Реферат: Расчет одноступенчатого редуктора с прямозубой конической передачей

--PAGE_BREAK--Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба

                                       <img width=«131» height=«50» src=«ref-1_746125930-472.coolpic» v:shapes="_x0000_i1061">        [1], где

коэффициент нагрузок

                                 <img width=«238» height=«27» src=«ref-1_746126402-514.coolpic» v:shapes="_x0000_i1062">, где КFb— коэффициент концентрации нагрузки;

КFV— коэффициент динамичности

Y-коэффициент формы зубьев выбираем в зависимости от эквивалентных чисел зубьев:

      для шестерни

                                 <img width=«258» height=«54» src=«ref-1_746126916-597.coolpic» v:shapes="_x0000_i1063">

       для колеса        

                                   <img width=«248» height=«53» src=«ref-1_746127513-544.coolpic» v:shapes="_x0000_i1064">

При этих значениях ZVвыбираем YF1 = 3.976, YF2 = 3.6

Для шестерни отношение        

                                       <img width=«137» height=«52» src=«ref-1_746128057-417.coolpic» v:shapes="_x0000_i1065">

       для колеса

                                        <img width=«105» height=«49» src=«ref-1_746128474-368.coolpic» v:shapes="_x0000_i1066">     

Дальнейший расчёт ведём для зубьев шестерни, т.к. полученное отношение для него меньше.

Проверяем зуб колеса

                    <img width=«349» height=«52» src=«ref-1_746128842-778.coolpic» v:shapes="_x0000_i1067">
3
.
Разработка эскизной компоновки.

3.
1 Предварительный расчёт валов редуктора.

     Расчёт выполняем на кручение по пониженным допускаемым                                              напряжениям

Крутящие моменты в поперечных сечениях валов:

          ведущего    Тк1=Т1=9000  Нм

          ведомого    Тк2=Т2=24000  Нм

Диаметр выходного конца вала dв1 (см. рис. 3) определяем при допускаемом напряжении [tк]=25  МПа

                                   <img width=«272» height=«65» src=«ref-1_746129620-747.coolpic» v:shapes="_x0000_i1068">               [1]

диаметр под подшипниками примем dп1=17  мм; диаметр под шестерней   dк1=20  мм.

Диаметр выходного конца вала dв2 (см. рис. 4) при допускаемом напряжении [tк]=25 МПа

                                            <img width=«213» height=«53» src=«ref-1_746130367-578.coolpic» v:shapes="_x0000_i1069">

диаметр под подшипниками примем dп2=20  мм; диаметр под зубчатым колесом dк2=25  мм.
3.
2 Конструктивные размеры шестерни и колеса

Шестерня

Сравнительно небольшие размеры шестерни по отношению к диаметру вала позволяют не выделять ступицу (см. рис. 3).

Длина посадочного участка lст»b=20 мм

Колесо

                                                     его размеры dае2=101.1 мм;   b=20 мм

                                                      диаметр ступицы dст »1.6*dк2=1.6*25=40

                                                      мм; длина ступицы

                                                      lст = (1.2¸1.5)*dк2=1.5*25=37.5 мм

                                                      lст = 35 мм

                                                      толщина обода

                                                      d0 =(3¸4)*m=1.3*(3¸4)=5 мм

рис2. Коническое зубчатое          толщина диска С=(0,1¸0,17)*Rе=7 мм

          колесо

3.
3
Kонструктивные размеры корпуса редуктора

толщина стенок корпуса и крышки

d= 0,05*Rе+1=3,65 мм; принимаем d= 5 мм

d1=0,04*Rе+1=3,12 мм; принимаем d1 = 5 мм

толщина фланцев (поясов) корпуса и крышки:

верхнего пояса корпуса и пояса крышки

b=1,5*d=1,5*5=7,5 мм

b1=1,5*d1=1,5*5=7,5 мм

нижнего пояса крышки

р=2,35*d=2,35*5=11,75 мм; принимаем   р=12 мм

Диаметры болтов:

фундаментальныхd1=0,055*R1+12=12,3мм; принимаем фундаментальные болты с резьбой М12

болтов, крепящих крышку к корпусу у подшипника,d2=(0,7¸0,5)*d1

d1=(0,7¸0,5)*12,3=8,6¸6,15 мм; принимаем болты с резьбой М8

болтов, соединяющих крышку с корпусом, d3=(0,7¸0,5)*d1

d3=6¸7,2 мм; принимаем болты с резьбой М6
3.4
Компоновка редуктора

   Проводим посередине листа горизонтальную осевую линию — ось ведущего вала. Намечаем положение вертикальной осевой линии — оси ведомого вала. Из точки пересечения проводим под d1 = 20°осевые линии делительных конусов и откладываем на них отрезки Re= 53 мм.

