Размещено на http://www.allbest.ru/

Содержание

1. Выбор двигателя и кинематический расчет привода

1.1 Определение передаточных чисел механических передач привода

1.2 Определение частот вращения и крутящих моментов на валах

2. Выбор материала и расчёт допускаемых напряжений

2.1 Определение допускаемых контактных напряжений

3. Расчет цилиндрических косозубых передач

3.1 Проектный расчет цилиндрической косозубой передачи

3.2 Проверочный расчет цилиндрической передачи

3.3 Геометрические характеристики зацепления

3.4 Ориентировочная оценка КПД редуктора

3.5 Определение усилий, действующих в зацеплении

4. Расчет ременной передачи

5. Выбор муфты

6. Расчет валов

6.1 Проектный расчет быстроходного вала цилиндрического редуктора

6.2 Проектный расчет тихоходного вала цилиндрического редуктора

6.3 Расчет валов на выносливость

7. Выбор и расчет подшипников качения

7.1 Выбор подшипников быстроходного вала

7.2 Выбор подшипников тихоходного вала

8. Шпоночные соединения

8.1 Расчет на прочность шпоночного соединения быстроходного вала в месте посадки шкива

8.2 Расчет на прочность шпоночного соединения тихоходного вала в месте посадки колеса

8.3 Расчет на прочность шпоночного соединения тихоходного вала в месте посадки муфты

9. Расчет корпуса редуктора

Список используемой литературы

1. Выбор двигателя и кинематический расчет привода

Выбор электродвигателя

Требуемую мощность электродвигателя определяем по формуле:

где - мощность на приводном валу, - КПД привода.

Требуемая мощность электродвигателя

Электродвигатель должен иметь мощность , по ГОСТ 19523-81

выбираем асинхронный электродвигатель стандартной мощности

Частоту вращения вала электродвигателя определяем

по формуле:

Пусть ; , тогда

Наиболее близкая частота вращения стандартного двигателя типа

АИР 132M6

1.1 Определение передаточных чисел механических передач привода

Для стандартного частоты вращения электродвигателя уточняем общее передаточное число привода

Полученное передаточное число распределяем между типами передач

.

В соответствии с заданием

Сохраняя принятые значения и , имеем

Передаточные числа согласуются со стандартными значениями по ГОСТ 2186 - 66.

Отклонение от стандартного значения не должно превышать .

В нашем случае и и

1.2 Определение частот вращения и крутящих моментов на валах

Частота вращения на входном (быстроходном) валу редуктора

Частота вращения на выходном (тихоходном) валу редуктора

Крутящий момент на приводном валу

Крутящий момент на входном валу редуктора

Крутящий момент на ведущем шкиве цепной передачи (на валу электродвигателя)

С другой стороны

2. Выбор материала и расчёт допускаемых напряжений

2.1 Определение допускаемых контактных напряжений

Исходные данные: тип производства - серийное; срок службы ; передаточное число ; характер работы - нереверсивный.

Определим допускаемые контактные напряжения.

По типу производства назначаем вид термообработки: для единичного производства - улучшение.

Для изготовления колес принимаем сталь 45 как наиболее распространенную в общем редукторостроении и подвергаемую улучшению.

Твердость зубьев принимаем для шестерни на больше, чем для колеса. средняя твердость

Определяем допускаемые контактные напряжения для шестерни

Так как - то .

Коэффициент запаса (безопасности)

Тогда

Определяем допускаемые значения для колеса



Так как - то

Расчетное значение допускаемых контактных напряжений для колес с косыми зубьями

что не превышает предельного значения для цилиндрической передачи.

Допускаемые контактные напряжения при перегрузке

Определим допускаемые изгибные напряжения.

Определим допускаемые изгибные напряжения для шестерни

Здесь так как передача реверсивная.

эквивалентное число циклов нагружения

Так как то

Определяем допускаемы изгибные напряжения для колеса.

