Реферат Расчет дыухступенчатого редуктора
Работа добавлена на сайт bukvasha.net: 2015-10-28Поможем написать учебную работу
Если у вас возникли сложности с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой - мы готовы помочь.
Предоплата всего
от 25%
Подписываем
договор
1.
2.
Срок службы привода редуктора.
Срок службы (ресурс) Lh, ч, определяем по формуле:
Lh=365LrKrtcKcKП
Кr=20*12/365=0,657
Kc=6/8=0,75
Lh=365*5*0,657*8*0,75*0,85=6115 г.
Lh – срок службы привода, лет;
Кr – коэффициент годового использования;
tc – продолжительность смены, ч. tc=8ч;
Kc – коэффициент сменного использования;
KП – коэффициент простоя (15%) – 0,85
2. Выбор двигателя.
2.1.
Определение номинальной мощности двигателя.
2.1.1. Определяем требуемую мощность рабочей машины Pрм, кВт :
Pрм=Fv
Pрм=3,0*0,55=1,65 кВт.
F – тяговая сила цепи, кН;
v – скорость грузовой цепи, м\с.
2.1.2. Определяем общее КПД привода:
h=hзпhопh3подшhм
где hз.п – КПД закрытой передачи [ 1, табл. 2.2]
hоп - КПД открытой передачи [ 1, табл. 2.2]
h3подш - КПД подшипников (качения, скольжения) [ 1, табл. 2.2]
hм - КПД муфты [ 1, табл. 2.2]
h=0,95*0,92*0,993*0,98=0,83
2.1.3. Определяем требуемую мощность двигателя Pдв, кВт :
Pдв= Pрм/h
Pдв=1,65/0,83=1,99 кВт
2.1.4. Определяем номинальную мощность двигателя Pном, кВт:
Pном
2,2 кВт > 1,99 кВт
2.1.5. Выбор типа двигателя:
Выбираем двигатель серии 4А с номинальной мощностью Pnom=4 кВт, применив для расчета четыре варианта типа двигателя:
Табл. 2.1.
| Вариант | Тип двигателя | Ном. мощность Pном, кВт | Частота вращения, об/мин | |
| Синхрон. | При ном. режиме | |||
| 1 | 4АМ112MA8У3 | 2,2 | 750 | 700 |
| 2 | 4АМ100L6У3 | 2,2 | 1000 | 950 |
| 3 | 4АМ90L4У3 | 2,2 | 1500 | 1425 |
| 4 | 4АМ80B2У3 | 2,2 | 3000 | 2850 |
[ 1, К9]
2.2.
Определение передаточных чисел.
2.2.1. Определяем частоту вращения приводного вала рабочей машины nрм , об/мин:
Nрм=v60*1000/ZP
Nрм=0,55*60*1000\9*100=36,6 об\мин
Z – число зубьев звездочки;
P – шаг грузовой цепи, мм.
2.2.2. Определяем передаточное число привода для всех приемлемых вариантов типа двигателя при заданной номинальной мощности Pnom:
U1=nном1\nрм; U1=700/36,6=19,13
U2=nном2\nрм ; U2=950/36,6=25,96
U3=nном3\nрм; U3=1425/36,6=38,93
U4=nном4\nрм ; U4=2850/36,6=77,87
Т.к. открытые зубчатые передачи лежат в интервале 3…7 пусть Uзп = const = 4,5
Табл. 2.2.
| передаточное число | 1 | 2 | 3 | 4 |
| nномин | 700 | 950 | 1425 | 2850 |
| U | 19,13 | 25,96 | 38,93 | 77,87 |
| Uзп | 4,5 | 4,5 | 4,5 | 4,5 |
| Uоп=U\ Uзп | 4,25 | 5,77 | 8,65 | 17,3 |
| | + | | | |
2.2.3. Определяем максимально допускаемое отклонение частоты вращения приводного вала рабочей машины Dnpm , об/мин:
Dnpm=npmd/100
Dnpm=36,6*5/100=1,83 об/мин
d - допускаемое отклонение скорости грузовой цепи, %.
