Проектирование редуктора

P_Э = V R_r K_Б K_Т при F_a / (V R) e

где X = 0,56 - коэффициент радиальной нагрузки. (1,с.141 таб. 9.1)

V = 1 - коэффициент, учитывающий вращение колец при вращении внутреннего кольца (1, с.141 таб. 9.1)

Y - коэффициент осевой нагрузки;

R_r - радиальная нагрузка: R_rА = 480 Н; R_rВ = 1121 Н;

F_a = 304 Н - осевая нагрузка.

K_Т = 1 - температурный коэффициент. (1,с.147)

K_Б = 1,2 - коэффициент безопасности. (1,с.146)

Далее расчет проводим для подшипника опоры, В которая наиболее нагружена:

Определим соотношение: (1, с.143)

F_a / C_or = 1121 / 17800 = 0,0628

тогда получаем X = 0,56 e=0,276 Y=1,59 (1, с.143 таб. 9.2)

Тогда соотношение

F_a / (V R_rВ) = 304 / (1 1121) = 0,271 < e = 0,276

получим P_Э = 1 1,2 1121 1 = 1345 Н

Требуемая динамическая грузоподъемность С_ТР. (1, с.140)

С_ТР = P_Э 573 w (L_h / 10⁶)

где L_h = 6400 часов -требуемая долговечность. (1, с.145 таб.9.4)

m = 3 для шарикоподшипников

получим

С_ТР = 1345 573 115,6 (6400 / 10⁶) = 17896,6 H < C_r = 32000 H.

Определим расчетную долговечность L, млн. об. (1, с.140)

L_i = (C_r / P_Э)^m

где m = 3 для шарикоподшипников

получаем L = (32000 / 1345)³ = 806,33 млн. оборотов

Определим расчетную долговечность L_h, часов. (1,с.140)

L_hi = L10⁶ / (60 n)

где n = 1104,5 об/мин - частота вращения подшипника.

L_h = 806,3310⁶ / (60 1104,5) = 12167,3 часов > L_hтр = 6400 часов.

Ведомый вал.

Предварительно выбраны подшипники №210 ГОСТ 8338-75 с характеристиками по грузоподъёмности C_R = 35,1 Кн.; C_OR = 19,8 Кн.

Определим эквивалентную нагрузку P_Э, (кН)



P_Э = (X V R_r Y F_a) K_Б K_Т при F_a / (V R) > e

P_Э = V R_r K_Б K_Т при F_a / (V R) e

где X = 0,56 - коэффициент радиальной нагрузки.

V = 1 - коэффициент, учитывающий вращение колец

Y - коэффициент осевой нагрузки;

R_r - радиальная нагрузка: R_rА = 2530 Н; R_rВ = 2437 Н;

F_a = 304 Н - осевая нагрузка.

K_Т = 1- температурный коэффициент.

K_Б = 1,2-коэффициент безопасности.

Далее расчет проводим для подшипника опоры А которая наиболее нагружена:

Определим соотношение:

F_a / C_or = 304 / 19800 = 0,0154

тогда X = 0,56 e = 0,192 Y=2,273

Тогда соотношение

F_a / (V R_rА) = 304 / (1 2530) = 0,121 < e = 0,192

Получим P_Э = 1 1,2 2530 1 = 3036 Н

Требуемая динамическая грузоподъемность С_ТР.

где L_h = 6400 часов -требуемая долговечность.

m = 3 для шарикоподшипников

получим

С_ТР = 3036 573 36,7 (6400 / 10⁶) = 13554,8 H < C_r = 35100 H.

Определим расчетную долговечность L, млн. об.

L_i = (C_r / P_Э)^m

где m = 3 для шарикоподшипников

получаем L = (35100 / 3036)³ = 1545,3 млн. оборотов

Определим расчетную долговечность L_h, часов.

L_hi = L 10⁶ / (60 n)

где n = 350 об/мин - частота вращения подшипника.

L_h = 1545,310⁶ / (60 350) = 73585,7 часов > L_hтр = 6400часов.

11. Выбор и проверочный расчет муфты

В проектируемом приводе используется муфт упругая втулочно-пальцевая (МУВП). Выбор муфт проводим по диаметру d(мм)вала и по величине расчетного момента Т_Р.

Т_Р = k Т_{Р НОМ}

где k = 1,251,5 - коэффициент, учитывающий эксплуатационные условия Получим Т_Р = 1,5 57,4 = 86,1 Нм.

