| ||||||||||||||||||||||||
МЕНЮ
| Курсовая работа: Расчет редуктораДлина ступицы: Lступ = (0,8…1,5) · dвала = 0,8 · 45 = 36 мм = 41 мм. Фаска: n = 0,5 · mn = 0,5 · 2 = 1 мм 5.2 Цилиндрическое колесо 1-й передачиДиаметр ступицы: dступ = (1,5…1,8) · dвала = 1,5 · 55 = 82,5 мм. = 82 мм. Длина ступицы: Lступ = (0,8…1,5) · dвала = 0,8 · 55 = 44 мм Толщина обода: dо = (2,5…4) · mn = 2,5 · 2 = 5 мм. Так как толщина обода должна быть не менее 8 мм, то принимаем dо = 8 мм. где mn = 2 мм – модуль нормальный. Толщина диска: С = (0,2…0,3) · b2 = 0,2 · 36 = 7,2 мм = 7 мм. где b2 = 36 мм – ширина зубчатого венца. Толщина рёбер: s = 0,8 · C = 0,8 · 7 = 5,6 мм = 6 мм. Внутренний диаметр обода: Dобода = Da2 – 2 · (2 · mn + do) = 278 – 2 · (2 · 2 + 8) = 254 мм Диаметр центровой окружности: DC отв. = 0,5 · (Doбода + dступ.) = 0,5 · (254 + 82) = 168 мм = 169 мм где Doбода = 254 мм – внутренний диаметр обода. Диаметр отверстий: Dотв. = Doбода – dступ.) / 4 = (254 – 82) / 4 = 43 мм Фаска: n = 0,5 · mn = 0,5 · 2 = 1 мм 5.3 Цилиндрическая шестерня 2-й передачи Диаметр ступицы: dступ = (1,5…1,8) · dвала = 1,5 · 50 = 75 мм. Длина ступицы: Lступ = (0,8…1,5) · dвала = 0,8 · 50 = 40 мм = 50 мм. Фаска: n = 0,5 · mn = 0,5 · 2 = 1 мм 5.4 Цилиндрическое колесо 2-й передачиДиаметр ступицы: dступ = (1,5…1,8) · dвала = 1,5 · 65 = 97,5 мм. = 98 мм. Длина ступицы: Lступ = (0,8…1,5) · dвала = 1 · 65 = 65 мм Толщина обода: dо = (2,5…4) · mn = 2,5 · 2 = 5 мм. Так как толщина обода должна быть не менее 8 мм, то принимаем dо = 8 мм. где mn = 2 мм – модуль нормальный. Толщина диска: С = (0,2…0,3) · b2 = 0,2 · 45 = 9 мм где b2 = 45 мм – ширина зубчатого венца. Толщина рёбер: s = 0,8 · C = 0,8 · 9 = 7,2 мм = 7 мм. Внутренний диаметр обода: Dобода = Da2 – 2 · (2 · mn + do) = 262 – 2 · (2 · 2 + 8) = 238 мм Диаметр центровой окружности: DC отв. = 0,5 · (Doбода + dступ.) = 0,5 · (238 + 98) = 168 мм = 169 мм где Doбода = 238 мм – внутренний диаметр обода. Диаметр отверстий: Dотв. = Doбода – dступ.) / 4 = (238 – 98) / 4 = 35 мм Фаска: n = 0,5 · mn = 0,5 · 2 = 1 мм 6. Выбор муфт6.1 Выбор муфты на входном валу приводаТак как нет необходимости в больших компенсирующих способностях муфт и, в процессе монтажа и эксплуатации соблюдается достаточная соосность валов, то возможен подбор муфты упругой с резиновой звёздочкой. Муфты обладают большой радиальной, угловой и осевой жёсткостью. Выбор муфты упругой с резиновой звёздочкой производится в зависимости от диаметров соединяемых валов, расчётного передаваемого крутящего момента и максимально допустимой частоты вращения вала. Диаметры соединяемых валов: d (эл. двиг.) = 42 мм; d (1-го вала) = 36 мм; Передаваемый крутящий момент через муфту: T = 74,921 Н·м Расчётный передаваемый крутящий момент через муфту: Tр = kр · T = 1,5 · 74,921 = 112,381 