2.2.4. Определяем допускаемую частоту вращения приводного вала
рабочей машины с учетом отклонения [nрм], об/мин:
[nрм]=nрм ±Dnpm
приняв Dnpm=+1,83 об/мин:
[nрм]=36,6+1,83=38,43 об/мин;
2.2.5 Определение фактического передаточного числа привода uф:
uф=nном /[nрм]
uф=700/38,43=18,21
Уточним передаточные числа закрытой и открытой передач в соответствии с выбранным вариантом разбивки передаточного числа привода:
uоп=uф/uзп; uоп=18,21/4,5=4,05
uзп=uф/uоп; uзп=18,21/4,05=4,5
2.3.
Определение силовых и кинематических параметров привода
Pдв=Pдв ωном=∏ nном/30 nдв=nном Tдв=Pдв/ωном
PБ=Pдвnмnпк ωБ=ωном nБ=nном TБ=Tдвnмnпк
PТ=PБnзпnпк ωТ=ωБ/uзп nТ=nБ/uзп TТ=TБnзпnпкuзп
Pрм=PТnопnск ωрм=ωТ/uоп nрм=nТ/uоп Tрм=TТnопnпсuоп
2.4.
Табличный ответ
Таблица 2.2. Силовые и кинематические параметры привода
| Тип двигателя 4АМ112MA8У3 Pном=2,2 кВт nном=700 об/мин | |||||||
| Параметр | Передача | Параметр | Вал | ||||
| hзп. | hзп | ДВ | Б | Т | РМ | ||
| Передаточ - ное число u | 4,5 | 4,05 | Расчетная мощ- ность P, кВт | 1,99 | 1,93 | 1,82 | 1,66 |
| Угловая скорость ω, 1/с | 73,26 | 73,26 | 16,28 | 4,02 | |||
| КПД n | 0,95 | 0,92 | Частота вра- щения n, об/мин | 700 | 700 | 155,5 | 38,4 |
| Вращающий момент T, Н*м | 27,16 | 26,35 | 111,52 | 431,68 | |||
3.
Выбор материала зубчатых передач.
3.1.
Выбор материала
3.1.1. Выбор твердости, термообработки и материала колес.
По табл. 3.1.[1] определяем марку стали:
- для шестерни – сталь 45 : твердость 269…302 НВ
- для колеса – сталь 45 : твердость 235…262 НВ
Термообработка для обеих сталей – улучшение
НВср= НВmin+ НВmax/2
НВср1=(269+302)/2=285,5
НВср2=(235+262)/2=248,5
НВср1-НВср2=285,5-248,5=37 20<37<50
3.1.2. Механические характеристики стали. [ 1, табл. 3.2]
Для шестерни бв=890 Н/мм2
б-1=380 Н/мм2
Для колеса бв=780 Н/мм2
б-1=335 Н/мм2
3.1.3. Предельные размеры [ 1, табл. 3.2]
Заготовка шестерни Dпред=80 мм
Заготовка колеса Sпред=80мм
3.2.
Определение допускаемых контактных напряжений
3.2.1. Определяем коэффициент долговечности для зубьев шестерни и зубьев колеса.
N – число циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработка); NHO – число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости. N=573ωLh. Здесь ω – угловая скорость соответствующего вала, 1/с; Lh – срок службы привода, ч.
Так как N1>Nho1 и N2>Nho2, то коэффициенты долговечности KhL1=1 и KhL2=1.
NH01=16*106 число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости для шестерни
NH02=10*106 число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости для колеса
N1=573*73,26*6115=256695347,7
т.к N1>NHO1, то KHL1=1
N2=573*16,28*6115=57043410,6
т.к N2>NHO2, то KHL2=1
3.2.2. Определяем допускаемые контактные напряжения [б]H
[б]H1=KHL1[б]HO1
[б]HO1=1,8 HBср+67 [ 1, табл. 3.1]
[б]HO1=1,8*285,5+67=580,9 Н/мм2
[б]H2=KHL2[б]HO2
[б]HO2=1,8 HBср+67
[б]HO2=1,8*248,5+67=514,3 Н/мм2
min[б]H=514,3 Н/мм2
3.3.
Определяем допускаемые напряжения изгиба, [б]F, Н/мм2
[б]F1=KFL1[б]FO1
[б]FO1=1,03 HBср [ 1, табл. 3.1]
[б]FO1=1,03*285,5=294,07 Н/мм2
[б]F1=294,07 Н/мм2
[б]F2=KFL2[б]FO2
[б]FO2=1,03 HBср
[б]FO2=1,03*248,5=255,96 Н/мм2
[б]F2= 255,96 Н/мм2
min [б]F= 255,96 Н/мм2
3.4.
