Курсовая работа: Редуктор зубчатый прямозубый
Принимаем dк= 36 мм
5)Диаметр буртика колеса
dбк = dk+3f = 39 мм
См. рис.10.18 и табл. 10.2 и 10.3 [1].
Толщина стенок корпуса
d і0,025·аw+1 = 0,025·100+1 = 3,5 мм
Принимаем d = 8 мм
Толщина стенок крышки
d1 і0,02·аw+1 = 0,02·100+1 = 3 мм
Принимаем d1 = 8 мм
Толщина фланцев
Верхнего пояса крышки и корпуса
b = b1 =1,5d = 1,5 · 8 = 12 мм
Нижнего пояса корпуса
p = 2,35 · 8 = 19 мм
Принимаем p = 20 мм
Диаметр фундаментных болтов
d1 = (0,03 – 0,036)aw +12 = 15 мм
Диаметр болтов для крепления крышки к корпусу
d2 = (0,5 – 0,6)d1 = 9 мм
а) Предварительный выбор
По найденным выше диаметрам валов под подшипники подбираем по
каталогу (см.[1])
1)Для тихоходного вала подшипники легкой серии :
обозначение 206
тип подшипника радиальный однорядный
грузоподъемность С=15300 Н
СO = 10200 Н
диаметр внутреннего кольца подшипника, d=30 мм
диаметр внешнего кольца подшипника, D=62 мм
ширина подшипника, Т =16 мм
2) Для быстроходного вала выбираем подшипники легкой серии :
обозначение 7206
тип подшипника радиальный однорядный
грузоподъемность С=29800Н
СO = 22300Н
диаметр внутреннего кольца подшипника, d=30 мм
диаметр внешнего кольца подшипника, D=62 мм
ширина подшипника, Т =16 мм
б)Построение эпюр моментов быстроходного вала
в)Построение эпюр моментов тихооходного вала
г) Расчет на долговечность (быстроходный вал)
1) Силы действующие в зацеплении (см. рис. 2)
Окружная составляющая
Ft = 2ЧT1 /d1 = 2Ч14740/40 = 736,783 Н (4.6.1)
T1 - крутящий момент на ведущем валу , (НЧмм)
d1 - делительный диаметр шестерни ,(мм)
Радиальная составляющая
Fr = FtЧ(tg(a) /cos(b)) =2,747Ч103 Н (4.6.2)
Ft - окружная сила (см. выше), (Н)
a - угол зацепления a = 20
b - угол наклона зубьев (см. п. 4)
Осевые составляющие
FA = Ft Чtg(b)= FA12 = FA21
= 0 Н (4.6.3)
Реакции в опорах:
в плоскости XZ
Rrx1 = Rx2 = Ft/2
в плоскости YZ
Рассчитаем
Rrx1 = Rx2 =1,228Ч103 /2=613,983 Н
Ry1 = Ry2= 1,374Ч103 Н
Определяем суммарные радиальные реакции
(4.6.6)
Pr1 = Pr2 =1,505Ч103 H
Осевые нагрузки для быстроходного вала :
S=0,83.e.Fr= 0,83Ч0,36Ч2,747Ч103 = 820,804 H (4.6.7)
В соответствии с таблицей 9.21 [2], осевые нагрузки:
FaI = S=820,804 H
FaII = S + Fa=820,804 +0 =
820,804 H
Эквивалентная нагрузка см. формулу (9.3) [1]
Рэ = V Ч Fr Ч Кб . Kt = 1Ч2,747Ч103 Ч1,2 . 1 = 3296 H (4.6.8)
V - коэффициент , при вращении внутреннего кольца
V = 1
Кб – коэффициент нагрузки см.[1, табл. 9.19]
Кб = 1,2
Kt - температурный коэффициент см.[1, табл. 9.20]
Kt=1
2) Расчет на долговечность
Расчетная долговечность, ч (см. формулу (9.1.) [1]):
Lh=106Ч(C/ Рэ)p /60Чn (4.6.9)
С - динамическая нагрузка по каталогу, (Н)
Рэ - эквивалентная нагрузка, (Н)
р - показатель степени, для роликоподшипников p = 3,33
n - частота вращения; об/мин
Рассчитываем роликоподшипник
Lh = 106Ч (29800/3296)3,33/60 Ч1425 = 1,788 .104 ч
Lh = 1,788 .104 > 24Ч103 (заданный срок службы)
Заключение: Выбранные подшипники обеспечивают требуемый запас
долговечности и могут быть использованы в опорных узлах редуктора.
