так как

Проверка статической прочности при перегрузках

[1, стр.183]

– регламентировано техническим заданием

2.2 Расчет диаметров валов

Для быстроходного [2, стр.45]	Для тихоходного [2, стр.45]

2.3 Расчёт диаметров колёс

x=0 y=0 так как нет смещения шестерни

По формуле [2, стр.23] определим вершины и впадины колёс.

Вершины и впадины шестерни:

мм

мм

–диаметр вершина зуба

– диаметр впадина зуба

d₁ – делительный диаметр

m – модуль зацепления

Вершины и впадины шестерни:

мм

мм

–диаметр вершина зуба

– диаметр впадина зуба

D₂ – делительный диаметр

m – модуль зацепления

2.4 Расстояние между деталями передач

Чтобы поверхности вращающихся колес не задевали за внутренние поверхности стенок корпуса, между ними оставляют зазор «а» (мм),

a=∛L+3=∛270+3=9,46=10 мм [2, c.48]

L-расстояние между внешними поверхностями деталей передач, (мм).

Расстояние b₀ между дном корпуса и поверхностью червяка или колес для всех типов редукторов и коробок передач принимают:

b_0≥3a=3* 10=30 мм [2, c.48]

2.5 Толщина стенки редуктора

Толщину стенки редуктора, отвечающую требованиям технологии литья, необходимой прочности и жесткости корпуса, вычисляют по формуле:

[2, c.289],

принимаем 7 мм.

где Т - вращающий момент на тихоходном валу(Н∙м);

Плоскости стенок, встречающихся под прямым или тупым углом, сопрягают дугами радиусами r и R. Если стенки встречаются под острым углом, рекомендуют их соединять короткой вертикальной стенкой. В обоих случаях принимают:

[2, c.290],

[2, c.290].

2.6 Выбор типа подшипников

Для опор цилиндрических прямозубых и косозубых колёс редукторов и коробок передач применяют чаще всего шариковые радиальные подшипники.

Выберем подшипник серии диаметров 2 [2, стр. 459]: ГОСТ 8338-75

	Обозначение подшипников	d, мм	D, мм	B, мм	r, мм	Dw, мм	Cr, кН	C0r, кН
Для тихохотного вала	214	70	125	24	2,5	17,462	61,8	37,5
Для быстроходного вала	211	55	100	21	2,5	14,288	43,6	25,0

d – диаметр вала

D– диаметр подшипника

B – ширина подшипника

r – фаска

С_r - грузоподъемность динамическая

С₀ - грузоподъемность статическая

2.7 Расчёт объема масляной ванны

Для смазывания передач применим картерную систему. В корпус редуктора заливаем масло, колесо при вращении увлекает масло, разбрызгивает его внутри корпуса. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла воздухе которая покрывает поверхность расположенных внутри корпуса деталей.

Передаваемая мощность: P= кВт

Требуемый объем масляной ванны: V=P·0,6= 5,3676 ·0,6=3,2 л=3200 см³

V=0,35….0,7 л на 1 кВт передаваемой мощности.

Глубина погружения в масло деталей:

Выбираем масло для редуктора: И-Г-А-32, так как [2, cтр.198] (Индустриальное, для гидравлических систем , масло без присадок, кинематическая вязкость 34 мм²/с).

---

2.8 Выбор уплотнителя

Уплотнительные устройства применяют для предохранения от вытекания смазочного материала из подшипниковых узлов, а также для зашиты их от попадания извне пыли и влаги. Выберем манжеты уплотнительные армированные для валов по ГОСТ 8752-79

	d, мм	D, мм	h, мм
Для тихохотного вала	70	95	10
Для быстрохотного вала	55	80	10

d – диаметр вала

D – диаметр манжеты

h – ширина манжеты

2.9 Выбор крепежных элементов.

1.Болт для крепления редуктора к плите (раме):

Болт с шестигранный уменьшенной головкой класса точности B, исполнение 1 (из ГОСТ 7796-70), мм.

d	S	e	k	l	b
14	19	20,9	8,8	15	15

2.Болт крышки редуктора к корпусу:

Болт с шестигранный уменьшенной головкой класса точности B, исполнение 1 (из ГОСТ 7796-70), мм.

d	S	e	k	l	b
12	17	18,7	7	110	30

3.Болт для крепления крышки подшипника:

Болт с шестигранный уменьшенной головкой класса точности B, исполнение 1 (из ГОСТ 7796-70), мм.

d	S	e	k	l	b
10	14	15,3	6	30	30

4. Винты для крепления крышки люков к крышке корпуса.

Винты с цилиндрической головкой власов точности А и В (из ГОСТ 1491-80), мм.

d	D	k	l	b
8	13	5	16	16

5. Шайбы пружинные для болтового крепления крышки корпуса к корпусу редуктора. Шайба пружинная, тип Н – нормальные, исполнение 1 (из ГОСТ 6402-70)

Номинальный диаметр резьбы болта	d	s	b
12	12,2	3,0	3,0

6. Шайбы пружинные для болтового соединения крышки подшипников к редуктору. Шайба пружинная, тип Н – нормальные, исполнение 1 (из ГОСТ 6402-70)

Номинальный диаметр резьбы болта	d	s	b
10	10,2	2,5	2,5

7. Гайка шестигранная для крепления крышки корпуса к корпусу редуктора. Гайка шестигранная (ГОСТ 5915-70) класс точности B, исполнение 1.

d	S	e	m
12	19	20,9	10

8. Для слива масла в корпусе редуктора предусматривают сливное отверстие, закрываемое пробкой с цилиндрической или конической резьбой.

Назначаем пробку с конической резьбой.