Табличный ответ
Таблица 3.2. Механические характеристики материалов зубчатой передачи
| Элемент передачи | Марка стали | Dпред | Термообра- ботка | НВср1 | бв | б-1 | [б]H | [б]F |
| Sпред | Н/мм2 | |||||||
| Шестерня Колесо | 45 45 | 80 80 | У У | 285,5 248,5 | 890 780 | 380 335 | 580,9 514,3 | 294,07 255,96 |
4.
Расчет зубчатых передач редуктора.
4.1.
Критерий технического уровня редуктора γ, кг.
γ =m\T2≈10…20%
m= (0,1…0,2)T2
m=(0,1…0,2)*111,52=11,152…22,304 кг
4.2.
Проектный расчет закрытой зубчатой передачи.
4.2.1. Определяем главный параметр – межосевое расстояние aw, мм.
Ka - вспомогательный коэффициент. Для прямозубой передачи – 49,5;
ψa=b2/aw – коэффициент ширины венца колеса 0,28…0,36; ψa =0,28;
u – передаточное число редуктора =4,5;
T2 – вращающий момент на тихоходном валу редуктора;
[б]H – допускаемое контактное напряжение с менее прочным зубом;
KHß - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба = 1.
4.2.2. Определяем модуль зацепления m, мм.
m≥2KmT2103/d2b2[б]f
Km – вспомогательный коэффициент - 6,8
d2 =2awu/(u+1) – делительный диаметр колеса
;
d2 =2*115*4,5/(4,5+1)=188,88 мм
b2= ψaaw - ширина венца колеса;
b2=0,28*115=32,2 мм
[б]F – допускаемое напряжение изгиба материала с менее прочным зубом.
m≥2*6,8*111,52/188,18*32,2*255,96=1
4.2.3. Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса:
Z∑=Z1+Z2=2aw/m
Z∑=2*115/1=230
4.2.4. Определяем число зубьев шестерни:
Z1= Z∑/1+u
Z1=230/1+4,5=41,82
Округляю до ближайшего целого числа: Z1=42
4.2.5. Определяем число зубьев колеса:
Z2= Z∑-Z1
Z2=230-42=188
4.2.6. Определяем фактическое передаточное число uф и проверим его отклонение ∆u от заданного u:
uф= z2/ z1; ∆u=| uф -u|/u*100
uф=188/42=4,5
∆u=|4,5-4,5|/4,5*100=0%
4.2.7. Определяем фактическое межосевое расстояние:
aw=( Z1+ Z2)/2
aw=(42+188)/2=115 мм
4.2.8. Определяем основные геометрические параметры передачи, мм.
d1=mZ1 d2=mZ2 делительный диаметр
da1=d1+2m da2=d2+2m диаметр вершин зубьев
df1=d1-2,4m df2=d2-2,4m диаметр впадин зубьев
b1==b2+(2...4) b2= ψ aaw ширина венца
| Параметр | Колесо | Шестерня |
| Делительный диаметр мм Диаметр вершин зубьев мм Диаметр впадин зубьев мм Ширина винца мм | d2=188 da2=190 df2=184 b2=33 | d1=42 da1=44 df1=39 b1=35 |
4.3.
Проверочный расчет закрытой зубчатой передачи.
4.3.1. Проверяем межосевое расстояние:
aw=(d1+ d2)/2
aw=(42+188)/2=115 мм
4.3.2. Проверяем пригодность заготовок колес:
Dзаг≤Dпред Sзаг≤ Sпред
Dзаг=da1+6 мм Sзаг= b2+4 мм
50<80 37<80
4.3.3. Проверяем контактные напряжения бH, Н/мм2
K – вспомогательный коэффициент =436
Ft=2T2*103/d2 - окружная сила зацепления
Ft=2*111,52*103/188=1185,24 Н
KH
KH
KH
v= ω2d2/(2*103)=16,28*188/2*103=1,53 м/с (9 – степень точности)
0,9*514,3<468,52<1,05*514,3
4.3.4. Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни бF1 и колеса бF2 , Н/мм2
бF2=YF2Yß(F1/b2m)KFαKFβKFv≤ [б]F2
бF1= бF2 YF1/ YF2≤[б]F1
m - модуль зацепления =1мм;
b2 – ширина зубчатого венца колеса=36 мм;
F1 – окружная сила зацепления;
KF
KF
KF
скорости колес и степени точности передачи=1,28 [ 1, табл. 4.3]
Y F1=3,7 коэффициенты формы зуба шестерни и колеса определяются в
зависимости от числа зубьев шестерни z1 и колеса z2 [ 1, табл. 4.4]
Y F2=3,63
Y
бF2 =3,63*1(1185,24/33*1)*1,28=166,88 Н/мм2
бF2 =166,88<255,96 Н/мм2
бF1=166,88*3,7/3,63=170,1 Н/мм2
бF1=170,1<294,07 Н/мм2
4.4.
