Реферат: Одноступенчатый цилиндрический прямозубый редуктор

Петрозаводский Государственный Университет

Пояснительная записка к курсовомупроекту по предмету  «Детали машин»

Выполнил студент ЛИФ

2-го курса МОЛК(ускор.)

Микитенко А.Т.

2005 г.

Содержание.

1.<span Times New Roman"">   

Выборэлектродвигателя и кинематический расчет.                      3

2.<span Times New Roman"">   

Расчет цепнойпередачи.                                                                  5

3.<span Times New Roman"">   

Расчет редуктора.                                                                              9

4.<span Times New Roman"">   

Эскизнаякомпоновка. Предварительный расчет валов. Подбор подшипников.                                                                                   14

5.<span Times New Roman"">   

Проверкапрочности шпоночного соединения.                              17

6.<span Times New Roman"">   

Проверочныйрасчет ведомого вала.                                               17

7.<span Times New Roman"">   

Списокиспользованной литературы.                                             19

 

Расчет иконструирование.

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет.

1.1 Определим КПД привода:

Для приближенного определения КПДпривода примем ориентировочно:

КПД зубчатых колес  η3=0,98;

КПД учитывающий потери в одной пареподшипников качения, η2=0,99;

КПД цепной передачи η1=0,92.

Общий КПД привода

            2                                     2

η = η1η2η3 = 0,98*0,99*0,92=0,883

1.2 Требуемая мощность электродвигателя.

N1=N2/η=5.2/0.883=5.88 кВт

 

1.3 Используя табличные данныеопределим приближенное значение передаточного числа i; примем для редуктора i=5, для цепной передачи i=3.

Общее передаточное число i=5*3=15

1.4 Выбор электродвигателя.

Ориентировочно найдем необходимоеколичество оборотов на валу электродвигателя.

n1=n2*i=60*15=900об/мин

По каталогу выбираемэлектродвигатель, ближайший по мощности и оборотам на валу.

Принимаем электродвигатель единойсерии 4А марки 132 М6, мощностью N=7,5 кВт и n=1000об/мин.

1.5 Окончательно определяем передаточное число привода.

i=1000/60=16.6

Для редуктора примем iр=6

Тогда для цепи iц=16,6/6=2,77

1.6  Определяем угловые скорости валов привода:ведущего вала цепной передачи

                    <img src="/cache/referats/19804/image002.gif" v:shapes="_x0000_i1025"> рад/с;

ведомого вала цепной  передачи

                   <img src="/cache/referats/19804/image004.gif" v:shapes="_x0000_i1026"> рад/с;

ведущего вала зубчатой передачи

                      <img src="/cache/referats/19804/image006.gif" v:shapes="_x0000_i1027"> рад/с;

ведомого вала зубчатой передачи

                      <img src="/cache/referats/19804/image008.gif" v:shapes="_x0000_i1028"> рад/с

1.7 Определяем моменты на валах :

  Так как по условию задана мощность навыходном валу расчет выполняем не по принятой мощности двигателя, а потребуемой мощности .

 На ведомом валу зубчатой передачи

               <img src="/cache/referats/19804/image010.gif" v:shapes="_x0000_i1029">

      Наведущем валу зубчатой передачи

              <img src="/cache/referats/19804/image012.gif" v:shapes="_x0000_i1030">  

На ведомом валу  цепной передачи

                 <img src="/cache/referats/19804/image014.gif" v:shapes="_x0000_i1031">

На ведущем валу цепной передачи

               <img src="/cache/referats/19804/image016.gif" v:shapes="_x0000_i1032">

2. Расчет цепной передачи

2.1 Расчетное значение шага t, мм, однорядной цепи определяем поформуле:

               <img src="/cache/referats/19804/image018.gif" v:shapes="_x0000_i1033">

<img src="/cache/referats/19804/image020.gif" v:shapes="_x0000_i1034"> =55 Н м – вращающиймомент на валу меньшей звездочки;

<img src="/cache/referats/19804/image022.gif" v:shapes="_x0000_i1035">  — число зубьев ведущейзвездочки, принимаем из расчета:

