|
325 Км
Материалы зубчатых колес.
Сталь 45 с
термообработкой – улучшенная. Выбираем 269…302 НВ;  т = 650 Н ∕мн²
диаметре (предполагаемом)
D ≤ 80 мм
для колеса твердость 235…262
НВ2 ;  т = 540 Н ∕мн²
при предполагаемой ширине
заготовки колес S ≤ 80 мм
Выбираем среднее значение
твердости:
Твердость шестерни – 280
кв1;
Твердость колеса – 250
кв2
При этом НВ1 – НВ2 = 280
– 250 = 30 ( условие соблюдает)
Допускаемые контактные
напряжения для материала шестерни и колеса
[п] = (п ∕ [Sп]) ∙кп (11)
по = 2 Нв + 70 (12)
[Sп] = 1.1
кп = 1
[п]1 = ((2 Нв 70) [Sп]) ∙ кп = ((2 ∙ 280 + 70) : 1.1) ∙ 1 = 573 к ∕мм²
(13)
Для надежности при
расчете прямозубых цилиндрических передач за величину [п] принимают меньшее значение из допускаемых [п]1 и [п]2
Принимаем [п] = [п2] = 518 к ∕мм²
Допускаемые напряжения
изгиба по формуле:
[п] = (fo ∕ [Sf]) ∙кfc ∙кfl (14)
где fo = 1.8 Нв
[Sf] = 1.75
кfc = 1/1,8nB1; kfl =1/_1,8·280
[fa]1= [Sf] · Kfl ∙Kfc = 1,75
=288 Н ∕мм²
[fa]2= 1,8·250/1,75
·1 ·1 = 257 Н ∕мм²
Расчетные коэффициенты.
Принимаем 4а=0,4 как для симметрично расположенных колес, и коэффициент Кив=1,
как для прирабатывающих колёс (твердость колёс меньше 350 нв , нагрузка
постоянная).
Мешаевы расстояние
передачи
    
по стандарту принимаем аn=160мм.
Ширина зубчатого венца
колеса: в2=ψa·am=0,4·160=64 мм
Шестерни: в1≈1,12·в2=1,12·64=71,7мм
Принимаем стандартное
значение по таблице: В2=63мм; В1=71мм
Модуль зубьев по формуле:
m = _6,8М2(W+1)/4·aw·b2[Gк]2 = 6,8·325·2·10³·5/4·160·63·257
= 1,07 мм
принимаем стандартное
значение m=2 мм
Суммарное число зубьев:
 Е = 2a ω /м = 2·160/2 = 160 (17)
число зубьев шестерни
1 =Е/(4+1) = 160 : 5 = 32
2 = Е -1 (18)
 = 160-32 = 128
Фактическое передаточное
число:
Иф = 2/1 = 128/32 = 4
- что соответствует
заданному (номинальному значению)
Основные геометрические
размеры передачи:
Делительные диаметры
d1 = m ·1 = 2 ·32 = 64 (19)
d2= m ·2 = 2·128 = 256
уточняем межосейное
расстояние:
an = (d1 + d2)/2
= (64+256)/2 = 160мм (20)
Диаметр окружностей
верхних зубьев шестерни и колеса:
da1 = d1+2м = 41+2 · 2 = 52
da2 = d2+2м =192+2 · 2 = 196
Пригодность заготовки
шестерни Д и ширина S:
Д = da1 + 6мм = 52+6=58мм
Д=58мм< 80 мм
S=b2+4мм=63+4=67<80 мм
Условие пригодное
заготовок выполняются последовательно, требуется механические характеристики
м.б. получены при термообработке.
Выбранная сталь 45 не
требует применений.
Окружная скорость зубчатых
колес и степень тонкости
υ = п · n1 · d1/60 = 3.14 · 472.2 ·
10³ · 63/60 = 1.6 м/с (21)
Для уменьшения динамической
нагрузки применяем 8 степень точности (по таблице)
Силы в зацеплении i окружная сила
Ft = 2м2/d2 = 2 · 325 · 10³ / 256 = 2539H (22)
Fr = Ft ctg аw = 2539,1 · tg20º = 2539,1 · 0.36 = 914 H (23)
Принимаем коэффициент
динамической нагрузки Knυ=1.2 (по таблице)
Рассчитываем контактное
напряжение.
n =
310/aw · n  (24)
н = 310/160 · 4  = 0,48  = 0,48 879,6 = 422 н/мм
по условию
n²
(0.8м · 1.1); [Gн] = (0.8 м · 1,1)518 = 414 и
570 н/мм²
Коэффициент формы зуба Јf :
для шестерни : 1 = 32; Јf1=3,78
для колеса: 2 =128; Јf2=3,6
сравнительная
характеристика прочности зубьев на изгиб
Шестерни: [n]1/ Јf1 =
288/3,78 = 76,2 н/мм²
колеса : [n]2/ Јf2 =
257/3,6 = 71, 4 н/мм²
Прочность зубьев колеса
оказалась менее прочности зубьев шестерни.
