- •Редуктор к двигателю Пояснительная записка
- •Задание
- •Техническое задание
- •1 Особенности конструкции корпуса двигателя
- •2 Расчёт механизма
- •2.1 Кинематический расчёт
- •2.2 Силовой расчет
- •3 Геометрический расчет зубчатых колес
- •3.1 Расчёт быстроходной ступени
- •3.2 Расчёт тихоходной ступени
- •4 Эскизная компоновка механизма
- •4.1 Конструкция валов и осей
- •4.2 Подбор подшипников
- •4.3 Конструирование зубчатых колес
- •4.4 Конструирование корпусных деталей
- •5 Проверочные расчёты
- •5.1 Проверка зубьев на контактную и изгибную выносливость
- •5.2 Проверка валов на усталостную прочность
- •5.3 Проверка подшипников на долговечность
- •5.4 Проверка штифтов на срез
- •6 Посадки в сопряжениях
- •7 Выбор типа и метода смазки
- •8 Последовательность сборки.
4.2 Подбор подшипников
Выбираем подшипник исходя из размеров вала. Выбираем подшипник под диаметры 5 и 6 мм
Рис. 3 – Подбор подшипников
Таблица 4
Серия под- шипника |
Услов- ное обо- значение подшип- ника |
Размеры, мм |
Дин. Грузо-подь-ем. С, Н |
|||||||
d |
D |
B |
D2 |
d2 |
dш |
rmax |
|
|||
Легкая |
25 |
5 |
16 |
5 |
12,6 |
7,55 |
3,175 |
0,3 |
1500 |
|
Легкая |
26 |
6 |
19 |
6 |
15,45 |
9,3 |
3,969 |
0,3 |
2210 |
4.3 Конструирование зубчатых колес
Таблица 5
Размеры, мм |
||||||||||
d |
d1 |
d1` |
b |
l |
l2 |
dш` |
dш |
dp |
l1 |
C |
3 |
7 |
6 |
2 |
7 |
0.5 |
0.6 |
0.8 |
M2 |
2.5 |
0.3 |
3 |
8 |
1.0 |
0.7 |
|||||||
4 |
8 |
7 |
2 |
7 |
0.5 |
0.8 |
1.0 |
M2 |
2.5 |
0.3 |
3 |
8 |
1.0 |
0.7 |
|||||||
5 |
9 |
8 |
2 |
8 |
0.5 |
1.0 |
1.2 |
M2 |
2.5 |
0.3 |
3 |
9 |
1.0 |
0.7 |
4.4 Конструирование корпусных деталей
Таблица 6
Размеры, мм |
|||||||||
D |
D1 |
D2 |
D3 |
D4 |
D5 |
h |
H |
dш |
d`ш |
16 |
14 |
19 |
26 |
3 |
34 |
2 |
28 |
1.2 |
1 |
19 |
17 |
22 |
30 |
3 |
38 |
2 |
32 |
1.6 |
1.3 |
5 Проверочные расчёты
5.1 Проверка зубьев на контактную и изгибную выносливость
Для проверочных расчетов зубчатых колес на изгибную и контактную выносливость необходимо выбрать материал колес и определить допускаемые напряжения.
Для данного курсового проекта, так как материал не задан, можно использовать сталь 45 ГОСТ 1050-88 с твердостью НВ 241...285.
Допускаемые напряжения изгиба [σ]F и допускаемые контактные напряжения [σ]H для каждой пары колес определяют по формулам:
[σ]F = (σF lim * KFC * KFL)/SF и [σ]H = (σH lim * KHL)/SH ,
где σF lim и σH lim - пределы изгибной и контактной выносливости, которые вычисляются по эмпирическим формулам в зависимости от твердости материала; SF и SН - коэффициенты запаса прочности; КFС- коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки (при одностороннем приложении нагрузки КFС = 1, при реверсе – КFС = 0,8); КFL и КHL - коэффициенты долговечности, учитывающие влияние срока службы.
Коэффициенты КFL и КHL зависят от соотношения между фактическим числом циклов нагружения N зуба колеса и базовым числом циклов NFO или NНО (таблица ), которое соответствует перелому кривой усталости. Фактическое число циклов при постоянном режиме нагрузки
N = 60 nct ,
где n - частота вращения колеса, для которого определяют допускаемое напряжение, об/мин; c - число зацеплений зуба за один оборот колеса (для последовательно сцепленных колес c = 1,0); t - срок службы, ч. Представленные в таблице соотношения верны для улучшенных зубчатых колес (термообработка -улучшение).
Таблица 7
N≥NFO |
N<NFO |
N≥NHO |
N<NHO |
KFL = 1 |
KHL = 1 |
Для стальных зубчатых колес с твердостью НВ < 350 напряжения σF lim = (1,75НВ) МПа и σH lim = (2НВ+70) МПа, коэффициенты SF=1,7и SН = 1,1, числа циклов NFО = 4-106 и
NHO = 2-107.
Проверку зубьев на изгибную выносливость проводят для каждой шестерни по условию:
,
где Т1 - момент на валу шестерни; - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине зуба; - коэффициент динамической нагрузки; при твердости поверхности зубьев НВ < 350 (для узких зубчатых колес) и = 1,05... 1,25;коэффициент формы зуба по таблице; b - ширина зубчатого венца; d1 - делительный диаметр шестерни.
Таблица 8
z1 |
20 |
22 |
24 |
26 |
30 |
35 |
YF |
4,15 |
4,08 |
4 |
3,95 |
3,85 |
3,8 |
Проверка зубьев колес (цилиндрических прямозубых) на контактную выносливость проводится по условию
,
где ZН - коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев, для прямозубых колес, нарезанных без смещения, при aW = 20° ZН = 1,76; ZМ - коэффициент, учитывающий механические свойства материала, для стальных зубчатых колес (при е1= Е2= 2,1*105 МПа и μ = 0,3) ZМ = 270 МПа ; Т1 - момент на валу шестерни; d1 - делительный диаметр шестерни; b - ширина зубчатого венца; КНβ - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба; КНν - коэффициент динамической нагрузки; при твердости поверхности зубьев НВ ≤ 350 Кнβ ≈ 1 (для узких зубчатых колес) и - 1,05... 1,25 ; u - передаточное число ступени.
По выше приведенным формулам проводим проверку зубьев на изгибную выносливость и проверку зубьев колес (цилиндрических прямозубых) на контактную выносливость.
Расчёт:
Фактическое число циклов:
,
N<NFO<NHO, значит KFL = KHL = 1;
Тогда допускаемые контактные напряжения для каждой пары колёс:
,
Допускаемые напряжения на изгиб:
,
Расчёт промежуточного вала:
,
Расчёт выходного вала:
,
,
Полученные результаты удовлетворяют условиям прочностей.