                      <img src="/cache/referats/19804/image022.gif" v:shapes="_x0000_i1036">i=31-5.54=25.4   принимаем <img src="/cache/referats/19804/image022.gif" v:shapes="_x0000_i1037">

Число зубьев ведомой звездочки

                      <img src="/cache/referats/19804/image025.gif" v:shapes="_x0000_i1038">i<img src="/cache/referats/19804/image022.gif" v:shapes="_x0000_i1039">               принимаем <img src="/cache/referats/19804/image025.gif" v:shapes="_x0000_i1040">

<img src="/cache/referats/19804/image027.gif" v:shapes="_x0000_i1041">

 <img src="/cache/referats/19804/image027.gif" v:shapes="_x0000_i1042">

<img src="/cache/referats/19804/image029.gif" v:shapes="_x0000_i1043">  — допускаемое среднеедавление, по таблице принимаем <img src="/cache/referats/19804/image029.gif" v:shapes="_x0000_i1044">

  Вычисляем

                     <img src="/cache/referats/19804/image032.gif" v:shapes="_x0000_i1045">

   2.2 Полученноезначение округляем до ближайшего стандартного. Принимаем t=25,4

Принятый шаг проверяем по допустимойчастоте вращения ведущей звездочки:

                 <img src="/cache/referats/19804/image034.gif" v:shapes="_x0000_i1046">

                                             

    2.3 Предварительноопределяем значение межосевого расстояния, из условия обеспечения угла обхватаведущей звездочки <img src="/cache/referats/19804/image036.gif" v:shapes="_x0000_i1047"> 

                                <img src="/cache/referats/19804/image038.gif" v:shapes="_x0000_i1048">        примем а=30*25,4=762 мм

при числе звеньев в цепи

                                          <img src="/cache/referats/19804/image040.gif" v:shapes="_x0000_i1049">

принимаем <img src="/cache/referats/19804/image042.gif" v:shapes="_x0000_i1050">

                                            где <img src="/cache/referats/19804/image042.gif" v:shapes="_x0000_i1051">  — длина цепи в шагах

                   

                     <img src="/cache/referats/19804/image044.gif" v:shapes="_x0000_i1052"> 762/25,4=30

                   

                     <img src="/cache/referats/19804/image046.gif" v:shapes="_x0000_i1053">

                      <img src="/cache/referats/19804/image048.gif" v:shapes="_x0000_i1054">

   2.4 Уточняеммежосевое расстояние по формуле :

                     <img src="/cache/referats/19804/image050.gif" v:shapes="_x0000_i1055"><img src="/cache/referats/19804/image052.gif" v:shapes="_x0000_i1056">

  2.5 Определяемокружную силу F, Н, на звездочке, равную тяговой силе на ведущей ветви:

                        <img src="/cache/referats/19804/image054.gif" v:shapes="_x0000_i1057">Н

 2.6 Определяемприближенную нагрузку на валы и опоры по формуле:

                  Q=1.15F=821 Н

   2.7  Проверяем значение удельного давления (износостойкость)цепи по формуле:

                        <img src="/cache/referats/19804/image056.gif" v:shapes="_x0000_i1058">

где <img src="/cache/referats/19804/image058.gif" v:shapes="_x0000_i1059"><img src="/cache/referats/19804/image058.gif" v:shapes="_x0000_i1060">

                       p=714*1,875/180=7,4

По результатам расчетов подошлацепь марки ПР-25,4-5670

  2.8 Определяемразмеры звездочек

           Делительный диаметр звездочек

                     Ведущей

                                         <img src="/cache/referats/19804/image060.gif" v:shapes="_x0000_i1061">   принимаем  <img src="/cache/referats/19804/image062.gif" v:shapes="_x0000_i1062">

                      ведомой

                                       <img src="/cache/referats/19804/image064.gif" v:shapes="_x0000_i1063">

принимаем    <img src="/cache/referats/19804/image066.gif" v:shapes="_x0000_i1064">

