Учреждение образования
«Республиканский институт профессионального образования»
Филиал «Минский государственный автомеханический колледж имени академика М.С.Высоцкого»
……………………………………………………………………
(шифр специальности, название специальности)
Группа …
КУРСОВОЙ ПРОЕКТ
Техническая механика
Проектирование одноступенчатого горизонтального (вертикального) цилиндрического косозубого редуктора общего назначения для длительной работы (N≥N0) без жёстких требований к габаритам передачи
ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА
Разработал И.О.Ф.
Руководитель И.О.Ф.
Содержание
| ||||||||||
| КП Х-ХХ ХХ ХХ.ХХХ ПЗ | ||||||||||
| Изм.ммммммьмммм.. | Лист | № докум. | Подп. | Дата | ||||||
| Разраб. | ….… | Проектированиеодноступенчатого …………….. цилиндрического косозубого редуктора | Лит. | Лист | Листов | |||||
| Пров. | …… | у | Министерство образования Республики Беларусь Учреждение образования «Минский государственный автомеханический колледж» УТВЕРЖДАЮ Зам.директора по УР _________А.В.Петровская «____»___________2013 ТЕХНИЧЕСКАЯ МЕХАНИКА МЕТОДИЧЕСКИЕ УКАЗАНИЯ ПО ВЫПОЛНЕНИЮ КУРСОВОГО ПРОЕКТА (Редуктор цилиндрический) Разработали А.В.Горбач, преподаватель высшей категории Н.А.Асаёнок, преподаватель первой категории Методические рекомендации рассмотрены на заседании цикловой комиссии «Техническая механика и инженерная графика» и рекомендованы к использованию в учебном процессе Протокол №____ от «____»_________2013 Председатель цикловой комиссии ___________ В.М.Кочеткова Методические указания предназначены для оказания практической помощи в выполнении курсового проекта учащимися всех специальностей дневного и заочного отделений, изучающих учебную дисциплину «Техническая механика». Указания составлены таким образом, чтобы их можно было использовать как рабочую тетрадь и производить расчеты непосредственно в ней. Представлен образец оформления титульного листа курсового проекта и последовательность выполнения расчетов. Даны ссылки на необходимую нормативную и учебную литературу. Министерство образования Республики Беларусь Учреждение образования «Минский государственный автомеханический колледж» 2-37 01 06 Техническая эксплуатация автомобилей Группа … КУРСОВОЙ ПРОЕКТ Техническая механика Проектирование одноступенчатого горизонтального (вертикального) цилиндрического косозубого редуктора ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА Разработал …………….. Консультант ……………... | |||||||
| МГАК … | ||||||||||
| Н. контр. | ||||||||||
| Утв. | ||||||||||
| Введение Одним из важнейших факторов научно-технического прогресса, способствующих скорейшему совершенствованию общественного производства и росту его эффективности, является проблема повышения уровня подготовки специалистов. Решению этой задачи способствует выполнение курсового проекта по «Технической механике», базирующегося на знаниях физико-математических и общетехнических дисциплин: математики, теоретической механики, сопротивления материалов, материаловедении и технологии материалов, инженерной графики,нормирования точности и технических измерений. Объектом курсового проектирования является одноступенчатый редуктор-механизм, состоящий из зубчатой передачи, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины. Назначение редуктора - понижение угловой скорости и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим валом. Редуктор проектируется по заданной нагрузке (моменту на выходном валу) и передаточному числу без указания конкретного назначения, что характерно для специализированных заводов, на которых организовано серийное производство редукторов. | ||||||
| КП Х-ХХ ХХ ХХ.ХХХ ПЗ | Лист | |||||
| Изм. | Лист | № докум. | Подп. | Дата |
1 Выбор электродвигателя и кинематический расчёт
1.1 Составляем кинематическую схему редуктора
Рисунок 1 – Кинематическая схема редуктора
1.2 Определяем общий КПД редуктора η = η3· ηп2, (1.1) где η3–КПД пары зубчатых цилиндрических косозубых колёс, η3=…[2,с.5]; ηп–КПД, учитывающий потери в одной паре подшипников качения, ηп =… [2,с.5]. η =…·…2=… 1.3 Определяем мощность на ведущем валу Р1 = где Р2–мощность на ведомом валу, Р2 =… кВт.