Табличный ответ.
| Проектный расчет | |||||
| Параметр | значение | ||||
| 1) межосевое расстояние aw мм 2) модуль зацепления m 3) ширина зубчатого венца: шестерни b1 мм колеса b2 мм 4) число зубьев: шестерни z1 колеса z2 5) диаметр делительной окружности: шестерни d1 мм колеса d2 мм 6) диаметр окружности вершин: шестерни da1 мм колеса da2 мм 7) диаметр окружности впадин шестерни df1 мм колеса df2 мм | 115 1.00 35 33 42 188 42 188 44 190 39 184 | ||||
| Проверочный расчет | |||||
| Параметр | Допускаемые значения | Расчетные значения | Примечания | ||
| Контактные напряжения б, Н/мм2 | 514,3 | 468,52 | 8,94 % недогруз | ||
| Напряжения изгиба, Н/мм2 | бF1 | 294,07 | 170 | 42,1 % недогруз | |
| бF2 | 255,96 | 166,88 | 34,9 % недогруз | ||
5.
Расчет открытой конической зубчатой передачи
5.1.
Проектный расчет открытой передачи.
5.1.1. Определяем главный параметр – внешний делительный параметр колеса de2, мм.
KHβ – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца = 1;
ΘH - коэффициент вида конических колес = 1;
de2=197,21≈195 (табл.13,15 [1] )
5.1.2. Определяем углы делительных конусов шестерни d1 и колеса d2
d2=arctgu; d1=900-d2
d2=arctg 4,05=76,13031
d1=90-76,13031=13,86969
5.1.3. Определяем внешнее конусное расстояние Re, мм.
Re=de2\2sind2
Re=195/2sin76,13031=100,428 мм.
5.1.4. Определяем ширину зубчатого венца шестерни и колеса b, мм.
b= ψRRe , где ψR=0,285 – коэффициент ширины венца
b=0,285*100,428=28,422≈28 [ 1, табл. 13.15]
5.1.5. Определяем внешний окружной модуль me, мм.
me=14T2*103\ ΘFde2b[б]F KFβ
KFβ – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца = 1;
ΘF - коэффициент вида конических колес = 0,85;
me=14*111,52*103/0,85*195*28*255,96*1=1,314
в открытых передачах значение модуля me увеличиваем на 30% из-за повышенного изнашивания зубьев:
me=1,314*1,3=1,71>1,5
5.1.6. Определяем число зубьев колеса Z2 и шестерни Z1
Z2= de2/me; Z1=Z2/u
Z2=195/1,71=114,04≈114
Z1=114/4,05=28,2≈28
5.1.7. Определяем фактическое передаточное число uф и проверим его отклонение ∆u от заданного u:
uф= z2/ z1; ∆u=| uф -u|/u*100 ≤4%
uф=114/28=4,07
∆u=|4,07-4,05|/4,05*100=0,49<4%
5.1.8. Определяем действительные углы делительных конусов шестерни d1 и колеса d2
d2=arctguф; d1=900-d2
d2=arctg 4,07=76,19585
d1=90-76,13031=13,80415
5.1.9. Коэффициент смещения колес
xe1=0,34; xe2=-xe1
5.1.10. Определяем фактические внешние диаметры шестерни и колеса, мм.
de1=meZ1 de2=meZ2 делительный диаметр
dae1=de1+2(1+xe1)mecosб1 dae2=de2+2(1-xe1)mecosб2 диаметр вершин зубьев
dfe1=de1-2(1,2-xe1)mecosб1 dfe2=de2-2(1,2+xe1)mecosб2 диаметр впадин зубьев
Таблица 5.1.
