Одноступенчатый редуктор. Габидулин, Вариант 6,задание 1

Введение 3
ТЕХНИЧЕСКОЕ ЗАДАНИЕ 4
1 Классификация приводов машин 5
2 Условия эксплуатации, ресурс приводного устройства 6
3. Кинематический расчет привода 7
4. Выбор материала шестерен и колес 11
5. Расчет закрытой зубчатой пары 12
6. Расчет открытой зубчатой передачи 18
7. Предварительная компоновка привода 23
8. Построение эпюр нагружения валов. 25
9. Расчет валов 29
10. Расчет подшипников 35
11. Выбор муфты 39
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ 40

Проверка:
∑Z = RAz – P1 – RBz + P2 = 3728 – 1487,86 – 5695,38 + 3455,24 = 0.
По полученным данным строим эпюры изгибающих моментов Mz и My.
Рисунок 8.2. Расчетная схема промежуточного вала и эпюры Mz, My, Mx.
Крутящий момент в зоне между зубчатыми колесами:
Mx = Tпром = 186,583 Н*м.
Полные реакции опор:
;
= 3967,254 Н;
;
= 6060,894 Н.
Максимальный изгибающий момент – в опоре B.
;
= 349,314 Н*м.
9. Расчет валов
9.1. Входной вал.
По конструктивным соображениям шестерню вала изготавливаем заодно с самим валом. следовательно за диаметр вала в месте максимального изгибающего момента примем диаметр впадин шестерни, т.е.:
dвала = d1 – 2,5*m = 57,5 – 2,5*2,5 = 51,25 мм.
Силовые факторы в этом сечении:
Mизг = 43,542 Н*м;
Mкруч = 42,776 Н*м.
Момент сопротивления изгибу:
;
= 8104,5 мм3.
Момент сопротивления кручению:
;
= 16209 мм3.
Пределы выносливости материала:
σ-1 = 0,4 *σв;
σ-1 = 0,4*1020 = 408 Н/мм2;
τ-1 = 0,2 * σв;
τ-1 = 0,2*1020 = 204 Н/мм2.
напряжения:
;
= 5,372 Н/мм2;
σm = 0;
;
= 1,32 Н/мм2.
Запасы прочности:
;
= 67,812; где:
;
= 1,12;
Kσ – коэффициент концентрации напряжений, Kσ = 1;
– коэффициент масштабного фактора;
;
= 0,893
V = 0,19 – 1,25 * 10-4 * σвр
V = 0,19 – 1,25 * 10-4 * 1020 = 0,0625;
KFσ – коэффициент качества поверхности, KFσ = 1 при Rz≤ 1 мкм;
KV – коэффициент поверхностного упрочнения, при его отсутствии
KV = 1;
Ψσ = 0,02 + 2 * 10-4 * σвр;
Ψσ = 0,02 + 2 *10-4 * 1020 = 0,224;
;
; где:
;
= 1,178;
Kτ – коэффициент концентрации напряжений, Kτ = 1;
;
= 0,8487;
KFτ = 0,575*KFσ + 0,425;
KFτ = 0,575*1 + 0,425 = 1;
KV = 1;
Ψτ = 0,5 * Ψσ;
Ψτ = 0,5 * 0,224 = 0,112;
;
= 59,011 > [S] =1,5.
Шейки вала под подшипники выберем ø 40.
9.2. Промежуточный вал.
По конструктивным соображениям примем диаметр 40 мм.
Силовые факторы:
Mизг = 349,314 Н*м;
Mкр = 186,583 Н*м.
Момент сопротивления изгибу:
;
= 6283,185 мм3.
Момент сопротивления кручению:
;
= 12566,37 мм3.
Пределы выносливости материала – см. пункт 32.
Напряжения:
;
= 55,595 Н/мм2;
σm = 0;
;
= 7,425 Н/мм2.
Запасы прочности:
;
= 6,646; где:
;
= 1,104;
Kσ – коэффициент концентрации напряжений, Kσ = 1;
;
= 0,9056;
KFσ – коэффициент качества поверхности, KFσ = 1 при Rz≤ 1 мкм;
KV – коэффициент поверхностного упрочнения, при его отсутствии
KV = 1;
Ψσ = 0,02 + 2 * 10-4 * σвр;
Ψσ = 0,02 + 2 *10-4 * 1020 = 0,224;
;
; где:
;
= 1,178;
Kτ – коэффициент концентрации напряжений, Kτ = 1;
;
= 0,8653;
KFτ = 0,575*KFσ + 0,425;
KFτ = 0,575*1 + 0,425 = 1;
KV = 1;
Ψτ = 0,5 * Ψσ;
Ψτ = 0,5 * 0,224 = 0,112;
;
= 6,344 > [S] =1,5.
10. Расчет подшипников
10.1. Подшипники входного вала.
Величины реакций:
R = 791,674 Н;
n = 720 об/мин.
Осевые усилия отсутствуют, поэтому применим радиальные шарикоподшипники.