Так как то Тогда

Допускаемые изгибные напряжения при перегрузке

3. Расчет цилиндрических косозубых передач

Исходные данные: крутящий момент на колесе передаточное число ; вид термообработки - улучшение; расчетные допускаемые контактные напряжения

3.1 Проектный расчет цилиндрической косозубой передачи

электродвигатель кинематика редуктор подшипник

Проектный расчет выполняем по ГОСТ 21354 - 87 в следующей последовательности.

Межосевое расстояние вычисляем по формуле

Где - для стальных косозубых передач; - коэффициент, учитывающий концентрацию нагрузки.

Принимаем так как расположение колес симметричное; принимаем тогда

Межосевое расстояние округляем в большую сторону до стандартного значения по ГОСТ 2185 - 66:

Назначаем нормальный модуль по соотношению

В нашем случае имеем

По ГОСТ 9563 - 80 принимаем

Задаваясь предварительно углом наклона зубьев , определим число зубьев шестерни

Подставив численные значения, имеем

Принимаем . Число зубьев колеса ,

принимаем .

Уточняем передаточное число

.

Отклонения от требуемого передаточного числа нет (допускается ).

Уточняем угол наклона зубьев

Имеем

что находится в рекомендуемых пределах угла

Определяем диаметры делительных окружностей колес

Проверка межосевого расстояния

мм, стандартное

Определяем ширину зубчатых колес

По ГОСТ 6636 - 69 округляем до стандартного значения

Ширину зубчатого венца шестерни назначаем на больше, т.е.

принимаем

3.2 Проверочный расчет цилиндрической передачи

Проверочный расчет передачи проводим в соответствии с ГОСТ 21354 - 87.

Проверим передачу на контактную выносливость зубьев.

Расчетная зависимость для проверки передачи на контактную выносливость имеет вид:

где - коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев; - коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных колес, ; - коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий;

- окружная сила, Н; - ширина колеса, мм ;

- коэффициент нагрузки; - диаметр делительной окружности шестерни, - фактическое передаточное число, имеем - минимальное допускаемое напряжение из двух и .

Определяем коэффициенты

где - угол наклона зубьев; - угол зацепления.

При коэффициенте смещения инструмента угол зацепления имеем

В нашем случае

где - приведенный модуль упругости

- модули упругости материалов шестерни и колеса; - коэффициент Пуассона.

Для пары стальных колес имеем ; тогда

Коэффициент равен:



- для косозубых колес.

- коэффициент торцового перекрытия

- коэффициент, учитывающий осевое перекрытие зубьев в косозубых передачах.

Значение принимается в зависимости от коэффициента осевого перекрытия

В нашем случае

Следовательно Тогда

Окружная сила

где и - крутящие моменты на шестерне и колесе соответственно.

Имеем

Коэффициенты нагрузки

Где - коэффициент внешней динамической нагрузки; - коэффициент концентрации нагрузки; - коэффициент динамической нагрузки.

Если все нагрузки учтены в графике нагружения, то Определяем коэффициент концентрации нагрузки .

Для прирабатывающихся колес (хотя бы одно из колес имеет твердость зубьев ) коэффициент концентрации нагрузки, при переменной нагрузке равен:

где - коэффициент начальной концентрации нагрузки, выбираем в зависимости от соотношения и расположения шестерни относительно опор ее вала; коэффициент, учитывающий влияние переменного режима нагружения на степень прирабатываемости колес

Здесь - крутящий момент на ступени блока нагружения; время действия крутящего момента ступени блока нагружения; номинальный момент; срок службы передачи.

Для косозубых колес значения коэффициента распределения нагрузки между зубьями и определяем в зависимости от окружной скорости и степени точности.

В нашем случае имеем прирабатывающиеся колеса, работающие при переменной нагрузке: тогда

Определяем коэффициент динамичности нагрузки,

Определим окружную скорость

При таком значении скорости принимаем 8 - ю степень точности.

