Редуктор цилиндрический (вар. 146)

Вал-шестерня.cdw

Угол накл. лин. зуб.
Направление линии зуб.
Число зуб. сопр. кол.
Точность зубчатого колеса ГОСТ 1643-81

зубчатое колесо.cdw

Угол накл. лин. зуб.
Направление линии зуб.
Число зуб. сопр. кол.
Радиусы закруглений - 5 мм
Точность зубчатого колеса ГОСТ 1643-81

компоновка.cdw

Спецификация.spw

Болт М8х1-6gх30 ГОСТ 7808-70
Болт М12х1-6gх40 ГОСТ 7808-70
Гайка М12х1-6Н ГОСТ 5927-70
Манжета 40х55-1 ГОСТ 5927-70
Манжета 50х68 ГОСТ 5927-70
Подшипник 108 ГОСТ 8338-75
Подшипник 110 ГОСТ 8338-75
Рым-болт М10 ГОСТ 4751-73
Шайба 8 ГОСТ 6402-70
Шайба 12 ГОСТ 6402-70
Штифт 6х30 ГОСТ 3129-70

редуктор.cdw

Техническая характеристика:
Передаточное число редуктора u=1
Частота вращения быстроходного вала n
Крутящий момент на тихоходном валу Т
В редуктор заливается индустриальное масло И-Г-С-68.

