44441

ЦИЛИНДРИЧЕСКИЙ КОСОЗУБЫЙ ОДНОСТУПЕНЧАТЫЙ ГОРИЗОНТАЛЬНЫЙ РЕДУКТОР С ВЕРХНИМ РАСПОЛОЖЕНИЕМ ВЕДУЩЕГО ВАЛА

Дипломная

Производство и промышленные технологии

Определяем общий КПД редуктора с муфтой. Определяем требуемую мощность электродвигателя Где мощность на ведомом валу редуктора. Определяем требуемую частоту вращения вала электродвигателя Где частота вращения ведомого вала редуктора...

Русский

2013-11-13

980 KB

63 чел.

                              Содержание

1. Введение и описание редуктора                                        

2. Подбор электродвигателя                                                  

3. Расчёт механической передачи                                         

4. Проектировочный расчёт валов                                       

5. Конструктивные параметры деталей редуктора           

6. Подбор шпоночных соединений                                       

7. Подбор подшипников                                                           

8. Проверочный расчёт ведомого вала                                 

9. Смазка подшипников                                                          

10. Литература                                                                            

  1.  Введение и описание устройства редуктора

   Редуктор – это механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, заключённый в определённый закрытый корпус и работающий в масляной ванне. Назначение редуктора – понижение частоты вращения и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим.

   Редукторы широко применяют в различных отраслях народного хозяйства, в связи, с чем число разновидностей редукторов велико.  

Редуктор состоит из корпуса, в котором на валах неподвижно закреплены зубчатые или червячные передачи.

   Цилиндрический одноступенчатый косозубый редуктор. Здесь зубья расположены по винтовым линиям на делительном диаметре. Зубья входят в зацепление не сразу по всей длине, а постепенно, увеличиваются время контакта одной пары зубьев. Нагрузка в косозубой передаче передаётся по большему числу контактных линий, что уменьшает шум.

   Передаточное число u  6,3 ГОСТ 2185-66

   Горизонтальный редуктор наиболее распространённый. Корпуса чаще выполняют литыми,  чугунными. Валы монтируют на подшипниках качения или скольжения. Редуктор проектируют либо для приводов определённой машины, либо по заданной нагрузке и передаточному числу без указания конкретного назначения. На кинематических схемах буквой Б обозначают входной (быстроходный) вал редуктора, буквой Т – выходной (тихоходный).

2. Выбор электродвигателя

2.1. Составляем схему редуктора с электродвигателем согласно заданию.

Цилиндрический горизонтальный косозубый редуктор.

Рис.1  1-электродвигатель; 2- муфта; 3 –вал входной;                       4-колесо зубчатое; 5- колесо зубчатое

.

2.2. Определяем общий КПД редуктора с муфтой.

            

Где   - КПД муфты;

         КПД зацепления;

      - КПД пары подшипников;

           

2.3. Определяем требуемую мощность электродвигателя

                     

Где - мощность на ведомом валу редуктора           [из задания]

                    

2.4. Определяем требуемую частоту вращения вала электродвигателя    

                                 

         

                                   

 Где - частота вращения ведомого вала редуктора   [из задания]

      u - передаточное число редуктора                        [из задания]

        

                                   

2.5. Выбираем электродвигатель типа 132М6/970, у которого ,                                                  [1,стр.384]

2.6. Определяем отклонение частоты вращения вала электродвигателя от заданной редуктора

  

2.7. Выбранный электродвигатель по частоте вращения соответствует заданию.

2.8. Выписываем данные по выходному концу вала электродвигателя

                                 [1], стр.386

Рис.2

2.9. Определяем частоту вращения валов редуктора.

            970

            

  1.  Определяем угловые скорости валов редуктора                     

  1.  Определяем вращающие моменты на валах редуктора

  1.  Расчёт механической передачи

3.1. Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками (см.гл.111, таб.3.3): для шестерни Сталь 45, термическая обработка – улучшение, твёрдость НВ 230;  для колеса – Сталь 45, термическая обработка, улучшение, но твёрдость на 30 единиц ниже – НВ 200.

