Реферат: Расчет и проектирование одноступенчатого зубчатого редуктора
--PAGE_BREAK--КНu — коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении.Уточняем коэффициент нагрузки
КНά =1,09; [1,c.39, табл.3.4]
КНu =1; [1,c.40, табл.3.6]
<shape id="_x0000_i1203" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«13274.files/image351.wmz» o:><img width=«64» height=«47» src=«dopb59979.zip» v:shapes="_x0000_i1203">; <shape id="_x0000_i1204" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«13274.files/image353.wmz» o:><img width=«65» height=«41» src=«dopb59980.zip» v:shapes="_x0000_i1204">; <shape id="_x0000_i1205" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«13274.files/image355.wmz» o:><img width=«67» height=«24» src=«dopb59981.zip» v:shapes="_x0000_i1205">,
тогда КНβ =1,2; [1,c.39, табл.3.7]
КН =1,09×1,2×1; КН =1,308.
Сделав подстановку в формулу (3.12) получим
<shape id="_x0000_i1206" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«13274.files/image357.wmz» o:><img width=«252» height=«52» src=«dopb59982.zip» v:shapes="_x0000_i1206">;
<shape id="_x0000_i1207" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«13274.files/image359.wmz» o:><img width=«77» height=«23» src=«dopb59983.zip» v:shapes="_x0000_i1207">МПа.
Определяем ∆σН
<shape id="_x0000_i1208" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«13274.files/image361.wmz» o:><img width=«167» height=«47» src=«dopb59984.zip» v:shapes="_x0000_i1208">;
<shape id="_x0000_i1209" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«13274.files/image363.wmz» o:><img width=«187» height=«44» src=«dopb59985.zip» v:shapes="_x0000_i1209">; <shape id="_x0000_i1210" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«13274.files/image365.wmz» o:><img width=«97» height=«23» src=«dopb59986.zip» v:shapes="_x0000_i1210"> недогрузки,
что допускается.
Определяем силы в зацеплении
— окружная
<shape id="_x0000_i1211" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«13274.files/image367.wmz» o:><img width=«71» height=«47» src=«dopb59987.zip» v:shapes="_x0000_i1211">; (3.13)
<shape id="_x0000_i1212" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«13274.files/image369.wmz» o:><img width=«123» height=«44» src=«dopb59988.zip» v:shapes="_x0000_i1212">; <shape id="_x0000_i1213" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«13274.files/image371.wmz» o:><img width=«68» height=«24» src=«dopb59989.zip» v:shapes="_x0000_i1213">Н;
— радиальная
<shape id="_x0000_i1214" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«13274.files/image373.wmz» o:><img width=«125» height=«45» src=«dopb59990.zip» v:shapes="_x0000_i1214">; (3.14)
<shape id="_x0000_i1215" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«13274.files/image375.wmz» o:><img width=«120» height=«44» src=«dopb59991.zip» v:shapes="_x0000_i1215">; <shape id="_x0000_i1216" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«13274.files/image377.wmz» o:><img width=«72» height=«23» src=«dopb59992.zip» v:shapes="_x0000_i1216">Н;
— осевую
<shape id="_x0000_i1217" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«13274.files/image379.wmz» o:><img width=«77» height=«24» src=«dopb59993.zip» v:shapes="_x0000_i1217">; (3.15)
<shape id="_x0000_i1218" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«13274.files/image381.wmz» o:><img width=«116» height=«24» src=«dopb59994.zip» v:shapes="_x0000_i1218">; <shape id="_x0000_i1219" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«13274.files/image383.wmz» o:><img width=«72» height=«24» src=«dopb59995.zip» v:shapes="_x0000_i1219">Н.
Практика показывает, что у зубчатых колес с НВ<350 выносливость на изгиб обеспечивается с большим запасом, поэтому проверочный расчет на выносливость при изгибе не выполняем.
Все вычисленные параметры заносим в табл.2.