Тогда и и

Таким образом имеем

Недогрузка передачи составляет

Проверим передачу на изгибную выносливость зубьев.

Условие работоспособности на изгиб для косозубых колес:

где - окружная сила, , нормальный модуль

ширина колеса - коэффициент концентрации нагрузки при расчетах на изгиб; - коэффициент динамичности нагрузки при расчетах на изгиб, - коэффициент распределения нагрузки между зубьями при расчете на изгиб.

Так как точки контакта профилей при расчетах на изгибную и контактную прочность различны (у вершины при расчетах на изгиб; в полюсе - на контактную прочность), то различны соответствующие жесткости зубьев, и нагрузка при изгибе распределяется с меньшей концентрацией (жесткость зуба меньше), но одинаковая начальная концентрация нагрузки более опасна при изгибе, так как и возникает опасность разрушения зуба до завершения приработки колес.

В связи с изложенным с достаточной степенью точности можно считать, что а

Коэффициент формы зуба определяем в зависимости от числа зубьев рассчитываемого колеса для косозубых колес, эквивалентного числа зубьев

и коэффициента смещения режущего инструмента

Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев, равен:

где - коэффициент, учитывающий многопарность зацепления;

- коэффициент, учитывающий осевое перекрытие зубьев; - коэффициент торцового перекрытия.

Для передач, применяемых в редукторостроении можно принимать тогда

В нашем случае

Коэффициент, учитывающий угол наклона зубьев:

В нашем случае

Условие прочности имеет вид

Допускаемые изгибные напряжения и определены в п. 2.2.3.

На изгибную выносливость проверяются зубья того колеса, для которого минимально.

В нашем случае имеем

Следовательно, на изгибную выносливость необходимо проверять зубья шестерни, для которых

Несмотря на еще большую (чем при контактных напряжениях) недогрузку, ни модуль, ни ширину колес уменьшать нельзя по указанным соображениям.

Проверка передачи на прочность зубьев при пиковых (кратковременных) перегрузках.

Под пиковой нагрузкой будем понимать максимальный момент двигателя, возникающий при пуске. Проверяем на контактную прочность при перегрузке:

В нашем случае

Тогда следовательно, контактная пластическая деформация зубьев (бринеллирование) будет отсутствовать.

Проверяем на изгибную прочность при пиковой перегрузке

Следовательно, объемная пластическая деформация зубьев будет отсутствовать.

3.3 Геометрические характеристики зацепления

Геометрические размеры передачи внешнего зацепления рассчитываются по ГОСТ 16532 - 70.

Для рассчитываемой передачи имеем геометрические параметры

Определяем основные размеры шестерни и колеса.

Диаметры окружностей (выступов) вершин зубьев:

где - коэффициент головки зуба исходного контура.

В соответствии с ГОСТ 13755 - 81 у исходного контура с имеем коэффициент смещения режущего инструмента.

В нашем случае Тогда

Диаметры окружностей впадин зубьев

Здесь коэффициент радиального зазора исходного контура.

Согласно ГОСТ 13755 - 81, имеем Тогда

3.4 Ориентировочная оценка КПД редуктора

Для одноступенчатого редуктора

где коэффициент, учитывающий потери зацепления; коэффициент, учитывающий потери в подшипниках; коэффициент, учитывающий потери на разбрызгивание и перемещение масла (гидравлические потери).

При величину ориентировочно можно определить по зависимости

где коэффициент трения в зубчатом зацеплении.

Принимаем тогда

Так как передача имеет невысокую окружную скорость, принимаем

Тогда

3.5 Определение усилий, действующих в зацеплении

Окружная сила

Осевая сила

Радиальная сила

4. Расчет ременной передачи

Исходные данные:

Частота вращения малого шкива n = 1000 об/мин.

Передаточное число u = 2,5

Характер нагрузки - лёгкие толчки.