1.4 Определяем частоту вращения ведущего вала u=
n 1= n2·u,(1.5) где n2– частота вращения ведомого вала, n2= …мин-1; u – передаточное число редуктора, u = …. n1=…·…=...мин-1
| |||||||||||||||||||||||||||
| КП Х-ХХ ХХ ХХ.ХХХ ПЗ | Лист | ||||||||||||||||||||||||||
| Изм. | Лист | №докум. | Подп. | Дата | |||||||||||||||||||||||
1.5 Подбираем электродвигатель по исходным данным (Р1=…кВт, n1=…мин-1), поскольку вал двигателя соединяется с быстроходным валом редуктора муфтой.
Примечание: при подборе мощности двигателя допускается его перегрузка до 5…8% при постоянной нагрузке и до 10…12% при переменной нагрузке [3,с.13]; отклонение частоты вращения вала двигателя от заданной допускается±3%.
Выбираем электродвигатель с номинальной мощностью равной или несколько превышающей Р1 и с угловой скоростью близкой к n1.
Принимаем электродвигатель единой серии 4А тип……..[3,с.13], [4,с.321], для которого:
Рдв=…кВт, nдв=…мин-1, dдв=…мм[3,с.14], [4,с.322].
Окончательно принимаем Р1=…кВт,n1=…мин-1.
1.6 Проверяем отклонение частоты вращения вала двигателя от заданной для быстроходного вала редуктора
 , (1.6)
1.7 Определяем мощность на ведомом валу
Р2=Р1·η,(1.7)
Р2=…·…= …кВт
1.8 Уточняем частоту вращения ведомого вала редуктора
u=  , (1.8)
n2=  ,(1.9)
n2 =  = … мин-1
1.9 Определяем вращающие моменты на ведущем и ведомом валах Те1 и Те2
Те1=9,55 ·  ,(1.10)
Те1=9,55 ·  = … Н·м,
Те2=Те1·u·η, (1.11)
Те2=…·…·…= …Н·м
1.10 Задаёмся предварительно углом наклона зуба, согласно рекомендации
β = 8º ÷ 15º для косозубых передач [2,с.37].
| |||||||||||||||||||||||||||
| КП Х-ХХ ХХ ХХ.ХХХ ПЗ | Лист | ||||||||||||||||||||||||||
| Изм. | Лист | №докум. | Подп. | Дата | |||||||||||||||||||||||
2 Расчёт зубчатой передачи
2.1 Выбор материалов и определение допускаемых напряжений
2.1.1 Поскольку в проектном задании к редуктору не предъявляется жёстких требований в отношении габаритов передачи, а изготовление колёс осуществляется в условиях мелкосерийного производства, то выбираем материалы со средними механическими свойствами. С целью сокращения номенклатуры применяемых материалов принимаем для шестерни и колеса сталь 45, так как передаваемая валом мощность невелика и для достижения лучшей приработки твёрдость колёс должна быть не более 350НВ. Кроме того, редуктор должен быть общего назначения, а для таких редукторов экономически целесообразно применять колёса с твёрдостью меньшей или равной 350НВ. Учитывая, что число нагружений в единицу времени зубьев шестерни в передаточное число раз больше числа нагружений зубьев колеса, для обеспечения одинаковой контактной усталости, механические характеристики материала шестерни должны быть выше, чем у колеса [5,с.52].
НВ1= НВ2 + (20÷50) (2.1)
Чтобы этого достичь при одинаковых материалах, назначаем соответствующий режим термообработки, полагая, что диаметр заготовки шестерни не превысит90мм, а колеса 300мм.
Шестерня: сталь 45, термообработка –улучшение.