Таблица 2
Параметры закрытой зубчатой передачи
Параметр
Шестерня
Колесо
mn, мм
2
βє
10є16’
ha, мм
2
ht, мм
2,5
h, мм
4,5
с, мм
0,5
d, мм
63
187
dа, мм
67
191
df, мм
58
182
b, мм
44
40
аW, мм
125
v, м/с
1,59
1,58
Ft, Н
2431
Fr, Н
899,3
Fа, Н
163,7
4 Расчет тихоходного вала редуктора
4.1 Исходные данные
Исходные данные выбираем из табл.1 и табл.2 с округлением до целых чисел:
<shape id="_x0000_i1220" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«13274.files/image371.wmz» o:><img width=«68» height=«24» src=«dopb59989.zip» v:shapes="_x0000_i1220">Н;
<shape id="_x0000_i1221" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«13274.files/image385.wmz» o:><img width=«61» height=«23» src=«dopb59996.zip» v:shapes="_x0000_i1221">Н;
<shape id="_x0000_i1222" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«13274.files/image387.wmz» o:><img width=«61» height=«24» src=«dopb59997.zip» v:shapes="_x0000_i1222">Н.
<shape id="_x0000_i1223" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«13274.files/image389.wmz» o:><img width=«83» height=«24» src=«dopb59998.zip» v:shapes="_x0000_i1223">;
<shape id="_x0000_i1224" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«13274.files/image391.wmz» o:><img width=«64» height=«24» src=«dopb59999.zip» v:shapes="_x0000_i1224">Н;
Т3=219Н;
d=187мм;
b=40мм.
По кинематическое схеме привода составляем схему усилий, действующих на валы редуктора. Для этого мысленно расцепим шестерню и колесо редуктора. По закону равенства действия и противодействия:
Fa1= Fa2= Fa;
Ft1= Ft2= Ft;
Fr1= Fr2= Fr.
Схема усилий приведена на рис.3.
<imagedata src=«13274.files/image393.jpg» o:><img width=«215» height=«175» src=«dopb60000.zip» v:shapes="_x0000_i1225">
Рис.3 Схема усилий, действующих на валы редуктора
4.2 Выбор материала вала
Назначаем материал вала. Принимаем сталь 45 с пределом прочности σв = 700МПа
[1,c.34, табл.3.3].
Определяем пределы выносливости материала вала при симметричном цикле изгиба и кручения
<shape id="_x0000_i1226" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«13274.files/image395.wmz» o:><img width=«96» height=«24» src=«dopb60001.zip» v:shapes="_x0000_i1226"> [1,c.162]
<shape id="_x0000_i1227" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«13274.files/image397.wmz» o:><img width=«96» height=«23» src=«dopb60002.zip» v:shapes="_x0000_i1227"> [1,c.164]
<shape id="_x0000_i1228" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«13274.files/image399.wmz» o:><img width=«104» height=«23» src=«dopb60003.zip» v:shapes="_x0000_i1228">; <shape id="_x0000_i1229" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«13274.files/image401.wmz» o:><img width=«67» height=«23» src=«dopb60004.zip» v:shapes="_x0000_i1229">МПа;
<shape id="_x0000_i1230" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«13274.files/image403.wmz» o:><img width=«99» height=«23» src=«dopb60005.zip» v:shapes="_x0000_i1230">; <shape id="_x0000_i1231" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«13274.files/image405.wmz» o:><img width=«96» height=«23» src=«dopb60006.zip» v:shapes="_x0000_i1231">.
4.3 Определение диаметров вала
Определяем диаметр выходного конца вала под полумуфтой из расчёта на чистое кручение
<shape id="_x0000_i1232" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«13274.files/image407.wmz» o:><img width=«104» height=«51» src=«dopb60007.zip» v:shapes="_x0000_i1232"> (4.1)
где [τк]=(20…40)Мпа [1,c.161]
Принимаем [τк]=30Мпа.
<shape id="_x0000_i1233" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«13274.files/image409.wmz» o:><img width=«107» height=«51» src=«dopb60008.zip» v:shapes="_x0000_i1233">; <shape id="_x0000_i1234" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«13274.files/image411.wmz» o:><img width=«53» height=«24» src=«dopb60009.zip» v:shapes="_x0000_i1234">мм.
Согласовываем dв с диаметром муфты упругой втулочной пальцевой МУВП, для этого определяем расчетный момент, передаваемый муфтой
Тр3=Т3×К (4.2)
где К – коэффициент, учитывающий условия эксплуатации привода.
К=1,3…1,5 [1,c.272, табл.11.3]
Принимаем К=1,5
Подставляя в формулу (4.2) находим:
Тр3=219×1,5;
Тр3=328,5Нм.
