Конструирование одноступенчатого цилиндрического редуктора

Дипломная работа - Разное

Другие дипломы по предмету Разное

ка выполняется на миллиметровой бумаге в масштабе 1:1 карандашом в тонких линиях на формате А1.

1.Проводим осевые линии;

2.Вычерчиваем габариты зубчатой пары;

.Прочерчиваем контуры внутренних стенок корпуса;

.Вычерчивание валов, начиная с ведущего вала;

5. Вычерчиваем подшипники.

 

Рис. 5 Пример эскизной компоновки одноступенчатого редуктора

 

8. Подбор и проверка прочности шпонок

 

Размеры поперечного сечения шпонки b, h мм, а также глубину паза на валу t1 и в ступице t2 назначают в зависимости от диаметра вала в месте установки шпонки.

Номинальную длину l шпонки выбирают из стандартного ряда в соответствии с длиной ступицы (шириной), сидящей на валу детали.

Проверочным расчетом на прочность является расчет по напряжениям смятия

 

 

где T - крутящий момент на рассматриваемом валу Н*мм; z - число шпонок в рассматриваемом месте;

 

lР = l - b,

 

l - рабочая длина шпонки.

При стальных вале и ступице [] = 150 МПа.

 

8.1 Ведущий вал

 

.1.1 Шпонка на выходном конце

По d = d1 = 25 мм назначаю b = 6 мм; h = 6 мм; t1 = 3,5 мм; t2 = 2,8 мм [9,с.25]. Ориентируясь на длину выходного конца вала L = 50 мм из табл. [6, с.397], получаю l=40 мм.

 

lP = l - b;

lP= 40 - 6 = 34,0 мм.

 

8.1.2 Шпонка под шестерней

По d1 = d1```=32 мм: назначаю b = 8 мм; h = 7 мм; t1 = 4,3 мм; t2 = 3,0 мм по b1 = 45 мм, назначаю l = 40 мм.

 

lP = 40 - 6 = 34 мм.

 

8.3 Ведомый вал

 

.3.1 Шпонка на выходном конце

По d = d3 = 40 мм: b = 12 мм; h = 8 мм; t1 = 5 мм; t2 = 3,3 мм.

Ориентируясь на длину выходного конца вала L = 80 [6, с. 397], назначаю l = 70 мм [9, с. 25].

 

lP = 70 - 12 = 58 мм.

 

Проверка на прочность выполняется.

 

.3.2 Шпонка под колесом

По d3 = d3```= 48 мм, назначаю b = 14 мм; h = 9 мм; t1 = 5.5 мм; t2 = 3,8 мм [9, с. 25]. По длине ступицы = 88мм, назначаю l = 80 мм.

 

lP = 80 - 14 = 66 мм

 

Проверка на прочность не требуется.

Выбранные шпонки работоспособны.

 

9. Подбор подшипников качения

 

При частоте вращения подшипников n > 1000 об/мин их подбирают по динамической грузоподъёмности. Подбор осуществляется сравнением расчетной динамической грузоподъемности Cр с базовой C по условию:

 

Cр ? C.

 

Под базовой динамической грузоподъемностью подшипника C понимается постоянная радиальная нагрузка, которую подшипник может воспринять при базовой долговечности, составляющей 106 оборотов внутреннего кольца.

Расчетная динамическая грузоподъемность подшипника Cр определяется по формуле

 

 

где Q - эквивалентная динамическая нагрузка, Н; n - число оборотов вала, об/мин; Lh- долговечность (ресурс) привода, ч; m - показатель степени (для шариковых подшипников m = 3).

Эквивалентная динамическая нагрузка на подшипник:

 

 

где Fr, Fa - радиальная и осевая силы соответственно;H, X, Y - коэффициенты радиальной и осевой нагрузок; V - коэффициент вращения при вращающемся внутреннем кольце; КБ - коэффициент безопасности; КТ - температурный коэффициент.

 

9.1 Ведущий вал

 

Рис. 7

привод вал колесо подшипник редуктор

 

Реакции опор

 

 

Проверка: RA +RB-Fn1=0. 664.1+187.6-849=0; 0=0

Эквивалентная нагрузка на более нагруженной опоре А,

 

 

где V=1,0 [9,с.26]; kБ=1,3 [9,с.27]; kT=1,0 [9,с.27], (t?<100?C).

 

 

Требуемая динамическая грузоподъёмность подшипника

 

 

По этой величине и диаметру вала подшипник d = d1``= 30 мм подбираю подшипники средней серии, № 306, имеющие С = 28,1 кH и размеры d x D x B = 30 x 72 x 19 мм [9,с75].

 

.2 Ведомый вал

 

 

Реакции опор

 

 

Эквивалентная нагрузка на более нагруженной опоре Б

 

 

Требуемая динамическая нагрузка

 

 

По этой величине и диаметру вала d = d3``= 45 мм подбираю подшипники средней серии № 309, имеющие С = 30,0 кH и размеры d x D x B = 45 x 100 x 25 мм.

 

10. Уточнённый расчёт валов на выносливость

 

Уточненный расчет валов на выносливость выполняется при учете совместного действия кручения и изгиба. В расчете учитываются разновидности циклов напряжений изгиба и кручения, усталостные характеристики материалов, размеры, форма и состояние поверхности вала. Целью расчета является определить общие коэффициенты запаса усталостной прочности для опасных сечений и сравнить их с допускаемыми. В практике расчетные коэффициенты запаса выносливости определяются для всех опасных сечений каждого вала.

Ниже приводится расчет общего коэффициента запаса выносливости для опасного сечения под серединой шестерни, нагруженного максимальным изгибающим и крутящим моментом и расслабленным шпоночным пазом.

 

10.1 Ведущий вал

 

10.1.1 Данные для расчета

 

RA = 661,4 Н; b = 40мм;

RB = 187,6 Н; c = 141мм.[п. 9.1.]

T1 = 23830 Н[п. 5.3.1.];

b = 6 мм; t1 = 3,5 мм; d = d1``` = 30 мм;

 

 

Суммарный изгибающий момент

 

 

Изгиб

Общий коэффициент запаса выносливости

 

 

где [n] - рекомендуемая величина коэффициента запаса, для редукторов общего назначения принимают [n] ?1,5 5 [9,с.31].

Коэффициент запаса выносливости по нормальным n? и касательным nt напряжениям

 

 

Где s-1 и t-1 - пределы выносливости материала вала при симметричном цикле напряжения изгиба и кручения соответственно, МПа; Ks, Kt - эффективные коэффициенты конце?/p>