        Диаметр окружности выступов

                 Ведущей

                                       <img src="/cache/referats/19804/image068.gif" v:shapes="_x0000_i1065">

                ведомой

                                      <img src="/cache/referats/19804/image070.gif" v:shapes="_x0000_i1066">

           Диаметры окружностей впадин

                 ведущей  

                                      <img src="/cache/referats/19804/image072.gif" v:shapes="_x0000_i1067">

                 ведомой

                                    <img src="/cache/referats/19804/image074.gif" v:shapes="_x0000_i1068">

             Радиус закругления зуба

                                     <img src="/cache/referats/19804/image076.gif" v:shapes="_x0000_i1069">

            Радиус закругления

                                   <img src="/cache/referats/19804/image078.gif" v:shapes="_x0000_i1070">   

             Длина ступицы

                                    <img src="/cache/referats/19804/image080.gif" v:shapes="_x0000_i1071">

              Диаметр ступицы

                                  <img src="/cache/referats/19804/image082.gif" v:shapes="_x0000_i1072">

где <img src="/cache/referats/19804/image084.gif" v:shapes="_x0000_i1073"><img src="/cache/referats/19804/image086.gif" v:shapes="_x0000_i1074">

  2.9 Результатырасчетов сводим в таблицу

Наименование параметра и единица

Значение параметра

Наименование параметра и единица

Значение параметра

Номинальный вращающий момент на ведомом валу, Нм

<img src="/cache/referats/19804/image088.gif" v:shapes="_x0000_i1075">

Тип цепи

ПР-25,4-5670

Угловая скорость звездочек, рад/с;

Шаг цепи, мм

t=25.4

Ведущей

<img src="/cache/referats/19804/image090.gif" v:shapes="_x0000_i1076">

Длина цепи, мм

L=2794

ведомой

<img src="/cache/referats/19804/image092.gif" v:shapes="_x0000_i1077">

Монтажное межосевое расстояние, мм

A=740

Число зубьев звездочек:

Окружная скорость цепи, мм

v=10.5

Ведущей

<img src="/cache/referats/19804/image094.gif" v:shapes="_x0000_i1078">

Нагрузка на валы и опоры, Н

Q=821

ведомой

<img src="/cache/referats/19804/image096.gif" v:shapes="_x0000_i1079">

Окружная сила, Н

F=714

Делительные диаметры звездочек, мм:

Ведущей

<img src="/cache/referats/19804/image098.gif" v:shapes="_x0000_i1080">

ведомой

<img src="/cache/referats/19804/image100.gif" v:shapes="_x0000_i1081">

3. Расчет редуктора.

3.1 Выбор материала для зубчатыхколес.

3.1.1  Передаточное число наданной стадии расчета принимаемравным передаточному отношению i=u=6. Момент вращения на ведомом валу редуктора М2=140,37Н-м. Значение коэффициента ψЬа=0,4 принимаем по таблице. Коэффициент Кнβ принимаемравным единице. Для обеспечения компактности привода ориентируемся на проектирование передачи с твердостьюрабочих поверхностей HRC>45, из стали с высокимимеханическими характери­стиками.

Предполагая, что габариты шестерни не превышают d<125 мм и d<80 для изготовления шестерни и колесапринимаем согласно таблице сталь 20ХН2М (по­ковка). По таблице назначаем для шестерни и колеса одну иту же твердость ра­бочих  поверхностей зубьев HRC60.

3.1.2Допускаемые контактные напряжения определяем по формуле :

[σн] = σн01/<img src="/cache/referats/19804/image102.gif" v:shapes="_x0000_i1082"> /[n] =1380*1/1,2=1150 МПа,

где потаблице <img src="/cache/referats/19804/image104.gif" v:shapes="_x0000_i1083">=23-60=1380 МПа, коэффициент долговечности для срока службы редуктора 36 000 ч принимаем Khl=1; [n]=1,2 — коэффициентбезопас­ности при поверхностном упрочнениизубьев.

3.2Расчет зубчатой передачи

3.2.1 Определяем межосевое расстояние

         <img src="/cache/referats/19804/image106.gif" v:shapes="_x0000_i1084">

  Для прямозубых передач числовой коэффициент <img src="/cache/referats/19804/image108.gif" v:shapes="_x0000_i1085">u,на данной стадии расчета принимаем равным передаточному отношению <img src="/cache/referats/19804/image110.gif" v:shapes="_x0000_i1086"> (поскольку числазубьев еще неизвестны).

М2 – номинальный вращающиймомент на колесе.