Необходимо соблюдать условие
Тр3<[T] (4.3)
где [Т] – допускаемый момент, передаваемый муфтой.
В нашем случае необходимо принять [Т] 500Ни [1,c.277, табл.11.5]
Тогда принимаем окончательно
dм2=40мм;
lм2=82мм. (Длина полумуфты) Тип 1, исполнение 2.
Проверяем возможность соединения валов стандартной муфтой
<shape id="_x0000_i1235" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«13274.files/image413.wmz» o:><img width=«149» height=«24» src=«dopb60010.zip» v:shapes="_x0000_i1235">;
<shape id="_x0000_i1236" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«13274.files/image415.wmz» o:><img width=«148» height=«24» src=«dopb60011.zip» v:shapes="_x0000_i1236">; <shape id="_x0000_i1237" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«13274.files/image417.wmz» o:><img width=«97» height=«24» src=«dopb60012.zip» v:shapes="_x0000_i1237">мм.
Так как <shape id="_x0000_i1238" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«13274.files/image419.wmz» o:><img width=«144» height=«24» src=«dopb60013.zip» v:shapes="_x0000_i1238">соединение валов стандартной муфтой возможно.
Принимаем окончательно с учетом стандартного ряда размеров Rа40:
<shape id="_x0000_i1239" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«13274.files/image421.wmz» o:><img width=«53» height=«24» src=«dopb60014.zip» v:shapes="_x0000_i1239">мм.
Намечаем приближенную конструкцию ведомого вала редуктора (рис.4), увеличивая диаметр ступеней вала на 5…6мм, под уплотнение допускается на 2…4мм и под буртик на 10мм.
<imagedata src=«13274.files/image423.jpg» o:><img width=«398» height=«212» src=«dopb60015.zip» v:shapes="_x0000_i1240">
Рис.4 Приближенная конструкция ведомого вала
<shape id="_x0000_i1241" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«13274.files/image421.wmz» o:><img width=«53» height=«24» src=«dopb60014.zip» v:shapes="_x0000_i1241">мм;
<shape id="_x0000_i1242" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«13274.files/image425.wmz» o:><img width=«55» height=«25» src=«dopb60016.zip» v:shapes="_x0000_i1242">мм – диаметр под уплотнение;
<shape id="_x0000_i1243" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«13274.files/image427.wmz» o:><img width=«55» height=«24» src=«dopb60017.zip» v:shapes="_x0000_i1243">мм – диаметр под подшипник;
<shape id="_x0000_i1244" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«13274.files/image429.wmz» o:><img width=«55» height=«23» src=«dopb60018.zip» v:shapes="_x0000_i1244">мм – диаметр под колесо.
4.4 Эскизная компоновка ведомого вала
Назначаем предварительно подшипники шариковые радиальные однорядные средней серии по <shape id="_x0000_i1245" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«13274.files/image427.wmz» o:><img width=«55» height=«24» src=«dopb60017.zip» v:shapes="_x0000_i1245">мм подшипник №308, у которого Dп=90мм; Вп=23мм [1,c.394, табл.П3].
Выполняем эскизную компоновку вала редуктора. Необходимо определить длину вала L и расстояния от середины подшипников до точек приложения нагрузок a, b и с (рис.5).
<imagedata src=«13274.files/image431.jpg» o:><img width=«300» height=«275» src=«dopb60019.zip» v:shapes="_x0000_i1246">
Рис.5 Эскизная компоновка ведомого вала
е=(8…12)мм – расстояние от торца подшипника до внутренней стенки корпуса редуктора;
К=(10-15)мм – расстояние от внутренней стенки корпуса до торца зубчатого колеса.
Принимаем
lст=b+10мм – длина ступицы колеса:
lст=40+10=50мм;
(30…50)мм — расстояние от торца подшипника до торца полумуфты.
Принимаем 40мм.
Определяем размеры а, b, с и L.
а=b=Вп/2+е+К+lст/2;
а=b=23/2+10+11+50/2;
а=b=57,5мм
Принимаем а=b=58мм.
с= Вп/2+40+lм/2;
с=23/2+40+82/2;
с=93,5мм
Принимаем с=94мм.
L=Вп/2+a+b+c+ lм/2;
L=23/2+58+58+94+82/2;
L=262,5мм;
Принимаем L=280мм.
4.5 Расчет ведомого вала на изгиб с кручением.
Заменяем вал балкой на опорах в местах подшипников.