| Диаметр | шестерня d1, мм. | колесо d2, мм. |
| Делительный, de | 47,88 | 246,24 |
| Вершин зубьев, dae | 52,32 | 246,962 |
| Впадин зубьев, dfe | 47,809 | 244,983 |
Определяем средний делительный диаметр шестерни d1 и колеса d2, мм.
d1≈0,857de1 ; d2≈0,857 de2
d1≈0,857*47,88=41,033 мм; d2≈0,857*246,24=211,028 мм.
5.2.
Проверочный расчет открытой передачи.
5.2.1. Проверяем пригодность заготовок колес:
Dзаг≤Dпред Sзаг≤ Sпред
Dзаг=dae+6 мм Sзаг= 8me мм
52,32+6=58,32<80 8*1,71=13,68<80
Cзаг=0,5b=0,5*28=14<80
5.2.2.
Проверяем контактные напряжения бH, Н/мм2
F1=2T2*103/d2 - окружная сила зацепления
Ft=2*111,52*103/211,028=1056,92 Н
KH
KH
KH
v= ω2d2/(2*103)=16,28*188,18/2*103=1,53 м/с (9 – степень точности)
0,9*514<396,03<514*1,1
5.2.3. Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни бF1 и колеса бF2 , Н/мм2
бF2=YF2Yß(F1/ΘFbmе)KFαKFβKFv≤ [б]F2
бF1= бF2 YF1/ YF2≤[б]F1
KF
KF
KF
скорости колес и степени точности передачи=1,28 [ 1, табл. 4.3]
Y F1 и Y F2 – коэффициенты формы зуба шестерни и колеса определяются в
зависимости от числа зубьев шестерни z1 и колеса z2 [ 1, табл. 4.4]
Yβ=1
Zv1=Z1/cosd1; Zv1=28/cos13,80415=28,833; YF1=4,15
Zv2=Z2/cosd2; Zv2=114/cos76,19585=477,787; YF2=3,63
бF2 =3,63*1(1056,92/0,85*28*1,71)*1,28=120,66 Н/мм2
бF2 =120,66<255,96 Н/мм2
бF1=120,66*4,15/3,63=137,94 Н/мм2
бF1=137,94<294,07 Н/мм2
5.3.
Табличный ответ.
Таблица 5.2. Механические характеристики материалов зубчатой передачи
Проектный расчет | |||
| Параметры | Значение | Параметры | Значение |
| Внешнее конусное расстояние Re | 100,428 | Внешний делительный диаметр шестерни de1 колеса de2 | 47,88 246,24 |
| Внешний окружной модуль me | 1,71 | ||
| Ширина зубчатого венца b | 28 | Внешний диаметр окружности вершин шестерни dаe1 колеса dаe2 | 52,32 246,96 |
Продолжение табл. 5.2.
| Проектный расчет | |||||
| Параметры | Значение | Параметры | Значение | ||
| Число зубьев: шестерни z1 колеса z2 | 28 144 | Внешний диаметр окружности впадин шестерни dfe1 колеса dfe2 | 47,809 244,983 | ||
| Вид зубьев | | Средний делительный диаметр шестерни d1 колеса d2 | 47,033 214,028 | ||
| Угол делительного конуса, град: шестерни d1 колеса d2 | 13,80415 76,19585 | | | ||
| Проверочный расчет | |||||
| Параметр | Допускаемые значения | Расчетные значения | Примечание | ||
| Контактные напряжения sh, Н/мм2 | 514,3 | 396,03 | 22,9% недогрузка | ||
Напряжения изгиба, Н/мм2 | sf1 | 294,.07 | 137,94 | 53,4% недогрузка | |
| sf2 | 255,96 | 120,66 | 52,9% недогрузка | ||
6.
Нагрузка валов редуктора
6.1.
Определяем силы в зацеплении закрытых передач
α=20 o β=0 o
Окружная Ft1= Ft2 Ft2=2T2*103/d2 Ft1= Ft2=1185,25 Н
Радиальная Fr1= Fr2 Fr2= Ft2 tgα/cosβ Fr1= Fr2=431,4 Н
Осевая Fa1= Fa2 Fa2= Ft2 tgβ Fa1= Fa2=0
6.2.