3.2. Допускаемые контактные напряжения [формула 3.9]

 

    

Где  - предел контактной выносливости при базовом числе циклов.

3.3. По таб.3.2 гл. 111 для углеродистых сталей с твёрдостью поверхностей зубьев менее НВ 350 и термической обработкой (улучшением)

          = 2НВ+70                      

- коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, чем имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают   


коэффициент безопасности      

3.4. Для косозубых колёс расчётное допускаемое контактное напряжение по формуле (3.10) гл.111

 

Для шестерни

Для колеса   

Тогда расчётное допускаемое контактное напряжение

Требуемое условие   выполнено                                                                                                                                                                                                                              

3.5. Коэффициент , несмотря на симметричное расположение колёс относительно опор (см.рис. 12,2), причём выше рекомендуемого для этого случая, так как со стороны цепной передачи действуют силы, вызывающие дополнительную деформацию ведомого вала и улучшающий контакт зубьев. Принимаем предварительно по таб.3.1, как в случае несимметричного расположения колёс, значение

Принимаем для косозубых колёс коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию   (см.с.36)

3.6. Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев по формуле (3.7) гл.111

 

Где для косозубых колёс , а передаточное число нашего редуктора

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66

3.7. Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации.

                                    mn=(0.01…0.02)aw= =(0.01…0.02)140=1,4…2,8

Принимаем по ГОСТ 9563-60  (см.с.36)

Приём предварительного угла наклона зубьев

И определим числа зубьев шестерни и колеса [см. формулу 3.16]

Принимаем , тогда

Основные размеры шестерни и колеса:

Диаметры делительные

d1=

=

Проверка:         aw=мм

Диаметры вершин зубьев   

Ширина колеса       b2=ψBA*aw=0.3*112=34 мм.

Ширина шестерни   

 мм    

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру

 

Окружная скорость колёс и степень точности передачи

При такой скорости для косозубых колёс следует принять 8-ю степень точности (Чернавский ст.32)

 

Значения   даны в табл. 3,5; при  твёрдости НВ 350 и симметричном расположении колёс относительно опор с учётом изгиба ведомого вала от натяжения цепной передачи

  

По табл. 3,4. гл. 111 при  и 8-й степени точности   =1,09.

По табл. 3.6. для косозубых колёс при  имеем    =1,0

Таким образом     

Проверка контактных напряжений по формуле (3.6)

 

Силы, действующие в зацеплении [формула 8.3] и 8.4 гл. V11

Окружная

Радиальная

Осевая

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле (3.25)

  

Здесь коэффициент нагрузки  . По табл. 3.7. при

Твёрдости НВ 350 и симметричном расположении зубчатых колёс  относительно опор

. По табл. 3,8. . Таким образом, коэффициент ; коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного шага зубьев  [см.гл.111, пояснения к формуле 3,25]

У шестерни

У колеса  

и   (см.с.42)

Допускаемое напряжение по формуле (3.24)

  

По табл. 3.9 для стали 45 улучшенной при твёрдости НВ  350

=1,8 НВ

Для шестерни   для колеса 

  - коэффициент безопасности [см. пояснение к формуле 2,24] где  (по табл.3,9)   

(для паковки и штамповок). Следовательно

Допускаемые напряжения:

Для шестерни  

Для колеса       

Находим отношение

Для шестерни

Для колеса      

Дальнейший расчёт следует вести для зубьевколеса, для которого найденное отношение меньше.

Определяем коэффициент  и   [см. гл.111, пояснение к формуле 3,25]

Для средних значений коэффициента торцового перекрытия

И 8-й степени точности

 

Условие прочности выполнено.

 

  1.  Конструктивный расчёт валов.

Цель расчёта: Определить и подобрать диаметры ступеней ведущего и ведомого валов.

Проектировочный расчёт валов

 

                 Ведущий вал

4.1. Конструируем и составляем эскиз вала.