Рассматриваем вертикальную плоскость (ось у)
Изгибающий момент от осевой силы Fа будет:
mа=[Fa×d/2]:
mа=164·187×10-3/2;
mа=30,7Н×м.
Определяем реакции в подшипниках в вертикальной плоскости.
1åmАу=0
-RBy·(a+b)+Fr·a- mа=0
RBy=(Fr·а- mа)/ (a+b);
RBy= (899·0,058-30,7)/ 0,116;
RBy==184,8Н
Принимаем RBy=185Н
2åmВу=0
RАy·(a+b)-Fr·b- mа=0
RАy==(Fr·b+ mа)/ (a+b);
RАy =(899·0,058+30,7)/ 0,116;
RАy =714,15Н
Принимаем RАy=714Н
Проверка:
åFКу=0
RАy — Fr+ RBy=714-899+185=0
Назначаем характерные точки 1,2,2’,3 и 4 и определяем в них изгибающие моменты:
М1у=0;
М2у= RАy·а;
М2у=714·0,058;
М2у =41,4Нм;
М2’у= М2у — mа(слева);
М2’у=41,4-30,7;
М2’у =10,7Нм;
М3у=0;
М4у=0;
Строим эпюру изгибающих моментов Му, Нм (рис.6)
Рассматриваем горизонтальную плоскость (ось х)
1åmАх=0;
<imagedata src=«13274.files/image433.jpg» o:><img width=«445» height=«586» src=«dopb60020.zip» v:shapes="_x0000_i1247">
Рис.6 Эпюры изгибающих и крутящих моментов ведомого вала.
FМ·(a+b+с)-RВх·(a+b)- Ft·a=0;
972·(0,058+0,058+0,094)-RВх·(0,058+0,058)-2431·0,058=0;
RВх=(204.12-141)/0,116;
RВх=544,13Н
RВх»544Н
2åmВх=0;
-RАх·(a+b)+Ft·b+Fм·с= 0;
RАх=(2431×0,058+972×0,094)/0,116;
RАх=2003,15Н
RАх»2003Н
Проверка
åmКх=0;
-RАх+ Ft — Fм+RВх=-2003+2431-972+544=0
Назначаем характерные точки 1,2,2’,3 и 4 и определяем в них изгибающие моменты:
М1х=0;
М2х= -RАх·а;
М2х=-2003·0,058:
М2х=-116,2Нм;
М3х=- Fм ·с;
М3х=-972·0,094;
М3х=-8,65Нм
М4х=0;
Строим эпюру изгибающих моментов Мх.
Крутящий момент
ТI-I=0;
ТII-II=T1=Ft·d/2;
ТII-II=2431×187×10-3/2;
ТII-II=227,3Нм
5 Расчет быстроходного вала редуктора
5.1 Исходные данные
Исходные данные выбираем из табл.1 и табл.2 с округлением до целых чисел:
<shape id="_x0000_i1248" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«13274.files/image371.wmz» o:><img width=«68» height=«24» src=«dopb59989.zip» v:shapes="_x0000_i1248">Н;
<shape id="_x0000_i1249" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«13274.files/image385.wmz» o:><img width=«61» height=«23» src=«dopb59996.zip» v:shapes="_x0000_i1249">Н;
<shape id="_x0000_i1250" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«13274.files/image387.wmz» o:><img width=«61» height=«24» src=«dopb59997.zip» v:shapes="_x0000_i1250">Н.
<shape id="_x0000_i1251" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«13274.files/image389.wmz» o:><img width=«83» height=«24» src=«dopb59998.zip» v:shapes="_x0000_i1251">;
<shape id="_x0000_i1252" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«13274.files/image391.wmz» o:><img width=«64» height=«24» src=«dopb59999.zip» v:shapes="_x0000_i1252">Н;
Т3=212,2Н;
d=63мм;
b=44мм.
Схема усилий, действующих на валы редуктора приведена на рис.3.
5.2 Выбор материала вала
Назначаем материал вала. Принимаем сталь 45 с пределом прочности σв = 700МПа
[1,c.34, табл.3.3].