<img src="/cache/referats/19804/image112.gif" v:shapes="_x0000_i1087"><img src="/cache/referats/19804/image114.gif" v:shapes="_x0000_i1088"><img src="/cache/referats/19804/image116.gif" v:shapes="_x0000_i1089">67,4 мм

Полученноезначение <img src="/cache/referats/19804/image118.gif" v:shapes="_x0000_i1090"><img src="/cache/referats/19804/image118.gif" v:shapes="_x0000_i1091">

3.2.2 Определяем ширину венца зубчатогоколеса ( для принятой твердости ширина венцов назначается одинаковой: <img src="/cache/referats/19804/image120.gif" v:shapes="_x0000_i1092">

<img src="/cache/referats/19804/image122.gif" v:shapes="_x0000_i1093"> ψЬа<img src="/cache/referats/19804/image124.gif" v:shapes="_x0000_i1094">0,4*80=32                     

По таблице принимаем b=40 мм

 3.2.3  Значение модуля из условиясопротивления изгибной усталости определяем по формуле:

                <img src="/cache/referats/19804/image126.gif" v:shapes="_x0000_i1095">

где окружная сила

<img src="/cache/referats/19804/image128.gif" v:shapes="_x0000_i1096">

   3.2.4  Допускаемые напряжения изгиба определяем поформуле:

                                  <img src="/cache/referats/19804/image130.gif" v:shapes="_x0000_i1097">

где по таблице <img src="/cache/referats/19804/image132.gif" v:shapes="_x0000_i1098"><img src="/cache/referats/19804/image134.gif" v:shapes="_x0000_i1099">  — коэффициент приодностороннем направлении нагрузки: <img src="/cache/referats/19804/image136.gif" v:shapes="_x0000_i1100">  — коэффициент приресурсе работы ≥36000ч; [n]=1.75– коэффициент безопасности для колес, изготовленных из штамповок. Порекомендациям для силовой передачи принимаем

                   m=1,25

  3.2.5 Определяемчисла зубьев колес .

        По формуле суммарное число зубьев

                   <img src="/cache/referats/19804/image138.gif" v:shapes="_x0000_i1101"> 2*80/1,25= 128

принимаем <img src="/cache/referats/19804/image140.gif" v:shapes="_x0000_i1102">             

Определяем число зубьев шестерни

               <img src="/cache/referats/19804/image142.gif" v:shapes="_x0000_i1103">  128/7=18,2

Число зубьев колеса

                  <img src="/cache/referats/19804/image144.gif" v:shapes="_x0000_i1104">

Фактическое передаточное числоредуктора

                                 <img src="/cache/referats/19804/image146.gif" v:shapes="_x0000_i1105">

 отличается от ранее принятого на 1,5%, чтодопустимо. Уточняем частоту вращения ведомого вала

                            <img src="/cache/referats/19804/image148.gif" v:shapes="_x0000_i1106">

отклонение от заданного составляет 0%,что вполне допустимо.

       3.2.6   Определяем диаметры колес:

Делительные по формуле:

                    <img src="/cache/referats/19804/image150.gif" v:shapes="_x0000_i1107">

                    <img src="/cache/referats/19804/image152.gif" v:shapes="_x0000_i1108">

3.2.7 Проверяем межосевое расстояние <img src="/cache/referats/19804/image118.gif" v:shapes="_x0000_i1109"> по делительнымдиаметрам колес:

                 <img src="/cache/referats/19804/image154.gif" v:shapes="_x0000_i1110">

Диаметры вершин зубьев, по формуле:

                    <img src="/cache/referats/19804/image156.gif" v:shapes="_x0000_i1111">

                   <img src="/cache/referats/19804/image158.gif" v:shapes="_x0000_i1112">

3.2.8 Диаметры впадин зубьев, по формуле:

                   <img src="/cache/referats/19804/image160.gif" v:shapes="_x0000_i1113">

              <img src="/cache/referats/19804/image162.gif" v:shapes="_x0000_i1114">

        3.2.9   Определяемокружную скорость в зацеплении

                       <img src="/cache/referats/19804/image164.gif" v:shapes="_x0000_i1115">

По рекомендациям принимаем 8-юстепень точности изготовления зубчатых колес.

