- •Государственное образовательное учреждение высшего профессионального образования
- •Лист с заданием Аннотация
- •Содержание
- •Введение
- •Кинематический расчёт
- •Выбор материала зубчатых колёс редуктора
- •Определение внешнего делительного диаметра колеса по критерию контактной выносливости
- •Геометрический расчет зубчатых колёс редуктора
- •Определение сил, действующих в зацеплении
- •Проверка на контактную выносливость и изгибную прочность зубьев
- •Предварительный расчет валов
- •Эпюра изгибающих моментов ведущего вала
- •Проверочный расчет ведущего вала Проверка опасного сечения на прочность по напряжениям изгиба и кручения
- •Проверка опасного сечения вала на усталостную прочность (выносливость)
- •Определение реакции опор ведомого вала
- •Расчетная схема ведомого вала
- •Построение эпюр изгибающих моментов ведомого вала
- •Эпюра изгибающих моментов ведомого вала
- •Проверочный расчет ведомого вала Проверка опасного сечения на прочность по напряжениям изгиба и кручения
- •Проверка опасного сечения вала на усталостную прочность (выносливость)
- •Проверка прочности шпоночных соединений
- •Шпонка призматическая
- •Проверка долговечности подшипников Ведущий вал
- •Ведомый вал
- •Расчёт основных размеров корпуса редуктора
- •Список литературы
Ведомый вал
Определение суммарных реакций в подшипниках
= = 6790 Н;
= = 4571 Н.
Для опор СиDприняты роликовые радиально-упорные подшипники 7214:
С = 96000 Н , е = 0,37, Y = 1,624, схема установки подшипников – враспор.
Осевые составляющие опорных реакций:
0,83 · 0,37 · 6790 = 2080 Н;
0,83 · 0,37 · 4571 = 1400 Н.
Расчетные осевые силы, нагружающие подшипники:
Fa(C ) =Fa= 2080 Н;
Fa(D ) =Fa + Fх= 2200+2080=4280 Н.
= 0,31 <e, значитХ(С)= 1,Y(С)= 0.
= 0,94 >e, значитХ(D)= 0,4,Y(D)= 1,624.
Приведенные динамические нагрузки на опоры CиD:
( 1,0 · 1 · 6790 + 0 ∙ 2080 ) · 1,3 · 1,0 = 8827 Н,
( 1,0 ∙ 0,4 · 4571 + 1,624 · 4280 ) ∙ 1,3 ∙ 1,0 = 11412 Н.
P=mах{PC;PD}=mах{ 8827 ; 11412 }= 11412 Н.
Расчетный срок службы подшипника:
,Lh=0,65 ∙ ∙ = 50 093 часов > 6 000 часов.
Расчетный срок службы подшипников удовлетворяют заданному значению ресурса работы редуктора.
Расчёт основных размеров корпуса редуктора
Толщина стенки корпуса редуктора:
δ = 0,05 ∙Re + 1 ≥ 8,δ = 0,05 ∙ 239,14 + 1 = 11,8 мм, принятоδ = 12 мм.
Толщина стенки крышки редуктора:
δ1 = 0,04 ∙Re + 1 ≥ 8,δ1 = 0,04 ∙ 239,14 + 1 = 9,6 мм, принятоδ1 = 10 мм.
Толщина верхнего фланца корпуса:
b = 1,5 · δ, b = 1,5 · 10 = 18 мм.
Толщина нижнего фланца крышки:
b1 = 1,5·δ1,b1= 1,5 · 12 = 15 мм.
Толщина нижнего пояса корпуса:
p = 2,35 ∙ δ, p = 2,35 ∙ 12 = 28 мм.
Толщина рёбер основания корпуса:
m = (0,85...1) ∙ δ, m = 0,9 ∙ 12 = 11 мм.
Толщина рёбер крышки:
m1= (0,85...1) ∙δ1,m1= 0,9 ∙ 10 = 9 мм.
Диаметр фундаментных болтов:
d1= 0,072 ·Re+ 12,d1= 0,072 · 239,14 + 12 = 30 мм.
Диаметр болтов у подшипников:
d2= (0,7…0,75) ·d1,d2= 0,7 · 30 = 22 мм.
Диаметр болтов, соединяющие фланцы:
d3= (0,5…0,6) ·d1,d3= 0,5 · 30 = 16 мм.
Расстояние от зубчатого колеса до стенки корпуса должно составлять не менее
А = 1,2 ·δ,А= 1,2 · 12 = 14 мм.
Список литературы
В.И. Анурьев. Справочник конструктора-машиностроителя. В 3-х тт. - М.: Машиностроение, 1979.
И.А. Биргер. Расчёт на прочность деталей машин. - М.: Машиностроение, 1979.
П.Ф. Дунаев. Конструирование узлов и деталей машин. - М.: Высшая школа, 2000.
В.В. Денегин, А.Б. Рыжиков, И.П. Тимофеев. Прикладная механика: Методические указания по курсовому проектированию. – СПб: Горный институт, 2006.
В.Н. Кудрявцев. Курсовое проектирование деталей машин. - Л.: Машиностроение, 1983.
Подшипники качения. Справочник. Под. ред. Нарышкина В.Н. - М.: Машиностроение, 1984.
Г.Н. Попова, С.Ю. Алексеев. Машиностроительное черчение. Справочник. - Л.: Машиностроение, 1986.
Детали машин. Атлас конструкций. Под. ред. Д.Н. Решетова. - М.: Машиностроение, 1983.
Д.В.Чернилевский. Детали машин. Проектирование приводов технологического оборудования. М.: Машиностроение, 2003.