Определяем пределы выносливости материала вала при симметричном цикле изгиба и кручения
<shape id="_x0000_i1253" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«13274.files/image395.wmz» o:><img width=«96» height=«24» src=«dopb60001.zip» v:shapes="_x0000_i1253"> [1,c.162]
<shape id="_x0000_i1254" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«13274.files/image397.wmz» o:><img width=«96» height=«23» src=«dopb60002.zip» v:shapes="_x0000_i1254"> [1,c.164]
<shape id="_x0000_i1255" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«13274.files/image399.wmz» o:><img width=«104» height=«23» src=«dopb60003.zip» v:shapes="_x0000_i1255">; <shape id="_x0000_i1256" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«13274.files/image401.wmz» o:><img width=«67» height=«23» src=«dopb60004.zip» v:shapes="_x0000_i1256">МПа;
<shape id="_x0000_i1257" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«13274.files/image403.wmz» o:><img width=«99» height=«23» src=«dopb60005.zip» v:shapes="_x0000_i1257">; <shape id="_x0000_i1258" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«13274.files/image405.wmz» o:><img width=«96» height=«23» src=«dopb60006.zip» v:shapes="_x0000_i1258">.
5.3 Определение диаметров вала
Определяем диаметр выходного конца вала под полумуфтой из расчёта на чистое кручение по формуле (4.1):
<shape id="_x0000_i1259" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«13274.files/image409.wmz» o:><img width=«107» height=«51» src=«dopb60008.zip» v:shapes="_x0000_i1259">; <shape id="_x0000_i1260" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«13274.files/image411.wmz» o:><img width=«53» height=«24» src=«dopb60009.zip» v:shapes="_x0000_i1260">мм.
Согласовываем dв с диаметром муфты упругой втулочной пальцевой МУВП, для этого определяем расчетный момент, передаваемый муфтой по формуле (4.2):
Тр3=Т3×К
где К – коэффициент, учитывающий условия эксплуатации привода.
К=1,3…1,5 [1,c.272, табл.11.3]
Принимаем К=1,5
Подставляя в формулу (4.2) находим:
Тр3=219×1,5;
Тр3=328,5Нм.
Необходимо соблюдать условие (4.3)
Тр3<[T]
где [Т] – допускаемый момент, передаваемый муфтой.
В нашем случае необходимо принять [Т] 500Ни [1,c.277, табл.11.5]
Тогда принимаем окончательно
dм2=40мм;
lм2=82мм. (Длина полумуфты) Тип 1, исполнение 2.
Проверяем возможность соединения валов стандартной муфтой
<shape id="_x0000_i1261" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«13274.files/image413.wmz» o:><img width=«149» height=«24» src=«dopb60010.zip» v:shapes="_x0000_i1261">;
<shape id="_x0000_i1262" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«13274.files/image415.wmz» o:><img width=«148» height=«24» src=«dopb60011.zip» v:shapes="_x0000_i1262">; <shape id="_x0000_i1263" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«13274.files/image417.wmz» o:><img width=«97» height=«24» src=«dopb60012.zip» v:shapes="_x0000_i1263">мм.
Так как <shape id="_x0000_i1264" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«13274.files/image419.wmz» o:><img width=«144» height=«24» src=«dopb60013.zip» v:shapes="_x0000_i1264">соединение валов стандартной муфтой возможно.
Принимаем окончательно с учетом стандартного ряда размеров Rа40:
<shape id="_x0000_i1265" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«13274.files/image421.wmz» o:><img width=«53» height=«24» src=«dopb60014.zip» v:shapes="_x0000_i1265">мм.
Намечаем приближенную конструкцию ведомого вала редуктора (рис.7), увеличивая диаметр ступеней вала на 5…6мм, под уплотнение допускается на 2…4мм.
<imagedata src=«13274.files/image423.jpg» o:><img width=«398» height=«212» src=«dopb60021.zip» v:shapes="_x0000_i1266">
Рис.7 Приближенная конструкция ведущего вала
<shape id="_x0000_i1267" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«13274.files/image421.wmz» o:><img width=«53» height=«24» src=«dopb60014.zip» v:shapes="_x0000_i1267">мм;
<shape id="_x0000_i1268" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«13274.files/image425.wmz» o:><img width=«55» height=«25» src=«dopb60016.zip» v:shapes="_x0000_i1268">мм – диаметр под уплотнение;
<shape id="_x0000_i1269" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«13274.files/image427.wmz» o:><img width=«55» height=«24» src=«dopb60017.zip» v:shapes="_x0000_i1269">мм – диаметр под подшипник;
<shape id="_x0000_i1270" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«13274.files/image429.wmz» o:><img width=«55» height=«23» src=«dopb60018.zip» v:shapes="_x0000_i1270">мм – диаметр под колесо.
