Применяем подшипники - легкой серии кратные 5

Министерство образования и науки Российской Федерации

ФГБОУ ВПО «РОССИЙСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ГЕОЛОГОРАЗВЕДОЧНЫЙ УНИВЕРСИТЕТ имени Серго Орджоникидзе» (МГРИ-РГГРУ)

КАФЕДРА МЕХАНИКИ

КУРСОВАЯ РАБОТА ПО ПРИКЛАДНОЙ МЕХАНИКЕ

Проектирование одноступенчатого цилиндрического редуктора

Выполнил: ст. группы ФП – 11

Михайленко А. А.

Проверил:

Назаров А.П.

МОСКВА 2015 г.

Дано:

F=2.8 кН V= 1 м/с d=0.25м L=5 лет К_сут=0.7 К _год.=0.7 Прямозубая передача

1.1. Расчет мощности приводного двигателя

Крутящий момент на рабочем валу Т₃= FD/2 Нм = 2.8х10³х0.25/2=350 Нм

Угловая скорость вала n₃= 60V/πd =76.4 об/мин

КПД привода η= η_зп+ η²_муф+ η_рп= 0.95+0.98²+0.94= 0.85

Мощность двигателя Р= 350х76.4/9550х0.85= 2.96 кВт

Выбираем двигатель: 112МВ 8/700 Р=3 кВт d ротора =38 мм

1.2. Определение скоростей и крутящих моментов на валах механизма

Общее передаточное отношение

i_общ=n_дв/n₃ = 700/76.4= 9.15

i_зп=4 i_цп= 9.15/4= 2.28~ 2.3

i_общ=2.3х4= 9.2 n₃= 700/9.2= 76 об/мин

∆n=( n₃-n_зтр/n₃ )х100%= 1.03%

n₁=700 об/мин Т₁=9550хРх η/ n=40.1 Нм

n₂=700/4=175 об/мин Т₂= 158.4 Нм

n₃=175/2.3=76.0 Т₃=350 Нм

	Вал 1	Вал 2	Вал 3
n об/мин
Т Нм	40.1	158.4

2.1. Выбор материала

Для колеса и шестерни выбираем сталь 45 улучшенную

d=40-60 Ϭ_т=540 Ϭ_в=883-785 НВ=250-223 НВ=220 -Колесо

d= 90-120 Ϭ_т=392 Ϭ_в=785-686 НВ=222-194 НВ=235- Шестерня

2.2. Допускаемые контактные напряжения

[Ϭ_H]= Ϭ_H limb/S_H х ⁶ Ϭ_H limb= 2НВ+70= 510 мПа S_H=1.1 ⁶ ≥ 1

=10⁷ Nhe=60nc*365L*Кг*24Ксут= 10⁷/0.98*10⁷= 1

[Ϭ_H]= 510/1.1= 463 мПа

2.3. Допускаемые напряжения на изгиб

[Ϭ_F]= Ϭ_F limb/S_F х K_FL х K_FC Ϭ_F limb= 1.8 НВ

Ϭ_F limb₁=1.8х235=423 мПа Ϭ_F limb₂=1.8х220= 396 мПа K_FC=1 K_FL≥1 S_H=1.7

K_FL= ⁶ Nfo/Nfe = 4*10⁶/ 60cnt*(Ti/Tном)

K_FL= 0.96 K_FL=0.98

Шестерня [Ϭ_F]= 423/1.7= 248.8 мПа Колесо [Ϭ_F]= 396/1.7= 220 мПа

Расчет зубчатой передачи на контактную прочность

3.1. Определение межцентрового расстояния

a_W=(u+1) ₂ *K_H/ u² *Ѱ_ba)