4.2. Определяем диаметр выходного конца вала

  

Где

  [Из раздела 2]

- допускаемое напряжение на кручение.

Принимаем   

Полученный диаметр  согласуем с диаметром   электродвигателя

мм

Принимаем стандартное значение

4.3. Определяем диаметр вала под подшипником

Где    - высота буртика около подшипников для цилиндрического конца вала

Принимаем стандартное значение

4.4. Определяем диаметр буртика около подшипников

 

Где r=2 мм – радиус закругления галтели принимаем стандартное значение

                                        Ведомый вал

4.7. Конструируем и составляем эскиз вала для всех редукторов

4.8. Определяем диаметр выходного конца вала

Где                        [Из раздела 2]

Принимаем   

Принимаем стандартное значение     [1.с.363]

Обратить внимание, чтобы было  на 5 и более мм.

4.9.  Определяем диаметр буртика около подшипника

Где            [1.с.33]

Принимаем стандартное значение

  1.  Определяем диаметр буртика около подшипника

R=3мм  [1.с.33]

Принимаем стандартное значение   [1.с.363]

4.10. Определяем диаметр вала под зубчатым или червячным колесом.

По условию    Обычно принимаем

  1.  Определяем диаметр буртика около колеса

Где f-величина фаски

F=1,6 мм   [1.с.33]

Принимаем стандартное значение  

  1.  Определяем длину выходного конца вала

    [1.с.48]

Принимаем стандартное значение

Остальные длины участков вала принимаем конструктивно.

                  Конструктивные параметры деталей редуктора

  1.  Определение параметров корпуса редуктора

5.1. Толщина стенки корпуса и крышки редуктора одноступенчатого цилиндрического   

    

Принимаю    

5.1.1 Толщина верхнего пояса (фланца) корпуса

5.1.2  Толщина нижнего пояса (фланца) крышки корпуса

5.1.3. Толщина нижнего пояса корпуса   

   

без бобышки

при наличии бобышки   

5.1.4. Толщина рёбер основания корпуса

5.1.5. Толщина рёбер крышки   

Диаметр фундаментальных болтов (их число  4)

По ГОСТ 7808-70 принимаем

Принимаем болт М16

S=22мм; Н=9мм; D=24,5мм;     [1.с.388]

5.1.6. Диаметр болтов у подшипников

Принимаем Болт М16

S=17мм; Н=7мм; D=18,9мм;     

5.1.7. Диаметр болтов соединяющих основание корпуса с крышкой

Принимаем Болт М8

S=12мм; Н=5мм; D=13,2мм;     

                       Недостающие размеры колеса

5.2. Цилиндрическое зубчатые колёса внешнего зацепления

Диаметр ступицы  и толщину торцов зубчатого венца принимают:

5.3. Подбор подшипников (шариковый однорядный радиальный лёгкой серии стр. 376 Дунаев)  и  

Подшипники шариковые радиальные однорядные (ГОСТ 8338-75)

Ведущий вал  

Условное обозначение 207, D=72мм; В=17; r=2:

Ведомый вал  

Условное обозначение 80209, D=85мм; В=19; r=2:

Динамическая с=33,2кН; Статическая

     5.4. Крышки подшипниковых узлов

Конструирование крышки

Ведущий вал

 D=    80мм                         h=16мм

  92мм                        5мм

  110мм                        10мм

                                            2мм

                                             B=10мм

Ведомый вал

 D= 85мм                              h=16мм

105мм                           5мм

125мм                           10мм

                                             2мм

                                              B=10мм

5.5. Принимаем шайбу пружинную Болт М8.

Принимаем шайбу 8 65Г ГОСТ 64.02-70.

5.6. Выбираем штифты для соединения корпуса и крышки

Штифт 6 x 20 ГОСТ 3129-70.