Размер сечения выбираем по рекомендациям в зависимости от крутящего момента Т 1 Hм и частоты вращения n1 об/мин, на малом шкиве Т 1=9550 Р 1/n1, Нм

В данном случае Нм Принимаем клиновой ремень нормального сечения типа Б. Если величина Т 1 такова, что возможно применение двух типов сечения, то расчет ведут параллельно для двух типов сечений и принимают, в конечном счете, такой тип ремня, применение которого дает сравнительно меньшее их количество, нагрузку на вал и габариты передачи. Тип сечения ремня можно выбирать по графику в зависимости от мощности и частоты вращения малого шкива.

Назначаем расчетный диаметр малого шкива.

Минимальный расчетный диаметр малого шкива dplmin определяется по ГОСТ 1284.3-80 в зависимости от типа сечения ремня. Для ремня сечения Б по табл. имеем dplmin= 125 мм.

Диаметры шкивов по ГОСТ 20889-75- dp мм. Следует применять шкивы с большим, чем dplmin, диаметром. Принимаем d_pl=140 мм.

Определяем расчетный диаметр большого шкива.

мм.

Полученный диаметр шкива округляем до ближайшего стандартного по ГОСТ 20889-75-ГОСТ 20897-75. Принимаем d_p2= 355 мм.

Уточняем передаточное число



Определяем межосевое расстояние передачи.

Минимальное межосевое расстояние

,

где h-высота профиля ремня; для сечения типа "Б" имеем h = 10,5 мм. Тогда мм.

Если нет жестких требований к габаритам передачи, то для увеличения долговечности ремней принимают а > amin. Причем а назначается в зависимости от передаточного числа u и расчетного диаметра d_p2 по таблице (2.20). При u = 2,58 имеем а/d_p2 = 1,2

мм.

Определяем длину ремня

,

где V1- скорость ремня, равная окружной скорости малого шкива.

м/с

Тогда мм.

По ГОСТ 1284.1-80 принимаем L = 1800 мм.

Уточняем межосевое расстояние передачи



где

мм,

мм²,

тогда мм.

Принимаем угол обхвата на малом шкиве

Допускаемая мощность, которую может передать один ремень в заданных условиях эксплуатации.

[P] =

[Р]- мощность, передаваемая одним клиновым ремнем, КВт

Для ремня типа "Б" при n1 = 1000 об/мин и d_p1 = 140 мм по табл. 2.22 определяем номинальную мощность Р 0 = 1,5 кВт.

- коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата на тяговую способность ремня. = 0,92 при = .

- коэффициент, учитывающий влияние на долговечность длины ремня, выбираем по табл. 2.24:

 = ,

= 0,95

- поправка, учитывающая влияние на долговечность уменьшения изгиба ремня на большом шкиве с увеличением u, принимаем по табл.2.23:

Нм

Коэффициент, учитывающий характер нагрузки на передачу, при нашем характере (умеренные толчки) выбираем Сp = 0,89.

[P]=кВт

Необходимое количество ремней.

Коэффициент, учитывающий число ремней примем Cz = 0,95.

Z = 4

9.Сила предварительного натяжения одного ремня.

Н

=0,18 - масса 1м длинны ремня.

Давление на валы

Н.

Ширина шкивов

мм.

5. Выбор муфт

Исходные данные:

Тип муфты - компенсирующая; передаваемый момент

режим работы нереверсивный с лёгкими толчками; поломка муфты приводит к аварии машины без человеческих жертв.

Определяем расчетный момент муфты

где номинальный момент на муфте;

коэффициент режима работы,

где коэффициент безопасности; принимаем поломка муфты вызывает аварию машины; коэффициент, учитывающий характер нагрузки, принимаем при реверсивной нагрузке.

В нашем случае

Муфту выбираем по каталогу так, чтобы соблюдалось условие:

В нашем случае подходит муфта МЦ 500 - 1 - 45 - 1 по ГОСТ 20742 - 93

Определяем силу действующую со стороны муфты на вал, вследствие неизбежной несоосности соединяемых валов:



где окружная сила на муфте,

здесь крутящий момент на валу, расчетный диаметр,

Окружная сила на муфте

Следовательно, нагрузка от муфты на вал

Принимаем

Проверяем возможность посадки муфты на вал редуктора.