Принимаем: НВ1 =230; σу=440МПа; σu=780МПа[2,с.34].
Колесо: сталь 45; термообработка –нормализация.
Принимаем: НВ2 =190; σу=290МПа; σu=570МПа[2,с.34].
НВ1 – НВ2 = 230–190= 40,
что соответствует указанной рекомендации.
2.1.2 Определяем допускаемые контактные напряжения при расчете на контактную усталость [6,с.14]
σнр=  ZR· ZV· ZL· ZX, (2.2)
где σнlimb –предел контактной выносливости поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов напряжений[6,с.27], МПа;
σнlimb = 2 · НВ + 70(2.3)
σнlimb1 = 2 · 230 + 70 = 530 МПа
σнlimb2 = 2 · 190 + 70 = 450 МПа
ZN –коэффициент долговечности, учитывающий срок службы передачи, поскольку в проектном задании указано, что редуктор предназначен для длительнойработы, то есть число циклов NN больше базового No, то ZN = 1 [6,c.24];
ZR –коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей
| |||||||||||||||||||||||||||
| КП Х-ХХ ХХ ХХ.ХХХ ПЗ | Лист | ||||||||||||||||||||||||||
| Изм. | Лист | №докум. | Подп. | Дата | |||||||||||||||||||||||
зубьев[6, c.24];
ZV –коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости [6, c.25];
ZL–коэффициент, учитывающий влияние вязкости смазочного материала[6, c.25];
ZX–коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса[6, c.25];
ГОСТ 21354-87 [6,с.57] рекомендует для колес сd<1000 мм принимать
ZR· ZV· ZL· ZX= 0,9(2.4)
SH – коэффициент запаса прочности, для нормализованных и улучшенных сталей SН=1,1[6,с.24].
σнр1=  · 0,9 = 434 МПа,
σнр2=  ·0,9 = 368МПа
Определяем расчётное допускаемое контактное напряжение [6,с.19]
σнр = 0,45 · (σнр1+σнр2) ≥ σнрmin,(2.5)
σнр= 0,45 · (434+368)= 361MПа<σнр2
Так как условие не выполняется, принимаем σнр=368МПа.
2.2 Проектировочный расчёт передачи на контактную усталость активных поверхностей зубьев
2.2.1 Определяем ориентировочное значение делительного диаметра шестерни
 , (2.6)
где Кd –вспомогательный коэффициент, Кd=67,5МПа1/3 для косозубых и шевронных передач [6,с.57];
Ψвd1 –коэффициент ширины шестерни относительно её диаметра [6,с.57];
Ψвd1=0,5·Ψва(u+1), (2.7)
где Ψва – коэффициент ширины колеса, принимаем Ψва= 0,4 ÷0,5 при сим-метричном расположении колёс [3,с.17];
Ψвd1= 0,5 ·… (…+ 1) = …
Кнβ – коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине венца. Выбираем по графику в зависимости от твёрдости рабочих поверхностей зубьев, схемы нагружения и параметра Ψвd1, Кнβ=… [6, с.58].
| |||||||||||||||||||||||||||
| КП Х-ХХ ХХ ХХ.ХХХ ПЗ | Лист | ||||||||||||||||||||||||||
| Изм. | Лист | №докум. | Подп. | Дата | |||||||||||||||||||||||
 =…мм
Принимаем d1=…мм.
2.2.2 Определяем делительный диаметр колеса d2
u =  , (2.8)
d2= u · d1,(2.9)
d2=…·…= …мм
Принимаем d2=…мм.
2.2.3 Определяем межосевое расстояние передачи
aw=  (2.10)
aw=  =…мм
Принимаем aw=…мм по ГОСТ 2185-66 [2,с.36].