Размеры по ГОСТ 21424-75

Т = 250 Нм. - момент, передаваемый муфтой

d = 45 мм. - диаметр посадочного отверстия.

d₁ = 45 мм. - диаметр посадочного отверстия.

D = 140 мм. - наружный диаметр муфты.

L = 169 мм. - длина муфты

d_О = 28 мм. - диаметр отверстия под упругий элемент

Расчетные параметры:

B = 0,25 D -ширина полумуфты под упругие элементы.

b = 0,5 B -ширина полумуфты под крепеж

D_О = D - (1,51,6) d_О - диаметр окружности установки пальцев

получаем

B = 0,25 140 = 35 мм.

b = 0,5 35 = 17,5 мм.

D_О = 140-(1,51,6) 28 = 98…92,4 мм. примем D_О = 95 мм.

Пальцы выбираются и устанавливаются так, чтобы выполнялось

условие: Z d_О 2,8 D_О

где Z = 6 - число пальцев.

d_О = 28 мм - диаметр отверстий под упругие элементы.

D_О = 95 мм - диаметр расположения пальцев.

получим Z d_О = 6 28 = 168 мм. 2,8 D_О= 2,8 95 = 266 мм.

Упругие элементы проверим на сжатие:

_СМ = 2 Т_Р / (Z D_О d_П l_В) _СМ

где

Т_Р = 86,1 Нм - вращающий момент.

d_П = 14 мм - диаметр пальцев.

l_В = 29 мм - длина упругого элемента.

_СМ = 2 Н/мм² - допустимое напряжение сжатия

получим _СМ = 2 86,110³ / (6 95 14 18) = 0,459 Н / мм² _СМ = 2 Н/мм²

Пальцы муфты изготавливаем из стали 45, расcчитаем на изгиб.

_И = 2 Т_Р (0,5 l_В + C) / (Z D_О d³_П) _И

Где С = 3 мм. - зазор между полумуфтами.

_И = (0,40,5)_Т

_Т = 540 Н/мм² - предел текучести материала пальцев

_И = (0,40,5) 540 = 216 Н/мм².

получим _И = 2 86,110³ (0,5 29+3) / (6 95 14³) = 8,369 Н/мм² _И=216 Н/мм²

12. Расчет крепления на валах

Проверим шпонки предварительно принятые при эскизной компоновке на смятие узких граней. (1, с.265)

Должно выполняться условие:

_см = (2 T) / d (h-t₁) (l - b) _см;

где Т- передаваемый вращающий момент.

d - диаметр вала в месте установки шпонки.

hhhрррh - высота шпонки.

b -ширина шпонки.

l - длина шпонки.

t₁ - глубина паза в валу.

_см - допустимое напряжение смятия.

Получим

Ведущий вал

Т = 18,910³ Нмм. - передаваемый вращающий момент.

d = 35 мм - диаметр вала в месте установки шпонки.

hhhрррh = 8 мм - высота шпонки.

b = 10 мм - ширина шпонки.

l = 40 мм - длина шпонки.

t₁ = 5 мм - глубина паза в валу.

_см = 190 Н/мм² - допустимое напряжение смятия

получаем _см = (2 18,910³) / 35 (8 - 5) (40 - 10) = 12,598 Н/мм² _см

Ведомый вал

Т = 57,410³ Нмм. - передаваемый вращающий момент.

d = 45 мм - диаметр вала в месте установки шпонки.

hhhрррh = 9 мм - высота шпонки.

b = 14 мм - ширина шпонки.

l = 56 мм - длина шпонки.

t₁ = 5,5 мм - глубина паза в валу.

_см = 190 Н/мм² - допустимое напряжение смятия

получаем _см = (2 57,410³) / 45 (9 - 5,5) (56 - 14) = 48,028 Н/мм² _см

Т = 57,410³ Нмм. - передаваемый вращающий момент.

d = 55 мм - диаметр вала в месте установки шпонки.

hhhрррh = 10 мм - высота шпонки.

b = 16 мм - ширина шпонки.

l = 56 мм - длина шпонки.

t₁ = 6 мм - глубина паза в валу.

_см = 190 Н/мм² - допустимое напряжение смятия

получаем _см = (2 57,410³) / 55 (10 - 6) (56 - 16) = 42,577 Н/мм² _см

Расчет элементов корпуса редуктора

Определим основные геометрические размеры корпуса редуктора:

Толщина стенки корпуса 8 мм крышки ₁ 8 мм

= 0,025 a_T + 3

= 0,025 160 + 3 = 7 мм. примем = 8 мм.