Н·м здесь kр = 1,5 – коэффициент, учитывающий условия эксплуатации; значения его приведены в таблице 11.3 [1]. Частота вращения муфты: n = 1465,5 об./мин. Выбираем муфту упругую с резиновой звёздочкой 250–42–1–36–1-У3 ГОСТ 14084–93 (по табл. К23 [3]) Для расчётного момента более 16 Н·м число «лучей» звёздочки будет 6. Радиальная сила, с которой муфта упругая со звёздочкой действует на вал, равна: Fм = СDr · Dr, где: СDr = 1320 Н/мм – радиальная жёсткость данной муфты; Dr = 0,4 мм – радиальное смещение. Тогда: Fм = 1320 · 0,4 = 528 Н. 6.2 Выбор муфты на выходном валу приводаВ виду того, что в данном соединении валов требуется невысокая компенсирующая способность муфт, то допустима установка муфты упругой втулочно-пальцевой. Достоинство данного типа муфт: относительная простота конструкции и удобство замены упругих элементов. Выбор муфты упругой втулочно-пальцевой производится в зависимости от диаметров соединяемых валов, расчётного передаваемого крутящего момента и максимально допустимой частоты вращения вала. Диаметры соединяемых валов: d (выход. вала) = 55 мм; d (вала потребит.) = 55 мм; Передаваемый крутящий момент через муфту: T = 533,322 Н·м Расчётный передаваемый крутящий момент через муфту: Tр = kр · T = 1,5 · 533,322 = 799,984 Н·м здесь kр = 1,5 – коэффициент, учитывающий условия эксплуатации; значения его приведены в таблице 11.3 [1]. Частота вращения муфты: n = 186,095 об./мин. Выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую 1000–55-I.1–55-I.1-У2 ГОСТ 21424–93 (по табл. К21 [3]). Упругие элементы муфты проверим на смятие в предположении равномерного распределения нагрузки между пальцами. sсм. = 2 · 103 · Tр / (zc · Do · dп · lвт) = 2 · 103 · 799,984 / (10 · 166 · 18 · 36) = 1,487 МПа £ [sсм] = 1,8МПа, здесь zc=10 – число пальцев; Do=166 мм – диаметр окружности расположения пальцев; dп=18 мм – диаметр пальца; lвт=36 мм – длина упругого элемента. Рассчитаем на изгиб пальцы муфты, изготовленные из стали 45: sи = 2 · 103 · Tр · (0,5 · lвт + с) / (zc · Do · 0,1 · dп3) = 2 · 103 · 799,984 · (0,5 · 36 + 4) / (10 · 166 · 0,1 · 183) = 36,359 МПа £ [sи] = 80МПа, здесь c=4 мм – зазор между полумуфтами. Условие прочности выполняется. Радиальная сила, с которой муфта упругая втулочно-пальцевая действует на вал, равна: Fм = СDr · Dr, где: СDr = 5400 Н/мм – радиальная жёсткость данной муфты; Dr = 0,4 мм – радиальное смещение. Тогда: Fм = 5400 · 0,4 = 2160 Н. Муфты