Определение консольных сил
Окружная Ft1= Ft2 Ft2=2T2*103/0,857dе2=1056,9 Н
Радиальная Fr1=0,36F t1cosd1=369,5 Н Fr2=Fa1
Осевая Fa1=0,36 F t1sind1=90,8 Н Fa2= Fr1
Муфта на
быстроходном валу
6.3.
Силовая схема нагружения валов редуктора ( см. приложение )
7.
Разработка чертежа общего вида редуктора
7.1. Выбор материала валов [1, табл. 3.2]
Марка стали : 45
Термообработка : Улучшение
бВ=890 Н/мм2
бТ=650 Н/мм2
б-1=380 Н/мм2
7.2.
Выбор допускаемых напряжений на кручение
Принимаем [t]к=10…20 Н/мм2 ; причем меньшие значения [t]к – для быстроходных валов, большие [t]к – для тихоходных.
[t]к1= 10 н/мм2 -- для быстроходного вала
[t]к2= 15 н/мм2 – для тихоходного вала
7.3.
Определение геометрических параметров ступеней валов
7.3.1. Для быстроходного вала
а) 1-я ступень под муфту
d1=(0,8…1,2)d1(дв)
где: d1(дв) – диаметр выходного конца вала ротора двигателя d1(дв) =32 [1, К10]
d1=(0,8…1,2)32=26…48 мм
d1=26 мм
ι1=(1,0…1,5)d1=30 мм
б) 2-я ступень под подшипник
d2=d1+2t
где: t – высота буртика t=2,2 мм
d2=26+2*2.2=30,2 мм
Округляю до ближайшего стандартного значения из ряда Ra40 [1, табл. 13,15]
d2=30 мм
l2=1,5d2=1,5*30=45 мм
в) 3-я ступень под шестерню
d3=d2+3,2r
где: r – координаты фаски подшипника r =2 мм
d3=30+3,2*2=36,4 мм
Округляю до ближайшего стандартного значения из ряда Ra40 [1, табл. 13,15]
d3=36 мм
ι3 – графически
г) 4-я ступень под подшипник
d4=d2=30 мм
l4=B=16 мм [1, К27]
7.3.2. Для тихоходного вала
а) 1-я ступень под элемент открытой передачи
где: МК – Крутящий момент на валу МК =Т2 =111,52 Н·м; [τ]К=15 Н/мм2
Округляю до ближайшего стандартного значения из ряда Ra40 [1, табл. 13,15]
d1 =33 (мм)
l1=(1,0…1,5)d1=40 мм
б) 2-я ступень под подшипник
d2=d1+2t t=2.5 мм
d2=33+2*2.5=40 мм
l2=1.25d2=1.25*40=50 мм
в) 3-я ступень под шестерню
d3=d2+3.2r
где: r – координаты фаски подшипника r =2,5 мм
d3=40+3.2*2,5=48 мм
l3 – графически
г) 4-я ступень под подшипник
d4=d2=40 мм
l4=B=18 мм [1, К27]
д) 5-я ступень упорная
d5=d3+3f
d5=48+3*1.2=51,6 мм
Округляю до ближайшего стандартного значения из ряда Ra40 [1, табл. 13,15]
d5=52 мм
l5 – графически
7.4.
Предварительный выбор подшипников качения
Для быстроходного вала выбираем подшипник легкой серии 206
Для тихоходного вала выбираем подшипник легкой серии 208
Подшипники радиальные шариковые однорядные. Устанавливаются враспор.
Табл. 7.1. [1. К27]
| Обозначение | d | D | B | r | Cr | C0r |
| 206 | 30 | 62 | 16 | 1,5 | 19,5 | 10,0 |
| 208 | 40 | 80 | 18 | 2 | 32 | 17,8 |
7.5. Эскизная компоновка редуктора (см. приложение).
7.6.
Табличный ответ.