   Конструктивно оформляем по найденным выше размерам шестерню и колесо. Вычерчиваем их в зацеплении. Подшипники валов расположим стаканах.

   Предварительно намечаем для валов роликоподшипники конические однорядные. Учитывая небольшие размеры редуктора принимаем лёгкую серию подшипников

 

Условное обозначение подшипника

     d

    мм

      D

     мм

      B

      мм

      C

     кН

      Co

      кН

7203

17

40

12

14.0

9.0

7204

20

47

14

21.0

13.0



Наносим габариты подшипников ведущего вала, наметив предварительно внутреннюю стенку корпуса на расстоянии 10 мм от торца шестерни и отложив зазор между стенкой корпуса и центром подшипника 10 мм (для размещения мазеудерживающего кольца). Второй подшипник размещаем на расстоянии от первого равном 2.5*dв1=2,5*13=32.5 мм [2], гдеdв1 — диаметр выходного конца ведущего вала.

    Размещаем подшипники ведомого вала, наметив предварительно внутреннюю стенку корпуса на расстоянии 10 мм от торца ступицы колеса и отложив расстояние между стенкой корпуса и центром подшипника 10 мм.

   Замером определяем расстояния

a1=30 мм   ; a2=48мм  ; a3=33мм   ; a4=64мм

4.
Проверка долговечности подшипников.

           Ведущий вал

       Расчётная схема

                                                                                              a1=30 мм

                                                                     а2=48 мм

                                                                     Рr1=203.5Н

                                                                     Pa1=74Н

                                                                     P=1678.3Н

                                                         Определение реакций опор

                                                         в вертикальной плоскости

                                                         <img width=«111» height=«31» src=«ref-1_746130945-341.coolpic» v:shapes="_x0000_i1070">

                                                                      <img width=«316» height=«77» src=«ref-1_746131286-864.coolpic» v:shapes="_x0000_i1071">

                                                    <img width=«334» height=«51» src=«ref-1_746132150-697.coolpic» v:shapes="_x0000_i1072">

                                                        <img width=«87» height=«27» src=«ref-1_746132847-304.coolpic» v:shapes="_x0000_i1073">

рис. 3  Расчётная схема

            ведущего вала.                                                   

       <img width=«459» height=«94» src=«ref-1_746133151-1165.coolpic» v:shapes="_x0000_i1074">

Проверка:

                                           <img width=«194» height=«84» src=«ref-1_746134316-648.coolpic» v:shapes="_x0000_i1075">

   Определение реакций опор в горизонтальной плоскости

                                                  <img width=«111» height=«33» src=«ref-1_746134964-353.coolpic» v:shapes="_x0000_i1076">

                                                <img width=«312» height=«200» src=«ref-1_746135317-1511.coolpic» v:shapes="_x0000_i1077">

Проверка:

                    <img width=«257» height=«83» src=«ref-1_746136828-711.coolpic» v:shapes="_x0000_i1078">

Определение эквивалентных нагрузок

                <img width=«225» height=«32» src=«ref-1_746137539-477.coolpic» v:shapes="_x0000_i1079">  [3], где  X,Y — коэффициенты радиальной и осевой нагрузок соответственно;

Kv — коэффициент учитывающий вращение колец подшипников;

Fr — радиальная нагрузка, Н;

КБ — коэффициент безопасности;

Кт — температурный коэффициент

                                   <img width=«181» height=«35» src=«ref-1_746138016-437.coolpic» v:shapes="_x0000_i1080">, где Нi, Vi — реакции опор в горизонтальной и вертикальной плоскостях соответственно, Н

                                <img width=«331» height=«66» src=«ref-1_746138453-936.coolpic» v:shapes="_x0000_i1081">

   Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников   
                   <img width=«299» height=«85» src=«ref-1_746139389-953.coolpic» v:shapes="_x0000_i1082">   [1]

здесь для подшипников 7203 параметр осевого нагружения e= 0.31

В нашем случае S1>S2; Fa>, тогда Pa1=S1=706.2 H

                                                        Pa2=S1+Pa=271+74=345 H

  <img width=«454» height=«82» src=«ref-1_746140342-956.coolpic» v:shapes="_x0000_i1083">

     X=0.4                        Y=1.97

                 <img width=«355» height=«29» src=«ref-1_746141298-584.coolpic» v:shapes="_x0000_i1084">

   Расчётная долговечность, млн. об.

                   <img width=«390» height=«73» src=«ref-1_746141882-789.coolpic» v:shapes="_x0000_i1085">

   Расчётная долговечность, ч

                 <img width=«310» height=«52» src=«ref-1_746142671-702.coolpic» v:shapes="_x0000_i1086">, где n = 1500частота вращения ведущего вала.

