Курсовая работа (т): Расчет редуктора с цепной передачей

+ =318+294,9=612,9 H

M_B= -Y_A2a₂-F_a ·0,5d₂+ F_ra₂= 0;

/2-/(4a₂)=318-294,9=23,1 H;

б)вычисляем реакции опор в горизонтальной плоскости х0z от силы F_t

Х_А = Х_в =0,5F_t = 0,5·1730 = 865 Н;

в)находим размер изгибающих моментов в характерных точках (сечения) А, С и В: в плоскости уОz

М_А = М_В = 0; = Y_Aa₂ = 21,3·0,028 = 0,64 H·м;

(M_Fr F_a)_max = 17,16 Н·м;

в плоскости хОz

М_А = М_B = 0;

М_с = Х_Аа₂ = 865 • 0,028 = 24,22 Н · м;

M_Ft = 24,22 Н·м.

Суммарный изгибающий момент в сечении С

M_и=====29,7 Н ·м

г)крутящий момент

T = Т₂ = 115,2 Н·м;

д)выбираем коэффициент масштаба и строим эпюры.

4.Вычисляем наибольшие напряжения изгиба и кручения в опасном сечении С. Диаметр вала в опасном сечении  =42 мм ослаблен шпоночной канавкой.

Поэтому в расчет следует ввести значение d, меньшее на 8... 10% . Принимая d=38 мм-расчетный диаметр вала в сечении С, получаем

δ_и =  = = =  =5,52 МПа

=== =10,7 Мпа

5.      Прочность вала проверим по III теории прочности

====12,04 МПа.

что значительно меньше [δ_и]_-1 = 45.25 МПа.

При полученных невысоких значениях расчетных напряжений валы имеют высокие значения коэффициента запаса прочности, а потому проверку их жесткости можно не выполнять.

11. Подбор шпонок и проверочный расчет шпоночных соединений

Шпонки подбирают по таблицам ГОСТа в зависимости от диаметра вала и проверяют расчетом соединения на смятие.

Быстроходный вал.

Для консольной части вала при d_вl = 25 мм по табл. П49 подбираем призматическую шпонку bxh - 8x7 мм.

Длину шпонки принимаем из ряда стандартных длин так, чтобы она была меньше длины посадочного места вала l₁ = 50 мм. на 3...10 мм и находилась в границах предельных размеров длин шпонок (см. последние два столбца табл. П49). Принимаем l = 45 мм - длина шпонки со скругленными торцами. Расчетная длина шпонки

l_p=l-b=45-8=37 мм.

Допускаемые напряжения смятия в предположении посадки полумуфты, изготовленной из стали,

δ_см = 100...150 МПа.

По формуле (217) вычисляем расчетное напряжение смятия:

δ_см=39,1·10⁶ Па  [δ_см]

Итак, принимаем шпонку 8x7x45 (СТ СЭВ 189-75).

Тихоходный вал.

. Для выходного конца вала при d_B2 = 32 мм принимаем призматическую шпонку bh= 10X8 мм. При 1₂ = 60 мм из ряда стандартных длин принимаем для шпонки со скругленными торцами l = 55 мм. Расчетная длина

шпонки l_р = l-b = 55-10 = 45 мм.

Расчетное напряжение смятия

δ_см=44 ·10⁶ Па [δ_см]

Значение этого напряжения лежит в допустимых пределах даже в случае посадки на вал чугунной ступицы, при которой [δ_см]=60...90 МПа. Следовательно, принимаем шпонку 10x8x50 (СТ СЭВ 189-75).

.        Для вала под ступицу зубчатого колеса при d₂ = 42 мм принимаем призматическую шпонку

b x h=12 x 8 мм. Так как l_ст = 52 мм, то следует принять длину призматической шпонки со скругленными торцами l=48 мм. Расчетная длина шпонки

l_p = l-b = 48-10 = 38 мм.

Расчетное напряжение смятия

δ_см=39,6·10⁶ Па [δ_см]

Итак, под ступицу колеса выбираем шпонку 12x8x38 (СТ СЭВ 189-75).

. Подбор подшипников

Подшипники качения подбирают по таблицам ГОСТа в зависимости от размера и направления действующих на подшипник нагрузок; диаметра цапфы, на которую насаживается подшипник; характера нагрузки; угловой скорости вращающегося кольца подшипника; желательного срока службы подшипника и его наименьшей стоимости.

Быстроходный (ведущий) вал

. Определяем нагрузки, действующие на подшипники; осевая сила

F_a = 247,7 H;

радиальная сила

_rA====902 H_rB====944.7 H

Так как F_rB F_rA, то подбор подшипников ведем по опоре В, как наиболее нагруженной.

2. Выбираем тип подшипника. Так как (F_a/F_rB)100% = (247,7/944.7)100%=26,2%>20..25%, то принимаем радиально-упорные конические роликоподшипники.

3. Определяем осевые составляющие реакций конических роликоподшипников при e = 0,319 для средней серии при d = 35 мм:

S_A = 0,83e F_rA = 0,83·0,319·902 = 239 Н;_B = 0,83e F_rB = 0,83·0,319·944,7 = 250 Н.

находим суммарные осевые нагрузки: так как S_A<S_B и F_a=247,7 Н > S_B - S_A = (250-239) Н, то F_aA = S_A = 239 Н и S_B = S_A + F_A = 239 + 247,7=486,7 Н (расчетное).