7. Проверка прочности шпоночных соединений 7.1 Шестерня 1-й зубчатой цилиндрической передачиДля данного элемента подбираем шпонку призматическую со скруглёнными торцами 14x9. Размеры сечения шпонки, паза и длины шпонки по ГОСТ 23360–78 (см. табл. 8,9 [1]). Материал шпонки – сталь 45 нормализованная. Напряжение смятия и условие прочности проверяем по формуле 8.22 [1]. sсм = 2 · Т / (dвала · (l – b) · (h – t1)) = 2 · 74920,602 / (45 · (36 – 14) · (9 – 5,5)) = 43,244 МПа £ [sсм] где Т = 74920,602 Н·мм – момент на валу; dвала = 45 мм – диаметр вала; h = 9 мм – высота шпонки; b = 14 мм – ширина шпонки; l = 36 мм – длина шпонки; t1 = 5,5 мм – глубина паза вала. Допускаемые напряжения смятия при переменной нагрузке и при стальной ступице [sсм] = 75 МПа. Проверим шпонку на срез по формуле 8.24 [1]. tср = 2 · Т / (dвала · (l – b) · b) = 2 · 74920,602 / (45 · (36 – 14) · 14) = 10,811 МПа £ [tср] Допускаемые напряжения среза при стальной ступице [tср] = 0,6 · [sсм] = 0,6 · 75 = 45 МПа. Все условия прочности выполнены. 7.2 Колесо 1-й зубчатой цилиндрической передачиДля данного элемента подбираем две шпонки, расположенные под углом 180o друг к другу. Шпонки призматические со скруглёнными торцами 16x10. Размеры сечений шпонок, пазов и длин шпонок по ГОСТ 23360–78 (см. табл. 8,9 [1]). Материал шпонок – сталь 45 нормализованная. Напряжение смятия и условие прочности проверяем по формуле 8.22 [1]. sсм = Т / (dвала · (l – b) · (h – t1)) = 227797,414 / (55 · (36 – 16) · (10 – 6)) = 51,772 МПа £ [sсм] где Т = 227797,414 Н·мм – момент на валу; dвала = 55 мм – диаметр вала; h = 10 мм – высота шпонки; b = 16 мм – ширина шпонки; l = 36 мм – длина шпонки; t1 = 6 мм – глубина паза вала. Допускаемые напряжения смятия при переменной нагрузке и при стальной ступице [sсм] = 75 МПа. Проверим шпонку на срез по формуле 8.24 [1]. tср = Т / (dвала · (l – b) · b) = 227797,414 / (55 · (36 – 16) · 16) = 12,943 МПа £ [tср] Допускаемые напряжения среза при стальной ступице [tср] = 0,6 · [sсм] = 0,6 · 75 = 45 МПа. Все условия прочности выполнены. 7.3 Шестерня 2-й зубчатой цилиндрической передачиДля данного элемента подбираем две шпонки, расположенные под углом 180o друг к другу. Шпонки призматические со скруглёнными торцами 14x9. Размеры сечений шпонок, пазов и длин шпонок по ГОСТ 23360–78 (см. табл. 8,9 [1]). Материал шпонок – сталь 45 нормализованная. Напряжение смятия и условие прочности проверяем по формуле 8.22. sсм = Т / (dвала · (l – b) · (h – t1)) = 227797,414 / (50 · (45 – 14) · (9 – 5,5)) = 41,99 МПа £ [sсм] где Т = 227797,414 Н·мм – момент на валу; dвала = 50 мм – диаметр вала; h = 9 мм – высота шпонки; b = 14 мм – ширина шпонки; l = 45 мм – длина шпонки; t1 = 5,5 мм – глубина паза вала. Допускаемые напряжения смятия при переменной нагрузке и при стальной ступице [sсм] = 75 МПа. Проверим шпонку на срез по формуле 8.24 [1]. tср = Т / (dвала · (l – b) · b) = 227797,414 / (50 · (45 – 14) · 14) = 10,498 МПа £ [tср] Допускаемые напряжения среза при стальной ступице [tср] = 0,6 · [sсм] = 0,6 · 75 = 45 МПа. Все условия прочности выполнены. 