124507 (690041), страница 2

Просмтор этого файла доступен только зарегистрированным пользователям. Но у нас супер быстрая регистрация: достаточно только электронной почты!

Текст из файла (страница 2)

Диаметр ступицы стальных колёс:

,

где dВ – диаметр вала;

Длина ступицы:

.

Толщина обода цилиндрических колёс:

,

где mn – нормальный модуль.

Толщина диска:

,

где b – ширина венца.

Диаметр центровой окружности:

,

где

- внутренний диаметр обода.

Диаметр отверстий:

.

Фаска: .

Таблица№1 Конструктивные размеры зубчатых колёс, мм.

Конструктивные размеры корпуса редуктора.

Толщина стенок:

Принимаем мм.

Толщина фланцев

мм;

мм; принимаем мм.

Толщина рёбер основания корпуса

мм.

Диаметр фундаментных болтов

мм; принимаем мм.

Диаметр болтов: у подшипников

мм; принимаем мм.

соединяющих основания корпуса с крышкой

мм; принимаем мм.

Размер, определяющий положение болтов d2

мм.

Размеры штифта:

диаметр

; принимаем мм.

длина

мм; принимаем мм.

6. Эскизная компоновка редуктора

Компоновку проводим в два этапа. Первый этап служит для приближенного определения положения зубчатых колес и звездочки относительно опор для последующего определения опорных реакций и подбора подшипников.

Выявляем расстояния между опорами и положение зубчатых колёс относительно опор. Выполняем чертёж в масштабе 1 : 1, рис.1.

Выбираем способ смазки: зубчатые зацепления – окунанием зубчатых колёс в масляную ванну, подшипники – консистентной смазкой.

Последовательность выполнения компоновки такова:

Проводим две вертикальные осевые линии на расстоянии aБ = 125мм и слева от второй третью на расстоянии aТ =140мм.

Рис.1. Предварительная компоновка двухступенчатого цилиндрического редуктора.

Ориентировочно намечаем для ведущего вала радиальные шарикоподшипники особо мелкой серии и конические роликовые лёгкой серии для промежуточного и ведомого валов, подбирая их по диаметрам посадочных мест.

Таблица№2 Подобранные подшипники по ГОСТ 8338-75 и ГОСТ 27365-87.

Принимаем зазоры между торцами колёс и внутренней стенкой корпуса 10мм.

Вычерчиваем зубчатые колёса в виде прямоугольников и очерчиваем внутреннюю стенку корпуса.

Размещаем подшипники в корпусе редуктора, углубив их от внутренней стенки корпуса на 10мм.

Для предотвращения вытекания внутрь корпуса и вымывания пластичной смазки жидким маслом из зоны зацепления устанавливаем мазеудерживающие кольца. Их ширина 12мм, остальные размеры определяем конструктивно.

Замером устанавливаем расстояния, определяющие положения звёздочки, подшипников и зубчатых колёс.

7. Подбор подшипников

Ведущий вал.

Из предыдущих расчётов имеем:

Реакции опор:

в плоскости XZ

Проверка:

.

в плоскости YZ

Рис. 2. Схема ведущего вала.

Проверка:

.

Суммарные реакции:

Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 2.

Эквивалентная нагрузка:

,

где Fa =PaБ =154 Н – осевая нагрузка;

V =1 – коэффициент, учитывающий вращение колец;

Kб = 1,1 – коэффициент безопасности по [1, табл. 7.2];

KТ = 1 – температурный коэффициент по [1, табл. 7.1].

Отношение

;

этой величине по [1, табл. 7.3] соответствует .

Отношение

; .

.

Расчётная долговечность, млн. об.

Расчётная долговечность, ч

Промежуточный вал.

Из предыдущих расчётов имеем:

Реакции опор:

в плоскости XZ

Проверка:

.

в плоскости YZ

Рис.3. Схема промежуточного вала.

Проверка:

.

Суммарные реакции:

Осевые составляющие радиальных реакций конических радиально-упорных подшипников:

Осевые нагрузки подшипников в данном случае тогда

.

Рассмотрим левый подшипник:

;

поэтому осевую нагрузку учитываем .

Эквивалентная нагрузка

.

Расчётная долговечность, млн. об.

Расчётная долговечность, ч

Рассмотрим правый подшипник:

;

осевую нагрузку не учитываем.

.

Расчётная долговечность, млн. об.

Расчётная долговечность, ч

Ведомый вал.

Из предыдущих расчётов имеем:

Реакции опор:

в плоскости XZ

Проверка:

.

в плоскости YZ

Рис.4. Схема ведомого вала.

Проверка:

.

Суммарные реакции:

Осевые составляющие радиальных реакций конических радиально-упорных подшипников:

Осевые нагрузки подшипников в данном случае тогда

.

Рассмотрим левый подшипник:

;

поэтому осевую нагрузку не учитываем.

Эквивалентная нагрузка

Расчётная долговечность, млн. об.

Расчётная долговечность, ч

Рассмотрим правый подшипник:

;

осевую нагрузку учитываем .

.

Расчётная долговечность, млн. об.

Расчётная долговечность, ч

8. Проверка прочности шпоночных соединений

Для передачи вращающих моментов применяем шпонки призматические со скруглёнными торцами по СТ СЭВ 189-75 и вычерчиваем их:

Ведущий вал - 24 мм, bhl = 8736 мм;

,

где Мк – крутящий момент на валу;

dк – диаметр колеса;

t1 – глубина шпоночного паза на валу;

- допускаемое напряжение смятия.

Промежуточный вал - 42 мм, bhl = 12832 мм;

;

Ведомый вал :

55 мм, bhl = 161045 мм;

;

42 мм, bhl = 12856 мм;

;

Вал барабана - 50 мм, bhl = 161080 мм;

.

9. Проверочный расчёт валов редуктора

Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения – по отнулевому (пульсирующему).

Уточнённый расчёт состоит в определении коэффициентов запаса прочности n для опасных сечений и сравнений их с требуемыми значениями [n]. Прочность соблюдена при

Будем производить расчёт для предположительно опасных сечений каждого из валов.

Ведущий вал:

Материал вала тот же, что и для шестерни, т. е. сталь 45, термообработка – улучшение. По [1, табл. 3.3] при диаметре заготовки до 90мм (dа1=85,5мм) среднее значение

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений

Сечение А-А. В этом сечении при передаче вращающего момента от электродвигателя через муфту возникают только касательные напряжения. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.

Коэффициент запаса прочности

,

где - амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла;

= 1,68 – эффективный коэффициент касательных напряжений по [1, табл. 6.5];

= 0,8 – масштабный фактор для касательных напряжений по [1, табл. 6.8];

= 0,1 – для углеродистых сталей;

Wк нетто – момент сопротивления кручению.

,

где d = 25мм – диаметр вала;

b = 8мм – ширина шпоночного паза;

t1 = 4мм – глубина шпоночного паза.

.

.

Такой большой коэффициент запаса прочности объясняется тем, что диаметр вала увеличен при конструировании для соединения его муфтой с валом электродвигателя. По этой же причине проверять прочность в остальных сечениях вала нет необходимости.

Промежуточный вал:

Материал вала – сталь 45 нормализованная,

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба

Характеристики

Список файлов курсовой работы