[n]1/ Ј
f1<[n]1/Ј f2
- поэтому проверенный
расчет передачи на изгиб надо выполнять по зубьям колеса.
Принимаем коэффициенты: К
Fв=1 К Fυ=1,4
Расчетное напряжение
изгиба в основании ношии зубьев колеса:
f2= Ј f2 · Pt/В2м k pв Kpv = 3.6 · 2539.1/63 · 2 · 1 · 1.4 = 101.6 н/мм²<
[f]2=257
н/мм (25)
Прочность зубьев на изгиб
обеспечивается.
3. Прочный
расчет валов
Выбор материалов валов.
Для ведущего и ведомого
вала выбираем ст.45 с термообработкой улучшения с механическими
Характеристиками НВ 240 т = 650 н/мм²,
в = 800
н/мм²
Ведущий вал.
Выбираем конструкцию вала
Определяем диаметр
выходного конца вала по формуле
dк= (26)
где диаметр dn диаметр пальцевого участка вала.
М1 (ИМ)- вращающий момент
на ведущем валу редуктора.
[τк] 20…25
н/мм², допускаемое касательное напряжения .
dк =  =25,6 мм
по стандарту принимаем dk = 26 мм
где dy - диаметр участка
вала под уплотнением.
dy=26+4=30мм
dn=30+5=35мм
dw=35+5=40мм
Ведомый вал.
Выбираем конструкцию
вала.
М2 = 325 мм
τ= 25
dk = = 40,1 мм
по стандартному выбираем
dy =42 мм
dy = 42+3=45 мм dn =
45+5=50 мм
dзк = 50+2=52 мм dб =
52+3=55 мм
4. Предварительный
выбор подшипников
Предварительный выбор
ведущего вала.
dn = 35 мм легкой серии №207
Д=72 мм
В1=17 мм
Предварительный выбор
ведомого вала
dn = 50 мм легкой серии №210
Д=90 мм
В1=20мм
5. Уточненный
расчет валов на статическую прочность
Ведущий вал.
Чертим расчетную схему
вала.
Определяем расстояние
между опорами и силами зацепления
l1 = l1′= x+y+b1/2+ b1/2 м
(1) [3]
где х =10мм расстояние от
стенки корпуса до шестерки:
b1=71 мм b1- ширина шестерни
B1 – это ширина подшипника
Ј – 20 мм расстояние от подшипника
l1 = l1′= 10+ 20+71/2+17/2 = 30+35,5+8,5 = 74мм = 0,074м
Определяем реакции опор в
вертикальной плоскости
R ay = R ву =
Fr1/ 2= 914/ 2 = 457 Н (27)
Fn1 – рациональная нагрузка на материи R
Определяем реакцию опор в
горизонтальной плоскости.
R ах = Rвх= Ft /2=2539.1/2
= 1269.6 Н
Определим изгиб момента в
вертикальной плоскости и построим эпюру моментов
М ах= 0 М вх = 0
М сх = - R ау · l1= - 457 · 0.074 = - 33.82 Hм
Мау = 0 Мву = 0
Мсу = -Rax · l1= -1269.6 · 0.074=m-33.82 Нм
Определяем крутящий
момент.
Мк = М1 = 83,7 и.м
Определяем суммарный
изгибающий момент в сечении.
Мкс =  = = = =99,85 Hм (28)
Определим эквивалентный
момент в сечении.
Мэ =  =  = = 130,2 Hм
Определим диаметр вала в
опасном сечении.
dm = = = =29,6 мм (29)
Находим диаметры остальных
участков вала исходя из dш
dn = dш (-2...5)= 30-5 = 25 мм
dу = dn (-2,,,5) = 25-3 = 22 мм
dn = dу (-2...5) = 22-2 = 20 мм
.2. Ведомый вал.
l2 = l2' = x+y + в 2/2 + В2/2 (30)
В2 =20 мм
в 2= 63 мм
l2= l2' =10+20 +63/2+20/2= 40+31.5 = 71.5 мм = 0.072м
Ray = 457 н
Rax = 1269,6 н
Мсх = - Ray · l1 = -475 · 0,072 = - 32,9нм
Определим изгиб момента.
