Diplom-177.ru
 

Рефераты, курсовые, контрольные для студента!

 

Астрономия

Литература, Лингвистика

Страховое право

Уголовный процесс

Международные экономические и валютно-кредитные отношения

Экскурсии и туризм

Менеджмент (Теория управления и организации)

Компьютеры и периферийные устройства

Философия

Микроэкономика, экономика предприятия, предпринимательство

История отечественного государства и права

Бухгалтерский учет

Искусство

Маркетинг, товароведение, реклама

Радиоэлектроника

Экономическая теория, политэкономия, макроэкономика

История государства и права зарубежных стран

Психология, Общение, Человек

Банковское дело и кредитование

Историческая личность

Теория государства и права

Физкультура и Спорт

Государственное регулирование, Таможня, Налоги

Социология

Программное обеспечение

Биология

Культурология

Педагогика

Геодезия

Программирование, Базы данных

Международное право

Промышленность и Производство

Биржевое дело

Хозяйственное право

Медицина

Гражданское право

Право

Сельское хозяйство

Химия

Транспорт

Уголовное и уголовно-исполнительное право

Охрана природы, Экология, Природопользование

Физика

Музыка

География, Экономическая география

Математика

История

Муниципальное право России

Экономико-математическое моделирование

Ценные бумаги

Технология

Семейное право

Административное право

Искусство, Культура, Литература

Пищевые продукты

Компьютерные сети

Геология

Трудовое право

Иностранные языки

Здоровье

Юридическая психология

Москвоведение

Экономика и Финансы

Римское право

Гражданская оборона

Техника

Криминалистика и криминология

Конституционное (государственное) право зарубежных стран

Охрана правопорядка

Ветеринария

Военное дело

Налоговое право

Политология, Политистория

Экологическое право

История экономических учений

Религия

Компьютеры, Программирование

Прокурорский надзор

Космонавтика

Уголовное право

Физкультура и Спорт, Здоровье

Авиация

Металлургия

Архитектура

Правоохранительные органы

Конституционное (государственное) право России


Расчет редуктора

Расчет редуктора

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненных в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.

Редуктор предназначен для снижения угловой скорости и соответственно повышения вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.

Редуктор состоит из корпуса, в котором помещают элементы передачи – зубчатые колёса, валы, подшипники и т.д. 2. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЁТ РЕДУКТОРА 2.1 Кинематическая схема редуктора Согласно данных проекта изображаю условно кинематическую схему редуктора (рис 2.1.1) Рис 2.1.1 Кинематическая схема редуктора 1 Электродвигатель. 2 Муфта упругая. 3 Колесо зубчатое ведущее (шестерня). 4 Колесо зубчатое ведомое. 5 Подшипник качания. I. Вал электродвигателя. II. Вал ведущий редуктора. III. Вал ведомый редуктора. 2.2 Коэффициент полезного действия редуктора Рассчитываю коэффициент полезного действия по формуле (2.2.1). (2.2.1) где 3 – КПД зубчатого зацепления, определяю по табл. 2.1, стр. 8. Так как передача цилиндрическая закрытая – степень точности предварительно принимаю 8, тогда 3 = 0,97. под – КПД одной пары подшипников качения. КПД подшипников принимаю 0,99. Тогда: 2.3 Требуемая мощность электродвигателя Определяю требуемую мощность электродвигателя по формуле (2.3.1). (2.3.1) Тогда получим: кВт. 2.4 Выбор электродвигателя В зависимости от синхронной частоты вращения электродвигателя n э = 3000 об/мин и требуемой мощности электродвигателя Р 1 = 13,1 кВт, по табл. 2.2 подбираю электродвигатель. 1) тип двигателя 4А160 S 2У3; 2) n 1 = 2920 об/мин; 3) мощность Р д = 15 кВт. 2.5 Передаточное отношение редуктора Передаточное отношение редуктора рассчитываю по формуле (2.5.1). (2.5.1) Получим: 2.6 Вращающий момент на ведущем валу Вращающий момент на ведущем валу М, Н·м высчитываю по формуле (2.6.1). (2.6.1) 2.7 Вращающий момент на ведомом валу Вращающий момент на ведомом валу М, Н·м рассчитываю по формуле (2.7.1). (2.7.1) Н·м 3. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДОПУСКАЕМЫХ НАПРЯЖЕНИЙ ДЛЯ МАТЕРИАЛОВ ЗУБЧАТЫХ КОЛЁС Выбор механических характеристик материалов зубчатых колёс Из табл. 3.1 стр. 12 – 14 выбираю механические характеристики материала шестерни для стали 45 улучшения.