        3.2.10    Силы,действующие в зацеплении.

Окружная сила

                       <img src="/cache/referats/19804/image166.gif" v:shapes="_x0000_i1116">

Радиальная сила

                     <img src="/cache/referats/19804/image168.gif" v:shapes="_x0000_i1117">

Осевая сила

                 <img src="/cache/referats/19804/image170.gif" v:shapes="_x0000_i1118">

            Сопоставляя габариты колесспроектированной передачи удостоверяемся, что назначенная в начале расчетамарка стали 20ХН2М не требует изменения.

Термическая обработка колес позаданной твердости – цементация с последующей закалкой рабочих  поверхностей зубьев HRC60.

     3.2.11    Результаты расчетов редукторной передачисводим в таблицу.

Основные параметры спроектированнойредукторной передачи.

Наименование параметра и единица

Обозначение параметра и размер

Наименование параметра и единица

Обозначение параметра и размер

Номинальный момент на ведомом валу, Н*м

<img src="/cache/referats/19804/image088.gif" v:shapes="_x0000_i1119">

Межосевое расстояние, мм

80

Частота вращения вала, об/мин

Число зубьев:

Ведущего

<img src="/cache/referats/19804/image173.gif" v:shapes="_x0000_i1120">360

Шестерни

<img src="/cache/referats/19804/image094.gif" v:shapes="_x0000_i1121">

Ведомого

<img src="/cache/referats/19804/image176.gif" v:shapes="_x0000_i1122">

Колеса

<img src="/cache/referats/19804/image096.gif" v:shapes="_x0000_i1123">

Угловая скорость вала, рад/с;

Модуль зацепления

m=1,25

Ведущего

<img src="/cache/referats/19804/image090.gif" v:shapes="_x0000_i1124">

Диаметры делительных окружностей, мм:

Ведомого

<img src="/cache/referats/19804/image092.gif" v:shapes="_x0000_i1125">

Шестерни

<img src="/cache/referats/19804/image181.gif" v:shapes="_x0000_i1126">

Передаточное число

6

Колеса

<img src="/cache/referats/19804/image183.gif" v:shapes="_x0000_i1127">

Материал колес

20ХН2М

Ширина зубчатого венца, мм

Твердость зубьев:

Шестерни

40

Шестерни

HRC60

Колеса

40

Колеса

HRC60

Силы, действующие в зацеплении, Н:

Тип передачи

прямозубая

Окружная

1200

Радиальная

437

Осевая

4. Эскизная компоновка.Предварительный расчет валов. Подбор подшип­ников.

4.1.Эскизную компоновку редуктора  выполняемв соответствии с рекомендациями. Заметим приэтом, что ввиду небольшой окружнойскорости в зацеплении (v=0,43 м/с) проектируем смазывание подшип­никовпластической мазью. Для предотвращения вытекания мази из подшипнико­вой полости внутрь редуктораустанавливаем мазеудерживающие кольца, а в крышках с отверстиями для выступающих концов валов — манжеты резиновые. Длину ступицы колеса определяем по рекомендациям: Lст=(1,0.. .1,5)d=1,1*50=55 мм. По параметрическому  ряду Ra20 принимаем Lст=56 мм.

4.2. Назначаемпредварительные размеры отдельных участков валов. Диаметр dtвыступающего конца быстроходного валаопределяем по формуле (7.1):

<img src="/cache/referats/19804/image185.gif" v:shapes="_x0000_i1128"> 17,7мм.

По табл. ПЗ принимаем стандартноезначение <img src="/cache/referats/19804/image187.gif" v:shapes="_x0000_i1129"> =18 мм. Диаметр вала под подшипник определяем по зависимости

dnl≈ 1,1<img src="/cache/referats/19804/image187.gif" v:shapes="_x0000_i1130"> = 1,1-28=20 мм

что соответствует стандартному ряду внутренних диаметровподшипников.

Так как на выступающий конец быстроходного вала насаживается звездочка цепнойпередачи, то в целях обеспечения жестко­сти выступающего конца вала и лучшегоцентрирования на нем шкива принимаем конический конец вала с началомконусности  1: 10 от диаметра dn=20 мм, дли­ной <img src="/cache/referats/19804/image190.gif" v:shapes="_x0000_i1131">

<img src="/cache/referats/19804/image192.gif" v:shapes="_x0000_i1132"> 38 мм.

