Проектирование двухступенчатого редуктора

Курсовой проект - Разное

Другие курсовые по предмету Разное

эффициент формы зуба.

где

Zv1 - эквивалентное число зубьев,

;

где

Коэффициент нагрузки при изгибе:

Коэффициенты, входящие в эту формулу, имеют такой же физический смысл, что и коэффициенты в формуле для КН.

Расчетные напряжения изгиба:

МПа,

МПа.

В обоих случаях наблюдаем недогрузку. Допускается перегрузка по напряжениям изгиба не более 5% , недогрузка не регламентируется.

3.5.3 Определение сил в зацеплении.

Окружная сила:

Н;

Радиальная сила

Н;

Осевая сила

Н.

4. Предварительный расчет валов

Предварительный расчет проводим на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

.1 Проектирование быстроходного вала

Диаметр входного конца при допускаемом напряжении [k] = 20 МПа определяем по формуле:

мм.

Примем: dв1 = d1 = 48 мм (по стандартному ряду).

Выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую Tn=10000Нм (D=220мм, L=210мм)

4.2 Проектирование промежуточного вала

Диаметр вала при допускаемом напряжении [k] = 20 МПа определяем по формуле:

мм.

Принимаем dв2=60мм

4.2 Проектирование тихоходного вала

Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении [k] =20 МПа определяем по формуле:

мм.

Полученное значение округляем до ближайшего числа из ряда нормальных линейных размеров. Принимаем dв3 = 95 мм.

5. Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщина стенки корпуса редуктора определяется по формуле:

мм.

Должно быть ? ? 8, поэтому принимаем ? = 10 мм.

Диаметр фундаментного болта равен:

мм.

Полученное значение округлим до ближайшего большего диаметра из ряда метрических резьб (табл.4).

Таблица 4. Размеры элементов корпуса редуктора.

ПараметрДиаметр болтаМ8М10М12М16М20М24М30aj13151821252835bj24283340485568d09111317222632D017202530384556

Принимаем: dб1 = 24 мм.

Диаметры болтов крепления крышки корпуса к основанию:

у подшипников:

dб2 = 1,75dб1 = 18 мм;

на фланцах:

dб3= 0,55dб1 = 13,2 мм.

Полученные значения округлим до ближайших из ряда метрических резьб.

Принимаем: dб2 = 20 мм, dб3 = 16 мм.

В этой же таблице даны диаметры отверстий d0 и диаметры зенковок или бобышек D0 для соответствующих болтов.

Расстояние от внутренней стенки корпуса до края лапы L1 = 3 + ? + b1 и до оси фундаментного болта P1 = 3 + ? + a1, где a1 и b1 определяются по табл.4 в зависимости от диаметра болта.

L1 = 3 + 8 + 55 = 66 мм; P1 = 3 + 8 + 28 = 39 мм.

Ширина фланцев у подшипников L2 = 3 + ? + t + b2, где t = 4 мм - высота бобышки.

L2 = 3 + 8 + 4 + 51 = 66 мм.

Расстояние от внутренней стенки корпуса до оси болта с диаметром dб2:

P2 = 3 + ? + a2 = 3 + 8 + 28 = 39 мм.

Ширина боковых фланцев

L3 = 3 + ? + b3 = 3 + 8 + 43 = 54 мм.

Расстояние от внутренней стенки корпуса до оси болта с диаметром dб3:

P3 = 3 + ? +a3 = 3 + 8 + 24 = 35 мм.

Между подшипниками валов устанавливаем один болт, размещая его посредине между расточками в корпусе для подшипни ков.

Толщина верхнего фланца корпуса: h2 = 1,5? = 1,58 = 12 мм.

Толщина лапы: h1 = 2,5? = 2,58 = 20 мм.

Толщина ребра жесткости: С = ? = 8 мм.

6. Проверка долговечности подшипников

.1 Быстроходный вал

Исходные данные:

Расчет подшипника выполняем для наиболее нагруженной опоры.

Подшипник № 46312 - радиально-упорный однорядный шарикоподшипник средней серии.

Размеры подшипника: d = 60 мм, D = 130 мм, B = 31 мм.

Динамическая грузоподъёмность C = 100 кН.

Статическая грузоподъёмность C0 = 65,3 кН.

Опорные реакции FrC=3,92кН, FrD=1,74 кН.

Осевая нагрузка Fа=0,93 кН.

Расчет:

Параметры осевого нагружения.

Для каждого подшипника определим e по формуле

С учетом того, что должно выполняться условие , принимаем eD=0,3

Осевые составляющие от радиальных нагрузок

При нагружении шарикового радиально-упорного подшипника радиальной нагрузкой возникают осевые составляющие

Внешние силы, действующие на подшипники

FaD)

aC)

Коэффициенты нагрузки

, следовательно X = 0,46,

Эквивалентная динамическая нагрузка:

где

X - коэффициент радиальной нагрузки;

Y - коэффициент осевой нагрузки;

радиальная нагрузка;

осевая нагрузка;

V = 1 (вращается внутренней кольцо);

коэффициент безопасности Kб = 1,3;

температурный коэффициент KT = 1 при температуре подшипникового узла

T <105.

кН.

кН

Долговечность подшипника при максимальной нагрузке:

где

m = 3 - показатель степени кривой усталости для шарикоподшипников.

Если задан типовой режим нагружения, то эквивалентная долговечность подшипника:

где

?h - коэффициент эквивалентности, определяемый в зависимости от типового режима нагружения, ?h = 0,5.

6.2 Промежуточный вал