Динамическая грузоподъемность:
;
= 7,181 кН, где:
PЭ = (X * V * Fr +Y * Fa) * Кб * КТ;
PЭ = (1 * 1 * 791,674 + 0 * 0) * 1,2 * 1,0 = 950 Н;
X = 1, Y = 0 (т.к. ≤ e);
V = 1 (вращение внутреннего кольца);
Fr = R = 791,675 Н – радиальная нагрузка;
Fa = 0 – осевая нагрузка;
Кб = 1,2 – для приводов ленточных конвейеров;
КТ = 1,0 – для рабочей температуры до +100°С;
;
= 432 млн.оборотов;
m = 3 – для шарикоподшипников.
Для внутреннего диаметра 40 мм выбираем шарикоподшипник однорядный радиальный ГОСТ 8338–75 особо легкой серии № 108 (внутренний диаметр 40 мм; внешний диаметр 68 мм; шириной 15 мм) с динамической грузоподъемностью С = 12,9 кН.
Долговечность с 90 % степенью надежности:
;
= 57958,157 час;
m = 3 – для шарикоподшипников.
Коэффициент надежности:
;
= 0,213; где:
Lhs – назначенный ресурс, Lhs = 10000 час;
a2 – коэффициент материала, для шарикоподшипников, a2 = 0,9;
a3 – коэффициент режима смазки, для шарикоподшипников, a3 = 0,9.
Степень надежности:
;
= 0,9809 ; где:
k = 1,1 – для шарикоподшипников.
С правой стороны возможна установка подшипника № 104 (внутренний диаметр 20 мм; внешний диаметр 42 мм; шириной 12 мм) с динамической грузоподъемностью С = 7,22 кН.
10.2. Подшипники промежуточного вала.
Величины реакций:
Rлев = 3967,254 Н;
Rправ = 6060,894 Н;
n = 160 об/мин.
Динамическая грузоподъемность:
;
= 33,302 кН, где:
PЭ = (X * V * Fr +Y * Fa) * Кб * КТ;
PЭ = (1 * 1 * 6060,894 + 0 * 0) * 1,2 * 1 = 7273,073 Н;
X = 1, Y = 0 (т.к. ≤ e);
V = 1;
Fr = 6060,894;
Fa = 0;
Кб = 1,2;
КТ = 1;
;
= 96 млн.оборотов;
m = 3.
Для внутреннего диаметра 40 мм выбираем шарикоподшипник однорядный радиальный ГОСТ 8338–75 тяжелой серии № 408 (внутренний диаметр 40 мм; внешний диаметр 110 мм; шириной 27 мм) с динамической грузоподъемностью С = 49,3 кН.
Долговечность с 90 % степенью надежности:
;
= 32443,58 час;
m = 3 – для шарикоподшипников.
Коэффициент надежности:
;
= 0,3805; где:
Lhs – назначенный ресурс, Lhs = 10000 час;
a2 – коэффициент материала, для шарикоподшипников, a2 = 0,9;
a3 – коэффициент режима смазки, для шарикоподшипников, a3 = 0,9.
Степень надежности:
;
= 0,96425; где:
k = 1,1 – для шарикоподшипников.
С левой стороны возможна установка подшипника с динамической грузоподъемностью:
С ≥ 3967,254*1,2* ≥ 21,798 кН, т.е. подшипник легкой серии № 208 (внутренний диаметр 40 мм; внешний диаметр 80 мм; шириной 18 мм) с динамической грузоподъемностью С = 25,1 кН.
11. Выбор муфты
Для соединения осей двигателя с входным валом привода (оба диаметром 38 мм) с частотой вращения 720 об/мин с моментом 42,776 Н*м, выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую 250-38-I.1-УЗ ГОСТ 21424-75.
10. Выбор шпонок.
Для соединения колеса закрытой зубчатой пары с промежуточным валом ø 40 мм при крутящем моменте Mкр = 186,583 Н*м применим шпонку призматическую ГОСТ 8789-68. Расчет ведем по формуле:
;
;
мм2;
;
;
мм;
Выбираем шпонку длиной 32 мм
– шпонка 3-12х8х32 ГОСТ 8789-68.
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1. Дунаев П.Ф. ,Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование, М.: Издательство Машиностроение, 2002-535c.
2. Иванов М.Н. Детали машин. - М.:Высшая школа, 2002
3. Кудрявцев В.Н. Детали машин. – Л.: Машиностроение, 1980
4. Решетов Д.Н. Детали машин. - М.: Машиностроение, 1989
5. Проектирование механических передач. - М.: Машиностроение, 1984
6. Чернавский С.А., Боков К.Н.,Чернин И.М., Ицкович Г.М., Козинцов В.П.
Курсовое проектирование деталей машин М.: Издательство Машиностроение, 1988.-416с.
Курсовой проект ПЛК 062.00.00.ПЗ Лист 2
Изм. Лист № докум. Подпись Дата