Ориентировочно принимаю диаметр заготовки 40 – 60 мм. а) предел прочности в1 = 780 – 880 Н/мм 2 б) предел текучести т1 = 540 Н/мм 2 в) средняя твёрдость НВ ср1 = 235 ед.

Определяю необходимую твёрдость материала колеса по формуле (3.1.1). (3.1.1) где НВ ср1 – твёрдость по Бринелю для шестерни.

Получим: По табл. 3.1 для изготовления колеса выбираю материал колеса таким образом, чтобы НВ ср НВ ср где НВ ср твёрдость по Бринелю для колеса.

Термообработка материала колеса – нормализация. а) предел прочности в1 = 490 Н/мм 2 б) предел текучести т1 = 260 Н/мм 2 в) средняя твёрдость НВ ср = 160 ед. г) диаметр заготовки колеса 100…300 мм.

Материал колеса сталь 35. Допускаемые контактные напряжения Допускаемые контактные напряжения [ ] н Н/мм определяю по формуле (3.2.1). (3.2.1) где [ ] но – предел контактной выносливости поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов нагружения N но . При твёрдости зубьев НВ ср ] но , Н/мм 2 по формуле (3.2.2). (3.2.2) Получаем: для шестерни 2 , для колеса 2 , К н1 – коэффициент долговечности, учитывающий влияние срока службы редуктора.

Поскольку редуктор предназначен для длительной работы, то принимаю К н1 = 1. Подставляя в формулу (3.2.1), получим для шестерни [ ] н1 = [ ] но1 = 490 Н/мм 2 , а для колеса [ ] н2 = [ ] но2 = 355 Н/мм 2 . Допускаемые напряжения изгиба Допускаемые напряжения изгиба [ ] f , Н/мм 2 определяю по формуле (3.3.1) (3.3.1) где [ ] f о – предел изгибной выносливости зубьев. При нормализации и улучшении зубьев предел изгибной выносливости рассчитывается по формуле (3.3.2). (3.2.2) Получим: для шестерни 2 , для колеса 2 , К н1 – коэффициент долговечности, равен 1. К fc – коэффициент вида передачи для реверсивных передач, равен 0,75. Подставляя в формулу (3.3.1), получим: для шестерни 2 , для колеса 2 . 4. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПАРАМЕТРОВ ПЕРЕДАЧИ 4.1 Межосевое расстояние зубчатого зацепления Межосевое расстояние зубчатого зацепления определяю по формуле (4.1.1) (4.1.1) где К 1 – расчётный коэффициент, для косозубого К 1 = 43. i – передаточное отношение. ва – коэффициент ширины зуба колеса при проектном расчёте. Он рассчитывается по формуле (4.1.2). (4.1.2) где в d – коэффициент ширины зуба колеса относительно делительного диаметра шестерни.

Определяю по табл. 4.1 стр. 16. Так как расположение шестерни относительно опор симметричное, а твёрдость рабочих поверхностей зубьев колеса НВ ср 350, то в d = 0,8 1,4. Принимаю в d = 1, тогда по формуле (4.1.2): Рассчитав ва округляю значение до ближайшего стандартного по табл. 4.2 стр. 17. Принимаю по ГОСТ 2185 – 66 ва = 0,4. К н – коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине зуба.