Определяем расчетный диаметр вала в месте посадки муфты

В нашем случае

Суммарный изгибающий момент

Эквивалентный момент

Допускаемые напряжения Тогда расчетный диаметр под муфту равен:

С учетом ослабления вала шпоночной канавкой имеем

Это значение меньше посадочного диаметра муфты

Таким образом, муфта проходит по посадочному диаметру вала, и в дальнейших расчетах диаметр вала под муфту принимаем

6. Расчет валов

Исходные данные:

Крутящий момент на быстроходном валу крутящий момент на тихоходном валу окружная сила

осевая сила радиальная сила

ширина колеса делительный диаметр шестерни средний делительный диаметр колеса

сила на вал от натяжения цепи

По компоновочному чертежу назначаем длины участков быстроходного вала:

6.1 Проектный расчет быстроходного вала цилиндрического редуктора

Определяем согласно расчетной схеме реакции опор в горизонтальной плоскости из условия равновесия:

Реакция должна быть направлена в сторону, противоположную первоначально выбранной.

Условие равновесия:

Первоначальное направление реакции выбрано верно. Проверка выполняется по условию равновесия сил на ось :

Следовательно, реакции определены верно.

Определяем реакции опор в вертикальной плоскости из условия равновесия:



отсюда

Знак указывает на необходимость изменить направление реакции.

Условие равновесия:

отсюда:

Первоначальное направление реакции выбрано неверно. Проверка выполняется по условию равновесия проекции сил на ось

Реакции определены правильно.

Радикальная нагрузка на опору

Радикальная нагрузка на опору



Определяем изгибающие моменты в характерных сечениях вала:

В горизонтальной плоскости для среднего сечения шестерни

под подшипником

под подшипником

под шкивом ременной передачи

Изгибающий момент вертикальной плоскости под подшипником

Определяем диаметры вала по формуле

где эквивалентный момент, по 3 гипотезе прочности



Здесь суммарный изгибающий момент,

- изгибающие моменты в рассматриваемом сечении в горизонтальной и вертикальной плоскостях, крутящий момент в рассматриваемом сечении вала, допускаемое изгибное напряжение,

Для обеспечения достаточной жесткости вала рекомендуется принимать в зависимости от материала и диаметра

Принимаем

Определяем расчетный диаметр вала под шестерней. Для этого сечения имеем изгибающий момент: следовательно,

Тогда

С учетом ослабления вала шпоночной канавкой рекомеедуется увеличить диаметр вала на Таким образом,

Полученный диаметр вала округляем до ближайшего большего значения по ГОСТ 6636 - 69 из стандартного ряда.

Принимаем Проверяем возможность применения насадной шестерни. Согласно рекомендациям, шестерня делается насадной при условии В нашем случае следовательно, шестерню можно сделать насадной.

Определяем расчетный диаметр вала под подшипником Для этого сечения имеем

Следовательно,

Тогда

Определяем расчетный диаметр вала под подшипником

Имеем

Определяем расчетный диаметр вала под звездочкой цепной передачи.

Для этого участка имеем

С учетом ослабления вала шпоночной канавкой имеем

Принимаем Исходя из условия сборки, принимаем диаметр вала под обоими подшипниками с целью унификации, а также обеспечения технологичности корпуса редуктора.

Таким образом, для рассматриваемого вала имеем Остальные размеры вала назначаются конструктивно после подбора подшипников при эскизной компоновке редуктора.

6.2 Проектный расчет тихоходного вала цилиндрического редуктора

Назначаем длины участков тихоходного вала в соответствии с компоновочным чертежом:

Определяем опорные реакции вала в вертикальной плоскости согласно расчетной схеме.



Проверка:

Следовательно, реакции определены правильно.

