- •Содержание.
- •Введение
- •Выбор электродвигателя и кинематический расчет
- •Выбор материала зубчатых колёс редуктора
- •Расчет межосевого расстояния редуктора по критерию контактной выносливости
- •Геометрический расчет зубчатых колёс редуктора
- •Основные геометрические параметры цилиндрической передачи
- •Проверка на контактную выносливость и изгибную прочность зубьев
- •Основные параметры проектируемой зубчатой передачи цилиндрического редуктора.
- •Предварительный расчет валов.
- •Компоновка быстроходного вала.
- •Компоновка тихоходного вала. Конструктивные размеры колеса
- •Проверка прочности шпоночных соединений
- •Шпонка призматическая
- •Параметры принятых призматических шпонок (гост 2360-78).
- •Определение реакций опор ведушего вала
- •Расчетная схема ведущего вала
- •Определение реакции опор ведомого вала
- •Расчетная схема ведомого вала
- •Построение эпюр изгибающих моментов ведомого вала
- •Эпюра изгибающих моментов ведомого вала
- •Проверочный расчет ведомого вала Проверка опасного сечения на прочность по напряжениям изгиба и кручения
- •Механическая характеристика материала ведомого вала.
- •Проверка опасного сечения вала на усталостную прочность (выносливость)
- •Проверка долговечности подшипников Ведущий вал
- •Ведомый вал
- •Расчёт основных размеров корпуса редуктора
- •Список литературы
Ведомый вал
Определение суммарных реакций в подшипниках
=
= 4410 Н;
=
= 4613 Н.
Для опор С и D приняты роликовые радиально-упорные подшипники 7212:
С = 78000 Н , е = 0,351, Y = 1,71.
Осевые составляющие опорных реакций:
0,83
· 0,351 · 4410 = 1285
Н;
0,83
· 0,351 · 4613 = 1344 Н.
Расчетные осевые силы, нагружающие подшипники:
Fa(C ) =Fb + Fх =1904560+1343,8687= Н;
Fa(D ) = Fb=1344 Н.
=
0,43 > e,, значит Х(С)=
0,4, Y(С)= 1,71.
= 0,29 < e, значит Х(D)=
1, Y(D)=
0.
Приведенные динамические нагрузки на опоры C и D:
(
1,0 · 0,4 · 4410 + 1,71 ∙ 1904 ) · 1,3 · 1,0 = 6526 Н,
(
1,0 ∙ 1 · 4613 + 0 · 1344 ) ∙ 1,3 ∙ 1,0 = 5997 Н.
P = mах{PC ; PD}= mах{ 6526 ; 5997 }= 6526 Н.
Расчетный срок службы подшипника:
,
Lh=0,65
∙ ∙ = 66 590 часов > 9 000 часов.
Расчетный срок службы подшипников удовлетворяют заданному значению ресурса работы редуктора.
Расчёт основных размеров корпуса редуктора
Толщина стенки корпуса редуктора:
δ = 0,025 ∙ аw + 1 ≥ 8, δ = 0,025 ∙ 224 + 1 = 6,6 мм, принято δ = 8 мм.
Толщина стенки крышки редуктора:
δ1 = 0,02 ∙ аw + 1 ≥ 8, δ1 = 0,02 ∙ 224 + 1 = 5,5 мм, принято δ1 = 8 мм.
Толщина верхнего фланца корпуса:
b = 1,5 · δ1, b = 1,5 · 8 = 12 мм.
Толщина нижнего фланца крышки:
b1 = 1,5· δ, b1 = 1,5 · 8 = 12 мм.
Толщина нижнего пояса корпуса:
p = 2,35 ∙ δ, p = 2,35 ∙ 8 = 19 мм.
Толщина рёбер основания корпуса:
m = (0,85...1) ∙ δ, m = 0,9 ∙ 8 = 7 мм.
Толщина рёбер крышки:
m1 = (0,85...1) ∙ δ1 , m1 = 0,9 ∙ 8 = 7 мм.
Диаметр фундаментных болтов:
d1 = (0,03…0,036) · аw + 12, d1 = 0,03 · 224 + 12 = 20 мм.
Диаметр болтов у подшипников:
d2 = (0,7…0,75) · d1, d2 = 0,7 · 20 = 14 мм.
Диаметр болтов, соединяющие фланцы:
d3 = (0,5…0,6) · d1, d3 = 0,5 · 20 = 10 мм.
Расстояние от зубчатого колеса до стенки корпуса должно составлять не менее
А = 1,2 · δ, А = 1,2 · 8 = 10 мм.
Список литературы
1. В.И. Анурьев. Справочник конструктора-машиностроителя. В 3-х тт. - М.: Машиностроение, 1979.
2. И.А. Биргер. Расчёт на прочность деталей машин. - М.: Машиностроение, 1979.
3. П.Ф. Дунаев. Конструирование узлов и деталей машин. - М.: Высшая школа, 2000.
4. В.Н. Кудрявцев. Курсовое проектирование деталей машин. - Л.: Машиностроение, 1983.
5.Подшипники качения. Справочник. Под. ред. Нарышкина В.Н. - М.: Машиностроение, 1984.
6. Г.Н. Попова, С.Ю. Алексеев. Машиностроительное черчение. Справочник. - Л.: Машиностроение, 1986.
7.Детали машин. Атлас конструкций. Под. ред. Д.Н. Решетова. - М.: Машиностроение, 1983.
8. Чернавский С.А., Боков К.Н., Чернин И.М., Ицкевич Г.М., Козинцов В.П. 'Курсовое проектирование деталей машин': Учебное пособие для учащихся. М.:Машиностроение, 1988 г., 416с.
9.Д.В.Чернилевский. Детали машин. Проектирование приводов технологического оборудования. М.: Машиностроение, 2003.