д) Расчет на долговечность (тихоходный вал)
1) Реакции в опорах
2) Ft = 2ЧT2 /d2 = 2.58942,6/160 =
736,783 Н
Т2 - крутящий момент на ведомом валу , (НЧмм)
d2 - делительный диаметр колеса ,(мм)
Радиальная составляющая
Fr = FtЧ(tg(a) /cos(b)) =2,747Ч103 Н
Ft - окружная сила (см. выше), (Н)
a - угол зацепления a = 20
b - угол наклона зубьев (см. п. 4)
Осевые составляющие
FA = Ft Чtg(b)= FA12 = FA21 = 0 Н
Реакции в опорах:
в плоскости XZ
Rrx1 = Rx2 = Ft/2
в плоскости YZ
Рассчитаем
Rrx1 = Rx2 =1,228Ч103 /2=613,983 Н
Ry1 = Ry2= 1,374Ч103 Н
Определяем суммарные радиальные реакции
Pr1 = Pr2 =1,505Ч103 H
Осевые нагрузки для тихоходного вала :
S=e.Fr= 0,36Ч2,747Ч103 = 988,92 H
В соответствии с таблицей 9.21 [2], осевые нагрузки:
FaI = S=988,92 H
FaII = S + Fa=988,92 +0 = 988,92
H
Эквивалентная нагрузка см. формулу (9.3) [1]
Рэ = V Ч Fr Ч Кб . Kt = 1Ч2,747Ч103 Ч1,2 . 1 = 3296 H
V - коэффициент , при вращении внутреннего кольца
V = 1
Кб – коэффициент нагрузки см.[1, табл. 9.19]
Кб = 1,2
Kt - температурный коэффициент см.[1, табл. 9.20]
Kt=1
2) Расчет на долговечность
Расчетная долговечность, ч (см. формулу (9.1.) [1]):
Lh=106Ч(C/ Рэ)p /60Чn (4.6.9)
С - динамическая нагрузка по каталогу, (Н)
Рэ - эквивалентная нагрузка, (Н)
р - показатель степени, для шарикоподшипников р = 3
n - частота вращения; об/мин
Рассчитываем
шарикоподшипник
Lh=106Ч(C/ Рэ)p /60Чn = 106Ч(15300/3296)3/60Ч360 =4,631.104 ч
Lh = 4,631.104 > 24Ч103 (заданный срок службы)
Заключение: Выбранные подшипники обеспечивают требуемый запас
долговечности и могут быть использованы в опорных узлах редуктора.
Шпонки призматические
Материал шпонки: сталь 45 чисто тянутая
Предел текучести материала шпонки sв >600 Н/мм2 см. параграф 8.4 [1]
Допускаемое напряжение смятия [s]см = 70 МПа
1) Ведомый вал
диаметр вала d2
= 28 мм
длина l = 32 мм
высота шпонки h = 7 мм
ширина шпонки b = 8 мм
глубина паза вала t1=4,0 мм
втулки t2=3,3 мм
Проверочный расчет на смятие
Напряжения смятия и условия прочности определяем по формуле (п.
3.3) [7]
sсмmax=2ЧT / dЧlЧ(h- t1) < [sсм] (4.7.1)
Т - передаваемый вращающий момент (см. п. 3) (НЧмм)
d - диаметр вала в месте установки шпонки (см. выше) (мм)
h - высота шпонки (см. выше) (мм)
b - ширина шпонки (см. выше); (мм)
l - длина шпонки (см. выше) (мм)
[sсм] - допускаемое напряжение смятия при стальной
ступице:
Рассчитываем по формуле (4.7.1):
sсмmax = 2.58940/28 . 32
. (7 - 4) = 43 МПа
3аключвние: проверочный расчет шпонки на смятие показал, что
напряжение смятия не превосходит допустимого значения. Использование шпонок
данного типа и с данными геометрическими параметрами вполне допустимо в рамках
проектируемой передачи.