Размеры пробки:

D	a	L	S
21	4	13,5	8

9. В связи с длительной работой нагревается воздух и давление внутри повышается. При интенсивном тепловыделении это приводит к просачиванию масла через уплотнения и стыки. Чтобы избежать этого, внутреннюю полость корпуса сообщают с внешней средой путём установки отдушин в его верхних точках.

D	h	a	l	d1	d2
25	35	3	10	10	16

Министерство науки и образования Российской Федерации

Поволжский Государственный Технологический Университет

Кафедра ТММ

РЕДУКТОР ЭЛЕКТРОМЕХАНИЧЕСКОГО ПРИВОДА

Технический проект

---

к курсовому проекту по дисциплине

«Основы проектирования»

Р 00.00

Йошкар-Ола

2017г.

3.1 Расчет тихоходного вала.

Схема расчета

Б

Исходные данные

F_t=6209 H – окружная сила колеса.

F_m=0,4*F_tm=1383 H – нагрузка от муфты

d₁=D_k=253,9683 мм – диаметр зубчатого колеса

T₁ – момент на тихоходном валу

T₁ – момент на быстроходном валу

a=65 мм

b=65 мм

c=65 мм

Расчет сил зацепления

– сила зацепления

Осевая сила

F_a=F_t*tgβ=6209*tg(10,14179=6209*0,17887=1110,6 H – осевая сила.

Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов с определением наиболее напряженных участков вала[1,c.318].

Определение опасного сечения.

Принимаем наиболее опасным сечение Б

Расчет моментов сопротивления изгибу и кручению [2, c.187]

b=20, h=12 – табл. 10.6 [1,c.318].

d=70 мм - диаметр участка вала с наиболее опасным сечением.

Расчёт напряжения [1,с. 319]

Расчёт коэффициентов концентрации напряжения

Расчет коэффициентов концентраций напряжений в расчетном сечении. учитывают влияние всех факторов на сопротивление усталости соответственно при изгибе и кручении: [1,с. 320]

K_d – масштабный фактор.

в 4,6 раз табл.22,2 [1, c.386]

шероховатость поверхности вала

- коэффициент учитывающий качество поверхности кручения

- т.к. вал без поверхностного упрочнения

Расчёт пределов прочности и коэффициентов [2 c.319]

Расчет запасов сопротивления усталости: [1, с. 319]

запас сопротивления усталости при изгибе

- амплитуда переменных составляющих цикла

– постоянные составляющие

- коэффициенты, корректирующие влияние постоянной составляющий цикла напряжений на сопротивления усталости

Проверка статической прочности [1, с. 322]

Эквивалентное напряжение

*

Расчет на жесткость [1, с. 324]

Полярный момент инерции поперечного сечения вала

Определить угол поворота в сечении вала от сил действующих на него

рад

0,9·10^-5 рад

рад

рад

рад

рад

Определение прогиба вала сечения под колесом

мм ≤ [y]=0,01*m=0,01*2,5=0,025 [1, с. 323]

3.2. Расчёт подшипников качения

Определение ресурса подшипников тихоходного вала.

Выбраны: подшипники шариковые радиальные однорядные (из ГОСТ 8338-75)

214 ГОСТ 8338-75

d=70 мм – диаметр внутреннего колеса

D=125 мм – диаметр внешнего колеса

B=24 мм – ширина подшипника

С_r =61,8 кН - динамическая грузоподъемность

С_о=37,5 кН – статическая грузоподъемность

K_E=0,5 – коэффициент эквивалентности [1 c.360]

F_t=6209 H – окружная сила зацепления

F_a=1110,6 H

F_m=1383 H – нагрузка от муфты

F_R=2296 H

n=65 мин^-1 - частота вращения вала

d=253,9683 мм - диаметр колеса

Определение реакций в опорах подшипниках:

Из уравнения:

В горизонтальной плоскости:

Из уравнения:

В плоскости смещения валов:

Определение параметра «e» табл. 16.5 [1, c.320]

=0,0133

Расчёт коэффициентов x, y.

V=1 - так как внутреннее колесо [1, c.358]

табл. 16.5 [1, c.320]

табл. 16.5 [1, c.320]

Расчет эквивалентных нагрузок [1. с.358]

[2, c.116]

[2, c.116]

Расчёт срока службы [1. c.358]

a₁ =1 – коэффициент долговечности [1. с.357]

a₂₃ = 0,75 – обобщенный коэффициент совместного влияния качества металла и условий эксплуатации табл. 16.3 [1. c.357]

---

- эквивалентная динамическая нагрузка.

С = 61,8 кH – базовая динамическая грузоподъемность.

Р = 3 – для роликовых подшипников [1. c.356]

n = 65 об/мин. – частота вращения вала.

Список используемой литературы:

1) Детали машин: Учебник для машиностроительных специальностей вузов/ М.Н. Иванов, В.А. Финогенов. – 13-е изд. перераб. – М.: Высш. шк.,2010. – 408 с. ил.

2) Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для студ. высш. учеб. заведений /Дунаев П.Ф., Леликов О.П. -12-е изд., стер. – Издательский центр «Академия» 2009.- 496с.

3)Атлас конструкций узлов и деталей машин: учебное пособие / [Б.А.Байков и др]; под ред. О.А.Ряховского, О.П.Леликова. – 2-е изд., перераб. И доп. – М.: Изд-во МГТУ им Н.Э.Баумана,2009.-400с.

---

Смотрите также файлы

• Курсовая Метрология.docx

• Метрология лаба 1.docx

• Детали машин экзамен.docx

• Обработка металлов эезамен.docx

• записка переделка.docx