1.      Назначаем долговечность подшипника и определяем значение коэффициентов в формуле.

Для подшипников редукторов рекомендуется

L_h -(12...25)10³ ч

принимаем L_h=15·10³ ч; V = l, так как вращается внутреннее кольцо;

K_δ = 1,6 при умеренных толчках;

К_т= 1.

При F_aB/(VF_rB) = 486,7/(1 · 944,7)=0,51 > е =0,319

принимаем Х = 0,4 и Y= 1,881;

частота вращения быстроходного вала п = п₁ = 965 мин^-1; для роликовых подшипников α=10/3.

Вычисляем требуемую динамическую грузоподъемность (грузоподъемную силу) подшипника:

C_Tp = (XVF_rB+YF_aB) · К_δК_т (6 · 10^-5nL_h)¹/^α - = (0,4·1·944,7+1,881·486,7) 1,6· (6·10^-5·965·15·10³)^0/3 =(377,8+918,9) 1,6·7,62=15,8·10³ Н = 15,8 кН,

где lg (6 • 9,65 · 15)^0,3 = 0,3 (lg 90 + lg 9,65) =0,3 (1,954 + 0,985) = 0,882 и (6 • 9,65 • 15)^0,3 = 7,62-антилогарифм.

Окончательно принимаем конический роликоподшипник 7307 средней серии, для которого

d= 35мм, D=80мм, T_max=23 мм, С = 47,2кН,

n_пр> 3,15·10³ мин^-1.

Так как СС_ТР, то долговечность назначенного подшипника существенно выше требуемой

. Определяем нагрузки, действующие на подшипники: осевая сила

F_a = 247,7 Н;

радиальная сила

_rA====

,3 H_rB====

H

Так как F_rB  F_rA, то подбор подшипников ведем по опоре В как более нагруженной.

2. Выбираем тип подшипника. Так как (F_a/F_rB)100% =(247,7/1060) 100% = 23,6% > 20...25%, то принимаем радиально-упорные конические роликоподшипники.

3. Вычисляем осевые составляющие реакций для предварительно назначенного подшипника 7308 средней серии при е = 0,278:

S_A = 0,83eF_rA = 0,83 · 0,278·865,3 = 200,5 Н;_B =0,83eF_rB = 0,83 · 0,278· 1060 = 244,5 Н.

Определяем суммарные осевые нагрузки.

Так как S_A S_B и F_a=247,7 H > S_В-S_А = (244,5- 200,5) Н,

то

FaA = S_A= 200,5 Н и F_аВ = S_A+F_а = 200,5 + 247,7 = 448,2 Н (расчетное).

При F_aB/VF_rB= 448,2/1·1060 = 0,422 > е=0,278

принимаем X=0,4, а Y = 2,158.

Частота вращения тихоходного, вала (уточненная)

n₂ = n₁/и=965/2 = 482,5 мин^-1.

Вычисляем требуемую динамическую грузоподъемность подшипника по при L_h = 15·10³ ч; V = 1; K_δ = 1.б. K_T = l; α =10/3:

C_тр = (XVF_rB+ Y_aB) K_δK_T (6·10^-5n₂L_k)^1/α = (0,4 · 1 ·1060+2,158·448,2) 1,6·1 (60·193·15 ·I0³/10⁶)^0,3 = (424+967,2) 1,6·4,7 = 10,9·10³ H =10,4 кН,

где lg (6· 1,93· 15)^0,3 = 0,3 (lg 90 + lg 1,93) = 0,3 (1,954 + 0,286) = 0,672 и (6·1,93·15)^0,3 =4,7-антилогарифм.

Окончательно принимаем конический роликоподшипник 7208 легкой серии, для которого

d=40 мм, D = 80 мм, T_mах = 20 мм, С= 41,6 кН,

n_пр > 4 ·10³ мин-1.

При СС_тр долговечность назначенного подшипника существенно выше требуемой.

13. Посадки деталей и сборочных единиц редуктора

Внутренние кольца подшипников насаживаем на валы с натягом, значение которого соответствует полю допуска k₆, а наружные кольца в корпус - по переходной посадке, значение которой соответствует полю допуска Н7.

Для ступицы детали, насаживаемой на выходной конец вала (шкив, звездочка, полумуфта и др.), и для ступицы зубчатого колеса принимаем посадки с натягом, значение которого соответствует полю допуска k₆ и H7/р6.

14. Смазка зубчатых колес и подшипников

Для тихоходных и среднескоростных редукторов смазка зубчатого зацепления осуществляется погружением зубчатого колеса в масляную ванну картера, объем которой V_K 0,6·Р₂=0,6·5,3=3,1 л. Подшипники качения обычно смазываются из общей масляной ванны редуктора путем разбрызгивания масла вращающимся зубчатым колесом.

По табл. 4 при v = 3,36 м/с принимаем масло марки И-Г-А-32   ГОСТ 17479-87, которое заливается в картер редуктора с таким расчетом, чтобы зубчатое колесо погружалось в масло не менее чем на высоту зуба.

Камеры подшипников заполняются пластичным смазочным материалом УТ-1, периодически пополняем его шприцем через пресс-масленки.

одноступенчатый редуктор колесо передача

Список литературы

1.      Устюгов И.И. Детали машин: учебное пособие для учащихся техникумов. Москва «Высшая школа» 1981 г.

.        Брадис В.М. Четырехзначные математические таблицы. издание-13 стереотипное. Москва. Дрофа. 2010 г.