2.2.4 Определяем рабочую ширину колёс b1 и b2. Учитывая неточность сборки и возможную осевую «игру» передачи выбираем
b1= b2 + (2 ÷ 5)мм, (2.11)
b1= Ψвd1· d1, (2.12)
b1=…·… = …мм
Принимаем b1=…мм [4,с.290].
b2=…–… =…мм
2.2.5 Определяем нормальный модуль по эмпирической зависимости
mn = (0,01 ÷ 0,02) · aw,(2.13)
mn=(0,01 ÷ 0,02)… =…÷...мм
Принимаем mn=…мм по ГОСТ 9563-60 [2,с.36].
2.2.6 Определяем суммарное число зубьев
ZΣ = Z1 + Z2 ,(2.14)
ZΣ =  (2.15)
ZΣ =  = …
| |||||||||||||||||||||||||||
| КП Х-ХХ ХХ ХХ.ХХХ ПЗ | Лист | ||||||||||||||||||||||||||
| Изм. | Лист | №докум. | Подп. | Дата | |||||||||||||||||||||||
Принимаем ZΣ=…
2.2.7 Определяем число зубьев шестерни и колеса
Z1 =  ,(2.16)
Z2 = ZΣ - Z1,(2.17)
Z1 =  = …,
Z2 = … - …=…
2.2.8 По округлённым значениям Z1 и Z2 уточняем передаточное число
uп=  ,(2.18)
uп=  =…
2.2.9 Проверяем отклонение передаточного числа от заданного значения
 ,(2.19)
 =…%
2.2.10 Действительное значение угла наклона линии зуба β
сosβ=  ,(2.20)
cosβ=  ,
β=…
2.2.11Определяемокружноймодуль
mt =  ,(2.21)
mt=  =…мм
2.2.12 Уточняем диаметры делительных окружностей и межосевое расстояние по формуле (2.10)
d= mt· Z(2.22)
d1=…·…=…мм,
d2=…·…=…мм,
aw=  = …мм
| |||||||||||||||||||||||||||
| КП Х-ХХ ХХ ХХ.ХХХ ПЗ | Лист | ||||||||||||||||||||||||||
| Изм. | Лист | №докум. | Подп. | Дата | |||||||||||||||||||||||
2.3 Проверочные расчёты передачи
2.3.1 Проверочный расчёт передачи на контактную усталость активных поверхностей зубьев выполняем по условию контактной прочности[6,с.2]
 (2.23)
 ,(2.24)
где ZЕ–коэффициент, учитывающий механические свойства сопряженных зубчатых колес,ZЕ=190 [6,с.15];
ZН –коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в зацеплении,ZН=… [6,с.15];
Zε–коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий;
При εβ≥1[6,с.15]Zε =  ,(2.25)
εα= [1,88 - 3,2 · ( +  ] · cosβ, (2.26)
εα=[1,88-3,2·( + )] ·…=…,
Zε =  = …
Ft –исходная окружная сила, Н;
Ft =  ,(2.27)
Ft =  =…Н
КН– коэффициент нагрузки [6,с.15];
КН = КА· КHv· KHβ· KHα,(2.28)
где КА–коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку,
КА =1[6,с.15];
| |||||||||||||||||||||||||||
| КП Х-ХХ ХХ ХХ.ХХХ ПЗ | Лист | ||||||||||||||||||||||||||
| Изм. | Лист | №докум. | Подп. | Дата | |||||||||||||||||||||||
КHv–коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении до зоны резонанса;
𝓋=  ,(2.29)
𝓋=  = …м/с
При этой скорости следует принять 8 степень точности и тогда КHv=1[2,с.40];
KHβ –коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями,KHβ = …[6,с.58];
KHα–коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями,
KHα=… [2,с.39].
КН =…·…·…·…=…,
 = … МПа
Подставляем все вычисленные значения в формулу для проверочного расчёта
σн = … · √… = … МПа
Определяем процент недогрузки (перегрузки)
 · 100 %,(2.30)
 · 100% = …%,
что допустимо, так как по принятым в машиностроении нормам допускаются отклонения 5% – перегрузка и10% – недогрузка.
Примечание: если отклонение выходит за указанные пределы, то размеры и другие параметры передачи необходимо откорректировать.
