123032 (Двухступенчатый редуктор), страница 3
Описание файла
Документ из архива "Двухступенчатый редуктор", который расположен в категории "". Всё это находится в предмете "промышленность, производство" из , которые можно найти в файловом архиве . Не смотря на прямую связь этого архива с , его также можно найти и в других разделах. Архив можно найти в разделе "курсовые/домашние работы", в предмете "промышленность, производство" в общих файлах.
Онлайн просмотр документа "123032"
Текст 3 страницы из документа "123032"
Диаметры болтов:
-
фундаментальных:
![]()
мм., принимаем болты с резьбой М20; -
крепящих крышку к корпусу у подшипников:
![]()
мм., принимаем болты с резьбой М16; -
крепящих крышку с корпусом:
![]()
мм., принимаем болты с резьбой М12;
мм., принимаем болты с резьбой М20;
мм., принимаем болты с резьбой М16;
мм., принимаем болты с резьбой М12;Гнездо под подшипник:
-
Диаметр отверстия в гнезде принимаем равным наружному диаметру подшипника: Dп1=30 мм, Dп2=60 мм.
-
Диаметр гнезда: Dk=D2+(2-5) мм., D2 – Диаметр фланца крышки подшипника, на 1 и 2 валах D2= 77мм, на 3 валу D2= 105мм. Тогда Dk1=D2+(2-5)= 80 мм, Dk2=D2+(2-5)= 110 мм.
Размеры радиальных шарикоподшипников однорядных средней серии приведены в таблице 3:
Таблица 3
| Условное обозначение подшипника | d | D | B | Грузоподъемность,кН | |
| Размеры, мм | С | Со | |||
| N306 | 30 | 72 | 19 | 28,1 | 14,6 |
| N310 | 50 | 100 | 27 | 65,8 | 36 |
Размеры штифта:
-
Диаметр
![]()
мм. -
Длина
![]()
мм.
мм. 
мм.Из табл. 10.5[1] принимаем штифт конический ГОСТ 3129-70
мм, 
мм.
Зазор между торцом шестерни с одной стороны и ступицы с другой, и внутренней стенкой корпуса А1=1,2
=1,2*10=12 мм.
Зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса, а также расстояние между наружным кольцом подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса А= =10 мм.
Для предотвращения вытекания смазки подшипников внутрь корпуса и вымывания пластического смазывающего материала жидким маслом из зоны зацепления устанавливаем мазеудерживающие кольца, их ширину определяет размер y=8-12 мм. Мы принимаем y=10 мм.
6.Проверка долговечности подшипников
6.1 Ведущий вал
Реакции опор:
в плоскости XZ: 
Проверка:
-388,2-2457,8+2108,7+737,3=0
в плоскости YZ:
Проверка: 
-542,5+935,4-392,9=0
Суммарные реакции:
Подбираем подшипник по более нагруженной опоре №2
| Условное обозначение подшипника | d | D | B | Грузоподъемность,кН | |||
| Размеры, мм | С | Со | |||||
| N306 | 30 | 72 | 19 | 28,1 | 14,6 | ||
Отношение 
Этой величине по таблице 9.18[1] соответствует e=0,21
Отношение 
X=0.56, Y=2.05
Эквивалентная нагрузка по формуле:
, H
где V=1-вращается внутреннее кольцо подшипника;
коэффициент безопасности по таблице 9.19[1] КБ=1;
температурный коэффициент по таблице 9.20[1] КТ=1,0.
H
Расчетная долговечность, млн. об по формуле :
Расчетная долговечность, ч по формуле :
ч
Фактическое время работы редуктора
Срок службы 7 лет, при двухсменной работе:
365дней*16ч.КгодКсут=365*16*0,7*0,3=1226,4 ч.
