Расчет и проектирование редуктора общего назначения
Дипломная работа - Разное
Другие дипломы по предмету Разное
Проверяем контактные напряжения:
Силы, действующие в зацеплении:
окружная
радиальная
осевая
Fa =Ft tgb = 3050*tg1250 = 695,10 Н
Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба
Коэффициент нагрузки
KF = KFb *KFv,
по таблице 3.7 [1] при ?bd =1,063, твердости НВ ? 350 и несимметричном расположении зубчатых колес относительно опор KFb = 1,31 . по таблице 3.8 KFv = 1.3. Таким образом, коэффициент KF = KFb *KFv = 1,31*1,3 =1,703; YF - коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев zv у:
шестерни
колеса
YF1 = 3,61, YF2 =3,60.
Допускаемое напряжение
.
По таблице 3.9 [1] для стали 45 улучшенной при твердости НВ ? 350 ?Flimb = 1.8 HB.
Для шестерни ?Flimb = 1,8*230 =415 МПа, для колеса ?Flimb =1,8*200 = 360 МПа. [SF] = [SF]'[SF]" - коэффициент безопасности, где [SF]' = 1,75 (табл. 3.9[1]), [SF]" = 1 (для поковок и штамповок), следовательно, [SF] = 1,75*1 = 1,75.
Допускаемые напряжения:
для шестерни [?F1] = 415/1.75 = 237 МПа;
для колеса [?F2] = 360/1,75 = 206 МПа.
Дальнейший расчет будем вести для зубьев колеса, т.к. для него данное отношение меньше.
Определяем значение коэффициентов Yb и KF?
Yb = 1-b/140 = 1-1250/140 =0,908
KF? = [4+(?? - 1)(n-5)]/4??
Для средних значений коэффициента торцового перекрытия ?? = 1,5, и 8-й степени точности KF? =0,92.
Проверяем прочность зуба колеса
< [?F2] = 278МПа
Условие прочности выполнено.
6.Конструктивные размеры шестерни и колеса
Шестерню выполняем за одно целое с валом, ее размеры определены ранее:
d1 = 80 мм
da1 = 84 мм
df1 = d1 - 2,5m = 80-2.5*2 = 75 мм
b1 = 85 мм.
Колесо кованное:
d2 = 320 мм
da2 = 324 мм
df2 = d2 - 2,5m = 320-2.5*2 = 315 мм
b2 = 80 мм.
Диаметр ступицы dст = 1.6dK2 = 1.6 * 50 = 80 мм; длину ступицы принимаем равной ширине зубчатого колеса lст = 80 мм; толщина обода ?о = (2,5 4)mn = (2,5 4)*2,0 = 5 8 мм, принимаем 10 мм; толщина диска С = 0,3 b2 = 0,3*80 = 24 мм.
. Конструктивные размеры корпуса редуктора
Толщина стенок корпуса и крышки: ? = 0,025 aw + 1 = 0,025*200 + 1 = 6 мм, принимаем ? = 8 мм; ?1 = 0,02 aw + 1= 5 мм, принимаем ?1 = 8 мм.
Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:
Верхнего пояса корпуса и пояса крышки
b = 1.5? = 1.5*8 =12мм; b1 = 1.5?1 = 1,5*8 = 12мм;
нижнего пояса корпуса
р = 2,35 ? = 2,35*8 = 18,8мм, принимаем 20 мм.
Диаметр болтов: фундаментальных d1 = (0,030,036) aw +12 = (67,2)+12=18 19,2 мм; принимаем болты с резьбой М20;
крепящих крышку к корпусу у подшипников d2 = (0,70,75) d1 = (0,7 0,75)*20 = 14 15мм, принимаем болты с резьбой М16;
соединяющих крышку с корпусом d3 = (0,50,6) d1 = (0,5 0,6)*20 = 10 12мм, принимаем болты с резьбой М12.
.Первый этап компоновки редуктора
Первый этап служит для приближенного определения положения зубчатых колес и шкива относительно опор для последующего определения опорных реакций и подбора подшипников.
Компоновочный чертеж выполняется в одной проекции - разрез по осям валов при снятой верхней крышке редуктора.
Зазор между торцом шестерни или торцом ступицы и внутренней стенкой корпуса А1 = 1,2 ?, зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса А = ?, расстояние между наружным кольцом подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса А = ? , если диаметр окружности вершин зубьев шестерни окажется больше наружного диаметра подшипника, то расстояние А будем отмерять от шестерни.
Предварительно намечаю радиальные шарикоподшипники средней серии; габариты подшипников выбираю по диаметру вала в месте посадки подшипника dП1 = 45 мм и dП2 = 45 мм
Таблица №2.
Условное обозначение подшипникаdDBГрузоподъемность, кНРазмеры, ммСС010945751621,212,220945851933,218,6
Для смазки подшипников будем применять консистентную пластичную смазку Литол - 24 по ГОСТ 21150-75, для предотвращения вытекания смазки внутрь корпуса и вымывания пластичного материала жидким маслом из зоны зацепления устанавливаем мазеудерживающие кольца, их ширина определяется размером у = 8 12 мм.
Измерением определяю расстояние на ведущем валу l1 = 68 мм, и на ведомом l2 = 72 мм. Принимаю окончательно 72 мм.
Глубина гнезда для подшипника lГ ?1.5B, для 109 подшипника 24 мм, для 209 - 28,5 мм, принимаю lГ = 30 мм.
Толщину фланца ? крышки подшипника принимаю примерно равной диаметру d0 отверстия в крышке под крепящий болт, для принятых мною подшипников это 14 мм. Высоту головки болта принимаю 0,7dб = 0,7*12 = 8,4 мм, зазор между головкой болта и ступицей шестерни принимаю 10 мм. Измерением устанавливаю расстояние l3 = 78 мм.
.Проверка долговечности подшипника
Рисунок 3. Расчётная схема ведущего вала
Ведущий вал. Из предыдущих расчетов имею Ft = 3050 H; Fr = 1138,57 Н; F? = 695,10 H из первого этапа компоновки l1 = 72мм.
Реакции опор:
в плоскости xz:
Rx1 = Rx2 = Ft /2 = 3050/2 = 1525 H;
в плоскости yz:
Проверка: Ry1 + Ry2 - Fr = 762,37 + 376,20 - 1138,57 = 0
Суммарные реакции
;
.
Подбор подшипника буду производить по наиболее нагруженной опоре 1.
Намечаю радиальные шариковые подшипники 109 (приложение П3 [1]): d = 45 мм ; D = 75 мм ; B = 16 мм ; C = 21,2 кН ; C0 = 12,2 кН
Эквивалентная нагрузка
,
где Pr1= 1704,94 Н - радиальная нагрузка; Ра = F? = 695,1 Н - осевая нагрузка; V = 1 (вращается внутреннее кольцо); коэффициент безопасности для привода ленточных конвейеров К? = 1 (табл.9.19 [1]), КТ = 1 (табл.9.20 [1]).
Отношение F? /C0 = 695,1/12200 = 0,057 ; этой величине соответствует е ?p>