Проект приводного редуктора
Курсовой проект - Физика
Другие курсовые по предмету Физика
сти вершин шестерни колеса 75 мм 279,88 ммШирина зубчатого венца42 ммВнешний диаметр окружности впадин шестерни колеса 64,5 мм 280,7 ммЧисло зубьев шестерни колеса23 93Средний делительный диаметр шестерни колеса 59,1 мм 239,1 ммУгол делительного конуса шестерни колеса
Передаточное
отношение4,04
4. Первый этап компоновки редуктора
.1 Предварительный расчет валов
Редукторный вал представляет собой ступенчатое цилиндрическое тело, количество и размеры ступеней которого зависят от количества и размеров установленных на вал деталей. Проектный расчет ставит своей целью определить ориентировочно геометрические размеры каждой ступени вала: ее длину и диаметр.
Выбор наиболее рационального типа подшипника для данных условий работы редуктора весьма сложен и зависит от целого ряда факторов: передаваемой мощности редуктора, типа передачи, соотношения сил в зацеплении, частоты вращения внутреннего кольца подшипника, требуемого срока службы, приемлемой стоимости, схемы установки.
Предварительный расчет валов проводится по заниженным значениям допускаемых касательных напряжений.
Геометрические размеры ступеней валов определяем согласно [ист. 4 стр. 110…133].
А. Быстроходный вал:
1-ая ступень (под шкив клиноременной передачи):
?к = 10…15 Н/ мм2 - [ист. 4 стр. 110]
Согласно ряда стандартных значений - таблица 13.15 [ист. 4 стр. 326] по Ra 40 принимаем d1 = 38 мм.
Принимаем l1 = 60 мм.
-ая ступень (под уплотнение):
Принимаем d2 = 42 мм.
Принимаем l2 = 24 мм.
-ая ступень (под резьбу):
d3 = 45 мм по таблице 10.11 [ист. 4 стр. 191].
Принимаем
-ая ступень (под подшипники):
-я ступень (под шестерню):
Принимаем d5 = 56 мм.
l5 =6 мм определяется графически на эскизной компоновке.
Предварительно выбираем подшипники по таблице К28 [ист. 4 стр. 434…435], роликовые конические средней серии типа 7210.
l4 = 100 мм определяется графически на эскизной компоновке.
Б. Тихоходный вал:
1-ая ступень (под полумуфту):
где
?к =20… 25 Н/ мм2 - [ист. 4 стр. 110]
Согласно ряда стандартных значений - таблица 13.15 [ист. 4 стр. 326] по Ra 40 принимаем d1 = 48 мм.
Принимаем
-ая ступень (под уплотнение крышки с отверстием и подшипник):
Принимаем d2 = 55 мм.
Принимаем l2 = 80 мм.
-я ступень (под колесо):
Принимаем d3 = 63 мм.
l3 определяется графически на эскизной компоновке.
-ая ступень (под подшипник):
Предварительно выбираем подшипники по таблице К29 [ист. 4 стр. 436…438], роликовые конические средней серии типа 7211.
5. Расчет нагрузок валов
Редукторные валы испытывают два вида деформаций - изгиб и кручение. Деформация кручения на валах возникает под действием вращающих моментов, приложенных со стороны двигателя и рабочей машины. Деформация изгиба валов вызывается силами в зубчатом (червячном) зацеплении закрытой передачи и консольными силами со стороны открытых передач и муфт.
В проектируемых приводах конструируются цилиндрические косозубые редукторы с углом наклона зуба ? = 8…160, конические редукторы с круговым зубом - ? = 350, червячные редукторы с углом профиля в осевом сечении червяка 2? = 400. Угол зацепления принят ? = 200.
Значение сил в зацеплении определяем согласно требованиям таблицы 6.1 [ист. 4 стр. 100].
. Определяем окружную силу в зацеплении:
. Определяем радиальную силу в зацеплении:
, где
Коэффициент радиальной силы:
. Определяем осевую силу в зацеплении:
, где
Коэффициент осевой силы:
. Составляем схему сил в зацеплении
Схему сил в зацеплении зубчатой передачи составляем согласно рекомендациям рисунка 6.2 [ист. 4 стр. 102].
Выбираем схему 2.
Направление линии зуба колеса - правое, шестерни - левое. Вращение быстроходного вала против часовой стрелки. Схему смотреть справа.
Рис. 5.1. Схема сил в зацеплении зубчатой передачи
В проектируемых приводах конструируются открытые зубчатые цилиндрические и конические передачи с прямыми зубьями, а также ременные и цепные передачи, определяющие консольную нагрузку на концы валов. Кроме того, консольная нагрузка вызывается муфтами, соединяющими двигатель с редуктором или редуктор с рабочей машиной.
Значение консольных сил определяем согласно требованиям таблицы 6.2 [ист. 4 стр. 100…101].
. Определяем усилие муфты:
. Давление на вал со стороны ременной передачи было определено при проверочном расчете передачи:
Строим в изометрии силовую схему нагружения валов редуктора с целью определения направления сил в зацеплении редукторной пары, консольных сил со стороны открытых передач и полумуфты, реакций в подшипниках, а также направление крутящих моментов и угловых скоростей.
Рис. 5.2. Силовая схема нагружения валов редуктора
.1 Силовой расчет быстроходного вала
Исходные данные:
l1 = 33,2 мм; l2 = 89,5 мм; l3 = LОП= 85,3 мм;
Ft1 = 4600 Н;Fr1 = 1182 Н; Fa1 = 3616 Н; Fоп = 2189 Н;
Рис. 5.3. Расчетная схема быстроходного вала
. Плоскость XOZ
а) Определяем опорные реакции.
Составляем уравнение равновесия относительно опоры А (точка 2).
отсюда
<