Полученныйрезультат округляем до стандартного ряда. По таблице принимаем d2=40 мм.

Диаметр вала под подшипник принимаем d2n=45 мм.

Для обеспечения большей жесткости выступающего конца вала и уменьшения концентраторов напряжений в местахперехода от диаметра к диаметру проекти­руемконический конец вала с началом конусности от 45 мм и длиной l2=82 мм .

Для выяснения сил, действующих в зацеплениях и в подшипниках валов ре­дуктора, выполняем принципиальную схемупривода в изометрии .

<span Times New Roman",«serif»; mso-fareast-font-family:«Times New Roman»;mso-ansi-language:RU;mso-fareast-language: RU;mso-bidi-language:AR-SA">

4.3.Подбор подшипников.

Проверку долговечности подшипников выполняемпо методике, приведенной в § 7.2.

Исходные данные для ведущего вала:диаметр вала в месте посадки подшипника dnl=20 мм, частота вращения вала n1=360 об/мин, окружная сила F1=1200Н, радиальная сила Fr1=437H, осевая сила Fxl==0 H и нагрузка от цепнойпередачи Q= 821 Н,делительный диаметр шестерни d1=22мм .

Принимаем радиальный шарикоподшипник среднейсерии 304, у которого С== 15 кН, С0=10 кН, d=20 mm, D=52 mm, В=15 мм. Расстояния междуопорами и действующими на них нагрузками на основании эскизной компоновки.

Выполняем расчетную схему ведущего вала иопределяем радиальные реакции подшипников.

В вертикальной плоскости ху в силусимметричности (силу давления на вал от цепной передачи не учитываем, так какцепная передача по условиям компо­новки находится в горизонтальной плоскости ивертикальная составляющая от Qбудет незначительной) имеем:

RyA = RyB= F<img src="/cache/referats/19804/image194.gif" v:shapes="_x0000_i1133">/2 = 1200/2 = 600 Н.

В горизонтальной плоскости гх сучетом силы Q давленияна валы от цепной передачи

ΣM<img src="/cache/referats/19804/image196.gif" v:shapes="_x0000_i1134"> = 0;    RzB2<img src="/cache/referats/19804/image198.gif" v:shapes="_x0000_i1135">-Fx1d1/2+Frlll-Q(l + 2l1)=0,

откуда

RzB = [Q(l+2ll)-Fr1ll + Fxld1/2]/(2ll)= (821*173<img src="/cache/referats/19804/image200.gif" v:shapes="_x0000_i1136">

—<span Times New Roman"">   

600*54*10-3+0*22/2*10-3)/(2*54*l0-3) = 810 H;

                                      <img src="/cache/referats/19804/image202.gif" v:shapes="_x0000_i1137">      <img src="/cache/referats/19804/image204.gif" v:shapes="_x0000_i1138">

откуда

RzA = (Ql + Fr<img src="/cache/referats/19804/image206.gif" v:shapes="_x0000_i1139"> + Fx1d<img src="/cache/referats/19804/image208.gif" v:shapes="_x0000_i1140"><img src="/cache/referats/19804/image208.gif" v:shapes="_x0000_i1141">3 + 437*54*10-3  + 0*22/2*10-3)/(2*54*10-3)= 685 H.

Суммарныерадиальные реакции подшипников: для опоры А

FrA= <img src="/cache/referats/19804/image210.gif" v:shapes="_x0000_i1142"> = <img src="/cache/referats/19804/image212.gif" v:shapes="_x0000_i1143"> 910H;

для опоры В

FrB = <img src="/cache/referats/19804/image214.gif" v:shapes="_x0000_i1144"> <img src="/cache/referats/19804/image216.gif" v:shapes="_x0000_i1145"> 1008  Н.

Как видно, более нагруженной является опора А,поэтому по ней ведем даль­нейшие расчеты

Вычисляем отношение осевой нагрузки Fa=Fx1 к статическойгрузоподъем­ности намеченного ранее шарикоподшипника 304.