Рекомендуется в небольших пределах изменить ширину колеса (при перегрузках – увеличить, при недогрузках – уменьшить). Выбрать другой режим
термообработки поверхностей зубьев и соответственно изменить твердость поверхности зубьев, что приводит к увеличению или уменьшению σнр.
2.3.2 Практика показывает, что изгибная выносливость зубьев для колёс из стали с НВ < 350 обеспечивается с большим запасом прочности, поэтому проверку на изгибную выносливость не выполняем.
2.4 Определение геометрических параметров колёс
| |||||||||||||||||||||||||||
| КП Х-ХХ ХХ ХХ.ХХХ ПЗ | Лист | ||||||||||||||||||||||||||
| Изм. | Лист | №докум. | Подп. | Дата | |||||||||||||||||||||||
2.4.1 Высота головки зуба
ha= mn,(2.31)
ha=…мм
2.4.2 Высота ножки зуба
hf= 1,25 · mn, (2.32)
hf= 1,25·…= …мм
2.4.3 Диаметры вершин зубьев
da = d + 2 · ha, (2.33)
da1 = … + 2 · … = … мм,
da2 = … + 2 · … = … мм
2.4.4 Диаметрывпадинзубьев
df = d - 2 · hf, (2.34)
df1 = … – 2 · … = … мм,
df2 = … – 2 · …= …мм
2.5 Определение сил, действующих в зацеплении
2.5.1 Окружная сила
Ft =  , (2.35)
Ft = 2·  =…H
2.5.2 Радиальная сила
Fr = Ft ·  ,(2.36)
αw = 20º,
Fr= =…H
2.5.3 Осеваясила
Fa = Ft · tgβ, (2.37)
Fa = … · … = … H
| |||||||||||||||||||||||||||
| КП Х-ХХ ХХ ХХ.ХХХ ПЗ | Лист | ||||||||||||||||||||||||||
| Изм. | Лист | №докум. | Подп. | Дата | |||||||||||||||||||||||
3 Предварительный расчёт валов редуктора
3.1 Вал редуктора испытывает совместное действие изгиба и кручения, причём характер изменения напряжений – повторно-переменный, поэтому основным расчётом валов является расчёт на выносливость, но в начале расчёта известны только крутящий момент Т, который численно равен передаваемому вращающему моменту Те. Изгибающие моменты Ми оказывается возможным определить лишь после разработки конструкций вала, когда, согласно чертежу, выявляется его длина. Кроме того, только после разработки конструкции определяются места концентрации напряжений: галтели, шпоночные канавки и т.д.
Поэтому, прежде надо сделать предварительный расчёт валов, цель которого – определить диаметры выходных концов валов.
Расчёт проводим условно только на кручение, исходя из условия прочности при кручении
τ ≤ τadm,(3.1)
где τ –касательное напряжение, возникающее в расчётном сечении вала, МПа;
τ =  , (3.2)
где Т –крутящий момент, Н·м;
Ведущий вал: Т1=Тe1=…Н·м; ведомый вал: Т2=Те2=…Н·м.
Wр –полярный момент сопротивления сечения при кручении, мм3;
Wр= 0,2 · dв³ (3.3)
τadm– допускаемое напряжение на кручение, МПа.
Поскольку мы заведомо пренебрегаем влиянием изгиба и концентрацией напряжений, то эту ошибку компенсируем понижением допускаемых напряжений.
Выбираем материал для валов: ведущий вал – сталь 40Х; ведомый вал –
сталь 45, для которых τadm =25…35МПа [7,с.294].
