Добавил:

Upload Опубликованный материал нарушает ваши авторские права? Сообщите нам.

Вуз:

Уфимский Государственный Нефтяной Технический Университет

Предмет:

[НЕСОРТИРОВАННОЕ]

Файл:

пояснительная записка дм печать.docx

Скачиваний:

Добавлен:

16.09.2019

Размер:

664.64 Кб

Скачать

☆

<<< < Предыдущая 12 / 32 3 > Следующая >>>

2.2 Проверочный расчёт зубчатых передач на изгибную выносливость

Определяем допускаемое напряжение изгиба, не вызывающее усталостной поломки зуба, МПа:

где: σ⁰_Flimb – предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов напряжений, МПа;

[S_F] – минимальный коэффициент запаса прочности;

Y_N – коэффициент долговечности;

Y_R – коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности (;

Y_Х – коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса;

Y_А – коэффициент, учитывающий влияния двухстороннего приложения нагрузки;

Y_Z – коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса;

Y_g – коэффициент, учитывающий влияния шлифования переходной поверхности зуба;

Y_d – коэффициент, учитывающий влияние деформационного упрочнения или электрохимической обработки переходной поверхности;

, причём1 ≤ Y_N≤ Y_Nmax

где: N_Flimb – базовое число циклов напряжений;

N_FE – эквивалентное число циклов изменения контактных напряжений;

q_F – показатель степени кривой усталости при расчёте на изгибную выносливость;

Y_Nmax – предельное значение Y_N;

где: N_K – число циклов напряжений в течении обработки заданного ресурса передачи;

μ_H – коэффициент, учитывающий форму циклограммы нагружения;

где: Lh – продолжительность действия,

n – частота вращения вала,

j – число вхождений рассчитываемой стороны зуба в зацепление за один оборот колеса.

2.3 Расчет клиноременной передачи

В зависимости от профиля выбирают расчетный диаметр меньшего шкива:

Затем определяют диаметр ведомого шкива. Он определяется передаточным отношением i согласно с ГОСТ 1284.3-80:

где =0,01…0,02 - коэффициент относительного скольжения ремня по шкиву.

Проверяют отклонение передаточного отношения:

где

Выбираем межосевое расстояние

Где: - высота профиля ремня

Определяем длину ремня

Полученное значение округляем до стандартного.

Уточняем межосевое расстояние

Определяем угол обхвата на меньшем шкиве

Расчёты клиноременной передачи представлены в Приложении 3.

2.4 Оценка долговечности ремня (изгибной выносливости)

Проверяем частоту пробегов ремня в секунду:

где - окружная скорость, м/с

Определяем мощность, передаваемую одним ремнем из условия тяговой способности

Определяем число ремней (из условий тяговой способности сцепления шкива с ремнями):

где:

-коэффициент, учитывающий влияние длины ремня

- коэффициент, учитывающий режим работы

-коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата

-коэффициент, учитывающий число ремней в комплекте;

Нагрузка на валы передачи

где: - угол обхвата малого шкива, град;

А-площадь сечения ремня, мм²;

- напряжение от предварительного натяжения ремня, МПа.

Ориентировочная долговечность ремня

где - коэффициент климатических условий( =1,0 для центральных зон; =0,75 для зон с холодным климатом);

-коэффициент режима нагрузки, зависящий от коэффициента динамичности ;

-ресурс наработки при среднем режиме нагружения ремня.

2.5 Предварительный подбор валов

Входной вал-шесерня I:

d_{входн.участка} = 7× = 7× = 30 мм;

d_{манжеты} = 35 мм;

d_{подшипника} = 35 мм;

Промежуточный вал II:

d_{подшипника} = 6× = 6× = 35 мм

d_колеса = 40 мм.

Выходной вал III:

d_{выходн.участка}= 5× = 5× = 40 мм;

d_{манжеты} = 45 мм;

d_{подшипника} = 45 мм;

d_колеса = 50 мм.

2.6 Подбор подшипников

Входной вал I: «Подшипник 307 ГОСТ 8338-75»

Внутренний диаметр –35 мм;

Внешний диаметр – 80 мм;

Ширина –21 мм.

Промежуточный вал II: «Подшипник 307 ГОСТ 8338-75»

Внутренний диаметр – 35 мм;

Внешний диаметр – 80 мм;

Ширина – 21 мм.

Выходной вал III: «Подшипник 309 ГОСТ 8338-75»

Внутренний диаметр – 45 мм;

Внешний диаметр – 100 мм;

Ширина – 25 мм.

2.7 Подбор манжет

Входной вал I: «Манжета 1.1-35х45-1 ГОСТ 8752-79»

Внутренний диаметр – 35 мм;

Внешний диаметр –45 мм;

Ширина – 7 мм.

