сточной жидкости...
Автоматическое растормаживание колес: Тормозные устройства колес предназначены для уменьшения длины пробега и улучшения маневрирования ВС при...
Топ:
Эволюция кровеносной системы позвоночных животных: Биологическая эволюция – необратимый процесс исторического развития живой природы...
Определение места расположения распределительного центра: Фирма реализует продукцию на рынках сбыта и имеет постоянных поставщиков в разных регионах. Увеличение объема продаж...
Интересное:
Аура как энергетическое поле: многослойную ауру человека можно представить себе подобным...
Наиболее распространенные виды рака: Раковая опухоль — это самостоятельное новообразование, которое может возникнуть и от повышенного давления...
Как мы говорим и как мы слушаем: общение можно сравнить с огромным зонтиком, под которым скрыто все...
Дисциплины:
2022-10-04 | 46 |
5.00
из
|
Заказать работу |
|
|
.
2.11 Силы, действующие в зацеплении:
окружная
радиальная
осевая
Проверим зубья на выносливость по напряжениям изгиба [формула (3.25)]:
Коэффициент нагрузки Kf = Kfβ ·Kfv.
По табл. 3.7 при ψbd = 1,24, твердости НВ < 350 и симметричном расположении колес коэффициент Kfβ= 1,14.
По табл. 3.8 для косозубых колес 8-й степени точности и скорости до 3 м/с коэффициент Kfv = 1,1. Таким образом,
Kf = 1,14 1,1=1,254.
Коэффициент, учитывающий форму зуба, YF зависит от эквивалентного числа зубьев Z v
шестерни
колеса
Коэффициенты YF1 = 3,88 и YF2 = 3,6 (с. 42).
Определяем коэффициенты Yβ и KFα
где средние значения коэффициента торцового перекрытия εα = 1,5; степень точности n = 8.
2.12 Допускаемое напряжение при проверке на изгиб определяют по формуле (3.24):
По табл. 3.9 для стали 45 улучшенной предел выносливости при отнулевом цикле изгиба
для шестерни МПа;
для колеса МПа.
Коэффициент безопасности
По табл. 3.9 [ SF ]' = 1,75 для стали 45 улучшенной; коэффициент
[SF]"= 1 для поковок и штамповок. Следовательно, [SF] = 1,75.
2.13 Допускаемые напряжения:
для шестерни
для колеса
2.14 Проверку на изгиб следует проводить для того зубчатого колеса, для которого отношение меньше.
Найдем эти отношения:
для шестерни Мпа
для колеса МПа
2.15 Проверку на изгиб проводим для колеса [формула 3.25]:
Условие прочности выполнено.
Вывод. В результате выполненных расчетов выбран материал зубчатых колес в зависимости от условий работы. Определены допускаемые напряжения. Определены геометрические параметры цилиндрической передачи. Выполнена проверка по контактным и изгибным напряжениям. Спроектированная зубчатая передача соответствует техническому заданию по обеспечению требуемой долговечности … Вывод подтверждён проверочными расчётами.
|
Предварительный расчет валов редуктора и выбор подшипников
Расчеты в данном разделе выполняются по методике, изложенной в [1] на основании следующих исходных данных
Предварительный расчет валов проводят на кручение, принимая пониженные допускаемые напряжения.
3.1 Ведущий вал
Вращающий момент T1 = 103,8·103 Н мм
Допускаемое напряжение на кручение примем [Тк] = 15 МПа.
Определим диаметр выходного конца вала [формула (8.16)].
мм
Так как вал стыкуется с валом электродвигателя посредством муфты, примем dВ1 = dдв = 42 мм
Ближайшее значение из стандартного ряда dВ1 = 38 мм.
Диаметр вала под подшипниками принимаем dп1 = 45 мм (кратен 5)
3.2 Ведомый вал
Вращающий момент T2 = 483,8·103 Н мм
Допускаемое напряжение на кручение [ Т к] = 20 МПа
Определим диаметр выходного конца вала [формула (8.16)].
мм
Принимаем значение из стандартного ряда dВ2 = 50мм
Диаметр вала под подшипниками принимаем dП2 = 55мм
Диаметр вала под ступицей колеса dК2 = 60мм
3.3 Примем радиальные шарикоподшипники легкой серии;
Габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников dП1 = 45мм и dП2 = 55 мм.