Определяю по табл. 4.3 стр. 17 К н = 1,02. [ ] нр – расчётное допускаемое контактное напряжение рассчитываю по формуле (4.1.3). (4.1.3) Подставляем в формулу (4.1.3) значения и получаем: 2 Должно соблюдаться условие [ ] нр 1,23·[ ] н . 380 Подставим значения в формулу (4.1.1) и получим: Значение а w округляю до ближайшего большего по табл. 4.4 стр. 18 и принимаю по ГОСТ 229 – 71 а w = 125 мм. 4.2 Геометрические параметры зубчатых колёс Предварительно определяю геометрические параметры зубчатых колёс: 1) делительный диаметр d 2 , мм определяю по формуле (4.2.1): (4.2.1) 2) ширину зубчатого венца в 2 , мм определяю по формуле (4.2.2): (4.2.2) 3) номинальный модуль m , мм определяю по формуле (4.2.3): (4.2.3) Принимаю по табл. 4.5 стр. 18 модуль по ГОСТ 310 – 76 до ближайшего большего стандартного значения, при этом учитываю, что в силовых передачах рекомендуется принимать m > 1,5 мм. Из – за опасности разрушения зуба при перегрузках, принимаю m = 2. Суммарное число зубьев Z шестерни и колеса определяем по формуле (4.2.4): (4.2.4) где min – минимальный угол наклона зубьев.

Принимаю min = 8 . Получим: Принимаю Z = 123. Число зубьев шестерни Z 1 определяю по формуле (4.2.5): (4.2.5) Принимаю Z 1 = 25. Число зубьев колеса Z 2 определяю по формуле (4.2.6): (4.2.6) Принимаю Z 2 = 98. Уточняю передаточное число по формуле (4.2.7): (4.2.7) Уточняю угол наклона зубьев по формуле (4.2.8): (4.2.8) Получим = arcos ( cos ) = arcos (0,984) = 10 18 Определяю фактические размеры зубчатых колёс и после расчёта все данные заношу в табл. 4.2.1. Диаметр делительной окружности определяю по формуле (4.2.9): (4.2.9) для шестерни для шестерни Диаметр окружности выступов определяю по формуле (4.2.10): (4.2.10) для шестерни для колеса Диаметр окружности впадин определяю по формуле (4.2.11): (4.2.11) для шестерни для колеса Уточняю межосевое расстояние а w , мм по формуле (4.2.12): (4.2.12) Ширину зубчатого венца колеса в 2 , мм рассчитываю по формуле (4.2.13): (4.2.13) Таблица 4.2.1 Параметры зубчатых колёс

Наименование параметра Вид зацепления (косозубое)
Расчётная формула Численные значения, мм
для шестерни для колеса для шестерни для колеса
Диам.дел.окр. 51 199
Диам.окр.выст. 55 203
Диам.окр.впад. 46 194
Ширину венца шестерни в 1 , мм определяю по формуле (4.2.14): (4.2.14) 4.3 Окружная скорость передачи Определяю окружную скорость передачи U , м/с по формуле (4.3.1): (4.3.1) По табл. 4.7 стр. 21 в соответствии с рассчитанной скоростью назначаю 9 степень точности передачи. 4.4 Усилие в зацеплении Определяю окружную силу F t , Н по формуле (4.4.1): (4.4.1) Определяю радиальную силу F r , Н по формуле (4.4.2): (4.4.2) где w – угол зацепления, w = 20 Подставим значения в формулу (4.4.2) и получим: Определяем осевую силу F a , по формуле (4.4.3): (4.4.3) где tg = 0,1817 Подставим значения в формулу (4.4.3) и получим: 5. ПРОВЕРКА ВЫНОСЛИВОСТИ ЗУБЬЕВ 5.1 Проверка контактной выносливости Определяю фактические контактные напряжения н , Н/мм 2 в зоне зацепления зубьев по формуле (5.1.1): ( 5 . 1 . 1 ) где Z – расчётный коэффициент, Z = 376 К Н L – коэффициент распределения нагрузки между зубьями, К HL = 1,02 К Н V – коэффициент динамической нагрузки, К HV = 1. Подставим значения в формулу (5.1.1) и получим: 2 н [ ] нр 365,96 380 – условие соблюдается.

Определяю процент недогрузки по формуле (5.1.2): (5.1.2) Т.к. 3,7 % 5.2 Проверка контактной выносливости 5.2.1 Сравнительная оценка прочности зубьев шестерни и колеса на изгиб Для шестерни и колеса определяю отношение (формула (5.2.1.1)): (5.2.1.1) где y f – коэффициент формы зуба.