7.4 Колесо 2-й зубчатой цилиндрической передачиДля данного элемента подбираем две шпонки, расположенные под углом 180o друг к другу. Шпонки призматические со скруглёнными торцами 18x11. Размеры сечений шпонок, пазов и длин шпонок по ГОСТ 23360–78 (см. табл. 8,9 [1]). Материал шпонок – сталь 45 нормализованная. Напряжение смятия и условие прочности проверяем по формуле 8.22 [1]. sсм = Т / (dвала · (l – b) · (h – t1)) = 533322,455 / (65 · (56 – 18) · (11 – 7)) = 53,98 МПа £ [sсм] где Т = 533322,455 Н·мм – момент на валу; dвала = 65 мм – диаметр вала; h = 11 мм – высота шпонки; b = 18 мм – ширина шпонки; l = 56 мм – длина шпонки; t1 = 7 мм – глубина паза вала. Допускаемые напряжения смятия при переменной нагрузке и при стальной ступице [sсм] = 75 МПа. Проверим шпонку на срез по формуле 8.24 [1]. tср = Т / (dвала · (l – b) · b) = 533322,455 / (65 · (56 – 18) · 18) = 11,996 МПа £ [tср] Допускаемые напряжения среза при стальной ступице [tср] = 0,6 · [sсм] = 0,6 · 75 = 45 МПа. Все условия прочности выполнены. Соединения элементов передач с валами
8. Конструктивные размеры корпуса редуктора Толщина стенки корпуса и крышки редуктора: d = 0.025 · aw (тихоходная ступень) + 3 = 0.025 · 180 + 3 = 7,5 мм Так как должно быть d ³ 8.0 мм, принимаем d = 8.0 мм. d1 = 0.02 · aw (тихоходная ступень) + 3 = 0.02 · 180 + 3 = 6,6 мм Так как должно быть d1 ³ 8.0 мм, принимаем d1 = 8.0 мм. Толщина верхнего пояса (фланца) корпуса: b = 1.5 · d = 1.5 · 8 = 12 мм. Толщина нижнего пояса (фланца) крышки корпуса: b1 = 1.5 · d1 = 1.5 · 8 = 12 мм. Толщина нижнего пояса корпуса: без бобышки: p = 2.35 · d = 2.35 · 8 = 18,8 мм, округляя в большую сторону, получим p = 19 мм. при наличии бобышки: p1 = 1.5 · d = 1.5 · 8 = 12 мм. p2 = (2,25…2,75) · d = 2.65 · 8 = 21,2 мм., округляя в большую сторону, получим p2 = 22 мм. Толщина рёбер основания корпуса: m = (0,85…1) · d = 0.9 · 8 = 7,2 мм. Округляя в большую сторону, получим m = 8 мм. Толщина рёбер крышки: m1 = (0,85…1) · d1 = 0.9 · 8 = 7,2 мм. Округляя в большую сторону, получим m1 = 8 мм. Диаметр фундаментных болтов (их число ³ 4): d1 = (0,03…0,036) · aw (тихоходная ступень) + 12 = (0,03…0,036) · 180 + 12 = 17,4…18,48 мм. Принимаем d1 = 20 мм. Диаметр болтов: у подшипников: d2 = (0,7…0,75) · d1 = (0,7…0,75) · 20 = 14…15 мм. Принимаем d2 = 16 мм. соединяющих основание корпуса с крышкой: d3 = (0,5…0,6) · d1 = (0,5…0,6) · 20 = 10…12 мм. Принимаем d3 = 12 мм. Размеры, определяющие положение болтов d2 (см. рис. 10.18 [1]): e ³ (1…1,2) · d2 = (1…1.2) · 16 = 16…19,2 = 17 мм; q ³ 0,5 · d2 + d4 = 0,5 · 16 + 5 = 13 мм; где крепление крышки подшипника d4 = 5 мм. Высоту бобышки hб под болт d2 выбирают конструктивно так, чтобы образовалась опорная поверхность под головку болта и гайку. Желательно у всех бобышек иметь одинаковую высоту hб. 9. Расчёт реакций в опорах 9.1 1-й валСилы, действующие на вал и углы контактов элементов