По табл. ПЗ имеем:
Условное обозначение подшипника | d | D | В | Динамическая грузоподъемность, С,кН | Статическая грузоподъемность Со, кН |
Размеры, мм
| |||||
209 | 45 | 85 | 19 | 33,2 | 18,6 |
211 | 55 | 100 | 21 | 35,1 | 19,8 |
3.4 Конструктивные размеры шестерни и колеса
Шестерня выполнена за одно целое с валом, ее размеры определены ранее
d1 = 61.27 мм; da1 = 66,27 мм; df1 = 55,02 мм; b1 = 76 мм
Колесо кованое d2 = 298.73 мм; da2 = 303,73 мм; df2 = 292.48 мм; b2 = 72 мм
Диаметр ступицыdст = 1,6 · dк2 = 1,6·60 = 95 мм;
длина ступицыℓст =(1,2…1,5)·dк2 = ( 1,2…1,5)·60 = 72…90 мм,принимаем
ℓст= 80мм .
Толщина обода δо = (2,5…4) ·m =(2,5…4) · 2,5= 6,25…10 мм, принимаем
δо = 8 мм.
Толщина диска С = 0,3· b2 = 0,3·60 = 18мм
|
3.5 Конструктивные размеры корпуса редуктора
Толщина стенок корпуса и крышки:
δ = 0,025 аW + 1 = 0,025·180+ 1 =5,5 мм, принимаем δ =8 мм
δ1 = 0,02 аW + 1 = 0,02·180+ 1 =4,6 мм, принимаем δ1 = 7 мм
3.6 Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:
верхний пояс корпуса и пояс крышки:
b = 1,5· δ = 1,5·8 =12мм;
b1 = 1,5· δ1 = 1,5· 7 = 10 мм;
нижний пояс корпуса: р = 2, 35· b = 2,35·12 = 28,2мм, принимаемр = 28 мм.
Диаметры болтов:
фундаментных
d1 = (0,03…0,036) аW + 12 = (0,03…0,036) ·180+ 12 = 17,4…18,4 мм,
принимаем болты с резьбой М18;
крепящих крышку к корпусу у подшипников
d2= (0,7- 0,75) ·d1 = (0,7-0,75) ·18=12,6…13,5 мм, принимаем болты
с резьбой М12
соединяющих крышку с корпусом d3 = (0,5…0,6) · d1 = (0,5…0,6) ·18 =
= 9…10 8 мм, принимаем болты с резьбой М8
4 Эскизная компоновка
Компоновочный чертеж выполняем в одной проекции - разрез по осям валов при снятой крышке редуктора; масштаб 1:1.
Примерно посередине листа параллельно его длинной стороне проводим горизонтальную осевую линию; затем две вертикальные линии - оси валов на расстоянии аw =180мм.
Вычерчиваем упрощенно шестерню и колесо в виде прямоугольников; шестерня выполнена за одно целое с валом; длина ступицы колеса равна ширине венца и не выступает за пределы прямоугольника. Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса:
а) принимаем зазор между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса А = 1,2δ=10мм; при наличии ступицы зазор берется от торца ступицы;
б) принимаем зазор от окружности вершин зубьев, колеса до внутренней стенки корпуса А = δ;= 8мм
в) принимаем расстояние между наружным кольцом подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса А = δ=8 мм;
. Измерением находим расстояния на ведущем и ведомом валах
Вывод. В результате выполнения раздела определили основные размеры корпуса редуктора. Взаимное расположение деталей внутри корпуса. Определили размеры участков валов, сделали предварительный выбор подшипников. Выполнили первый этап эскизного проектирования редуктора в соответствии с ГОСТ ЕСКД, необходимый для выполнения последующих этапов составления ЧКД.
.
|
|
Своеобразие русской архитектуры: Основной материал – дерево – быстрота постройки, но недолговечность и необходимость деления...
Организация стока поверхностных вод: Наибольшее количество влаги на земном шаре испаряется с поверхности морей и океанов (88‰)...
История создания датчика движения: Первый прибор для обнаружения движения был изобретен немецким физиком Генрихом Герцем...
Папиллярные узоры пальцев рук - маркер спортивных способностей: дерматоглифические признаки формируются на 3-5 месяце беременности, не изменяются в течение жизни...
© cyberpedia.su 2017-2024 - Не является автором материалов. Исключительное право сохранено за автором текста.
Если вы не хотите, чтобы данный материал был у нас на сайте, перейдите по ссылке: Нарушение авторских прав. Мы поможем в написании вашей работы!