Одноступенчатый цилиндрический редуктор

Расчет привода начинают с составления кинематической схемы или ее анализа. Затем определяют общий КПД привода, общее передаточное число разбивают

Одноступенчатый цилиндрический редуктор

Контрольная работа

Разное

Другие контрольные работы по предмету

Разное

Сдать работу со 100% гаранией
ивость по напряжениям изгиба производится по формуле [14]:

Здесь коэффициент нагрузки равен KF = KFβKFv.

KFβ =a KHβ,

где a=1,1 при расположении колес в средней части вала.

KFβ =1,1∙1,05=1,155

KFv – коэффициент динамичности, зависящий от степени точности, твердости и формы зубьев, а также – вида зацепления и выбираемый по табл. 4.5 и 4.6 [1]

KFv = 1,5

KF =1,155∙1,5=1,73

YF - коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий для косозубых колес от эквивалентного числа зубьев zv, выбирается по табл. 4.7 [1].

Для прямозубых колес в таблице принимают вместо zv z..

YF = 3,6

Yβ - коэффициент, учитывающий наклон зуба, равен для прямозубых колес

Yβ = 1

KFa - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, принимается для прямозубых колес равным KFa = 1

Допускаемые напряжения изгиба определяются по формулам:

, (4.3-4.4)

где σ0 – предел выносливости материала колеса при отнулевом цикле (если передача не является реверсивной, и напряжения не отрицательные)

σ-1 – предел выносливости при симметричном цикле.

σ0 = (1,4 – 1,6) σ-1

выбирается по таблицам физико-механических свойств применительно к выбранному материалу зубчатого колеса. Также он может быть определен следующим образом:

Для углеродистых сталей σ-1 = 0,43 σВ.

σВ = 590 Мпа (механические свойства проката); σ-1 =253,7 Мпа;

[SF] – коэффициент безопасности (запаса прочности) по изгибным напряжениям, выбираемый из табл. 4.8 [1]. [SF] = 1,5;

kσ – эффективный коэффициент концентрации напряжений у основания зуба, выбираемый по табл. 4.9 [1]. kσ = 1,4

Мпа

15,35 Мпа <181,21 Мпа

5. ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ И ВЫБОР ПОДШИПНИКОВ

Предварительный расчет выходного конца вала проводят на кручение по пониженным допускаемым напряжениям:

(5.1)

где Т – вращающий момент на валу, [τ] – допускаемые напряжения кручения, обычно принимаемые равными [τ]=30-35 Н/мм2.

По данной формуле рассчитывают диаметры выходных концов ведущего и ведомого валов.

Для выходного вала:

Для ведущего вала:

Однако, если вал редуктора соединен муфтой с валом электродвигателя, то необходимо согласовать диаметры вала двигателя dдв и вала редуктора dВ. Как правило, принимают dВ = (0,7-1)dдв. dдв определяется из каталогов (Приложение 2 [1]). dдв =24 мм.

dВ = 0,7∙24 = 16,8 мм

Валы обычно выполняют ступенчатыми с увеличением от концов к среднему сечению, т.к. в этом случае обеспечивается оптимальное сопротивление изгибу. Диаметры остальных шеек вала выбирают из следующих соображений.

Диаметр шеек под посадку подшипника dпш выбирают по диаметру отверстия внутреннего его кольца больше диаметра выходного конца вала с учетом того, что диаметры отверстий в кольцах подшипника, начиная с 20 мм кратны 5. dпш =25 мм.

Диаметр шейки под зубчатым колесом dк определяют по формуле (5.1) для нахождения диаметра выходной шейки вала, но величину касательных напряжений выбирают пониженной [τ]=10-20 Н/мм2.

Для фиксации деталей (подшипников, шкивов и зубчатых колес) в осевом направлении служат буртики h, высота которых ориентировочно принимается в зависимости от диаметра малой шейки:

d =20-40 мм; h = 3-5 мм; h = 4 мм.

Если вал – ступенчатый, то высота буртиков будет определять диаметр большей шейки вала:

dбол. = dмен. + 2h

dбол. =20+8=28 мм.

Радиус галтели (переход от большего диаметра D к меньшему d) в тех местах, где нет посаженных на шейку деталей, выбирается из соотношений: D – d=8 мм; R = 3 мм

d =15-40 мм

С = 2мм

R = 1,5 мм

Выбор посадок деталей передач на шейки вала

Рекомендуются следующие посадки деталей передач на вал:

- зубчатые колеса (H7/r6);

- муфты (H7/n6, H7/m6, H7/k6);

- внутренние кольца подшипников качения (H7 /k6, H7 /js6);

- наружные кольца подшипников качения при вращающихся валах (H7/h6, H7/h7).

