Расчет однотупенчатого цилиндрческого редуктора.(пояснительная записка есть, отправлю на @)

Содержание
Введение
1.Кинематический расчет
2.Геометрический и прочностной расчеты зубчатой передачи
3.Предварительный расчет валов.
4.Определение реакций опор ведушего вала
5.Проверка долговечности подшипников
6.Проверочный расчет ведомого вала
7.Проверка прочности шпоночных соединений
8.Проверка долговечности подшипников на ведомом валу
9.Расчёт основных размеров корпуса редуктора
10.Список литературы

Моменты относительно оси Y:
МС = 0 Нм;
МК = -· l4 = -5481 · 85 · 10-3 = -274 Нм;
МD1 = -· (l4 + l5) +Ft2 · l5 = (-5481 · (85+85) +4900*90) · 10-3 = -303 Нм;
МL =0
МL =-· (l4 + l5 + l6) +Ft2 ·( l5+ l6) + · l6 =
= (-5481 (260) +4900 · (85+90) +4912 · 90 )*10-3= 0 Нм;
Моменты относительно оси X:
Мx = Ft2 = 4900· · 10-3 = 1179 Нм;
Суммарный изгибающий момент:
Нм;
=303 Нм;
Рис.5 Эпюра изгибающих моментов на выходном валу
Проверочный расчет ведомого вала
Проверка опасного сечения на прочность по напряжениям изгиба и кручения
Механическая характеристика материала ведомого вала.
Марка стали Диаметр заготовки,
мм, не более Твёрдость НВ, не ниже Механические характеристики, Коэффициенты


40X любой 270 900 750 450 410 240 0,05 0.1
В расчете определяют нормальные и касательные напряжения в рассматриваемом сечении вала при воздействии максимальных нагрузок:
Коэффициент перегрузки по таблице 19.28 ( Дунаев стр. 510)
=2.7
Моменты сопротивления сечения вала
Нормальные касательные напряжения в рассматриваемом сечении:
– диаметр вала в опасном сечении.
Частные коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям
;
;
Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести при совместном действии нормальных и касательных напряжений
(минимальное допустимое значение общего коэффициента запаса текучести.
Следовательно, статическая прочность вала в сечении обеспечена.
Расчет на сопротивление усталости.
=

и - коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения
Величина их соответственно равны : 0.7 (таблица 12.13)
- эффективные коэффициенты концентрации напряжений.
- коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения.
- коэффициенты влияния качества поверхности.
- коэффициенты влияния поверхностного упрочнения
Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении :
пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения.
Амплитуду напряжений цикла в опасном сечении:
моменты сопротивление, сопротивления сечения вала при изгибе и кручении, мм3
Тогда
Расчетный коэффициент запаса прочности:
; S = > ,
где - допускаемый запас усталостной прочности.
Условие усталостной прочности выполняется.
Проверка прочности шпоночных соединений
Шпонка призматическая
Проверка шпоночных соединений по критерию сопротивления смятия боковых поверхностей шпонки:
, где
Т – передаваемый момент, Нм;
d – диаметр вала, мм;
h– высота шпонки, мм;
–глубина паза вала, мм;
– расчетная длина шпонки (см. рис. 8.);
МПа допускаемое напряжение смятия (при стальной ступице).
Расчетное сопротивление смятия, на ведущем валу, под муфту:
= 68МПа;
Расчетное сопротивление смятия, на ведомом валу, под колесо:
= = 149 МПа;
Расчетное сопротивление смятия, на хвостовике ведомого вала:
= 164 МПа;
Рассчитанные значения удовлетворяют допускаемым значениям
Параметры принятых призматических шпонок (ГОСТ 2360-78).
Размеры в мм
D Диаметр вала d Сечение шпонки Фаска Глубина паза Свыше До b h Вала t1 Ступицы t2 36 30 38 10 8 0,4-0,6 9 5.4 50 50 58 16 10 0,4-0,6 6 4.3 40 38 44 12 8 0,4-0,6 5 3.3
Проверка долговечности подшипников на ведомом валу
Ведомый вал
Определение суммарных реакций в подшипниках
= Н;
= Н.
R = mах {RС ; RD}= mах{ 5551 ; 4990 }= 5551 Н.
Для опор С и D приняты шариковых радиальные подшипники 412:
С= 85600 Н – динамическая грузоподъемность;
Приведенная динамическая нагрузка на опоры C и D, (для радиальных подшипников):
РЕ = R ∙ V ∙ КТ ∙ KБ , РЕ =5551∙ 1,0 ∙ 1,0 ∙ 1,3 = 7216 Н
Расчетный срок службы подшипника:
,
Lh=0,75 ∙ ∙ = 27424 часов > 8 000 часов.
Расчетный срок службы подшипников удовлетворяют заданному значению ресурса работы редуктора.
Расчёт основных размеров корпуса редуктора
Толщина стенки корпуса редуктора:
δ =
δ = .
Толщина стенки крышки редуктора:
δ1 = 0,02 ∙ аw + 1 ≥ 8,
δ1 = 0,02 ∙ 260 + 1 = 6,2 мм, принято δ1 = 12 мм.
Толщина верхнего фланца корпуса:
b = 1,5 · δ1,
b = 1,5 · 12 = 18 мм.
Толщина нижнего фланца крышки:
b1 = (1…1.5)· δ,
b1 = 1 ·45 = 12 мм.
Толщина нижнего пояса корпуса:
p = (2…2.35) ∙ δ,
p = 2 ∙ 12 = 24 мм.
Толщина рёбер основания корпуса:
m = (0,85...1) ∙ δ,
m = 1 ∙ 12 = 12 мм.
Толщина рёбер крышки:
m1 = (0,85...1) ∙ δ1 , m1 = 1 ∙ 12 = 12 мм.
Диаметр фундаментных болтов:
d1 = (0,03…0,036) · аw + 12, d1 = 0,03 · 260 + 12 = 19 мм, принимаем 20 мм.
Диаметр болтов соединяющих верхнюю и нижнюю части корпуса:
d2 = (0,7…0,75) · d1, d2 = 0,7 · 19 = 13 мм, принимаем 14 мм.
Диаметр болтов, соединяющие крышки подшипникового узла:
d3 = (0,5…0,6) · d1, d3 = 0,5 · 19 = 9 мм, принимаем 10 мм.

Список литературы
1. В.И. Анурьев. Справочник конструктора-машиностроителя. В 3-х тт. - М.: Машиностроение, 1979.
2. И.А. Биргер. Расчёт на прочность деталей машин. - М.: Машиностроение, 1979.
3. П.Ф. Дунаев. Конструирование узлов и деталей машин. - М.: Высшая школа, 2000.
4. В.Н. Кудрявцев. Курсовое проектирование деталей машин. - Л.: Машиностроение, 1983.
5.Подшипники качения. Справочник. Под. ред. Нарышкина В.Н. - М.: Машиностроение, 1984.
6. Г.Н. Попова, С.Ю. Алексеев. Машиностроительное черчение. Справочник. - Л.: Машиностроение, 1986.
7.Детали машин. Атлас конструкций. Под. ред. Д.Н. Решетова. - М.: Машиностроение, 1983.
8. Чернавский С.А., Боков К.Н., Чернин И.М., Ицкевич Г.М., Козинцов В.П. 'Курсовое проектирование деталей машин': Учебное пособие для учащихся. М.:Машиностроение, 1988 г., 416с.
9.Д.В.Чернилевский. Детали машин. Проектирование приводов технологического оборудования. М.: Машиностроение, 2003.
23
Кафедра КГМ и ТМ
Детали машин и основы конструирования
Расчёт одноступенчатого цилиндрического редуктора
Югансон А.И.
Фокин А.С.

Детали машин и основы конструирования