Подставляя значения в условие прочности, получим формулу для расчёта диаметров выходных концов ведущего и ведомого валов
dв  (3.4)
Ведущий вал:
dв1=  =…мм
Ведущий вал редуктора соединяем с валом двигателя. Чтобы осуществить соединение валов стандартной муфтой, необходимо уравнять диаметр ведущего вала с валом двигателяиз соотношенияdв1/dдв ≤ 0,75.
dв1 = 0,75 ·dдв, (3.5)
| |||||||||||||||||||||||||||
| КП Х-ХХ ХХ ХХ.ХХХ ПЗ | Лист | ||||||||||||||||||||||||||
| Изм. | Лист | №докум. | Подп. | Дата | |||||||||||||||||||||||
dв1 = 0,75 ·…= …мм
Окончательно принимаем dв1=…мм, согласуя с ГОСТ 6636–69[2,с.161, 162].
Ведомый вал:
dв2=  =…мм
Окончательно принимаем dв2=…мм, согласуя с ГОСТ 6636–69[2,с.161, 162].
3.2 Основные нагрузки, действующие на валы, возникают в зубчатом зацеплении:Fa=…H, Fr=…H, Ft=…H.
Собственный вес вала и насаженных на нем деталей не учитываем, поскольку они играют роль лишь в весьма мощных передачах, где сила тяжести деталей выражаются величиной того же порядка, что и силы в зацеплении.
Силы трения в опорах не учитываются. Большинство муфт, вследствие неизбежной несоосности соединяемых валов, нагружают вал дополнительной силой Fм.
При расчёте валов можно приблизительно считать
Fм = 130  ,(3.6)
Fм = 130  =…Н
На тихоходном валу редуктора, где вращающий момент значителен, должна быть предусмотрена расчетная консольная нагрузка Fм, приложенная к середине выступающего конца вала.
Направление силы Fм в отношении окружной силы Ft может быть любым, так как это зависит от случайных неточностей монтажа.
Поэтому в расчётных схемах силу Fм направляем так, чтобы она увеличивала напряжение от окружной силы Ft (худший случай).
На расчётных схемах все силы, действующие на вал, а так же вращающие моменты как сосредоточенные, приложенные к середине ступиц, хотя в действительности они распределены по длине ступицы.
3.3 Диаметры под подшипники и колесо
3.3.1 Ведущий вал
Диаметр под подшипники
dn= dв + 2 · t,(3.7)
где t– высота буртика,t=…мм [4,с.37].
dn1= …+2·…=…мм
Принимаем по ГОСТ 8338-75 dn1=…мм [2,с.392-394].
| |||||||||||||||||||||||||||
| КП Х-ХХ ХХ ХХ.ХХХ ПЗ | Лист | ||||||||||||||||||||||||||
| Изм. | Лист | №докум. | Подп. | Дата | |||||||||||||||||||||||
| 3.3.2 Ведомый вал Диаметр под подшипники определяем по формуле (3.7) t=…мм[4,с.37]. dn2= …+2·…= …мм Принимаем по ГОСТ 8338-75 dn2 =…мм [2,с.392-394]. Посадочный диаметр под колесо dk2= dn2 + 3,2 · r, (3.8) где r – радиус галтели, r=…мм [4,с.37]. dk2 =…+3,2·…= …мм Принимаем по ГОСТ 6636–69 dк2=…мм[2,с.161, 162]. | |||||||||||||||||||||||||||
| КП Х-ХХ ХХ ХХ.ХХХ ПЗ | Лист | ||||||||||||||||||||||||||
| Изм. | Лист | №докум. | Подп. | Дата | |||||||||||||||||||||||
