Дипломная работа: Розробка електронної моделі підготовки виробництва триступеневого конічно-циліндричного редуктора

1.3.2 Перевірочний розрахунок конічної зубчатої передачі

Призначимо ступінь точності виготовлення зубчатих передач залежно від окружної швидкості:

; (1.16)

.

Приймаємо середній "8" ступінь точності і "6" клас шорсткості.

Уточнення розрахункового навантаження.

Додаткові навантаження враховуються коефіцієнтом навантаження при розрахунку на втому вигину і - при розрахунку на контактну втому.

Перевірочний розрахунок фактичної згинальної напруги.

Перевірка міцності полягає у визначенні фактичної контактної і вигинистої напруги і в порівнянні їх з тими, що допускаються. Значення всіх коефіцієнтів [2].

Фактична напруга вигину в небезпечних перерізах підстави зубів шестерень визначає по формулі:

 

Фактична напруга вигину в небезпечному перерізу зуба колеса визначаєтья по формулі:

Величина окружного зусилля розраховується так:

Перевірочний розрахунок фактичної контактної напруги.

Фактичні контактні напруження на робочих поверхнях зубів визначають по формулі [2]:

, (1.17)

де – коефіцієнт навантаження.

.

Визначення граничної допустної напруги матеріалу коліс.

Допустна напруга при перевірочному розрахунку на вигинисту витривалість визначає по формулі [2]:

, (1.18)

де  – коефіцієнт запасу міцності (при ХТО–загартування поліпшенням);

 – коефіцієнт довговічності, що враховує зміну ;

 – коефіцієнт, що враховує вплив шорсткості перехідної поверхні зубів ;

– коефіцієнт, що враховує чутливість матеріалу до концентрації напруги;

– коефіцієнт, що враховує розмір зубчатого колеса.

;

;

;

; (1.19)

.

Базове число циклів .

Оскільки , то .

Підставивши набутих значень у формулу отримаємо:

.

Допустна напруга при перевірочному розрахунку на контактну витривалість.

Допустна напруга при перевірочному розрахунку на контактну витривалість визначається по формулі [1.20] :

, (1.20)

де – коефіцієнт довговічності, що враховує зміну.

;

; (1.21)

.

Базове число циклів  .

Оскільки , то .

,

де – коефіцієнт, що враховує вплив початкової шорсткості;

– коефіцієнт, що враховує вплив окружної швидкості;

– коефіцієнт, що враховує розміри зубчатого колеса.

Підставивши набутих значень у формулу 1.20 отримаємо:

.

1.3.3 Перевірочний розрахунок циліндричних зубчатих передач

Результати перевірочного розрахунку занесемо в таблицю 1.3.2

Таблиця 1.6. Результати перевірочного розрахунку передач №2 і №3

	Передача №2	Передача №3
Окружна швидкість, м/с	1,66	0,57
Ступінь складності	9	9
Окружне зусилля, Н	2627	7350
Фактична напруга вигину в небезпечних перетинах підстави зубі шестерні/колеса, Мпа	46,67/45,14	82,02/85
Фактична контактна напруга на робочих поверхнях зубів, Мпа	376	486
Допустна напруга шестерні на вигинисту витривалість/колеса, Мпа	362/349	345/334
Допустна напруга на контактну витривалість, Мпа	536	536

З розрахунків видно, що фактична напруга менше допустних.

 <  ;

 <  ;

 <  ;

 <  ;

 <  ;

 <  .

 

1.4 Конструювання зубчатих коліс

Конструктивна форма коліс залежить від їх розмірів, матеріалу, а також від технології отримання заготівки і механічної обробки.

Спочатку розрахуємо діаметри валів [2]:

; (1.22)

;

;

;

.

Заздалегідь обчислений діаметр валу округлятимемо до найближчого стандартного по [12]:  (для з'єднання з валом електродвигуна); ; ; .

Визначимо розміри конструктивних елементів дискових коліс [2].

Колесо 2(конічне):

приймаємо стандартне значення с=10 мм;

приймаємо стандартне значення =210 мм;

S=1,1 8,25 = 9,08 мм,

приймаємо стандартнe значення S=9 мм;

приймаємо стандартнe значення

приймаємо

приймаємо cтандартнe значення

приймаємо стандартнe значення

R=6 мм .

Рисунок 1.4. Параметри конічного колеса

Колесо 4:

приймаємо

,

приймаємо

приймаємо стандартне значення

,

приймаємо стандартне значення ;

;

 R=6 мм.

Рисунок 1.5. Параметри циліндричного колеса

Колесо 6:

приймаємо

,

приймаємо

,

приймаємо

приймаємо стандартне значення

,

приймаємо стандартне значення

.

1.5 Проектування валів

 

1.5.1 Проектний розрахунок валу

Цей розрахунок виконується для попереднього визначення діаметру валу. Діаметр розрахункового перетину валу визначуваний по формулі 1.23:

, (1.23)

де  – напруга кручення, що допускається .

;;

;.

По [12] приймаємо:  ( з урахуванням з'єднання з електродвигуном); ; ; .

1.5.2 Визначення навантажень, що діють на вал

Основними навантаженнями, що діють на вал, є зусилля в зубчатих зачепленнях, а також крутильні моменти. Визначимо сили, що діють в передачах.

Рисунок 1.6. Схема приложения сил к промежуточному валу со стороны зубчатых передач

- окружна сила :

;

- радіальна сила:

;

- осьова сила:

.

Знайдемо реакції опор у вертикальній плоскості:

Знайдемо реакції опор в горизонтальній плоскості:

Рисунок 1.7. Розрахункова схема і епюри крутильних моментів

Сумарні моменти:

Сумарні реакції:

1.5.3 Наближений розрахунок валу

Перший небезпечний перетин прийнятий під шестернею, оскільки там концентратор напруги – паз шпони.

Другий небезпечний перетин прийнятий на перепаді діаметрів між колесом і шестернею.

Третій небезпечний перетин прийнятий під колесом, оскільки там концентратор напруги паз шпони. Згідно з [3]:

Еквівалентна напруга [3]:

<

Напруги для матеріалу валу з сталі 40:

Оскільки умови виконуються, то можна вважати, що міцність валу достатня.

1.6 Проектування вузлів підшипників кочення

 

1.6.1 Вибір підшипників кочення

При виборі підшипників кочення виходять з конкретних умов експлуатації редуктора.

Для валу 1 приймаємо підшипники роликові радіально-упорні 7305.

Для валу 2 приймаємо підшипники роликові радіально- упорні 7305.

Для валу 3 приймаємо підшипники роликові радіально- упорні 7309.

Для валу 3 приймаємо підшипники роликові радіально- упорні 7312.

Таблиця 1.7. Характеристики підшипників

№ валу	Визнач. Підшип.
1,2	7305	25	62	18,25	29,6
3	7309	45	100	27,25	76,1
4	7312	60	130	33,5	118

1.6.2 Розрахунок підшипників кочення

Страницы: 1, 2, 3, 4, 5, 6, 7, 8, 9, 10, 11