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>