| 4 Конструктивные размеры зубчатой пары Расчет конструктивных размеров зубчатой пары производится по [2,с.233]. 4.1 Шестерню выполняем за одно целое с валом:d1=…мм; da1=…мм;df1=…мм; b1=…мм. 4.2 Колесо кованое:d2=…мм; da2=…мм; df2=…мм; b2=…мм. 4.2.1 Диаметр ступицы dст=1,6 · dk2, (4.1) dст=1,6·…=…мм Принимаем dст=…мм. 4.2.2 Длина ступицы Lст= (1,2 ÷ 1,5) · dk2,(4.2) Lст= (1,2 ÷ 1,5) ·…= …÷ …мм Принимаем Lст=…мм. 4.2.3 Толщина обода δo= (3 ÷ 4) · mn, (4.3) δo= (3 ÷ 4) ·…= …÷…мм Принимаемδo=…мм. 4.2.4 Толщина диска C = 0,3 · b2, (4.4) C = 0,3·… =…мм Принимаем C=…мм. 4.2.5 Фаска h = 0,5· mn, (4.5) h = 0,5·…=…мм Принимаем h=…мм. | |||||||||||||||||||||||||||
| КП Х-ХХ ХХ ХХ.ХХХ ПЗ | Лист | ||||||||||||||||||||||||||
| Изм. | Лист | №докум. | Подп. | Дата | |||||||||||||||||||||||
| 5 Размеры элементов корпуса и крышки редуктора Расчет конструкций корпусных деталей производится по [2,с.241]. 5.1Толщина стенок корпуса и крышки δ = 0,025 · aw+ 1,(5.1) δ1= 0,02 · aw+ 1,(5.2) δ = 0,025·…+1=…мм, δ1= 0,02·…+1= …мм Принимаем δ=…мм, δ1=…мм. 5.2Толщина фланцев поясов корпуса и крышки 5.2.1 Верхнего пояса корпуса и пояса крышки b = 1,5 · δ, (5.3) b1= 1,5 · δ1,(5.4) b = 1,5·…= …мм, b1= 1,5·…=…мм Принимаемb =…мм,b1=…мм. 5.2.2Нижнего пояса корпуса (без бобышек) p = 2,35 · δ, (5.5) p = 2,35·…= …мм Принимаем p=…мм. 5.3Толщина рёбер основания корпусаи крышки m = (0,85 ÷ 1) · δ, (5.6) m1= (0,85 ÷ 1) · δ1, (5.7) m = (0,85 ÷ 1) ·…= …÷ …мм, m1= (0,85 ÷ 1) · …=…÷ …мм Принимаем m=…мм,m1=…мм. 5.4 Диаметр фундаментных болтов d1=(0,03 ÷ 0,036) · aw+ 12, (5.8) d1=(0,03 ÷ 0,036)· …+12 =…÷…мм Принимаем болты с резьбой М…. 5.5 Диаметр болтов у подшипников d2= (0,7 ÷ 0,75) · d1, 5.9) | |||||||||||||||||||||||||||
| КП Х-ХХ ХХ ХХ.ХХХ ПЗ | Лист | ||||||||||||||||||||||||||
| Изм. | Лист | №докум. | Подп. | Дата | |||||||||||||||||||||||
| d2= (0,7÷0,75) ·…=…÷…мм Принимаем болты с резьбой М…. 5.6Диаметр болтов, соединяющих крышку с основанием корпуса d3= (0,5 ÷ 0,6) · d1, (5.10) d3= (0,5 ÷ 0,6) ·…= …÷ …мм Принимаем болты с резьбой М…. | |||||||||||||||||||||||||||
| КП Х-ХХ ХХ ХХ.ХХХ ПЗ | Лист | ||||||||||||||||||||||||||
| Изм. | Лист | №докум. | Подп. | Дата | |||||||||||||||||||||||
6 Подбор подшипников
6.1 Ведущий вал
Подбираем подшипники по диаметру цапфы вала dп1=…мм.
Намечаем шариковые радиальные однорядные подшипники …………….. серии №…по ГОСТ 8338-75 [2,с.392-394], [5,с.432-433], для которых: d=…мм; D=…мм; B=…мм.
Практика показывает, что номинальная долговечность подшипников ведущего вала значительно превышает требуемую (10000 часов), так как диаметр выходного конца ведущего вала, а, соответственно, и диаметр вала под подшипниками, был преднамеренно увеличен. Этообеспечивает работоспособность подшипников ведущего вала с запасом долговечности, поэтому их расчёт не производим.
6.2 Ведомый вал
Ft=…H, Fr= … H, Fa= … H, d2=…мм;
Нагрузка на вал от муфты Fм=…Н;
Из первого этапа компоновки:
𝓁1=…м;
𝓁2=…м.