Определение точек приложения радиальных нагрузок на валу
(расстояний L1 и L2)
Определим расстояние от внутреннего кольца подшипника до
точки приложения нагрузки
(см. формулу 9.11 [1])
Коэффициенты T,d,D,e, - размеры подшипника см. выше
а = 16.3
Расстояния L1 и L2 (определяем из
первого этапа компоновки редуктора)
L1 = L2 = 61 мм
Материал вала
Сталь 45 . Термическая обработка – улучшение
Среднее значение sв = 780 Мпа
Предел выносливости при симметричном цикле изгиба
s-1 @ 0,43 *sв
s-1 = 0,43*780 = 335 Мпа
Предел выносливости при симметричном цикле касательных
напряжений t-1 = 0.58*s-1
t-1 = 0,58*335 = 193 Мпа
а)Сечение А-А
Это сечение при передаче вращающего момента от электродвигателя через
муфту расчитываем на кручение
Коэффициент запаса прочности (см. формулу 8.19 [1])
Aмплитуда нормальных напряжений кручения
Wk – момент сопротивления кручению
b – ширина шпонки
t1 – глубина паза
Wk = 3,14*263/16-8*4*(26-4)2/2/26
= 3151 мм3
tu = tm = 41446/2/3151 = 6.6 МПа
Из таблиц 8.5 ; 8.8 [1]
kt = 1.68
et = 0.79
Для принятого материала вала yt = 0.1
S = St = 13.6
Такой большой запас прочности обьясняется необходимостью
увеличения диаметра под стандартную муфту.
Заключение: прочность в сечении А-А обеспечена
б) Сечение B-B
Принимаем диаметр вала d @ df1 @32 мм
Коэффициент запаса прочности
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям
Коэффициенты :
yt =0.1; и ys =0.2 (см стр 163 и стр166 [1])
ks =1.78; kt = 1.67 (см. табл. 8.6 [1])
es = 0.90; et = 0.76 (см. табл. 8.8 [1])
Изгибающий момент в горизонтальной плоскости
Мx=RxII*L2
Мx= 506,8*61 = 68076 Н*мм
Изгибающий момент в вертикальной плоскости
Мy=RyII*L2
Мy= 331,4*61 = 30915 Н*мм
Суммарный изгибающий момент
Н*мм
Момент сопротивления кручению
W=3,14*323/32 = 3215 мм3
Aмплитуда нормальных напряжений изгиба
su = 23.2 МПа
Среднее напряжение цикла нормальных напряжений
sm = 566,8/3,14/322*4 = 0.71 МПа
В дальнейших расчетах не учитываем (величина пренебрежимо мала)
Ss = 7.3
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
Aмплитуда нормальных напряжений кручения
Wk – момент сопротивления кручению
Wk = 3,14*323/16 = 6430 мм3
tu = tm = 41446/2/6430 = 3.2 МПа
St = 28.5
S=7.0
Заключение: прочность в сечении В-В обеспечена
Определение точек приложения радиальных нагрузок на валу
(расстояний L1 и L2)
Определим расстояние от внутреннего кольца подшипника до
точки приложения нагрузки (см. формулу 9.11 [1])
Коэффициенты T,d,D,e, - размеры подшипника
а = 16.3 мм
Расстояния L1 и L2 (определяем из
первого этапа компоновки редуктора)
L1 = L2 = 61 мм
Материал вала
Сталь 45 . Термическая обраьотка – нормализация
Среднее значение sв = 570 Мпа
Предел выносливости при симметричном цикле изгиба s-1 @ 0.43 *sв
s-1 = 0,43 * 570 = 246 Мпа
Предел выносливости при симметричном цикле касательных
напряжений t-1 = 0.58*s-1
t-1 = 0,58*246 = 142 Мпа
а)Сечение С-С
Это сечение при передаче вращающего момента от электродвигателя через
муфту расчитываем на кручение
Коэффициент запаса прочности (см. формулу 8.19 [1])
Aмплитуда нормальных напряжений кручения
Wk – момент сопротивления кручению
b – ширина шпонки
t1 – глубина паза
Wk = 3,14*403/16-8*5*(40-5)2/2/40
= 11648 мм3
tu=tm=248676/2/11648 = 10.2
Из таблиц 8.5 ; 8.8 [1]
kt = 1.50
et = 0.73
Для принятого материала вала yt = 0.1
S = St = 6.4
Заключение: прочность в сечении С-С- обеспечена
б) Сечение D-D
Концентрация напряжений обусловлена наличием шлицевого
соединения
Коэффициент запаса прочности
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям
Коэффициенты :
yt =0.1; и ys =0.2 (см стр 163 и стр166 [1])
ks =1.55; kt = 2.35 (см. табл. 8.6 [1])