5.7. Подбираем пробку отдушину

  5.8. Принимаем пробку цилиндрическую с резьбой ( 1.с.140)

5.9. Принимаем резиновые манжеты для валов

Ведущий вал  то

Манжета 1-35 x 58 ГОСТ 8752-79

Ведомый вал при    Принимаем Манжету 1-45 x 65 ГОСт 8752-79

 

                        Расчёт шпоночных соединений

  1.  Подбор и расчёт шпоночных соединений.

  1.  На выходном участке вала
  2.  Ведомого вала
  3.  Под колесо

Шпонки устанавливают на выходных концах валов и под колёсами.

Принимаем призматические шпонки по Дунаеву по ГОСТ 23460-78  [369]

6.1. Подбираем и проверяем шпонки для ведущего вала

Вращающий момент на валу   [Из раздела 2]

6.2. Шпонка на выходном конце вала

Для  [Из раздела 4] по ГОСТ 23360-78

Выбираем b=8мм; h=7мм;

Для данного выходного конца вала   [Из раздела 4]

Принимаем стандартную длину шпонки  

Меньшую    на 5…10мм   [1.с.369]

Определяем расчётную длину шпонки

Проверяем шпоночное соединение на смятие.

И сравниваем  24,51<110

Обозначение шпонки:  Шпонка b*h* ГОСТ 23360-78

Вместо  b,h,  поставить выбранные величины шпонки.

6.4. Подбираем и проверяем шпонки для ведомого вала

Вращающий момент на валу   [Из раздела 2]

6.4.1.  Шпонка на выходном конце вала

Для  [Из раздела 4]

Выбираем b=10мм; h=8мм;

Для данного выходного конца вала   [Из раздела 4]

Принимаем стандартную длину шпонки  

Меньшую    на 5…10мм   [1.с.369]

Определяем расчётную длину шпонки

Проверяем шпоночное соединение на смятие.

И сравниваем 48,21<100

Обозначение шпонки:  Шпонка b*h* ГОСТ 23360-78

6.4.2. Шпонка под колесом.

Для   [Из раздела 4] выбираем b=14мм; h=9мм;   [1.с.369]

Для  [Из раздела 5] принимаем

Меньшую   на 5….10мм

Расчётная длина шпонки    

Проверяем шпоночное соединение на смятие

Сравниваем с

Обозначение шпонки  b*h* ГОСТ 23360-78

                   7.ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ.

 ВЕДУЩИЙ ВАЛ.

7.1. Из предыдущих расчетов редуктора выписываем данные для

подбора подшипников:

МI =58,82Нм                                           [из раздела 2]    

Ft1 =1589,73 Н                                                  [из раздела 3]    

Fr1 =590,47 Н                                                       [из раздела 3]    

                                                     [из раздела 3]    

                                                     [из раздела 3]    

dп1 =35 мм                                                      [из раздела 4]    

I =100,48                                                [из раздела 2]                                                  

Lh =22000  часов                                              [из задания]

7.2.Составляем расчетную схему вала для цилиндрической передачи:

где l1 и l2 – расстояние между центром шестерни и опорой  берутся из

эскизной компоновки:

l1= 44 мм,    l2= 44 мм

При симметричном расположении шестерни по отношению опор

                        l1= l2= l= 44 мм

7.3. Согласно заданию выходной конец вала редуктора соединяем с валом

электродвигателя муфтой МУВП.

Определяем радиальную силу муфты FМ

                                                                             [1].c.272

Так как направление силы FМ неизвестно, то направляем её параллельно силе Ft1,но в обратную сторону. Расстояние lМ точки приложения силы FМ принимаем из эскизной компоновки /от центра подшипника до центра шпонки/

                                      lМ =  127мм

7.4. Определяем опорные реакции вала в вертикальной плоскости для цилиндрической передачи:

7.5.Определяем опорные реакции в горизонтальной плоскости:

                          

                              

                      

                               

 

Проверка    

181,60-590,47+408,86=0

0=0  Реакции определены, верно

7.5. Определяем опорные реакции в горизонтальной плоскости

7.5.1. Для цилиндрической передачи

 