6.2.1 Составляем расчётную схему вала
Рисунок 2 – Расчётная схема вала
6.2.2 Определяем реакции опор Горизонтальная плоскость ΣМ1 = 0; - Ft·𝓁1 + Rx2· 2 𝓁2 – Fм· (2 𝓁1 + 𝓁2) = 0,
Rx2=
| |||||||||||||||||||||||||||
| КП Х-ХХ ХХ ХХ.ХХХ ПЗ | Лист | ||||||||||||||||||||||||||
| Изм. | Лист | №докум. | Подп. | Дата | |||||||||||||||||||||||
Rx2 =  = …Н,
ΣМ2 = 0; Rx1· 2 𝓁1 + Ft·𝓁1 – Fм·𝓁2 = 0,
Rx1 =  ,
Rx1 =  = …Н
Проверка
ΣFiх = 0; Rx1 + Ft–Rx2 + Fм= 0,
…+…–…+…= 0,
0=0
Вертикальная плоскость
m =  ,(6.1)
m =  = … Н·м,
ΣМ1 = 0; m + Fr·𝓁1 – Ry2· 2 𝓁1 = 0,
Ry2=  ,
Ry2=  = …Н,
ΣМ2 = 0; m–Fr·  1 + Ry1· 2  1 = 0,
Ry1=  ,
Ry1=  = …Н
Проверка
ΣFiу = 0; Ry1–Fr+ Ry2 = 0,
…–…+…= 0,
0=0
Суммарные реакции
R =  , (6.2)
R1 =  = … H
R2 = = … H
6.2.3 Подбираем подшипники по диаметру цапфы вала dп2=…мм и рассчитываем по более нагруженной опоре 2.
| |||||||||||||||||||||||||||
| КП Х-ХХ ХХ ХХ.ХХХ ПЗ | Лист | ||||||||||||||||||||||||||
| Изм. | Лист | №докум. | Подп. | Дата | |||||||||||||||||||||||
Намечаем шариковые радиальные однорядные подшипники…………….. серии №…по ГОСТ 8338-75[2,с.392-394], [5,с.432-433], для которых:
d=…мм;D=…мм; B=…мм; динамическая грузоподъёмность:C=…кН; статическая грузоподъёмность: Cо=…кН.
6.2.4 Определяем отношение
Этой величине подбираем коэффициент осевого нагружения е=…[2, с.212].
6.2.5 Сравниваем отношение  с коэффициентом е[2,с.212]
 =…<e
6.2.6 Определяем эквивалентную динамическую нагрузку на подшипник
Fred =(Х· V ·R2 + Y · Fa) · Kδ · Kт, (6.3)
где Х – коэффициент радиальной нагрузки, Х =…[2,с.212]
V – коэффициент вращения кольца,V=1 при вращении внутреннего кольца подшипника относительно направления радиальной нагрузки [2,с.212];
Y– коэффициент осевой нагрузки, Y = …[2,с.212];
Kб –коэффициент безопасности,Kб= … [2,с.214];
Кт –температурный коэффициент,Kт=1 при рабочей температуре подшипника менее 100ºС [2,с.214].
Fred2= (…·…·…+ … ·…) ·…·…=…Н
6.2.7 Расчётная долговечность в миллионах оборотов [2,с.211]
 , (6.4)
 =… млн.об.
6.2.8 Расчётная долговечность в часах [2, с.211]
 (6.5)
где n – частота вращения ведомого вала редуктора, n2 = … мин-1.
Поиск по сайту©2015-2024 poisk-ru.ru
Все права принадлежать их авторам. Данный сайт не претендует на авторства, а предоставляет бесплатное использование. Дата создания страницы: 2022-10-12 Нарушение авторских прав и Нарушение персональных данных |
Поиск по сайту: Читайте также: Деталирование сборочного чертежа Когда производственнику особенно важно наличие гибких производственных мощностей? Собственные движения и пространственные скорости звезд |
,(1.2)
, (1.3)
,