u=i_зп=4 K_H=1.25 К_а=310 Ѱ_ba= 0.2 =463

a_W=151.4мм

3.2. Определение размеров зубчатых колес

Окружной делительный модуль m_t= (0.01....0.02)*a_W = 1.9.....3.8

m_t=3мм

Число зубьев

Шестерня Z₁= 2 a_W/ m_t(i+1) = 151.4*2/ 3*(4+1)= 20.2 =21

Колесо Z₂= Z₁*i_зп = 21*4= 84

Диаметр делительной окружности

d₁= Z_1* m_t=63 мм d₂= Z_2* m_t=252 мм a_W=63+252/2=157.5

Диаметры окружности выступа зубьев

d_a1= m_t*( Z₁+2)=69 мм d_a2= m_t*( Z₂+2)=258 мм

Диаметры окружностей впадин зубьев

d_f1= m_t*( Z₁-2.5)=58.5 мм d_f2= m_t*( Z₂-2.5)=244.5мм

Ширина колеса и шестерни

b₂= a_W* Ѱ_ba= 31.5 мм= 35мм

b₁=b₂+5= 45 мм

3.3. Проверка контактных напряжений

V= πdn₁/60= 2.7 м/с - 8 степень точности

Ѱ_bd=b₁/d₁= 0.77

Ϭ_H= K_a T₂K_H(u+1)³/u²b a_W² ≤ [Ϭ_H] K_H=K_Ha+K_Hb+K_Hv= 1*1.07*1.12=1.19

Ϭ_H= 443.3< 463

3.4. Проверка на изгиб

Ϭ_F= 2TK_F Y_F/ b m_t² Z K_F=K_Fb+K_Fv= 1.02+1.24=1.26 Y_F=3.87

Ϭ_F1= 2*40.1*10³*1.26*3.87/45*16*21= 25.6 < 248.8

Ϭ_F2= 2*158.4*10³*1.26*3.87/35*16*84= 32.7 < 220

3.5. Прочность при перегрузках

Ϭ_{H max} = Ϭ_H Ϭ_{F max} = Ϭ_F =2

Ϭ_{H max}= 463* 2= 654.8 Ϭ_{F max}= 248*2=497.6

4. Усилия в зацеплении зубчатых колес

Принимаем ведущий вал d₁= 40 мм d₂= ₂= 45 мм

Применяем подшипники - легкой серии кратные 5

δ= стенка корпуса =7 мм

∆= δ*(0.8....1.1)= 7 мм

F_n=F_t+F_r F_t=2T₂/d =2093.3 H F_r= F_t*tg20= 786.5 H F_n= 2879.8 H

5. Расчет вала на изгиб с кручением

T₂ = 158.4 kH d₂=252mm 2L=104 mm L=57mm

F_n=F_t+F_r F_t=2T₂/d =2093.3 H F_r= F_t*tg20= 786.5 H F_n= 2879.8 H

Опорные реакции

R_AY=R_BY= Fr/2=393.2 H R_AX=R_BX=Ft/2=1046.6 H R_A=R_B= 1117.4 H

Изгибающие моменты

М₁= R_AY*х= 393.2*0.052= 20.4 Нм

М₂= R_AX*х=1046.6*0.052=54,4 Нм М_из= М₁²+ М₂² = 58 Нм

M_Э= ² =319 Нм

Ϭ_Э= М_Э/W_Z= 319*10³/0.1*45³ = 35 мПа < 60 мПа - Прочность вала достаточна

T₁ = 40.1 kH d₂=63 mm 2L=104 mm L=57mm

F_n=F_t+F_r F_t=2T₁/d₁ =1987.5 H F_r= F_t*tg20= 715.5 H F_n= 2702.5 H

Опорные реакции

R_AY=R_BY= Fr/2=357.5 H R_AX=R_BX=Ft/2=993.5 H R_A=R_B= 1055.2 Н

Изгибающие моменты

М₁= R_AY*х= 357.5*0.057= 20.3 Нм

М₂= R_AX*х=993.5*0.057=56.6 Нм М_из= М₁²+ М₂² = 60.1 Нм

M_Э= ² =99.1 Нм

Ϭ_Э= М_Э/W_Z= 99.1*10³/0.1*35³ = 23 мПа < 60 мПа - Прочность вала достаточна

6. Расчет вала на долговременную прочность

n= n_Ϭ *n _Ʈ / ≥ [ n ]

n_Ϭ= Ϭ-1 / ( K_Ϭ/Ɛ_Ϭ *β) Ϭ_v +Ѱ_Ϭ *Ϭ_m = 245/16.59= 14.7

n _Ʈ = Ʈ -1 / ( K _Ʈ /Ɛ _Ʈ *β) Ʈ _v +Ѱ _Ʈ * Ʈ _m = 142/ 9.8 = 14.5

n= 14.5*14.7/ 14.7² + 14.5² = 213.15/20.6= 10.34 ≥ 2.5

7. Расчет динамической грузоподъемности подшипника

Р_э≤С С=25.2 кН

Рэ= (Х*V*Fr) К_б * Кт Fr=R_B = 1117.4 Х=1 V=1....1.2 К_б=1 Кт=1.1

Рэ=1229.1 Н Р_э<С

8. Расчет подшипника на долговечность

L_h= 10⁶/60n * (C/Рэ)³= 10⁵/6*182.5*(25.2/1.229)³= 78*10³ часов

9. Проверка шпонки на смятие

Параметры шпонки: bxh = 14x9 t₁=5.5 mm t₂=3.8 mm L= 75mm

Ϭ_см= 2Т₂/ d_cm (h-t₁)L = 2*182.5*10³/ 45 (9-5.5) *75 = 30.8 МПа < 50 МПа - прочность достаточна

10. Конструктивный параметры зубчатого колеса

dст- внутр. диаметр ступицы = 45мм

Dст- внеш. диаметр ступицы = dст*1.6= 72мм

Lст - длина ступицы = 1.5* dст= 67мм

Dо- внутр. диаметр обода = Df₂- (3*m_t)= 235

C- толщина диска = 0.3*b₂= 12мм

Dотв.- диаметр на котором расположены отверстия в диске = (Do+Dступ.)/2=153мм

d_отв- диаметры отверстий = (Do-Dступ.)/4=54мм