Определяю y f по табл. 5.1 стр. 23 в зависимости от Z V – числа зубьев. Для шестерни Z V 1 = 26, тогда y f 1 = 3,88. Для колеса Z V 2 = 103, тогда y f 2 = 3,60. По формуле (5.2.1.1) рассчитываю отношение: для шестерни для колеса Поскольку значение отношения для колеса меньше, проверяю зубья колеса на прочность на изгиб. 5.2.2 Фактические напряжения изгиба Поскольку зубья колеса менее прочные, то определяю фактические напряжения изгиба f 2 , Н/мм 2 для колеса по формуле (5.2.2.1): (5.2.2.1) где y E – коэффициент, учитывающий перекрытие зубов, y E = 1 y – коэффициент, учитывающий наклон зубьев, у = 0,92 K fV – коэффициент динамической нагрузки, K fV = 1,2 (1,03…1,35) Подставим значения в формулу (5.2.2.1) и получим: 2 f2 ] f2 68,3 6. ОРИЕНТИРОВОЧНЫЙ РАСЧЁТ И ЭСКИЗНАЯ КОМПОНОВКА ВАЛОВ 6.1 Ориентировочный расчёт валов Из условия прочности на кручение определяется диаметр выходного вала d в , мм по формуле (6.1.1): (6.1.1) где [ ] к – допускаемое напряжение кручения для материала вала. Для ведущего вала [ ] к1 = 30 Н/мм 2 . Подставим значения в формулу (6.1.1) и получим: Полученное значение d в1 округляю до ближайшего большего значения по ГОСТ 514 – 77 из ряда R а 20 по табл. 6.1 стр. 25 и принимаю d в1 = 20 мм. Для ведомого вала принимаю [ ] к2 = 25 Н/мм 2 и подставив в формулу (6.1.1) значения, получаем: Округляю значение d в2 до ближайшего большего значения по ГОСТ 514 – 77 по табл. 6.1 стр. 25 из ряда R а 40. Принимаю d в2 = 32 мм. 6.2 Эскизная компоновка валов 6.2.1 Ведущий вал Ведущий вал изображён на рис. 6.2.1.1. Для увеличения жёсткости и прочности вала его изготавливают заодно с шестерней.

Диаметр вала ведущего d в1 = 20 мм.

Диаметр вала по манжетное уплотнение d 1 = d в1 + (1…3) = 20 + 2 = 22 мм.

Диаметр вала под подшипник d 1 = d 1 + (2…5) = 22 + 3 = 25 мм.

Диаметр вала около шестерни d 1 = d 1 + (5…10) = 25 + 5 = 30 мм. Длина выходного конца вала l 1 = 1,8· d в1 = 1,8·20 = 36 мм. Длина участка под уплотнение l 1 = 1,5·Т наиб1 , где Т наиб1 – ширина подшипника. В зависимости от d 1 ориентировочно назначаю радиально – упорные роликовые подшипники средней серии. Из каталога П.1.1 стр.132 – 135 выбираю Т наиб1 . №7305 D 1 = 62 мм Т наиб1 = 18,25 мм l 1 = 1,5·18,25 = 27,3 мм, принимаем l 1 = 28 мм. Длина посадочного конца под подшипник l 1 = Т наиб1 = 18 мм.

Расстояние от торца подшипника до торца шестерни l 1 = 12 мм. Расчётные размеры а 1 = 2·( l 1 + l 1 - а 1 ) + в 1 где а 1 - расстояние от точек приложения реакции до наружных торцов подшипников. (6.2.1) где е – коэффициент осевого нагружения е = 1,5 ·t e = 0,374 a 1 = 15 a 1 = 2·(18 + 10 - 15) + 55 = 85 мм. Рис. 6.2.1.1 Ведущий вал 6.2.2 Ведомый вал Рис. 6.2.2.1 Ведомый вал Ведомый вал изображён на рис. 6.2.2.1. Диаметр ведомого вала d в2 = 32 мм.

Диаметр вала под манжетное уплотнение d 2 = d в2 + (1…4) = 32 + 3 = 35 мм.

Диаметр вала под подшипник d 2 = d 2 + (2…6) = 35 + 5 = 40 мм.

Диаметр вала под зубчатое колесо d 2 = d 2 + (5…10) = 45 мм.

Диаметр упорного буртика d б = d 2 + 10 = 45 + 10 = 55 мм. Длина выходного конца вала l 2 = 1,8· d в2 = 1,8·32 = 58 мм.