   Расчёт ведомого вала

                                                               <img width=«122» height=«137» src=«ref-1_746143373-724.coolpic» v:shapes="_x0000_i1087">

                                                         Определение реакций опор в

                                                         вертикальной плоскости

<img width=«109» height=«30» src=«ref-1_746144097-336.coolpic» v:shapes="_x0000_i1088">

<img width=«251» height=«32» src=«ref-1_746144433-493.coolpic» v:shapes="_x0000_i1089">

                                                         <img width=«243» height=«130» src=«ref-1_746144926-978.coolpic» v:shapes="_x0000_i1090">

<img width=«287» height=«48» src=«ref-1_746145904-575.coolpic» v:shapes="_x0000_i1091">

рис. 4  Расчётная схема

           ведомого вала.

<img width=«116» height=«33» src=«ref-1_746146479-354.coolpic» v:shapes="_x0000_i1092">

<img width=«269» height=«31» src=«ref-1_746146833-515.coolpic» v:shapes="_x0000_i1093">

<img width=«368» height=«56» src=«ref-1_746147348-796.coolpic» v:shapes="_x0000_i1094">

Проверка:

                                  <img width=«69» height=«30» src=«ref-1_746148144-280.coolpic» v:shapes="_x0000_i1095">

            <img width=«125» height=«23» src=«ref-1_746148424-316.coolpic» v:shapes="_x0000_i1096">            <img width=«160» height=«18» src=«ref-1_746148740-350.coolpic» v:shapes="_x0000_i1097">

Определение реакций опор в горизонтальной плоскости.

<img width=«103» height=«31» src=«ref-1_746149090-335.coolpic» v:shapes="_x0000_i1098">
<img width=«311» height=«83» src=«ref-1_746149425-879.coolpic» v:shapes="_x0000_i1099">

<img width=«107» height=«30» src=«ref-1_746150304-341.coolpic» v:shapes="_x0000_i1100">

<img width=«173» height=«33» src=«ref-1_746150645-413.coolpic» v:shapes="_x0000_i1101">                          <img width=«136» height=«59» src=«ref-1_746151058-415.coolpic» v:shapes="_x0000_i1102">

<img width=«213» height=«50» src=«ref-1_746151473-527.coolpic» v:shapes="_x0000_i1103">

Проверка:

                                                                     <img width=«78» height=«29» src=«ref-1_746152000-278.coolpic» v:shapes="_x0000_i1104">
                 <img width=«360» height=«131» src=«ref-1_746152278-1372.coolpic» v:shapes="_x0000_i1105">

   Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников

                            <img width=«268» height=«85» src=«ref-1_746153650-793.coolpic» v:shapes="_x0000_i1106">

В нашем случае S1>S2; Fa>, тогда Pa1=S1=63 H

                                                           Pa2=S1+Pa1=63+203.5=266.5 H

   Так как в качестве опор ведомого вала применены одинаковые подшипники 7204, то долговечность определим для более нагруженного подшипника.

<img width=«202» height=«60» src=«ref-1_746154443-558.coolpic» v:shapes="_x0000_i1107">, по этому осевую нагрузку следует учитывать.              

   Эквивалентная нагрузка

                     Pэ=0.4*515.7+1.67*266.5=0.7 кН

   Расчётная долговечность, млн. об.

                                       <img width=«226» height=«72» src=«ref-1_746155001-577.coolpic» v:shapes="_x0000_i1108">   [1]          

   Расчётная долговечность, ч

здесь n= 536 об/мин — частота вращения ведомого вала

                                   <img width=«231» height=«57» src=«ref-1_746155578-634.coolpic» v:shapes="_x0000_i1109">
Полученная долговечность более требуемой. Подшипники приемлемы.

5.
Уточнённый расчёт валов.

    Нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения по пульсирующему

5.1
Выбор материала вала

Предварительно примем углеродистую сталь обычного качества, Ст5, для которой предел временного сопротивления db=500 Мпа
5.
2 Определение изгибающих моментов

Ведущий вал

    У ведущего вала определять коэффициент запаса прочности в нескольких сечениях  нецелесообразно, достаточно выбрать одно сечение с наименьшим коэффициентом запаса, а именно сечение в месте посадки подшипника, ближайшего к шестерне (см. Рис.3). В этом опасном сечении действуют максимальные изгибающие моменты Myи Mxи крутящий момент Mz = Т2. Концентрация напряжений вызвана напрессовкой внутреннего кольца подшипника на вал.

a1=14 мм;      

а2=48 мм

Рr=203,5 Н;

Ра=74 Н;     

Р=1678,3 Н

Vа=308,5 Н;     

Vв=105 Н;

Hа=2727,2 Н;      

Hв=1048,9 Н;

Ma=10,582 Н*м

    продолжение
--PAGE_BREAK--