В горизонтальной плоскости

Проверка:

Определяем изгибающие моменты в характерных сечениях вала колеса:

под подшипником в вертикальной плоскости

в горизонтальной плоскости

от муфты



под колесом в вертикальной плоскости

в горизонтальной плоскости

от муфты

Проверка:

в вертикальной плоскости

в горизонтальной плоскости

Таким образом, реакции определены правильно.

Определяем диаметры в характерных сечениях вала. Диаметр вала под муфту определен ранее

Определяем расчётный диаметр под подшипником

Для этого сечения имеем

Принимаем, что позволит создать буртики для упора муфты.

Под подшипником принимаем такой же диаметр, т.е.

Определяем расчетный диаметр вала под колесом

Для этого сечения имеем

С учетом ослабления вала шпоночной канавкой, увеличив на получим

Полученный диаметр округляем по ГОСТ 6636 - 69, в итоге получаем диаметр вала под колесом

6.3 Расчет валов на выносливость

Для опасных сечений вала определяем коэффициенты запаса сопротивления усталости при совместном действии кручения и изгиба по формуле

где коэффициент запаса сопротивления усталости по нормальным напряжениям

коэффициент запаса сопротивления усталости по касательным напряжениям

где - пределы выносливости материала вала; - амплитуда и среднее напряжение циклов нормальных и касательных напряжений. Для симметричного цикла нормальных напряжений = 0; - эффективные коэффициенты концентрации напряжений; - масштабные факторы; - коэффициенты качества поверхности, принимаем равным единице; - коэффициенты, учитывающие влияние асимметрии цикла.

Проверим на выносливость быстроходный вал, так как крутящий момент этого вала наибольший.

Материал вала - сталь 45, улучшение = 570 МПа; = 246 МПа; = 142 МПа.

Рассмотрим сечение под подшипником на него действуют изгибающие и крутящие моменты. Концентрация напряжений вызвана напрессовкой подшипника.

Суммарный изгибающий момент: .

;

.

Коэффициенты понижения пределов выносливости:

= 1 (шлифование); .

Амплитуда нормальных напряжений:

.

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

Определяем коэффициенты запаса прочности:

;

;

.

В рассматриваемом случае условие S > [S] = 1,5…2,0 выполняется.

7. Выбор и расчет подшипников качения

7.1 Выбор подшипников быстроходного вала

Исходные данные: радиальные нагрузки на подшипники внешняя осевая нагрузка частота вращения вала диаметр вала под подшипником расстояние между подшипниками требуемый ресурс подшипников режим работы - с умеренными толчками; температура подшипникового узла

На подшипники действуют радиальные и осевые усилия, поэтому назначаем радиально - упорные подшипники с коническими роликами по ГОСТ 333 - 79.

Выбираем схему установки подшипников, в нашем случае при и принимаем схеме установки подшипников "враспор"

Назначаем типоразмер подшипника.

Исходя из того, что диаметр вала под подшипник и осевая нагрузка назначаем в первом приближении роликоподшипник второй (легкой) серии диаметров. Его типоразмер 7206, имеющий коэффициент осевой нагрузки Динамическая грузоподъемность статическая грузоподъемность

Определяем осевые составляющие радиальных нагрузок на подшипники, индекс присваивается подшипнику, у которого осевая составляющая совпадает с направлением В нашем случае индекс присваиваем опоре

Для роликоподшипников где определяется по таблицам (в нашем случае имеем ); радиальная нагрузка на подшипник.



Определяем эквивалентную динамическую нагрузку При переменном режиме нагружения, для подшипников редуктора имеем

где коэффициент долговечности

Здесь продолжительность работы подшипника при действии нагрузки от требуемый срок службы подшипника

Так как в редукторе обычно замена подшипника не производится, то срок службы подшипников равен требуемому сроку службы редуктора тогда



В нашем случае коэффициент долговечности

Номинальная эквивалентная нагрузка определяется по формуле

Здесь кинематический коэффициент, учитывающий снижение долговечности при неподвижном внутреннем кольце подшипника, в нашем случае при вращающемся внутреннем кольце подшипника.