Участок вала под манжетное уплотнение l 2 = 1,5·Т наиб2 = 30 мм, где Т наиб2 – ширина подшипника.

Поскольку условия работы опор ведомого вала легче, чем ведущего, то для опор ведомого вала предварительно назначаю радиально – упорные роликовые подшипники лёгкой серии. В зависимости от d 2 по каталогу подбираю №7208. D 2 = 80 мм Т наиб2 = 19,75 Участок вала под подшипник l 2 = Т наиб2 = 20 мм. Длина участка вала под зубчатое колесо l 2 = l cm 2 + y где l cm 2 – длина ступицы колеса l cm 2 = (1,3…1,5)· d 2 = 1,31·45 = 59 мм у – зазор между торцом подшипника и торцом колеса, назначается конструктивно у = 10 – 12 мм, принимаю у = 10 мм. l 2 = 59 + 10 = 69 мм Длина упорного буртика l б = 10 – 12 мм, принимаю l б = 10 мм. Расчётный размер а 2 = 2·( l 2 - a 2 ) + l 2 + l б , где а 2 - расстояние от точек приложения реакции до наружных торцов подшипника. 2 = 18 мм а 2 = 2·(20 - 18) + 69 + 10 = 83 мм, Рассчитываю разность между расчётными размерами ведущего и ведомого валов. В расчётах должно соблюдаться следующее условие а 1 – а 2 85 – 83 = 2 5 – условие соблюдается. 7. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЁТ ВАЛОВ Поскольку ведущий вал изготовлен заодно с шестернёй, что значительно повышает его прочность, то проверочный расчёт производим для ведомого вала. 7.1 Расчёт вала на статическую прочность 7.1.1 Составление расчётной схемы вала Расчётная схема вала изображена на рис. 7а.

Рассчитываю радиальную силу муфты. (7.1.1.1) М 2 = 162,2 Н/м Расстояние от точки приложения силы F м до опоры а 2 высчитывается по формуле (7.1.1.2): (7.1.1.2) где l в – длина втулки муфты определяю по табл. 11.2 стр. 51. Принимаю l в = 28. 7.1.2 Изображение схемы нагружения вала в вертикальной плоскости Схема нагружения вала в вертикальной плоскости изображена на рис. 7б. М а ( F ) = 0 F м ·0,092 + F r ·0,042 – у в ·0,084 + F a ·0,1 = 0 М в ( F ) = 0 F м ·0,176 – F r ·0,042 + у а ·0,084 + F a ·0,1 = 0 Проверка: Fy = 0 F м + у а – F r + y в = 0 684 + (-1486) – 623 + 1425 = 0 0 = 0 7.1.3 Расчёт и построение эпюры изгибающих моментов в вертикальной плоскости Рассчитываю и строю эпюру изгибающих моментов в вертикальной плоскости. Её изображение находится на рис. 7в. М изг – кН·м. М изгв = F · 0 = 0 кН·м М изгв А = F м · 0,092 + у а · 0 = 684 · 0,092 = 63 кН·м М изгв С(слева) = F м · 0,134 + у а · 0,042 = 29 кН·м М изгв С(справа) = у в · 0,042 = 60 кН·м Масштаб: 10 Н·м = 5 мм. 7.1.4 Схема нагружения вала в горизонтальной плоскости Схема нагружения вала в горизонтальной плоскости изображена на рис. 7г. F t = 1685 H , 7.1.5 Расчёт и построение эпюры изгибающих моментов в горизонтальной плоскости Рассчитываю и строю эпюру изгибающих моментов в горизонтальной плоскости. Её изображение находится на рис. 7д. М изг С = - Х а · АС = - 843 · 0,042 = -35,4 Н·м Масштаб: 10 Н·м = 5 мм. Рис. 7 Эпюры 7.1.6 Расчёт и построение эпюры суммарных изгибающих моментов Рассчитываю и строю эпюру суммарных изгибающих моментов. Её изображение находится на рис. 7е. М а сум. = М а верт. = 63 Н·м. Масштаб: 10 Н·м = 5 мм. 7.1.7 Расчёт и построение эпюры крутящих моментов Рассчитываю и строю эпюру крутящих моментов. Её изображение находится на рис. 7ж. М кр = М 2 = 162,2 Н·м. 7.1.8 Определение напряжения изгиба в опасном сечении Сечение А: W иа = 0,1·( d 2 ) 3 = 0,1 · 40 3 = 6400 мм 3 . Сечение С: где W ис нетто – момент сопротивления изгибу сечения С с учётом шпоночной канавки. 3 7.1.9 Касательные напряжения кручения Сечение А: W ра = 0,2·( d 2 ) 3 = 0 ,2·40 3 = 12800 Сечение С: 3 7.1.10 Выбор материала вала Для изготовления вала косозубого зацепления принимаю сталь 40Х с последующей нормализацией. 7.1.11 Определение допускаемого напряжения изгиба для опасных сечений вала , (7.1.11.1) где m – предел текучести материала вала, определяю по табл. 7.3 стр. 37. Принимаю m = 750 Н/мм 2 [ n ] – требуемый коэффициент запаса прочности.