  

Проверка    

-383,5+142,09+1589,73-1342,32=0

0=0 Реакции определены верно

7.6.Определяем суммарные радиальные нагрузки на подшипники:

 

   7.7. Определяем соотношение осевой и радиальной нагрузок

Если  то принимаем шариковые радиально-упорные или роликовые конические подшипники [3.с.324,4.с.217]

  7.8. Подбор шариковых радиально-упорных подшипников

 

7.8.1. Для диаметра вала   выбираем шариковый радиально-упорный подшипник

36207, у которого , ,

7.8.2. Определяем коэффициент осевого нагружения е  и коэффициенты нагрузок х и у:

При  Принимаем , ,

При  Принимаем , ,

7.8.3. Определяем осевые составляющие от радиальных нагрузок

7.8.4. определяем суммарные осевые нагрузки в зависимости от условий нагружения.

     [1.с.102]

 

7.8.5. . В соответствии с условиями работы подшипников принимаем коэффициенты:

     

      V – коэффициент вращения кольца

      V = 1                           [1].c.103

       К - коэффициент безопасности

       К =1                          [1].c.104

       КТ – температурный коэффициент

       КТ = 1                         [1].c.105

7.8.6. Окончательно принимаем  коэффициент радиальной х и осевой у нагрузок:

Принимаем  ,  

Принимаем ,  [1.с.103 Пункт 5]

7.8.7. Определяем эквивалентную динамическую нагрузку для  подшипников.

Дальнейший расчёт ведём но более нагруженному подшипнику в опоре

7.8.8. Определяем расчётную динамическую грузоподъемность подшипников

7.8.9. Уточняем действительную (базовую) долговечность подшипника

Необходимо, чтобы было     

37744>24000

              

                                    .

ВЕДОМЫЙ ВАЛ.

7.12. Из предыдущих расчетов редуктора выписываем данные для подбора подшипников:,

М2 = 109,47Н∙м              [из раздела 2]

Ft2 = 1589,73  Н                                      [из раздела 3]

Fr2 = 590,47   Н                                         [из раздела 3]

d2=   150  мм                                          [из раздела 4]

dп2 =  40мм                                           [из раздела 4]

2 = 52,24                                       [из раздела 2]    

Lh =22000  часов                                 [из задания]

7.10. Составляем расчетную схему вала

7.10.1. Для цилиндрической передачи:

где l1 и l2 – расстояние между центром колеса и опорой  /берутся из эскизной компоновки /:

                    

 l1= 44мм,    l2=44 мм

7.11. Так как по условию задания не дано конкретного применения редуктора, то к выходному концу вала прикладывают консольную силу

[ГОСТ 16162-85] и направляем её параллельно окружной силе

Но в обратную сторону

Расстояние  точки приложения силы   от опоры определяется по чертежу  

7.12. определяем опорные реакции в вертикальной плоскости.

 

  

Проверка    

525,56-590,47+64,90=0

0=0.  Реакции определены верно.

7.13. Определяем опорные реакции в горизонтальной плоскости.

7.13.1. Для цилиндрической передачи

 

  

Проверка    

2682,25-1589,73-2400,32+1307,8=0. 0=0. Реакции определены верно

7.14. Определяем суммарные радиальные нагрузки на подшипники:

 

   

7.15. Определяем соотношение осевой и радиальной нагрузок

Если  то принимаем шариковые радиальные подшипники [3.с.324,4.с.217]

Дальнейшие расчёты ведём по расчётам подбора подшипников для ведущего вала, изложенного в пункте 7,8, заменив   на  ,  на  

 7.8. Подбор шариковых радиальных подшипников /при наличии осевой силы/

7.8.1. Для диаметра вала  выбираем шариковый радиальный подшипник №208, у которого    [1.с.376, 4.с.392]

7.8.2. Определяем коэффициент осевого нагружения е коэффициента нагрузок х и у.