Fа/C0=0/10 200 = 0.

Согласно таблице значению Fa/C0соответствуете е=0,31. Поскольку Fa/Frа= 0<е,то принимаем Х=1; У=0.

Определяемэквивалентную нагрузку по формуле :

P = (XF<img src="/cache/referats/19804/image218.gif" v:shapes="_x0000_i1146"> + YFa)K6 = 910*1,3 = 1183 H.

Тогдапо формуле  долговечность подшипника

Lft = [106/(60nl)] (С/Р)з = [106/(60-455)](15300/1183)<img src="/cache/referats/19804/image220.gif" v:shapes="_x0000_i1147"> ≈79000 ч.

Так как, в задании не оговариваетсядолговечность подшипников, считаем ее достаточной.

Определяем долговечность под­шипников ведомого вала. Руководст­вуясь эскизом, выполняем рас­четную схему ведомого вала.

 Определяем опорные реакции валаот нагрузки в зацеплении. В вер-

тикальной плоскости в силу симметрии имеем

                                  <img src="/cache/referats/19804/image222.gif" v:shapes="_x0000_i1148">

Вгоризонтальной плоскости

ΣMy=0;    — RzD-2l2+Fr2L<img src="/cache/referats/19804/image224.gif" v:shapes="_x0000_i1149"><img src="/cache/referats/19804/image226.gif" v:shapes="_x0000_i1150">2/2 = 0,

откудаR<img src="/cache/referats/19804/image228.gif" v:shapes="_x0000_i1151"> 2271 H.

<img src="/cache/referats/19804/image202.gif" v:shapes="_x0000_i1152">    <img src="/cache/referats/19804/image231.gif" v:shapes="_x0000_i1153">

откуда

<img src="/cache/referats/19804/image233.gif" v:shapes="_x0000_i1154"> (Fr2l2—Fx2d2/2)/(2l2) = (2547-50-10-3—1247-160/2-10-3)/(100-l0-3) =276 H.

Суммарныерадиальные реакции подшипников:

               для опоры С

              FrC = <img src="/cache/referats/19804/image235.gif" v:shapes="_x0000_i1155">

 для опоры D

FrD = <img src="/cache/referats/19804/image237.gif" v:shapes="_x0000_i1156"> = 4120 Н. Б.

Далееопределяем долговечность принятого роликоподшипника 7209. Исходные данные: FrCΣ=5675H;    <img src="/cache/referats/19804/image239.gif" v:shapes="_x0000_i1157"> Fx2= 1247Н;  n2= 60 об/мин;  С=41900 Н;  е=0,42;  Y=1,45.

При схеме установки подшипников враспор  осевые составляю­щие по формуле

Sc = 0,83eFrcΣ= 0,83*0,42*5675= 1978 Н;

SD = 0,83eFr<img src="/cache/referats/19804/image241.gif" v:shapes="_x0000_i1158"> =0,83*0,42*5403=1883 Н.

Израсчетов  видно,  что наиболее  нагруженным  радиальными и осевыми составляющими является  подшипник D.

ПосколькуFx2+Sc—<img src="/cache/referats/19804/image243.gif" v:shapes="_x0000_i1159">

Fa= <img src="/cache/referats/19804/image245.gif" v:shapes="_x0000_i1160"> +SC = 1247+ 1978 = 3225 Н.

Так как Fa/FrDΣ =3225/5403 = 0,59 > 0,41,

 то Х = 0,4; Y = 1,45.

        Эквивалентнаянагрузка

P = (XFr<img src="/cache/referats/19804/image247.gif" v:shapes="_x0000_i1161"> + YFa)Kб= (0,4*5403+ 1,45*3225) = 6837   Н.

Долговечность подшипника 7209

           <img src="/cache/referats/19804/image249.gif" v:shapes="_x0000_i1162">

Учитывая конструктивные особенностиподшипника, с данной долговечностью приходится согласиться.

        5.  Проверка прочности шпоночного соединения.