Принимаю [ n ] = 2. К – эффективный коэффициент концентрации напряжения.

Определяю по табл. 7.4 стр. 38. К ри – коэффициент режима нагрузки, определяется по табл. 7.2 стр. 36. Принимаю К ри = 0,1. Сечение А. Концентратор – посадка с натягом кольца подшипника К а = 3,6. Сечение С. Концентратор – шпоночная канавка. К с = 2,3. Сечение А: 2 Сечение С: 2 7.1.12 Определение эквивалентного напряжения и проверка прочности вала Сечение А: 2 Е3 ] иа 27,24 Сечение С: 2 Е3 ] ис 23 8. ПОДБОР И ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЁТ ШПОНОК 8.1 Ведущий вал В зависимости от величины d в1 = 20 подбираю шпонку для выходного конца вала по ГОСТ 233-60-78 в = 6 мм, h = 6 мм, t 1 = 3,5 мм, t 2 = 2,8 мм.

Определяю длину шпонки l = l 1 – (5…10) = 36 – (5…10) = 26…31 и по ГОСТ 233-60-78 принимаю l = 28 мм.

Проверяю прочность данной шпонки на смятие: где l p – рабочая длина шпонки, определяю по формуле l р = l – в = 28 – 6 = 22, принимаю призматическую шпонку исполнения А. Для неподвижного соединения при стальной ступице и постоянной нагрузке [ ] см = 150 Н/мм 2 2 . см ] см 90,9 8.2 Ведомый вал вал В зависимости от величины d в2 = 32 подбираю шпонку для входного конца вала по ГОСТ 233 – 60 – 78 в = 10 мм, h = 8 мм, t 1 = 5 мм, t 2 = 3,3 мм.

Определяю длину шпонки l = l 2 – (5…10) = 57,6 – (5…10) = 47…52 мм и по ГОСТ 233-60-78 принимаю l = 50 мм.

Проверяю прочность данной шпонки на смятие: где l p – рабочая длина шпонки, определяю по формуле l р = l – в = 50 – 10 = 40, принимаю призматическую шпонку исполнения А. Для неподвижного соединения при стальной ступице и постоянной нагрузке [ ] см = 150 Н/мм 2 2 . см ] см 100,6 В зависимости от величины d 2 = 45 подбираю шпонку под зубчатое колесо по ГОСТ 233-60-78 в = 14; h = 9; t 1 = 5; t 2 = 3,3. Определяю длину шпонки l = l см2 – (5…10) = 59 – (5…10) = 49…54 мм и по ГОСТ 233-60-78 принимаю l = 50 мм.