При   Принимаем е=0,20; х=1 и у=0 [1.c.101]

Где I -  число рядов тел качения

7.8.3. Определяем осевые составляющие от радиальных нагрузок

 

7.8.4. Определяем суммарные осевые силы в зависимости

    [1.c.102]

7.8.5. В соответствии с условиями  работы подшипников принимаем коэффициенты

V- коэффициент вращения кольца

V=1 [1.c.103] , при вращении внутреннего кольца подшипника относительно радиальной нагрузки

коэффициент безопасности

1,0[1.c.104] вид нагружения, это спокойная нагрузка без толчков

температурный коэффициент

[1.c.105], потому, что рабочая температура подшипника. До

7.8.6. Окончательно принимаем коэффициент радиальной х и осевой у нагрузок:

При    принимаем  =1 и =0

При    принимаем  =1 и =0 [1.с.103]

7.8.7. Определяем эквивалентную динамическую нагрузку для подшипников

Дальнейший расчёт ведём по более нагружённому подшипнику в опоре.

7.8.8. Определяем расчётную динамическую грузоподъемность подшипника

Необходимо, чтобы было

Выбранный подшипник не пригоден

7.8.9. Уточняем действительную/базовую/долговечность подшипника.

Необходимо, чтобы было     

19329,4>24000

8. Проверочный расчет ведомого вала

  8.1.Из предыдущих расчетов выписываем данные для проверочного расчет ведомого вала,

М2=109,47 Н·м

R1x= 2400,32

R2x=2682,25 Н

R= 64,90 Н

R=525,56 Н

Fk=1307,8 H

L1=44 мм

L2=44 мм

Lк=127 мм

 

8.2.Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов.

  8.2.1.Для цилиндрической передачи составляем общую схему напряжения ведомого вала по схемам в разделе 7 (схема а). В случае если значения R1x, R2x, R, R имеют отрицательные величины, то меняем их направления по сравнению с ранее принятыми.

Для цилиндрической шевронной передачи силу  на схеме не проставляют,  так как ее нет. Определяем изгибающие моменты вала в вертикальной и горизонтальной плоскостях:

Вертикальная плоскость

Составляем схему нагружения ведомого вала (схема б), определяем изгибающие моменты в характерных точках

Мu2=0

=R2y L2=525,56·44=23124,64 Нм

Мu4=0

Мu1=0

=R1y L1= 64,90 44=2855,6Нм

Строим эпюры изгибающих моментов (схема в).

Горизонтальная плоскость

Поворачиваем горизонтальную плоскость с силами и совмещаем ее с вертикальной плоскостью (схема г).

Определяем изгибающие моменты в характерных точках:

Мu2=0

= -R L2= 2682,25·44= 118019 Н·м

Мu4=0

Мu1= -Fk Lk= -1772,6·135= -184350,4 Н·мм

= -Fk(Lk+L1)-R L1= -1307,8(171)-2400,32·44= -329247,88 Н·м

Строим эпюру изгибающих моментов (схема д).

Определяем крутящие моменты на участках:

  •  на участке 2-3  Мк2-3=0
  •  на участке 3-1  Мк3-1= М2=109,47 Н м =109,47 Н·мм

Строим эпюру крутящих моментов (схема е)

8.2.Определяем суммарный изгибающий момент в опасном сечении (проверяем вал только в точке 3)

Мu=, Н·мм

Мu==23124,64 Н·мм

  8.3.Определяем момент сопротивления при изгибе [1, с.212]

W==9620 мм3      [1, с.212]

где dк2, h, b-  из раздела 6

  8.4.Определяем напряжение изгиба

u==2,40 МПа         

МПа

8.5.Определяем амплитуду напряжения цикла а и среднее напряжение цикла м при симметричном цикле изгиба

а=u=2,40 МПа        

m=0     [1, с.210]

8.7.Определяем полярный момент сопротивления сечения при кручении [1, с.212]

Wk==20461,89 мм3      

8.7. Определения напряжения кручения

к=, МПа

к==53,4 МПа [1.с.214]