Табл. 7.2
| Ступень вала и ее параметры d, l | Вал-шестерня цилиндрическая Б | Вал колеса Т | |
| 1-я под элемент открытой передачи или полумуфту | d1 | 26 | 33 |
| l1 | 30 | 40 | |
| 2-я под уплотнение крышки с отверстием и подшипник | d2 | 30 | 40 |
| l2 | 45 | 50 | |
| 3-я под шестерню, колесо | d3 | 36 | 48 |
| l3 | Графически | Графически | |
| 4-я под подшипник | d4 | 30 | 40 |
| l4 | 16 | 18 | |
| 5-я упорная или под резьбу | | | 52 |
| | | Графически | |
8.
Расчетная схема валов редуктора (см. приложение).
8.1.
Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов на быстроходном валу.
Дано: F
t1 =1185 H; Fr1 =431,4 H; Fм=256,66 H; d1 =41,82 мм; lb=87 мм; lм=67 мм;
8.1.1. Расчет в вертикальной плоскости.
а) Определяю опорные реакции подшипников.
Проверка:
б) Определяю значения изгибающих моментов по участкам, Н∙м.
8.1.2. Расчет в горизонтальной плоскости.
а) Определяю опорные реакции подшипников.
Проверка:
б) Определяю значения изгибающих моментов по участкам, Н∙м.
8.1.3. Определяю крутящий момент на валу.
8.1.4. Определяю суммарные реакции опор подшипников.
8.1.5. Определяю суммарные изгибающие моменты.
8.2.
Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов на тихоходном валу.
Дано: F
t2 =1185 H; Fr2 =431,4 H; F
t1оп =1056,9 H; Fr1оп =369,5 H, Fa1оп =90,8 H, d2 =188,18 мм; d1оп =47,03 мм, l
t=89 мм, lоп =61 мм;
8.2.1. Расчет в вертикальной плоскости.
а) Определяю опорные реакции подшипников.
Проверка:
б) Определяю значения изгибающих моментов по участкам, Н∙м.
8.2.2. Расчет в горизонтальной плоскости.
а) Определяю опорные реакции подшипников.
Проверка:
б) Определяю значения изгибающих моментов по участкам, Н∙м.
8.2.3. Определяю крутящий момент на валу.
8.2.4. Определяю суммарные реакции опор подшипников.
8.2.5. Определяю суммарные изгибающие моменты.
9.
Проверочный расчет подшипников.
9.1.
Определение эквивалентной динамической нагрузки.
9.1.1. Определение эквивалентной динамической нагрузки для подшипников быстроходного вала.
где: V – коэффициент вращения V =1 [ 1, табл. 9.1]
Rr – радиальная нагрузка подшипника Rr =819,069
Кб – коэффициент безопасности Кб =1 [ 1, табл. 9.4]
КТ – температурный коэффициент КТ =1 [ 1, табл. 9.5]
где: m – показатель степени m =3
ω – угловая скорость вала ω =73,26
Lh – требуемая долговечность Lh =8000
Условие выполняется.
Условие выполняется.
9.1.2.1 Определение эквивалентной динамической нагрузки для подшипника (1) тихоходного вала.
где: X – коэффициент радиальной нагрузки X =0,56 [ 1, табл. 9.1]
Y – коэффициент осевой нагрузки Y =2,3 [ 1, К29]
Условие выполняется.
Условие выполняется.
9.1.2.2 Определение эквивалентной динамической нагрузки для подшипника (2) тихоходного вала.
e =0,36 [ 1, К29]
Условие выполняется.
Условие выполняется.
9.2.
Табличный ответ.
Табл. 9.1
| Вал | Подшипник | Размеры | Динамическая грузоподъемность, Н | Долговечность, ч | |||
| Принят предварительно | Принят окончательно | Crp | Cr | L10 h | Lh | ||
| Б | 206 | 206 | 30/62/16 | | 19500 | | 8000 |
| Т | 208 | 208 | 40/80/18 | 16685 | 29800 | 56971 | 10000 |
10. Проверочный расчет шпонок.
10.1.
Расчет шпонки колеса.
где: Ft – окружная сила Ft =1056,9 Н
АСМ – площадь смятия
[
Условие выполняется.
10.2.
Расчет шпонки быстроходного вала.
Условие выполняется.
6×6×16 ГОСТ 23360-78
10.3.
Расчет шпонки тихоходного вала.
Условие выполняется.
14×9×36 ГОСТ 23360-78
Условие выполняется.
10×8×23 ГОСТ 23360-78
Список литературы
1. Шейнблит А. Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. Пособие. Калининград: Янтар. сказ, 2003.