₁ = 0,02 a_T + 3

₁ = 0,02 160 + 3 = 6,2 мм. примем ₁ = 8 мм.

Толщина верхнего пояса корпуса:

b = 1,5

получаем b = 1,5 8 = 12 мм. примем b = 12 мм.

Толщина нижнего пояса крышки корпуса:

b₁ = 1,5 ₁

получаем b₁ = 1,5 8 = 12 мм. примем b₁ = 12 мм.

Толщина нижнего пояса корпуса:

p = 2,35

Получаем p = 2,35 8 = 18,8 мм, примем p = 20 мм.

Толщина ребер основания корпуса:

m = (0,851)

получаем m = (0,851) 8 = 6,8…8 мм, примем m = 8 мм.

Толщина ребер крышки:

m₁ = (0,851) ₁

получаем m₁ = (0,851) 8 = 6,88 мм, примем m₁ = 8 мм.

Диаметр фундаментальных болтов:

d₁ = (0,030,036) a_T + 12

получаем d₁ = (0,030,036) 160 + 12 = 16,8…17,76 мм. примем d₁ = 16 мм.

Диаметр болтов: у подшипников:

d₂ = (0,70,75) d₁

d₂ = (0,70,75) 16 = 11,2…12 мм примем d₂ = 12 мм

соединяющих основание корпуса и крышки:

d₃ = (0,50,6) d₁

d₃ = (0,50,6) 16 = 8…9,6 мм. примем d₃ = 8 мм.

Размеры, определяющие положение болтов d₂:

e = (11,2) d₂

q = 0,5 d₂ + d₄

получим

e = (11,2) 12 = 12…14,4 мм.

q = 0,5 12 + 8 = 14 мм.

примем е = 14 мм., q = 14 мм.

Размеры штифта:

Диаметр d_Ш = d₃

Длина l_Ш = b + b₁ + 5

получим

d_Ш = 8 мм.

l_Ш = 12 + 12 + 5 = 29 мм. примем l_Ш = 40 мм.

Наименьший зазор между наружной поверхностью колеса и стенкой корпуса:

по диаметру



А = (11,2) = (11,2) 8 = 8…9,6 мм. примем А = 9 мм.

по торцам А₁ = А = 9 мм.

Высота бобышек под болты h_б.

Уклон a: h = 1: 50, величина угла 1^о (сталь), h_б = 25500 мм. примем h_б = 25150 мм.

Ширина фланца "К" и расстояние от корпуса до оси болтов подшипников "С":

М8 K = 24 мм. C = 13 мм.

М12 K = 33 мм. C = 18 мм.

М16 K = 39 мм. C = 21 мм.

Диаметр болта под заливную крышку редуктора d₅,мм.

d₅ = 0,4 d₁

получим d₅ = 0,4 16 = 6,4 мм, примем d₅ = 6 мм.

Радиусы галтелей R применяем конструктивно из ряда 10; 15; 20; 25; 40 мм.

Расстояние между болтами фланца редуктора L_Ф;

L_Ф = (1015) d₃

Получим L_Ф = (1015) 8 = 80…120 мм. примем L_Ф = 100 мм.



13. Заключение

В результате выполнения курсовой работы мы закрепили и обобщили знания и навыки, полученные при изучении дисциплины ТММ и детали машин, научились применять на практике теорию курса (кинематику, динамику, расчета зубчатого редуктора и его элементов).

Выполняя курсовой проект овладели навыками использования общих методов проектирования и исследования механизмов, также овладели методами определения кинематических параметров механизмов, оценки сил, которые действуют на отдельные звенья механизма, научились творчески оценивать сконструированный механизм с точки зрения его назначения - обеспечивать необходимые параметры движения звена.



14. Список используемой литературы

1. С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин, Г.М. Ицкович, В.П. Козин " Курсовое проектирование деталей машин". М.: Машиностроение, 1987 г.

2. В.И. Анурьев " Справочник конструктора-машиностроителя" -М.: Машиностроение, 1982 г.

3. А.Е. Шейнблит " Курсовое проектирование деталей машин" -М.: Высшая школа, 1991 г.

4. Л.В. Курмаз, А.Т. Скойбеда «Детали машин» Справочное учебно-методическое пособие. М.: Высшая школа, 2004 г.

5. Артоболевский, И.И. Теория механизмов и машин: И.И. Артоболевский-М., 1975.

Размещено на Allbest.ru

...