Проверяю прочность данной шпонки на смятие: где l p – рабочая длина шпонки, определяю по формуле l р = l – в = 50 – 14 = 36, принимаю призматическую шпонку исполнения А. Для неподвижного соединения при стальной ступице и постоянной нагрузке [ ] см = 150 Н/мм 2 2 . см ] см 81,4 9. ПРОВЕРОЧНЫЙ ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ 9.1 Ведущий вал Рис. 9.1.1 Схема к расчёту подшипников Радиальную силу муфты F м , Н определяю по формуле: Расстояние от точки приложения силы F м до опоры А рассчитываю по формуле: где l в – длина втулки муфты, принимается в зависимости от d в1 и по табл. 1.1.2 принимаю l в = 15 мм. 9.1.1 Определение реакции опор вала Определяю реакцию опор вала: в горизонтальной плоскости. в вертикальной плоскости М а ( F ) = 0 - F м ·0 ,0865 – F r ·0,0415 + R ву ·0,083 + F a ·0,0254 = 0 М в ( F ) = 0 -F м ·0,1695 + F r ·0,0415 + R ау ·0,083 + F a ·0,0254 = 0 Проверка: F y = 0 -F м + R ay + F r – R ву = 0 -281 + 168,5 + 623,3 – 510,8 = 0 0 = 0 9.1.2 Определение суммарных реакций опор вала Определяю суммарные реакции опор вала где R ax , R вх – реакции опор вала в горизонтальной плоскости. R ау , R ву – реакции опор вала в вертикальной плоскости. 9.1.3 Подбор подшипников Поскольку косозубая передача, то принимаю подшипник средней серии – радиально – роликовый. По каталогу определяю размеры подшипника №7305: d 1 = 25 мм D = 62 мм В = 17 мм Динамическая грузоподъёмность С а = 29,6 кН 9.1.4 Определение эквивалентной нагрузки на подшипник Определяю эквивалентную нагрузку на подшипник по формуле (9.1.4.1). R e = (x·K к ·R r + y·R a )·K б · К т , (9.1.4.1) где R r - радиальная нагрузка на подшипник (см. реакции опор) R a – осевая нагрузка на подшипник.

Осевая реакция подшипников определяется по формуле (9.1.4.2). (9.1.4.2) где е – коэффициент осевого нагружения, е = 1,5· tg = 0,374 Для осевой реакции опоры А: Для опоры В: Исходя из рекомендации табл. 9.1 определяю осевые нагрузки на подшипники, Поскольку R a R в и F a > R в – R a (306,16 > 306 - 267), то согласно табл. 9.1 R aa = R sa = 267 H. R ав = R sa + F a = 267 + 306,16 = 573 H х и у – коэффициенты радиальной и осевой нагрузки К к – коэффициент вращения кольца. При вращении внутреннего кольца К к = 1. Определяю коэффициенты х и у отдельно для опоры А и В: для опоры А Согласно табл. 9.2 стр. 46 х = 1, у = 0 для опоры В Согласно табл. 9.2 стр. 46 х = 0,4 , у = 1,6. К б – коэффициент безопасности. Для спокойной нагрузки принимаю К б = 1. К т – температурный коэффициент.

Принимаю К т = 1. Определяю эквивалентную нагрузку по формуле (9.1.4.3): R e = ( x ·К к · R a )·К б ·К т (9.1.4.3) Для опоры А: R e а = ( x ·К к · R a а + у а · R aa )·К б ·К т = (1·1·860 + 0·267)·1·1 = 860 Н·м Для опоры В: R e в = ( x ·К к · R a в + у в · R в a )·К б ·К т = (0,4·1·986 + 1,6·573)·1·1 = 1311 Н·м 9.1.5 Определение расчётной долговечности наиболее нагруженного подшипника Определяю расчётную долговечности наиболее нагруженного подшипника по формуле (9.1.5.1): (9.1.5.1) где W 1 – угловая скорость ведущего вала С 1 – динамическая грузоподъёмность подшипника = 17,6 кН m – показатель степени m = 3,33 R E max – большая эквивалентная нагрузка R E max = 1311 Н·м Т – срок службы редуктора Т = 20·10 3 ч.