6.2 Промежуточный вал
Реакции опор:
в плоскости XZ:
Проверка: 
3176-6117,8+484+2457,8=0
в плоскости YZ:
Проверка: 
1,6+2283,8-935,4-1350=0
Суммарные реакции:
Подбираем подшипник по более нагруженной опоре №1
| Условное обозначение подшипника | d | D | B | Грузоподъемность,кН | |||
| Размеры, мм | С | Со | |||||
| N306 | 30 | 72 | 19 | 28,1 | 14,6 | ||
Отношение 
Этой величине по таблице 9.18[1] соответствует e=0,21
Отношение 
X=1, Y=0
Эквивалентная нагрузка по формуле:
H
Расчетная долговечность, млн. об по формуле :
Расчетная долговечность, ч по формуле :
ч
6.3 Ведомый вал
Реакции опор:
в плоскости XZ:
Проверка: 
-5325,8+6117,8+1043,3-1835,3=0
в плоскости YZ:
Проверка: 
-254,6-2283,8+2538,4=0
Суммарные реакции:
Подбираем подшипник по более нагруженной опоре №1
| Условное обозначение подшипника | d | D | B | Грузоподъемность,кН | |
| Размеры, мм | С | Со | |||
| N310 | 50 | 100 | 27 | 65,8 | 36 |
Отношение 
Этой величине по таблице 9.18[1] соответствует e=0,195
Отношение 
X=0.56, Y=2.2
Эквивалентная нагрузка по формуле:
H
Расчетная долговечность, млн. об по формуле :
Расчетная долговечность, ч по формуле :
ч
7.Проверка прочности шпоночных соединений
Применяются шпонки призматические со скругленными торцами по
ГОСТ 23360-78. Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.
| Диаметр вала d, мм | Ширина шпонки b, мм | Высота шпонки h, мм | Длина шпонки l, мм | Глубина паза t1, мм |
| 25 | 8 | 7 | 30 | 4 |
| 35 | 10 | 8 | 32 | 5 |
| 46 | 12 | 8 | 65 | 5 |
| 55 | 16 | 10 | 55 | 6 |
Напряжения смятия и условие прочности по формуле:
Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице 
=100...120Мпа
7.1 Ведущий вал
При d=25 мм; 
; t1=4 мм; длине шпонки l=30 мм; крутящий момент Т1=65,5Нм
7.2 Промежуточный вал
При d=35 мм; 
; t1=5 мм; длине шпонки l=32 мм; крутящий момент Т2=301,3Нм
7.3 Ведомый вал
При d=55 мм; 
; t1=6 мм; длине шпонки l=55 мм; крутящий момент Т3=314Нм
При d=46 мм; 
; t1=5 мм; длине шпонки l=65 мм
8.Уточненный расчет валов
8.1 Ведущий вал
Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности s для опасных сечений и сравнении их с допускаемыми значениями [s]. Прочность соблюдена при 
.
Материал вала - сталь 45 улучшенная. По таблице 3.3[1] 
Пределы выносливости:
Сечение А-А.
Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночного паза
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям изгиба
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
По таблице 8.5[1] принимаем 
;
По таблице 8.8[1] принимаем 
;
Момент сопротивления кручению по таблице 8.5[1]:
при d=25 мм; b=8 мм; t1=4 мм
Момент сопротивления изгибу:
При d=25 мм; b=8 мм; t1=6 мм
Изгибающий момент в сечении А-А
My=0;
MА-А=МX
Амплитуда и среднее значение отнулевого цикла:
Амплитуда нормальных напряжений:
,
Составляющая постоянных напряжений:
тогда
Результирующий коэффициент запаса прочности по формуле (8.17 [ 1 ] )
Условие прочности выполнено.
Сечение В-В
принимаем
Момент сопротивления кручению при d=40.3 мм:
Момент сопротивления изгибу:
Изгибающий момент в сечении B-B
Амплитуда и среднее значение отнулевого цикла:
Амплитуда нормальных напряжений:
,
величина очень маленькая поэтому ее учитывать не будем
тогда
Результирующий коэффициент запаса прочности по формуле (8.17 [ 1 ] )
Условие прочности выполнено.
-
Промежуточный вал
Материал вала - сталь 45 улучшенная. По таблице 3.3[1]
Пределы выносливости:
Сечение А-А.
Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом
принимаем 
Момент сопротивления кручению при d=30 мм:
Момент сопротивления изгибу:
Изгибающий момент в сечении А-А
Амплитуда и среднее значение отнулевого цикла:
Амплитуда нормальных напряжений:
,
величина очень маленькая поэтому ее учитывать не будем
тогда
Результирующий коэффициент запаса прочности по формуле (8.17 [ 1 ] )
Условие прочности выполнено.
Сечение В-В.
Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночного паза
принимаем
Момент сопротивления кручению при d=35 мм; b=10 мм; t1=5 мм
Момент сопротивления изгибу:
Изгибающий момент в сечении B-B
