Расчет моментов, частот вращения, мощностей на валах привода и передаточных чисел для быстроходной и тихоходной передач. Кинематическая схема узла привода. Расчет зубьев на контактную выносливость. Выбор и проверочный расчет подшипников качения.
Аннотация к работе
Угловая скорость может быть определена по формуле Угловая скорость на выходном вале определяется по формуле Подставляя численные значения в выражение (1.3), найдем угловую скорость на тихоходном валу Подставляя численные значения в выражение (1.4), получим значение мощности на тихоходном вале Подставляя численные значения в выражение (1.6), получим величину мощности на входном валу[SH] =0,45· ([SH] шест [SH2] кол), (1.20) где [SH] шест и [SH] кол - допускаемые контактные напряжения соответственно для шестерни и колеса, Н/мм2, [SH] шест и [SH] кол определим по формуле Согласно техническому заданию твердость поверхностей зубьев HB=300, поэтому для нормализации или улучшения предел контактной выносливости при базовом числе циклов вычисляется по формуле SH lim b = 2·HB 70. Предел контактной выносливости при базовом числе циклов для колеса может быть найден по формуле SH lim b2 = 2·HB2 70 (1.23) где HB2 - твердость колеса, которая вычисляется по формуле Подставляя численные значения в формулу (1.21), находим контактные напряжения для шестерни и колеса Подставляя численные значения в формулу (1.29), находим величину числа зубьев на колесеУсловие работоспособности по критерию выносливости может быть записано в виде SH ? [SH], (1.38) где SH - фактическое контактное напряжение, Н/мм2. Фактическое контактное напряжение можно вычислить по формуле (1.39) где ZH - коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления; ze - коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий. Где KHA - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями; Так как передача является быстроходной (выбираем 8 степень точности) и линейная скорость шестерни менее 5 м/с, то по рекомендации выбираем KHA=1,09.Допускаемое напряжение изгиба на шестерне и колесе найдем по формуле KFC - коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки; [SF] = [SF] "· [SF] "", (1.45) где [SF] " - коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала; [SF] "" - коэффициент, учитывающий способ получения заготовки. Вычислим численные значения допускаемых напряжений изгиба на шестерне и колесе (1.48) где YF1 - коэффициент, учитывающий форму зуба шестерни; YF2 - коэффициент, учитывающий форму зуба колеса.Проверим зубья на статическую поломку, для этого проверим их по условию SF max? [SF max], (1.56) где SF max - фактическое максимальное напряжение изгиба зубьев, Н/мм2; [SF max] - допускаемое максимальное напряжение изгиба зубьев, Н/мм2. Фактическое максимальное напряжение изгиба зубьев определяется по формуле Вычислим численное значение фактического максимального напряжения изгиба зубьев по формуле (1.57), b*=2,5 (из технического задания) SF max=110,8·2,5=277 Н/мм2. Допускаемое максимальное напряжение изгиба зубьев определяется по формуле Допускаемое максимальное напряжение изгиба зубьев оказалось больше, чем фактическое максимальное напряжение изгиба зубьев, следовательно, межосевое расстояние оставляем без изменений.Делительный диаметр шестерни определим по формуле d3 = 0,5·d2, (1.43) где d3 - делительный диаметр шестерни, мм. Подставим численные значения в выражение (1.43) и найдем делительный диаметр шестерни d3 = 0,5·316 = 158 мм. Запишем выражение для ширины шестерни bw3=YBDT·d3, (1.44) где bw3 - ширина шестерни, мм; YBDT - коэффициент ширины шестерни относительно диаметра. Подставляя численные значения в выражение (1.44), получаем bw3=0,5·158=79мм. Запишем выражение для числа зубьев шестерниСчитаем, что вал - гладкий, круглый стержень, испытывающий только постоянное напряжение кручения. Определим диаметр выходного конца вала Подставляем численные значения в формулу (1.51) Диаметр вала под подшипник вычисляется по формуле Подставляя численные значения в выражение (1.52), находим диаметр вала под подшипник DП= 60 5=65 мм.Критерием выбора является: а) диаметр вала, на который установлен подшипник; б) направления, воспринимаемых подшипником нагрузок; в) стоимость подшипников и их монтажа. Так как на промежуточном валу находится колесо косозубой передачи, то подшипники должны выдерживать как радиальные, так и осевые нагрузки, поэтому выбираем радиально-упорные шарикоподшипники (с учетом стоимости монтажа), назначаем легкую серию. Для определения реакций в подшипниках составим общую силовую схему узла привода (рис.1.2). Подставив численные значения в выражения (1.54), (1.55), (1.56), (1.57), (1.58) и вычислим численные значения внешних сил A (1.60) Выразим RBX из выражения (1.79) и вычислим его Составим уравнения моментов в вертикальной плоскости y0z относительно точки B: (1.61) Составим уравнение моментов в горизонтальной плоскости x0z относительно точки B (1.62) Выразим RAY из выражения (1.62) и вычислим его Вычислим полную реакцию в каждом подшипнике по формуле (1.63) В подшипникеНормальное напряжение смятия определим из выраженияПри совместном действии напряжений кручения и изгиба коэффициент запаса прочности определяем по формуле (1.73) где - предел в
План
Содержание
1.1 Энерго-кинематический расчет узла привода
1.2 Расчет косозубой цилиндрической передачи
1.2.1 Проектировочный расчет передачи по контактной выносливости зуба
1.2.2 Проверочный расчет зубьев на контактную выносливость
1.2.3 Проверочный расчет зубьев на изгибную выносливость
1.2.4 Проверочный расчет зубчатой передачи при перегрузке
1.3 Расчет размеров шестерни прямозубой цилиндрической передачи
1.4 Расчет и проектирование промежуточного вала
1.4.1 Проектировочный расчет вала
1.4.2 Выбор и проверочный расчет подшипников качения
1.5 Проверочный расчет шпоночных соединений
1.6. Проверочный расчет промежуточного вала
Литература
1.1 Энерго-кинематический расчет узла привода
Список литературы
1. Детали машин / Сост.: Иванов М.Н. М: Высш. шк., 1991. - 383с.
Курсовое проектирование деталей машин / Сост.: С.А. Чернавский, К.Н.