Коэффициент безопасности определяем по рекомендациям в зависимости от характера работы. При нагрузке с умеренными толчками принимаем температурный коэффициент, в нашем случае при радиальная и осевая нагрузки на подшипники, возникающие при действии номинального момента

коэффициенты радиальной и осевой нагрузки, назначаемые для конических роликоподшипников по ГОСТ 18855 - 82 в зависимости от отношения

В нашем случае для подшипника (подшипник ) имеем

Тогда

Для подшипника (подшипник ) имеем



Таким образом,

Так как наиболее нагруженным оказался подшипник (опора ), то все дальнейшие расчеты будут выполняться для этого подшипника.

6. Расчетная долговечность назначенного подшипника 7206 в опоре

что указывает на недостаточный запас долговечности, так как для тихоходного вала не подойдет другой тип подшипников, то целесообразно назначить выбранный конический роликоподшипник 7206.

7.2 Выбор подшипников тихоходного вала

Определяем радиальные нагрузки на подшипники. Поскольку направление силы от муфты неизвестно, реакции опор от нее определим отдельно, тогда реакции опор в горизонтальной плоскости остаются без изменения, т.е.

Реакции опор в вертикальной плоскости

Значение реакции от силы прибавляется к результирующей реакции в опоре от муфты



реакция в опоре от муфты

Радиальная нагрузка в опоре

Радиальная нагрузка в опоре

Назначаем тип подшипника. На подшипники действуют радиальные и осевые нагрузки, поэтому назначаем радиально - упорные подшипники. Так как на быстроходном валу приняты роликовые радиально - упорные подшипники, то для уменьшения числа типов подшипников на тихоходном валу принимаем также роликовые радиально - упорные подшипники.

Назначаем схему установки подшипников. При имеем установку подшипников "враспор", так как что меньше

Назначаем типоразмер подшипника. Имея в виду, что и осевая нагрузка сравнительно велика, назначаем радиально упорный подшипник средне серии 7211, имеющий

Определяем осевые составляющие радиальных нагрузок согласно схеме.

Для роликоподшипников для выбранных подшипников имеем .

Определяем эквивалентную нагрузку

В данном случае

Для подшипника (опора ) и для подшипника (опора )

Таким образом, наиболее нагруженным подшипником является подшипник (опора ).

Для него эквивалентная динамическая нагрузка

Расчетная долговечность назначенного подшипника 7209 в опоре

что указывает на излишний запас долговечности, так как для тихоходного вала не подойдет другой тип подшипников, то целесообразно назначить выбранный конический роликоподшипник 7211.

8. Шпоночные соединения

8.1 Расчет на прочность шпоночного соединения быстроходного вала в месте посадки шкива

Исходные данные: диаметр вала (быстроходного) размеры призматической шпонки по ГОСТ материал шпонки - сталь 45 нормализованная.

Вал передает крутящий момент

Материал вала - сталь 45, материал ведомой звездочки - сталь 45. Нагрузка с умеренными толчками.

Расчет на смятие

Расчет на срез

что значительно меньше

8.2 Расчет на прочность шпоночного соединения тихоходного вала в месте посадки колеса

Исходные данные: диаметр вала (тихоходного вала в месте посадки колеса) размеры призматической шпонки по ГОСТ материал шпонки - сталь 45 нормализованная.

Вал передает крутящий момент

Материал вала - сталь 45, материал колеса - сталь 45. Нагрузка с умеренными толчками.

Расчет на смятие

Расчет на срез

что значительно меньше

8.3 Расчет на прочность шпоночного соединения тихоходного вала в месте посадки муфты

Исходные данные: диаметр вала (тихоходного вала в месте посадки муфты) размеры призматической шпонки по ГОСТ материал шпонки - сталь 45 нормализованная.