Выбор расстояния между опорами валов

Расстояния между опорами валов l определяют реакции опор и эпюры изгибающих моментов.

Цилиндрический одноступенчатый редуктор:

l = Lст +2x +W

где Lст – длина ступицы колеса, равная b2, или b2 +(5-10) мм,

x - = 8-15 мм – зазор между торцом ступицы зубчатого колеса и внутренними стенками корпуса редуктора,

W – ширина стенки корпуса редуктора в месте установки подшипников, выбираемая по табл. 5.1. [1].

Принятое значение W должно уточняться на выполнение условия W < 1,5B, где B – ширина подшипника.

W=30 мм, е=60 мм, и=50 мм, f=55 мм, Т=40-60 Нм

l =64+2∙10+30=114 мм

Подшипники

Для прямозубых колес – шариковые радиальные (Приложение 3[1]).

205 – обозначение подшипника

d=25мм, D=52 мм, В=15 мм, r=1,5

Шарики Dw=7,94, z=9

Масса подшипника равна 0,12 кг,

С=14 кН

С0=6,95 кН

nпер ∙10-3=12 мин-1

6 РАСЧЕТЫ РЕАКЦИЙ В ОПОРАХ С ПОСТРОЕНИЕМ ЭПЮР МОМЕНТОВ

Ведущий вал в редукторе

Сила, действующая на вал от муфты Fм=

Определяем реакции в опорах

Плоскость z=0:

H

H

Плоскость х=0

H

H

Суммарные реакции в опорах

H

H

Изгибающие моменты

l2 =0,057 м

l3 =0,057 м

l1 =длина выходного конца вала. Принимаем стандартной (Приложение 3[2]) в зависимости от диаметра ведущего вала dB =16,8 мм = 20 мм

l1 = 0,036+0,015=0,051 м

Рисунок 6.1 – Эпюры моментов на быстроходном валу

Ведомый вал в редукторе (тихоходный)

l1 = 0,036+0,015=0,051 м (Приложение 3[2])

l2 =0,057 м

l3 =0,057 м

Плоскость z=0:

H

H

Плоскость х=0

H

H

=10 Hм

Суммарные реакции в опорах

H

H

Рисунок 6.2 – Эпюры моментов на тихоходном валу

7. ПРОВЕРКА ПОДШИПНИКОВ ПО ДИНАМИЧЕСКОЙ ГРУЗОПОДЪЕМНОСТИ

Рисунок 7.1 – Схема установки подшипников

Валы установлены на радиальных шариковых подшипниках 205 ГОСТ 8338-75: 14 кН; 6,95 кН.

Расчетная долговечность подшипников определяется по формуле:

,

где р=3 - для шарикоподшипников,

- эквивалентная динамическая нагрузка.

Здесь V=1 для вращения внутреннего кольца подшипника,

[1, табл. 9.19] – коэффициент безопасности,

[1, с.212] – температурный коэффициент.

0,532 кН, 0,566 кН – реакции опор, определены ранее.

, .

0. Для этого случая X=1; Y=0 [1, табл. 9.18].

0. В этом случае также X=1; Y=0 [1, табл. 9.18].

кН.

кН.

Долговечность пары подшипников определяем по наиболее нагруженному из них.

ч.> ч,

где 10000 ч – минимально допустимая долговечность подшипников в зубчатых редукторах.

Подшипники валов проходят проверку на долговечность.


СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ

1. Злобина И.В. Учебное пособие по выполнению курсового проекта по дисциплинам «Детали машин» и «Детали машин и основы конструирования» / И.В. Злобина, Н.В. Бекренев. – учебное пособие для студентов направлений 15.03.02 - Технологические машины и оборудование, 15.03.05 - Конструкторско-технологическое обеспечение машиностроительных производств и 23.03.03 - Эксплуатация транспортно-технологических машин и комплексов. – Саратов: Сарат. гос. техн. ун-т, 2016.- с.

2. Боровских У.В. Методические указания к выполнению курсовой работы по курсу «Детали машин и основы конструирования»/ Боровских У.В., Пальм М.Ю. - Методические указания к выполнению курсовой работы по курсу «Детали машин и основы конструирования» для всех форм обучения всех специальностей. - Саратов: Сарат. гос. техн. ун-т, 2008.- 29 с.

3. Дунаев П. Ф. Конструирование узлов и деталей машин: учеб. пособие / П. Ф. Дунаев, О. П. Леликов. - 10-е изд., стереотип. - М.: ИЦ "Академия", 2007. - 496 с.: ил.; 24 см. - (Высшее профессиональное образование).

Похожие работы

< 1 2