5.4 Определение возможности изготовления вала-шестерни
Определяем размер х (рис.8)
<shape id="_x0000_i1271" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«13274.files/image436.wmz» o:><img width=«107» height=«44» src=«dopb60022.zip» v:shapes="_x0000_i1271"> (5.1)
<imagedata src=«13274.files/image438.jpg» o:><img width=«321» height=«264» src=«dopb60023.zip» v:shapes="_x0000_i1272">
Рис.8 Схема для определения размера х
По ГОСТ23360-78 для диаметра 45мм предварительно выбираем шпонку сечением b×h=14×9мм. Подставив в формулу (5.1) значения получим
<shape id="_x0000_i1273" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«13274.files/image440.wmz» o:><img width=«101» height=«41» src=«dopb60024.zip» v:shapes="_x0000_i1273">; <shape id="_x0000_i1274" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«13274.files/image442.wmz» o:><img width=«59» height=«21» src=«dopb60025.zip» v:shapes="_x0000_i1274">мм,
так как размер получился отрицательный, значит изготовление вала и шестерни отдельно невозможно. Определяем размеры вала-шестерни (рис.9).
<imagedata src=«13274.files/image444.jpg» o:><img width=«398» height=«200» src=«dopb60026.zip» v:shapes="_x0000_i1275">
Рис.9 Приближенная конструкция вала-шестерни
<shape id="_x0000_i1276" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«13274.files/image421.wmz» o:><img width=«53» height=«24» src=«dopb60014.zip» v:shapes="_x0000_i1276">мм;
<shape id="_x0000_i1277" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«13274.files/image425.wmz» o:><img width=«55» height=«25» src=«dopb60016.zip» v:shapes="_x0000_i1277">мм – диаметр под уплотнение;
<shape id="_x0000_i1278" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«13274.files/image427.wmz» o:><img width=«55» height=«24» src=«dopb60017.zip» v:shapes="_x0000_i1278">мм – диаметр под подшипник;
<shape id="_x0000_i1279" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«13274.files/image446.wmz» o:><img width=«56» height=«24» src=«dopb60027.zip» v:shapes="_x0000_i1279">мм – диаметр технологического перехода;
<shape id="_x0000_i1280" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«13274.files/image448.wmz» o:><img width=«56» height=«25» src=«dopb60028.zip» v:shapes="_x0000_i1280"> мм – диаметр впадин зубьев;
<shape id="_x0000_i1281" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«13274.files/image450.wmz» o:><img width=«55» height=«24» src=«dopb60029.zip» v:shapes="_x0000_i1281"> мм – диаметр вершин зубьев;
<shape id="_x0000_i1282" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«13274.files/image452.wmz» o:><img width=«53» height=«25» src=«dopb60030.zip» v:shapes="_x0000_i1282">мм – делительный диаметр.
5.5 Эскизная компоновка вала-шестерни
Назначаем предварительно подшипники шариковые радиальные однорядные средней серии по <shape id="_x0000_i1283" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«13274.files/image427.wmz» o:><img width=«55» height=«24» src=«dopb60017.zip» v:shapes="_x0000_i1283">мм подшипник №308, у которого Dп=90мм; Вп=23мм [1,c.394, табл.П3].
Выполняем эскизную компоновку вала редуктора. Необходимо определить длину вала L и расстояния от середины подшипников до точек приложения нагрузок a, b и с (рис.10).
l=(0,8…1)×dа – расстояние между серединами подшипников;
l=(0,8…1)×67; принимаем l=60мм;
а=b=l/2;
а=b=30мм;
(30…50)мм — расстояние от торца подшипника до торца полумуфты.
Принимаем 40мм.
с= Вп/2+40+lм/2;
с=23/2+40+82/2;
с=93,5мм
Принимаем с=94мм.
L=Вп/2+a+b+c+ lм/2;
L=23/2+30+30+94+82/2;
L=206,5мм;
Принимаем L=210мм.
<imagedata src=«13274.files/image454.jpg» o:><img width=«360» height=«374» src=«dopb60031.zip» v:shapes="_x0000_i1284">
Рис.10 Эскизная компоновка вала-шестерни
5.6 Расчет вала-шестерни на изгиб с кручением.