Муфта передает крутящий момент

Материал вала - сталь 45, материал муфты - сталь 45. Нагрузка с умеренными толчками.

Расчет на смятие

Расчет на срез



что значительно меньше

9. Расчет корпуса редуктора

При конструировании литого корпуса его стенки следует по возможности выполнять одинаковой толщины. Толщину стенки отвечающую требованиям прочности и жесткости корпуса, вычисляют по формуле:

,

где Т - вращающий момент на выходном валу, Т = 287,9 Н?м.

Выбираем толщину стенок равную . В качестве материала корпуса выбираем СЧ 15 ГОСТ 1412-85 исходя из рекомендаций основанных на размерах корпуса.

Ориентировочные размеры корпуса были определены при составлении компоновочной схемы, уточнены при разработке конструкций узлов. Теперь следует выполнить их окончательную конструктивную отработку.

Корпуса современных редукторов очерчивают плоскими поверхностями, все выступающие элементы (бобышки подшипниковых гнезд, ребра жесткости) устраняют с наружных поверхностей и вводят внутрь корпуса, лапы под болты крепления к основанию не выступают за габариты корпуса, проушины для транспортирования редуктора отлиты за одно целое с корпусом. При такой конструкции корпус характеризуют большая жесткость и лучшие виброакустические свойства, повышенная прочность в местах расположения болтов крепления, уменьшение коробления при старении, возможность размещения большего объема масла, упрощение наружной очистки, удовлетворение современным требованиям технической эстетики. Однако масса корпуса из-за этого несколько возрастает, а литейная оснастка - усложнена.

Для удобства сборки корпус выполняют разъемным. Плоскость разъема проходит через оси валов.

Толщина стенки крышки корпуса , где - толщина стенки корпуса. Затем оформляют крышку вертикальными стенками. Для уменьшения массы крышки боковые стенки выполняют наклонными.

Для соединения корпуса и крышки по всему контуру плоскости разъема редуктора выполняют специальные фланцы. На коротких боковых сторонах фланцы располагают внутрь от стенки корпуса. Вследствие погрешностей при изготовлении моделей крышки и корпуса, погрешностей при формовке и во время удаления моделей из формы размеры отливок получают с отклонениями от номинальных значений. Это приводит к несовпадению внешних контуров крышки и корпуса, ухудшает внешний вид. Несовпадение станет незаметным, если крышку корпуса выполнить с напуском.

Определение диаметра стяжных винтов выполняется по формуле:

.

Выбираем М 18..

Выбираем следующие элементы:

Винты крепления М 12..

Список использованной литературы

1. Прикладная механика. Расчет и конструирование механизмов привода: Методические указания к выполнению курсового проекта по прикладной механике для студентов дневной формы обучения специальности

2. 180400. - Брянск: БГТУ, 1998. - 76 с.

3. Тихомиров, В.П. Детали машин: Курсовое проектирование: учеб. пособие / В.П. Тихомиров, А.Г. Стриженок. - Брянск: Изд-во БГТУ, 2009. - 278с.

4. Иванов М.Н. Детали машин. - М.: Высш. шк., 1984. - 336 с.

5. Курсовое проектирование деталей машин/В.Н. Кудрявцев, Ю.А. Державиц, И.К. Арефьев и др. - Л.: Машиностроение, 1984. - 400 с.

6. Дунаев П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для вузов. - 3-е изд., перераб. и доп. - М.: Высш. школа, 1978. - 352 с.

7. Чернин И.М., Кузьмин А.В., Ицкович Г.М. Расчеты деталей машин. - Минск: Вышэйшая школа, 1978. - 472 с.

8. Детали машин. Атлас конструкций. Кол. Авторов по ред. д-ра техн. Наук Д.Н. Решетова. Изд. 3-е переработ. и доп. М., изд-во "Машиностроение", 1970, 360 стр.

9. Решетов Д.Н. Детали машин. - М.: Машиностроение, 1989. - 496 с.

Размещено на Allbest.ru

...