 Проверяемпрочность шпоночного соединения под зубчатым колесом. Поскольку d=50 мм, b=14 мм, h = 9 мм, l = 67 мм, lр = l — b = 67 —14 = 53 мм, М2 = 825Н-м, [σсм]= 120 МПа, то согласно формуле

               <img src="/cache/referats/19804/image251.gif" v:shapes="_x0000_i1163"> =2M<img src="/cache/referats/19804/image224.gif" v:shapes="_x0000_i1164">/[d{h— tl)lp]= 2*825* 103[l50 (9 — 5,5)53]= 118,6 МПа < [σсм].

6.Проверочный расчет ведомого вала.

 Согласно сборочному чертежу  составляем расчетную схему, строим эпюры Mz, Му, Мк и Мzм от нагрузки. Очевидно наиболее опасным является сече­ние под зубчатым колесом, где

Мк=<img src="/cache/referats/19804/image253.gif" v:shapes="_x0000_i1165"> 550 Н-м.

 Определяем напряжения в опасной точке:

σmах= <img src="/cache/referats/19804/image255.gif" v:shapes="_x0000_i1166"> = 270*103/10975= 24,6 МПа,

 где  W<img src="/cache/referats/19804/image257.gif" v:shapes="_x0000_i1167"> = [0,ld<img src="/cache/referats/19804/image220.gif" v:shapes="_x0000_i1168">-bt1(d-t1)2]/(2d)-[0,l-503—14*5.5(50-5,5)2]/(2*50)=10975мм3;

ттах = M<img src="/cache/referats/19804/image260.gif" v:shapes="_x0000_i1169">p=550*103/23475 = 23,4 МПа,

где

Wp=[0,2d<img src="/cache/referats/19804/image220.gif" v:shapes="_x0000_i1170"><img src="/cache/referats/19804/image208.gif" v:shapes="_x0000_i1171"> (d-t<img src="/cache/referats/19804/image208.gif" v:shapes="_x0000_i1172">2]/(2d) = [0,2.503-14*5,5(50—5,5)2]/(2*50)=23475мм3.

 Материал   вала   сталь 45   улучшенная,   σв = 900   МПа,  σ_1=380  МПа,    τ<img src="/cache/referats/19804/image262.gif" v:shapes="_x0000_i1173">        <img src="/cache/referats/19804/image264.gif" v:shapes="_x0000_i1174"> = 0,1,     <img src="/cache/referats/19804/image266.gif" v:shapes="_x0000_i1175"> = 0,05.

Используя таблицы, определяем коэффициенты снижения предела выносливости с учетом наличияшпоночного паза:

КτD= (Кσ + К<img src="/cache/referats/19804/image268.gif" v:shapes="_x0000_i1176">d= (2,15+1,15—1)/0,81 = 2,84,

 KτD = (Kτ+ KF-l)/Kd = (2,05+ 1,15—1)/0,81 =2,7,

и с учетом посадки

KσDKσ/Kd= 4,3;    KτD= KτlKd=3,1.

При расчетах принимаем коэффициенты с учетом посадки как наиболее опасные. Принимаем, что нормальные напряжения изменяются посимметрич­ному циклу, т. е. σа=σтах =-24,6 МПа, σт = 0; а касательные —по отнулевому, т. е. τа = τт-=0,5τтах =11,7 МПа.

Коэффициент запаса по нормальнымнапряжениям

<img src="/cache/referats/19804/image270.gif" v:shapes="_x0000_i1177"> =  <img src="/cache/referats/19804/image272.gif" v:shapes="_x0000_i1178">/(<img src="/cache/referats/19804/image274.gif" v:shapes="_x0000_i1179">= 380/(4,3*24,6)=3,4;

коэффициент запаса по касательнымнапряжениям

пτ=<img src="/cache/referats/19804/image276.gif" v:shapes="_x0000_i1180"> /(KτD+ <img src="/cache/referats/19804/image278.gif" v:shapes="_x0000_i1181">) =230/(3,1*11,7 + 0,05*11,7) = 62.

 Результирующий коэффициент запаса

n= <img src="/cache/referats/19804/image280.gif" v:shapes="_x0000_i1182">= 3,4*6,2/<img src="/cache/referats/19804/image282.gif" v:shapes="_x0000_i1183">=2,98 > [n].

В представленном расчете,из-за ограниченности объема технического задания на расчет, не при­ведены описан

еще рефераты
Еще работы по технологии