Выходной вал III: «Манжета 1-45х55-1 ГОСТ 8752-79»

Внутренний диаметр – 45 мм;

Внешний диаметр – 55 мм;

Ширина – 7 мм.

3 Первая эскизная компоновка редуктора

3.1 Определение толщины стенки и размеров фланцев корпуса и прочих размеров редуктора

где а_w – межосевое расстояние.

Из технологических соображений принимаем δ=8мм.

Расстояние от колеса до внутренней поверхности стенки корпуса редуктора: по торцу колеса принимаем равным Δ≈1,5∙δ=12мм.

Толщину чугунного фланца под фундаментные болты принимаем равными 2,35∙δ=20мм. Толщины тонких фланцев принимаем равными 1,5∙δ=12мм.

Для удобства обработки шлифуемые поверхности сделали выступающими на 4мм.

3.2 Определение диаметров болтов

Диаметр фундаментных болтов:

d₁≥12мм+ 0,03∙а_w=12+0,03∙118,59=15,55≈16мм;

Диаметр болтов, скрепляющих фланцы корпуса у подшипников: d₂≥0,7∙d₁=0,7∙16≈12мм;

Диаметр болтов, скрепляющих тонкие фланцы основания корпуса и крышки: d₃≥0,5∙d₁=0,5∙16=8мм.

3.3 Определение размеров крышек подшипников

Крышка входного вала I:

Диаметр отверстия в корпусе под подшипник - 80 мм;

Диаметр винта крышки - 8 мм.;

Толщина фланца крышки - 8 мм;

Ширина фланца крышки - 16 мм.

Крышка промежуточного вала II:

Диаметр отверстия в корпусе под подшипник - 80 мм;

Диаметр винта крышки - 8 мм.;

Толщина фланца крышки - 8 мм;

Ширина фланца крышки - 16 мм.

Крышка выходного вала III:

Диаметр отверстия в корпусе под подшипник - 100 мм;

Диаметр винта крышки - 10 мм.;

Толщина фланца крышки - 10 мм;

Ширина фланца крышки - 20 мм.

4. Выбор способа и типа смазки подшипников и передач

Для смазывания подшипников качения применяются жидкие и пластичные смазочные материалы. Для передач при окружных скоростях в зацеплении до v£12,5 м/с применяется картерное смазывание - окунанием зубчатых колес в масло, заливаемое внутрь корпуса. Цилиндрические передачи смазі

ваются высоковязкими маслами без присадок или с добавлением противоизносных присадок. Выбор сорта масла для зубчатых передач начинается с определения необходимой кинематической вязкости масла в зависимости от окружной скорости.

Окружная скорость на колесе 6 (тихоходное)

V₆= ω ∙ R = 11,04 ∙ 0,0705 = 0.78м/с.

Для данной скорости рекомендуемая кинематическая вязкость масла при температуре ниже 40°С 34 мм²/с. Такой вязкости соответствует масло И-Г-А-32 (масло индустриальное, для гидравлических систем, без присадок).

Объем масла в редукторе:

V = 0,25×N_вх= 0,25 × 5.88 = 1,382 дм³

Глубина погружения определяется по следующей формуле:

h_м = V/(b*a) = 1.382*10^-3/(0.409*0.107)=0.031

Из конструктивных соображений принимается h_м = 31 мм.

Смазка подшипников производится брызгами и масляным туманом того же масла.

5 Окончательные расчеты элементов привода

5.1 Силовой расчет валов

Расчеты производятся на ЭВМ.

5.2 Проверка валов на запас прочности

Расчеты производятся на ЭВМ. Необходимые данные берутся из силового расчета валов (п.4.1), предварительного подбора валов (п.2.3), а также из эскизной компоновки редуктора на миллиметровке. Построения эпюр, опасных сечений, необходимых коэффициентов при эксплуатации и, как следствие, запас прочности для всех трех валов представлены на следующих трех листах.

Все представленные валы полностью проходят для заданных на них нагрузок с запасами прочностей:

для вала I – 3,89;

для вала II – 3,82;

для вала III – 3,88.

5.3 Проверка подшипников на долговечность

Расчеты производятся на ЭВМ с помощью программы «pod0». Необходимые данные берутся из проверки валов на запас прочности (п.4.2), силового расчета валов (п.4.1) и подбора подшипников (п.2.4).

Выбранные нами подшипники (п. 2.4) полностью подходят по заданным нагрузкам (приложение 3) и долговечности, никаких изменений в проекте не производим.

6. Расчет и подбор шпонок

На I вал (шкивом):

Подбираем стандартную шпонку под вал диаметром 30 мм.:

l = 15мм, b = 8мм, h = 7мм, t₁ = 3,5мм;