Мсу = Raх · l1 = - 1269,6 · 0,072 = - 91,41 нм
Мк = М2 = 325 и.м
Мuc =  =  = 97,2 нм
Мэ =  =  = 339,3 нм
dyk =  = 40,8
dn = dш – (2…5) = 42 – 2 = 40 мм
dу = dn (- 2 …5) = 40 - 4 = 36 мм
dк = dу ( - 2 …5) = 36 –
4 = 32 мм
6. Подбор
подшипников и их проверка на долговечность
Ведущий вал.
суммарная радиальная
опора реакции:
Rra = Rrв =  =
 = 1349,35 Кn (31)
Выбор типа подшипника.
Для опор валов
цилиндрических колес при отсутствии осевой силы принимаем радиальные однорядные
шарикоподшипники.
Проверяем возможность
установки подшипника средней серии № 305
d = 25мм
Д = 62мм
В = 17 мм
Сr = 22.5
Выбор коэффициентов в
соответствии с условиями работы подшипников принимаем коэффициенты:
V = 1; Кб= 1.4 ; Кт = 1; а1 = 1; а23
= 0,7.
Определяем эквивалентную
динамическую нагрузку.
Rэ∆ = Rэв = Rэ = V · R ra · Кб · Кт = 1 · 1349,35 · 1.4 · 1 = 1889.09 н = 1.89Кн
Базовая долговечность
подшипника.
L10 = a1 · а23 · ( Cr/ Rэ) = 1 · 0,7
(22.5 : 1.89)³ = 1179.61 г (32)
Базовая долговечность
подшипника.
L10h =10³·L10/60r1=10·179.61/60·541.2
=36326.99 ч>[L10h ]=10000ч-
долговечность обеспечена
Ведомый вал.
Суммарная радиальная
опорная реакция: Rra = 1349.35 h
выбор типа подшипника для
опор валов цилиндрических колес при отсутствии осевой силы принимаем радиальные
однорядные шарикоподшипники.
Проверяем возможность
установки подшипника легкой серии № 208
d = 40 мм В = 18 мм
Д = 80 мм C = 32
6.2.3. Выбор
коэффициентов в соответствии с условиями работы подшипников , принимаем
коэффициенты:
V = 1; Кб = 1.4; Кт = 1; а1 = 1; а23
= 0,7.
Определяем эквивалентную
динамическую нагрузку:
Rэа = Rэв = Rэ = V·Rra·Кб·Кт = 1· 1349.35 ·1.4 ·1 = 1889.09 n = 1.89 Kn (34)
Базовая долговечность
подшипника.
L10 =1· 0.7 · (32/1.89)³ = 0.7 ·
4826.81 = 3378.77 (ч)
Базовая долговечность
подшипника
L10h = 10³ · 3378.77/ 60·135= 41713.09 (ч ) -
долговечность обеспечена
7. Определение
размеров корпуса редуктора
Толщина степени основания
корпуса
Sкп= ≥6 (35)
Принимаем Sкорп = 6мм
Толщина степени основания
корпуса.
Sкр = 0.9 Sкорп. > 6мм (36)
Sкр = 0.9· 6 = 5.4 мм
Принимаем Sкр = 6 мм
Толщина ребра в основании
Sреб = Sкорп = 6 мм
Толщина подъемного уха в
основании:
Sу = 2.5 Sкр = 2.5 · 6 = 15 мм (37)
Диаметр стяжного болта
dб =  ≥10 (38)
dб = = 6,87мм
Диаметр штифтов:
dшт = ( 0.7 ....0.8) dб = 0.8 ·10 = 8 мм (39)
Толщина фланга по разъему
:
Sфл = 1.5· dб = 1.5 · 10 = 15 мм (40)
Диаметр фундаментального
болта
dб =  ≥ 1,2 (41)
dб =  = 8.65мм
принимаем dф = 12 мм
Толщина лампы
фундаментального болта:
Sф = 1.5 · dф = 1.5 · 12 = 18 мм (42)
Высота центров редуктора:
Н0 = ( 1 … 1.12 ) · aw = 1 · 160 = 160 мм (43)
Расстояние между торцом
шестерни (вдоль оси) и выступающими элементами части корпуса :
Δ1 = 0.8 Sкорп (44)
Δ1 = 0.8 · 6 = 48 мм
Ширина пояса жесткости
(фланца)
вф ≥ 1.5 dф
вф = 1.5 ∙ 12 = 18 мм
Расстояние между зубьями
колеса в радиальном направлении и торцом фланга, днищем основания:
Δ2 = 1.2 · Sкорп = 1.2 · 6 = 7.2 мм
8. Конструирование
зубчатого колеса
Выбираем конструкцию
колеса.