8.8. Определение амплитуды напряжения а и среднее напряжение цикла m при отнулевом цикле кручения

m=a=k/2=53,4/2=26,7 МПа    \ для нереверсивных передач \  [1.с.214]                      

8.9.Принимаем материал для ведомого вала сталь 45 со следующими характеристиками:

в=900 МПа

т=650 МПа

-1=380 МПа

-1=0,6 -1=230 МПа [1.с.215]

 

8.10. .Принимаем коэффициенты:

К и Кτ- эффективные коэффициенты концентрации напряжений

При в=900 МПа принимаем К=2,15 МПа, Кτ=2,0 МПа ([1], с.214)

Кd- коэффициент влияния абсолютных размеров, при dk2=55 мм принимаем Кd=0,76 [1.с.213]                                                              КF- коэффициент влияния шероховатости поверхности, при   Ra=0,8 мкм     и в=900 МПа принимаем КF=1,15  [1.с.213]    

КV- коэффициент влияния поверхности упрочнения, без упрочнения     принимаем КV=1- без упрочнения  [1.с.213]  

8.11. Определяем общий коэффициент концентрации напряжения для данного сечения вала

)д=()=3,17

τ)д=()=3,03

8.12.Определяем пределы выносливости вала в рассмотренном сечении

(-1)д==119,87 МПа

(-1)д==75,90 МПа

(

8.13.Определяем коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям

S=,

т.к. m=0, то

S==49,94

S==2,84

 

где ψ= - коэффициент влияния асимметрии цикла  ψ=0,05

    8.14.Определяем расчетный коэффициент запаса прочности

S==2,83

S=2,83=1,3…2,1       [1.с.213]

Сопротивление усталости вала в данном сечении обеспечивается.

               9. Выбор смазки для зацепления колес и

                              подшипников.

9.1.Для окружной скорости V=2,80/с (из раздела 3) и контактному давлению н=384  (из раздела 3) выбираем сорт масла для смазки зубчатого зацепления И-Г-А-46 [стр.135]

9.2.Определяем объем масляной ванны

V=0,25Р2, дм3        

где Р2 – из раздела 2

V=0,25 ·5,5=1.375м3

9.3.Устанавливаем уровень погружения колеса в масляную ванну на 2mhм0,25d2, принимаем hм=30мм [1, с.135…136]

9.4.Для заливки масла в редуктор предусматриваем люк и масленку, а для его слива устанавливаем пробку [1 с.139…140].

9.5.Для контроля уровня масла в корпусе редуктора применяем жезловый маслоуказатель [1, с.140…142]

9.6.Выбираем способ смазки подшипников разбрызгивание и вид смазки – картерный ГОСТ 21150-75 [1, с.137…139]

9.7.Для предохранения от вытекания смазочного материала из подшипниковых узлов около выходных концов вала, а также для защиты их от попадания из вне влаги и пыли применяем уплотнительные устройства типа Манжета 1-35х58 ГОСТ 8752-79 и Манжета 1-40х60 ГОСТ 8752-79  [1, с.142…149]

Для соединения крышки и корпуса редуктора применяем Болт М12 [4, с.322]

Для уплотнения заливных и сливных отверстий используем уплотняющие прокладки из резины - резиновое кольцо [1,с.139…140]

10. Список использванных источников

 

1. Дунаев Л.Ф.; Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование 1990.

2. Куклин Н.Г.; Куклина Г.С. Детали машин. 1990.

3. Фролов М.Н. Техническая механика. Детали машин. 1990.

4. Чернавский С.А., Боков К.Н., Чернин И.М., Ицкович Г.Н., Козинцев В.П., Курсовое проектирование деталей машин. 1987.

5. Техническая механика. Контрольные задания. 1986.

6. Куклин Н.Г.; Куклина Г.С. Детали машин. 1984.

7. Чернин И.М., Кузьмин А.В., Ицкович Г.М. Расчеты деталей машин. 1978.

