Расчёт одноступенчатого цилиндрического редуктора, страница 2

Руководитель курсового проекта     ­­­­­­­­­__________________    /Большунов А.В../

Определение сил нагружающих подшипник на входном валу.

Нужно определить силы, нагружающие подшипник и произвести подбор по статической и динамической грузоподъемности.

Горизонтальная проекция на вал:

.

.

Проверка: .

Вертикальная проекция на вал:

.

.

Проверка:

Проверка подшипников на грузоподъемность.

Ориентировочно принимаем  конические роликоподшипники: №7306А

d = 30 мм;   D =72 мм;   B=20,75мм;  

V=1 - кинематический коэффициент, так как кольцо вращается по отношению к нагрузке.

Принимаем X=1 для данного типа подшипника.

К_б - коэффициент безопасности нагрузки на подшипники  редуктора.

К_Т - температурный коэффициент при рабочей температуре подшипников t=100^○С.

Частота вращения кольца подшипника  

Ресурс подшипника L_h=16000 ч., при частоте вращения кольца n=1460 мин^-1 отношение: С/P=11,5. Следовательно, требуемая динамическая грузоподъемность подшипника равна: С=11,5*7863,03=90424 Н.

Таким образом, сопоставляя следующие данные, грузоподъемность подшипника 7306А равна 72100 Н, а требуемая грузоподъемность на валу составляет 90424 Н.

По итогам произведенных расчетов подшипник 7306А не можем принять за исходный, таким образом принимаем подшипник 7506 у которого соответственно грузоподъемность составляет 125000 H.

Определение сил нагружающих подшипник на выходном валу.

Нужно определить силы, нагружающие подшипник и произвести подбор по статической и динамической грузоподъемности , окончательно установить основные размеры подшипника, конструктивно оформить опоры.

Горизонтальная проекция на вал:

.

.

Проверка: .

Вертикальная проекция на вал:

.

.

Проверка:

Определение суммарных моментов действующих на выходной вал:

;

.

Проверочный расчёт выходном валу.

Опасное сечение вала находится под колесом с моментом М = 88,34.

Принятые параметры вала проверяем на деформацию сжатия и кручения по расчетному запасу статической прочности S_T:

где

 - предел текучести материала;

, для стали 40 Х при сечении до 50 мм.,

 - допускаемый запас статической прочности, ;

- эквивалентное напряжение в опасном сечении винта, определяется по формуле

 - допускаемое напряжение на растяжение;

;

Таким образом

Следовательно, принятые ранее параметры вала принимаем за правильные.

Расчет вала на прочность в сечении зубчатого колеса.

Расчет на прочность выполняется, как проверочный для определения расчетного коэффициента запаса прочности в опасном сечении вала.

Общий коэффициент запаса прочности S определяют из формулы:

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

где

 - предел выносливости материала;

 - эффективные коэффициенты концентрации напряжения;

 - масштабные факторы напряжения;

 - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости;

- среднее напряжения нормальных напряжений.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

где

 - предел выносливости материала;

 - эффективные коэффициенты концентрации напряжения;

 - масштабные факторы напряжения;

 - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости;

- среднее напряжения касательных напряжений.

Данный запас прочности удовлетворяет начальным условиям, из чего следует, что вол проходит по пределам прочности.

Проверка шпонки на смятие.

Проверку шпоночных соединений выполняют на смятие рабочих граней по формуле:

, где

d – Диаметр вала;

К – справочный коэффициент;

   -  рабочая длина соединения;

МПа, для стальной ступицы, при спокойной нагрузке.

Таким образом, получаем шпоночное соединение со шпонкой 16х10х45;

Проверка подшипников на грузоподъемность.

Ориентировочно принимаем  конические роликоподшипники: №7306А

d = 30 мм;   D =72 мм;   B=20,75мм;  

V=1 - кинематический коэффициент, так как кольцо вращается по отношению к нагрузке.

Принимаем X=1 для данного типа подшипника.

К_б - коэффициент безопасности нагрузки на подшипники  редуктора.

К_Т - температурный коэффициент при рабочей температуре подшипников t=100^○С.

Частота вращения кольца подшипника  

Ресурс подшипника L_h=16000 ч., при частоте вращения кольца n=292 мин^-1 отношение: С/P=6,7. Следовательно, требуемая динамическая грузоподъемность подшипника равна: С=6,7*6541,164=43825,8 Н.

Таким образом, сопоставляя следующие данные, грузоподъемность подшипника 7306А равна 72100 Н, а требуемая грузоподъемность на валу составляет 43825,8 Н.

По итогам произведенных расчетов подшипник 7306А принимаем, как окончательный вариант.

Определение конструктивных параметров колеса.

Конструирование корпуса редуктора.

Толщина стенки корпуса и крышки редуктора:

Толщина верхнего пояса корпуса:

Толщина нижнего пояса корпуса:

Диаметр фундаментных болтов:

Диаметр болтов соединяющих крышку с корпусом:

Диаметр  болтов у подшипника:

Список использованной литературы

1.  Анурьев В. И. «Справочник конструктора-машиностроителя: В 3-х томах», - М.: Машиностроение, 1978

2.  Дунаев П. Ф., Леликов О. П. «Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для машиностроит. спец. вузов». – М.: Высш. шк., 1985.

3.  Иванов М. Н. ”Детали машин: Учеб. пособие для машиностроит. спец. вузов – 5-е изд., перераб.” – М.: Высш. шк., 1991.

4.   Кудрявцев В. Н. «Курсовое проектирование деталей машин». – Л.: Машиностроение, Ленингр. отделение, 1984.

5.  Методические указания и задания на курсовое проектирование. – СПГГИ (ТУ), 2001.

6.  Детали машин: Атлас конструкций. Под редакцией Решетова Д. Н. – М.: Машиностроение, 1979

7.  Чернилевский Д. В. «Проектирование приводов технологического оборудования: Учебное пособие для студентов вузов». – М.: Машиностроение, 2001.

8.  Чернин И. М., Кузьмин А. В., Ицкович Г. М.:”Расчеты деталей машин” – Мн.: Выш. школа, 1978.

9.  Цехнович Л. И., Петриченко И. П. "Атлас конструкций редукторов". - Учеб. пособие для вузов. Киев: "Вища школа". Головное изд-во, 1979.