es = 0.85; et = 0.73 (см. табл. 8.8 [1])
Изгибающий момент в горизонтальной плоскости
Мx=RxII*L2
Мx=1116*61 = 68076 Н*мм
Изгибающий момент в вертикальной плоскости
Мy=RyII*L2
Мy=331,4*61 = 30915 Н*мм
Суммарный изгибающий момент
Н*мм
Момент сопротивления кручению
W=3,14*523/32 = 13797 мм3
Aмплитуда нормальных напряжений изгиба
su = 74767/13797 = 5.4 МПа
Среднее напряжение цикла нормальных напряжений
sm = 566,8/3,14/522*4 = 0.27 МПа
В дальнейших расчетах не учитываем (величина пренебрежимо
мала)
Ss = 23
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
Aмплитуда нормальных напряжений кручения
Wk – момент сопротивления кручению
Wk = 3,14*523/16 = 27594 мм3
tu = tm = 248676/2/27594 = 4.3 МПа
St = 14.8
S=12.4
Заключение: прочность в сечении D-D обеспечена
Материал штифта: сталь 45, закаленная до HRC 38 – 43
Диаметр срезного штифта см.формулу 11.3 [1]
где :
Тm – максимальный момент
R – расстояние от осивала до оси штифта
tср –предел прочности на срез для материала штифта
tср = 400 Мпа см. параграф 11.2 [1]
Tm = 1,05kTном = 1,05*2,5*248676 =
626664 Нмм
k=2,5 см. табл. 11.3 [1]
Принимаем R = 65 мм
Округляем значение d вверх до стандартного значения по ГОСТ
3128 – 70
d = 4 мм
Смазывание шевронного зацепления производится окунанием
шевронного колеса в масло заливаемого внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего
погружение колес.
По табл. 10.18[1] устанавливаем вязкость масла:
Контактные напряжения,sH: до 550 МПа
окружная скорость V: до 1.5 м/с
вязкость масла: 34Ч10-6 м2/с
Согласно табл. 10.10 [1] осуществляем выбор масла:
Вязкость масла: 34Ч10-6 м2/с
Сорт масла: индустриальное.
Марка: И-40А.
Камеры подшипников заполнять пластичным смазочным материалом
УТ-1, натриевой основы(см, табл. 9.14 [1])
Сопрягаемые
детали
Посадка
|
Предельные
отклонения
Предельные
размеры, мм
|
Схемы
посадок |
Наиб.
наим. натяги зазоры, мкм |
Подшипник
Качения – вал
|
|
+
-
|
|
Подшипник
Качения
– корпус
|
|
+
-
|
|
Крышка подшипника – корпус
|
|
+
-
|
|
Подшипник качения – вал
|
|
+
-
|
|
Подшипник качения – корпус
|
|
+
-
|
|
8 СПИСОК
ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ
1. Курсовое проектирование деталей
машин. С.А. Чернавский, К. Н. Боков; И. М. Чернин и др. М.: машиностроение,
1987.
2. Проектирование механических передач
/Под ред. С. А. Чернавского 5-е изд.: Машиностроение; 1984, 558 с.
3. Методические указания к практическим
и лабораторным занятиям по курсам "Основы конструирования " и
"Основы инженерного проектирования". Механические передачи. С. ф.
Мороз, Н. А. Аксенова, В. В. Баранов и др., М.: Изд-во МЭИ, 1987.
4. Методические указания к курсовому
проектированию по курсам "Основы конструирования",
"Конструирование машин", "Инженерное проектирование". Ю.
И. Сазонов. М.: Изд-во МЭИ, 1991.
5. Общетехнический справочник /Под ред.
Е. А, Скороходова - 2-е изд., перераб., и доп. - М.: Машиностроение. 1982.415
с.
6. Оформление расчетно-пояснительной
записки (РПЗ) к курсовому проекту и типового расчета (ТР). А. Г. Фролов - М.:
Изд-во МЭИ,1989.
7. Методические указания к практическим
и лабораторным занятиям по курсу "Основы конструирования". Соединения
/Под ред. С. Ф. Мороз -М.: Изд-во МЭИ, 1981.
8. Машиностроительное черчение /Под ред.
Г. П. Вяткина - 2-е изд., перераб, и доп. - М,: Машиностроение, 1985.368 с.
9. "Конструирование узлов и деталей
машин", П. Ф. Дунаев, О. П. Леликов, М.: Высшая школа, 1985.
10. "Детали
машин", П. Г. Гузенков, 3-е изд., перераб. и доп. -М.: Высш. Школа,
1982ю-351 с., ил.
11. "Детали
машин" атлас конструкций 1, 2 части; /Под. Ред. Д.Н. Решетова, 5-е изд.,
перераб. и доп. -М.: Машиностроение, 1992 г.
|