Заменяем вал балкой на опорах в местах подшипников.
Рассматриваем вертикальную плоскость (ось у)
Изгибающий момент от осевой силы Fа будет:
mа=[Fa×d/2]:
mа=164·63×10-3/2;
mа=5,2Н×м.
Определяем реакции в подшипниках в вертикальной плоскости.
1åmАу=0
-RBy·(a+b)+Fr·a- mа=0
RBy=(Fr·а- mа)/ (a+b);
RBy= (899·0,03-5,2)/ 0,06;
RBy==362,8Н
Принимаем RBy=363Н
2åmВу=0
RАy·(a+b)-Fr·b- mа=0
RАy==(Fr·b+ mа)/ (a+b);
RАy =(899·0,03+5,2)/ 0,06;
RАy =536,16Н
Принимаем RАy=536Н
Проверка:
åFКу=0
RАy — Fr+ RBy=536-899+363=0
Назначаем характерные точки 1,2,2’,3 и 4 и определяем в них изгибающие моменты:
М1у=0;
М2у= RАy·а;
М2у=536·0,03;
М2у =16,1Нм;
М2’у= М2у — mа(слева);
М2’у=16,1-5,2;
М2’у =10,9Нм;
М3у=0;
М4у=0;
Строим эпюру изгибающих моментов Му, Нм (рис.11)
Рассматриваем горизонтальную плоскость (ось х)
1åmАх=0;
FМ·(a+b+с)-RВх·(a+b)- Ft·a=0;
972·(0,03+0,03+0,094)-RВх·(0,03+0,03)-2431·0,03=0;
RВх=(149,7-72,9)/0,06;
RВх=1279,3Н
RВх»1279Н
2åmВх=0;
-RАх·(a+b)+Ft·b+Fм·с= 0;
RАх=(2431×0,03+972×0,094)/0,06;
RАх=2738,3Н
RАх»2738Н
Проверка
åmКх=0;
-RАх+ Ft — Fм+RВх=-2738+2431-972+1279=0
Назначаем характерные точки 1,2,2ё’,3 и 4 и определяем в них изгибающие моменты:
М1х=0;
М2х= -RАх·а;
М2х=-2738·0,03:
<imagedata src=«13274.files/image456.jpg» o:><img width=«430» height=«558» src=«dopb60032.zip» v:shapes="_x0000_i1285">
Рис.11 Эпюры изгибающих и крутящих моментов вала-шестерни
М2х=-82,2Нм;
М3х=- Fм ·с; М3х=-972·0,094; М3х=-8,65Нм
М4х=0;
Строим эпюру изгибающих моментов Мх.
Крутящий момент
ТI-I=0;
ТII-II=T1=Ft·d/2; ТII-II=2431×63×10-3/2; ТII-II=76,6Нм
6 Подбор подшипников быстроходного вала
Исходные данные
n2=nII=481,5мин-1;
dп2=40мм;
RАy=536Н;
RАх=2738Н;
RBy=363Н;
RВх=1279Н;
<shape id="_x0000_i1286" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«13274.files/image387.wmz» o:><img width=«61» height=«24» src=«dopb59997.zip» v:shapes="_x0000_i1286">Н.
Определяем радиальные нагрузки, действующие на подшипники
<shape id="_x0000_i1287" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«13274.files/image458.wmz» o:><img width=«152» height=«32» src=«dopb60033.zip» v:shapes="_x0000_i1287">;
<shape id="_x0000_i1288" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«13274.files/image460.wmz» o:><img width=«175» height=«28» src=«dopb60034.zip» v:shapes="_x0000_i1288">; <shape id="_x0000_i1289" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«13274.files/image462.wmz» o:><img width=«125» height=«23» src=«dopb60035.zip» v:shapes="_x0000_i1289">
Здесь подшипник 2 – это опора А в сторону которой действует осевая сила Fа (см. рис.11).