Обод ( элемент колеса)
Диаметр : da = 196 мм
Толщина:
S = 2.2 · т + 0.05 в2 = 2.2
· 1.07 + 0.05 · 63 = 5.5 мм (46)
Ширина: в2 = 63 мм
Ступица.
Диаметр внутренний: d = d3К =42мм
Диаметр наружный: dСТ = 1.55 · d = 1.55 · 42 = 65.1 мм (47)
Толщина: Sст = 0.3 · d = 0.3 · 42 = 12.6 мм
Длина: lст = 1.5 d = 1.5 · 42 = 63 мм (48)
Диск
Толщина:
С = 0.5 (S + S ст) = 0.25· в2 = 0.25 · 63 = 15.75мм (49)
Радиусы закругленный и
уклон:
R = 6 J >7°
9. Определение
размеров крышек подшипников
Выбираем конструкцию
крышек подшипников.
Принимаем крышки
врезанные с отверстиями и глухие:
 
Ведущий вал.
Д = 62 мм h1 = 5 мм
Д0 = 67мм l = 8 мм
Д3 = 52мм l1 = 2 мм
h = 14мм В = 10 мм
Ведомый вал.
Д = 80 мм h1 = 5мм
Д0 = 85мм l = 10мм
Д3 = 72мм l1 = 2мм
h = 16мм В = 10мм
10. Расчет
шпонок. Проверочный расчет шпонок
Ведущий вал.
Для диаметра вала d = 20мм принимаем размеры сечения
шпонки:
в = 6мм t2 = 2.8 мм
h = 6 мм lст = 36 мм t1 = 3.5мм
lш = (5…10) lст
lш =36 -8 = 28 мм
lр = lш - в = 28 – 6 = 22 мм (50)
Расчетное напряжение
смятия:
см = 2М1/D ( h – t1)
lр= < [G] см = 190 и/мм (51)
см = 2· 83.7 ·10³/20(6 –
3.5 )· 22= 152.18 и/мм
Прочность на смятие
обеспечивается.
Ведомый вал
Для диаметра вала d = 32 мм принимаем размеры сечения шпонки:
в = 10мм t2 = 3.3 мм
h = 8 мм lст = 42мм
t1 = 5мм
Расчет длины шпонки и
рабочей длины:
lш = 42 – 8 = 34мм
lр = 34 – 10 = 24 мм
10.2.3. Расчет напряжения
смятия:
см = 2М2/D ( h – t1)
lр = < 190 и/мм
см = 2· 83.7 ·10³ /32(8 – 5 )· 24= 72.66и/мм
Прочность на смятие
обеспечена.
11. Выбор
смазки зубчатого зацепления и подшипников
Смазывание зубчатого
зацепления.
Для редукторов общего
назначения применяют непрерывное смазывание жидким маслом катерным непрочным
способом ( окупанием).
Этот способ применяют для
зубчатых передач при окруженных скоростях от 0.3 до 12.5 м/с.
Выбор сорта масла зависит
от назначения расчетного контактного напряжения в зубьях Gn и фактической скорости
υ. Gn = 422.0 н/мм², υ = 1.6 м/с
В соответствии с
полученными значениями выбираем сорта масла И-Г-А-68 Гост 17479 4-87
Смазывание подшипников.
При окруженных скоростях υ<2м/с
Полость подшипника,
смазывается пластичным материалом и должна быть закрыта с внутренней стороны
подшипникового узла внутренним уплотнением.
Размер внутренней полости
корпуса под эластичный материал должны иметь глубину с каждой стороны
подшипника примерно ¼ его ширины.
Смазочный материал
набивают в подшипник вручную при снятой крышке подшипникового узла на несколько
лет. Смену смазочного пластичного материала производят при ремонте.
Выбираем для смазки
подшипниковый солидол жировой Гост 1033 – 79.
Вывод
В курсовом проекте был
выполнен проектный расчет редуктора, сборочный чертеж вала, ведомого и
зубчатого колеса.
Похожие работы на - Проектный расчет редуктора, сборочный чертеж вала, ведомого и зубчатого колеса
|