R2x

Rr1

Rr1

t1

R1x

Fм

R1y

Rr1

R2y

l2=44

l1=44

Lm=127

1

2

R2y

2

Rr2

R2x

Ft2

Fr2

R1x

Rr1

R1y

Fk

l2=44

l1=44

Lk12700000000000100000000000000000

2

3

4

1

Эпюра Мuв (Н мм)=3694,5 Н мм

3

4

1

2

3

4

1

2

3

4

1

2

3

4

1

2

3

4

1

45

45

61

R2x

R2y

Ft2

Fr2

Fa2

R1x

R1y

Fk

M2

Fa2

R2y

Fr3

R1y

R2x

Ft2

R1x

Fk

Эпюра Мuz (Н мм)

Эпюра Мк (Н мм)=73,89х103

65544,5

55863

108083,8

73,89х103

73,89х103

2

а)

б)

в)

г)

д)

е)


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

1061. Расчет и выбор конструкции кожухотрубного теплообменного аппарата 267 KB
  Тепловой расчет и выбор конструкции теплообменного аппарата. Устройство, передающее теплоту от одного теплоносителя к другому. Проверочный тепловой расчет теплообменного аппарата. Гидравлический расчет теплообменного аппарата. Расчет падения давления теплоносителей в трубном и межтрубном пространстве ТА.
1062. Учет финансовой отчетности в процессе управления предприятием ООО Стиль 411 KB
  Финансовая отчетность и ее роль в информационном обеспечении управления предприятием. Методы анализа устойчивости финансового состояния в процессе управления предприятием. Составление и анализ финансовой отчетности в процессе управления предприятием (на материалах ООО Стиль). Анализ устойчивости финансового состояния по данным финансовой отчетности.
1063. Створення таблиць і форм мовою html 528 KB
  Створення форм і таблиць, вивчення синтаксису і тегів цих елементів, набуття навиків у використанні цих елементів при розробці власних сторінок.
1064. Теоретичні засади державного пенсійного страхування та перспективи його розвитку 569 KB
  Теоретичні засади дослідження системи пенсійного страхування в Україні. Особливості розвитку системи державного пенсійного страхування в країнах світу. Принципи загальнодержавного пенсійного страхування в Україні. Правова основа державного пенсійного страхування в Україні. Тенденції розвитку державного пенсійного страхування в Україні.
1065. Проектування індивідуального житлового будинку в м. Донецьк 441.5 KB
  Проектований двоповерховий житловий будинок має в плані не правильну конфігурацію. Будинок по конструктивній схемі відноситься до будинків з поперечним і повздовжнім розміщенням несучих стін і спиранням плит перекриття по двом сторонам. Зовнішні стіни в будинку виконані з легкої кладки товщиною 510 мм.
1066. Фотодатчики, их классификации, режимы работы и применение в биоинженерной технике 587 KB
  Основные понятия фотоэлектрических приборов. Основные характеристики фотоэлектрических преобразователей. Режимы работы датчиков. Области применения медико-биологической практике. Дополнительные возможности датчиков.
1067. Культура России второй половины ХІХ - первой половины ХХ столетия 550 KB
  Факторы развития культуры в России. Крестьянская реформа 19 февраля 1861 года. Мировой революционный процесс и передовая западноевропейская общественная мысль. Метод критического реализма. Мотив слияния с природой, погружения в ее тайны и красоту.
1068. База данных Кадры 323 KB
  База данных Кадры предназначается для учета личного состава, что необходимо на любом, даже на самом маленьком предприятии. База данных Кадры дает возможность облегчить работу отдела кадров и применять различные запросы для поиска необходимых сведений о сотрудниках.
1069. Бухгалтерский учет объектов основных средств. 411 KB
  Понятие и классификация основных средств. Организация системы бухгалтерского учета и анализ учетной политики. Методическое обеспечение бухгалтерского учета основных средств в ФГУП Росморпорт. Порядок проведения и учет результатов инвентаризацииосновных средств.