<shape id="_x0000_i1290" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«13274.files/image464.wmz» o:><img width=«155» height=«32» src=«dopb60036.zip» v:shapes="_x0000_i1290">;
<shape id="_x0000_i1291" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«13274.files/image466.wmz» o:><img width=«179» height=«32» src=«dopb60037.zip» v:shapes="_x0000_i1291">; <shape id="_x0000_i1292" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«13274.files/image468.wmz» o:><img width=«128» height=«23» src=«dopb60038.zip» v:shapes="_x0000_i1292">
Назначаем тип подшипника, определив отношение осевой силы к радиальной силе того подшипника, который ее воспринимает (здесь подшипник 2)
<shape id="_x0000_i1293" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«13274.files/image470.wmz» o:><img width=«81» height=«47» src=«dopb60039.zip» v:shapes="_x0000_i1293">;
<shape id="_x0000_i1294" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«13274.files/image472.wmz» o:><img width=«125» height=«47» src=«dopb60040.zip» v:shapes="_x0000_i1294">;
Так как соотношение меньше 0,35, то назначаем шариковый радиальный однорядный подшипник легкой серии по dп2=40мм [1,c.217, табл.9.22].
Подшипник № 208, у которого:
Dn1=80мм;
Вn1=18мм;
С0=17,8кН – статическая грузоподъемность;
С=32кН – динамическая грузоподъемность. [1,c.393, табл.П3].
Определяем коэффициент осевого нагружения по отношению <shape id="_x0000_i1295" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«13274.files/image474.wmz» o:><img width=«25» height=«47» src=«dopb60041.zip» v:shapes="_x0000_i1295">.
<shape id="_x0000_i1296" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«13274.files/image476.wmz» o:><img width=«84» height=«47» src=«dopb60042.zip» v:shapes="_x0000_i1296">; <shape id="_x0000_i1297" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«13274.files/image478.wmz» o:><img width=«77» height=«47» src=«dopb60043.zip» v:shapes="_x0000_i1297">;
При <shape id="_x0000_i1298" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«13274.files/image480.wmz» o:><img width=«77» height=«47» src=«dopb60044.zip» v:shapes="_x0000_i1298"> е=0,19 [1,c.212, табл.9.18].
Так как меньших значений отношения <shape id="_x0000_i1299" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«13274.files/image474.wmz» o:><img width=«25» height=«47» src=«dopb60041.zip» v:shapes="_x0000_i1299"> нет ориентировочно считаем е=0,15
Проверяем выполнение неравенства
<shape id="_x0000_i1300" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«13274.files/image482.wmz» o:><img width=«61» height=«47» src=«dopb60045.zip» v:shapes="_x0000_i1300">;
где V – коэффициент вращения, при вращении внутреннего кольца V=1.
<shape id="_x0000_i1301" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«13274.files/image484.wmz» o:><img width=«143» height=«41» src=«dopb60046.zip» v:shapes="_x0000_i1301">.
Определяем номинальную долговечность подшипников в часах
<shape id="_x0000_i1302" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«13274.files/image486.wmz» o:><img width=«128» height=«53» src=«dopb60047.zip» v:shapes="_x0000_i1302"> [1,c.211]; (6.1)
Fэ=V×Fr2×Kd×Kτ; [1,c.212];
где Kd — коэффициент безопасности;
Kd =1,3…1,5 [1,c.214, табл.9.19];
принимаем Kd =1,5;
Kτ – температурный коэффициент;
Kτ =1 (до 100єС) [1,c.214, табл.9.20];
Fэ=1×2790×1,5×1; Fэ=4185Н=4,185кН.
Подставляем в формулу (6.1):
<shape id="_x0000_i1303" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«13274.files/image488.wmz» o:><img width=«164» height=«51» src=«dopb60048.zip» v:shapes="_x0000_i1303">; <shape id="_x0000_i1304" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«13274.files/image490.wmz» o:><img width=«77» height=«24» src=«dopb60049.zip» v:shapes="_x0000_i1304">ч.
По условию срок службы редуктора – 4 года в две смены. Исходя из того, что в году 260 рабочих дней имеем:
Lзад=260×8×2×4; Lзад=16640ч:
Lзад>Lh.
Необходимо выбрать подшипник средней серии по dп2=40мм [1,c.217, табл.9.22].
продолжение
--PAGE_BREAK--
еще рефераты
Еще работы по производству
Реферат по производству
Кинематический расчет привода Выбор электродвигателя
2 Сентября 2013
Реферат по производству
Расчет редуктора привода конвейера
2 Сентября 2013
Реферат по производству
Кинематический расчет привода
2 Сентября 2013
Реферат по производству
Расчет электромеханических и электрогидравлических рулевых приводов
2 Сентября 2013