передач: Fx2 = 634,16 H Fy2 = -1742,34 H Из условия равенства суммы моментов сил относительно 2-й опоры (сечение вала 3 по схеме): Rx1 = (-Fx2 * L2) / (L1 + L2) = (-634,16 * 65) / (130 + 65) = -211,387 H Ry1 = (-Fy2 * L2) / (L1 + L2) = (– (-1742,34) * 65) / (130 + 65) = 580,78 H Из условия равенства суммы сил относительно осей X и Y: Rx3 = (-Rx1) – Fx2 = (– (-211,387)) – 634,16 = -422,773 H Ry3 = (-Ry1) – Fy2 = (-580,78) – (-1742,34) = 1161,56 H Суммарные реакции опор: R1 = (Rx12 + Ry12) 1/2 = (-211,3872 + 580,782) 1/2 = 618,053 H; R3 = (Rx32 + Ry32) 1/2 = (-422,7732 + 1161,562) 1/2 = 1236,106 H; Радиальная сила действующая на вал со стороны муфты равна (см. раздел пояснительной записки «Выбор муфт»): Fмуфт. = 528 Н. Из условия равенства суммы моментов сил относительно 2-й опоры (сечение вала 3 по схеме): R1муфт. = (Fмуфт. * L3) / (L1 + L2) = (528 * 120) / (130 + 65) = 324,923 H Из условия равенства суммы сил нулю: R3муфт. = – Fмуфт. – R1 = – 528 – 324,923 = -852,923 H 9.2 2-й валСилы, действующие на вал и углы контактов элементов передач: Fx2 = 1625,715 H Fy2 = 4466,616 H Fx3 = -634,16 H Fy3 = 1742,34 H Из условия равенства суммы моментов сил относительно 2-й опоры (сечение вала 4 по схеме): Rx1 = ((-Fx2 * (L2 + L3)) – Fx3 * L3) / (L1 + L2 + L3) = ((-1625,715 * (55 + 65)) – (-634,16) * 65) / (75 + 55 + 65) = -789,053 H Ry1 = ((-Fy2 * (L2 + L3)) – Fy3 * L3) / (L1 + L2 + L3) = ((-4466,616 * (55 + 65)) – 1742,34 * 65) / (75 + 55 + 65) = -3329,467 H Из условия равенства суммы сил относительно осей X и Y: Rx4 = (-Rx1) – Fx2 – Fx3 = (– (-789,053)) – 1625,715 – (-634,16) = -202,502 H Ry4 = (-Ry1) – Fy2 – Fy3 = (– (-3329,467)) – 4466,616 – 1742,34 = -2879,489 H Суммарные реакции опор: R1 = (Rx12 + Ry12) 1/2 = (-789,0532 + -3329,4672) 1/2 = 3421,689 H; R4 = (Rx42 + Ry42) 1/2 = (-202,5022 + -2879,4892) 1/2 = 2886,601 H; 9.3 3-й валСилы, действующие на вал и углы контактов элементов передач: Fx3 = -1625,715 H Fy3 = -4466,616 H Из условия равенства суммы моментов сил относительно 2-й опоры (сечение вала 4 по схеме): Rx2 = (-Fx3 * L3) / (L2 + L3) = (– (-1625,715) * 120) / (75 + 120) = 1000,44 H Ry2 = (-Fy3 * L3) / (L2 + L3) = (– (-4466,616) * 120) / (75 + 120) = 2748,687 H Из условия равенства суммы сил относительно осей X и Y: Rx4 = (-Rx2) – Fx3 = (-1000,44) – (-1625,715) = 625,275 H Ry4 = (-Ry2) – Fy3 = (-2748,687) – (-4466,616) = 1717,929 H Суммарные реакции опор: R2 = (Rx22 + Ry22) 1/2 = (1000,442 + 2748,6872) 1/2 = 2925,091 H; R4 = (Rx42 + Ry42) 1/2 = (625,2752 + 1717,9292) 1/2 = 1828,182 H; Радиальная сила действующая на вал со стороны муфты равна (см. раздел пояснительной записки «Выбор муфт»): Fмуфт. = 2160 Н. Из условия равенства суммы моментов сил относительно 2-й опоры (сечение вала 4 по схеме): |
ИНТЕРЕСНОЕ | ||||||||||||||||||||||
|