Подставим значения в формулу (9.1.5.1) и получим: Поскольку Lh >> T , принимаю подшипники лёгкой серии №7205, d = 25 мм, D = 52 мм, В = 15 мм, С а = 23,9 кН, Т = 15,25. 9.2 Ведомый вал 9.2.1 Подбор подшипников Поскольку косозубая передача, то принимаю подшипник лёгкой серии радиальный роликовый №7208. По каталогу определяю размеры подшипника: d = 40 мм D = 80 мм В = 18 (20) мм Т = 19,75 Динамическая грузоподъёмность С = 42,4 кН. 9.2.2 Определение суммарных реакций опор вала Определяю суммарные реакции опор вала где R ax , R вх – реакции опор вала в горизонтальной плоскости. R ау , R ву – реакции опор вала в вертикальной плоскости. 9.2.3 Определение эквивалентной нагрузки на подшипник Осевые реакции подшипников R as = 0,83·e·R a = 0,83·0,374·1708 = 530 H R в s = 0,83·e·R a = 0,83·0,374·1656 = 514 H Поскольку R as > R в s и F a > 0, то согласно табл. 9.1 определяю осевые нагрузки на подшипнике. R aa = R sa = 530 H R ав = R sa + F a = 530 + 306 = 836 H Поскольку для опоры А: Поскольку для опоры В: Для опоры А: R e а = ( x ·К к · R a а + у а · R aa )·К б ·К т = (1·1·1708 + 0·530)·1·1 = 1708 Н·м Для опоры В: R e в = ( x ·К к · R a в + у в · R в a )·К б ·К т = (0,4·1·1656 + 1,6·836)·1·1 = 2000 Н·м 9.2.4 Определение расчётной долговечности наиболее нагруженного подшипника Определяю расчётную долговечности наиболее нагруженного подшипника по формуле (9.2.4.1): (9.2.4.1) где W 2 – угловая скорость ведомого вала С – динамическая грузоподъёмность подшипника = 42,4 кН m – показатель степени m = 3,33 R E max – большая эквивалентная нагрузка R E max = 2 кН·м Т – срок службы редуктора Т = 20·10 3 ч.

Подставим значения в формулу (9.2.4.1) и получим: Поскольку Lh >> T , принимаю подшипники особо лёгкой серии №2007108, d = 40 мм, D = 68 мм, В = 18 мм, С а = 31,9 кН, Т = 19. 10. РАСЧЁТ РАЗМЕРОВ КОНСТРУКТИВНЫХ ЭЛЕМЕНТОВ ДЕТАЛЕЙ РЕДУКТОРА 10.1 Конструктивные размеры зубчатого колеса Выполняю эскизную компоновку зубчатого колеса на рис. (10.1.1). Рис. 10.1.1 Эскизная компоновка зубчатого колеса d a2 = 203 мм d f 2 = 194 мм Диаметр ступицы d cm 2 = d 2 ·1,6 = 45·1,6 = 72 мм D 02 – внутренний диаметр обода, D 02 = d a 2 – 10· m = 203 – 10·2 = 183 мм 2 – толщина обода, 2 = 3· m = 3·2 = 6 мм D 1(2) – диаметр расположения облегающих отверстий: d отв. – диаметр облегчающих отверстий, мм В 2 = 50 мм l cm 2 = 59 мм 1 – толщина диска 0,25·в 2 = 12,5 мм 11. СМАЗКА РЕДУКТОРА Поскольку окружная скорость зацепления U = 7,76 м/с не превышает 12,5 м/с, то смазка зубчатого зацепления будет производиться разбрызгиванием.

оценка лицензии в Белгороде
оценка ущерба от залива в Москве
оценка стоимости векселя в Калуге

Подобные работы

Отчёт по производственной практике на Ново-Иркутской ТЭЦ

echo "Температурный график: 170/70 о С со срезкой на 150 о С по всем магистралям Отпуск пара на производство: - на Иркутский масложиркомбинат давление - 3,2 ± 0,16Мпа температура - 350 ± 18 о С Конден

Тепловой расчёт турбины ПТ-25-90/11

echo "Допускается замена графической части КП на изготовление макетов, плакатов и других наглядных пособий. При выполнении КП необходимо пользоваться «методическими указаниями по выполнению курсового

Расчет редуктора

echo "Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненных в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины. Редук

Котел пищеварочный типа КПГСМ-250

echo "Основные технологические требования, предъявляемые к конструкциям варочных аппаратов сводятся к получению высококачественного готового продукта с максимальным сохранением пищевых (белков, жиров,

Механическая вентиляция и классификация её систем

echo "Проверил: преподаватель Олейников Алексей Юрьевич. Санкт – Петербург, 2004 г. Содержание. I. Введение с. 2. II. Основная часть. 1. Общие сведения о вентиляции с. 2. 2. Естественная вентиляция с

 
© 2011-2012, e