Курсовой 641.docx

Министерство Российской Федерации по делам гражданской обороны чрезвычайным ситуациям и ликвидации последствий стихийных бедствий
Академия Государственной противопожарной службы
Кафедра: «Пожарной техники»
Дисциплина: «Детали машин»
Редуктор цилиндрический
пояснительная записка
В соответствии с Государственным образовательным стандартом высшего профессионального образования курс «Детали машин и основы конструирования» представлен частью общепрофессиональной дисциплины «Механика». По определению в нем изучают основы расчета и конструирования простых деталей общего назначения. Эти детали за редким исключением составляют основу конструкций всех механизмов и агрегатов пожарной надстройки пожарных автомобилей и систем пожаротушения.
Для инженеров специальности «Пожарная безопасность» этот курс имеет особое значение что обусловлено следующим:
Во-первых инженеры пожарной безопасности назначаются на должности представителей заказчика на предприятия изготавливающие пожарную технику они так же привлекаются на приемку новых образцов пожарной техники следовательно им необходимо иметь представление о конструировании машин уметь читать чертежи
Во-вторых инженер пожарной безопасности эксплуатируют пожарную технику оценивают целесообразность конструирования. Следовательно они должны уметь определять состояние деталей машин и причины их изменения.
В-третьих перед Государственной противопожарной службой поставлена задача продления сроков службы деталей машин поэтому важно уметь оценивать влияние условий эксплуатации на долговечность и надежность деталей и механизмов.
В-четвертых от состояния многих деталей их сопряжений зависят расходы эксплуатационных материалов утечки из сосудов масла которые создают пожарную опасность и способствуют загрязнению окружающей среды.пожарной безопасности зная эту специфику должен предусмотреть аварийные ситуации и принять все необходимые меры для их предотвращения
Выполнение курсового проекта по дисциплине «Детали машин» будет способствовать углублению знаний курса и решению ряда важных практических задач.
Исходные данные .4 стр.
Расчет цилиндрической косозубой передачи ..5 стр.
1Определение допускаемых напряжений. Определяем предел контактной выносливости 5 стр.
2Расчет кинематических параметров и крутящих моментов передачи . .6 стр.
3Определение межосевого расстояния передачи и модуля зацепления зубчатой передачи из условий изгибной и контактной прочности 7 стр.
4Определение делительных диаметров колеса и шестерни ..9 стр.
5Проверочные расчеты по контактным напряжениям и напряжениям изгиба..10 стр.
Эскизное проектирование (расчет рекомендуемых размеров элементов редуктора 12 стр.
Расчет валов .. 13 стр.
1Нахождение среднего диаметра валов 13 стр.
2Нахождение расстояния между опорами .. 14 стр.
3Расчет валов .. ..15 стр.
Выбор подшипника качения ..25 стр.
Расчет шпоночных соединений .28 стр.
Выбор смазочных материалов .29 стр.
Мощность на ведущем валу редуктора:
Частота вращения ведущего вала редуктора:
Материал зубчатых колес и термообработки:
Сталь 12ХН3А с термообработкой до твердости НRC 56 63.
Характеристики материала:
Принимаемая твердость:
Термообработка – цементация;
Ориентировочный режим термообработки: закалка отпуск с указанием температуры нагрева и охлаждения среды.
Тип передачи: Косозубая
Передаточное отношение:
Продолжительность работы:
Расчет цилиндрической косозубой передачи
1 Определение допускаемых напряжений. Определяем предел контактной выносливости:
Предел выносливости по контактной выносливости
Предел выносливости по напряжения изгиба
Допускаемое контактное напряжение при расчете на усталость
SH-коэффициент безопасности SH=12;
ZN-коэффициент долговечности ZN=1;
Допускаемые напряжения изгиба при расчете на усталость
SF-коэффициент безопасности SF=155;
YA-коэффициент учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки YA=1;
YN-коэффициент долговечности YN=1;
2 Расчет кинематических параметров и крутящих моментов передачи
Определение угловых скоростей
Определение крутящего момента
3 Определение межосевого расстояния передачи и модуля зацепления зубчатой передачи из условий изгибной и контактной прочности зубьев
Расчет коэффициента распределения нагрузки
KHα=1+C*(nct-5)≤1.25;
KHα=1+015*(7-5)≤1.6;
KHα=1.3≤1.6 – условие выполняется;
Определяем коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния по рекомендации Н350HB принимаем ba=0.3;
Определяем коэффициент ширины шестерни относительно диаметра
Определение коэффициента концентрации нагрузки
С соответствии с рядом Ra40 принимаем за осевое расстояние aw=100 мм;
Находим ширину венца
m выбираем по рекомендации
по рекомендации m=15 мм;
Определение угла наклона зубьев
-коэффициент осевого перекрытия ≥11
mn-модуль зуба в нормальном сечении mn=m
Определяем суммарное число зубьев
Число зубьев шестерни
Определение фактического передаточного отношения
4 Определение делительных диаметров колеса и шестерни
Определяем делительные диаметры шестерни
Определение делительных диаметров колеса
Определяем межосевое расстояние
5 Проверочные расчеты по контактным напряжениям и напряжениям изгиба
Проверочный расчет на усталость по контактным напряжениям
Предварительно определяем окружную скорость
По рекомендации назначаем 9 степень точности
Определяем коэффициент расчетной нагрузки
KH-коэффициент динамической нагрузки
Определяем по рекомендации KH=113
KH-коэффициент концентрации
находился ранее KH=1.01
KHα-коэффициент распределения нагрузки между зубьями
находился ранее KHα=1.5
Коэффициент повышения прочности прямозубых передач по контактным напряжениям
н=954МПа – условие выполняется;
Проверочный расчет по напряжениям изгиба
YFS-коэффициент формы зуба.
Для нахождения YFS находим z по формуле z=
YFS находим по графику
Расчет ведем по колесу 1 т.к. [F2]=[F1] у шестерни 1 более тонкий зуб у основания.
Если материал шестерни более прочный то расчет ведем по тому из колес у которого меньше соотношение
YF-коэффициент повышения прочности прямозубых передач по напряжениям изгиба
Y-коэффициент учитывающий повышение изгибной прочности вследствие наклона контактной линии к основанию зуба и неравномерного распределения нагрузки
KF-коэффициент расчетной нагрузки по напряжениям изгиба
KFα-коэффициент распределения нагрузки между зубьями
KF-коэффициент концентрации нагрузки
находим по графику KF=101
KF-коэффициент динамической нагрузки
находим по рекомендации KF=126
F=397 МПа ≤ 484 МПа;
Условие прочности выполнено
Эскизное проектирование (расчет рекомендуемых размеров элементов редуктора)
Определение параметров корпуса редуктора
Расчет расстояний между внешними поверхностями зубчатых колес
Расчет толщины стенки корпуса одноступенчатого редуктора
по рекомендации принимаем =7 мм.
Расчет толщины стенки крышки одноступенчатого редуктора
по рекомендации принимаем 1=7 мм.
Расчет минимального зазора между колесом и корпусом
Расчет расстояния между поверхностью колеса и дном редуктора
1 Нахождение среднего диаметра валов
По формуле d приближенно оцениваем средний диаметры валов при []=12 МПа.
диаметр ведущего вала
d1=43 мм; принимаем 45 мм.
диаметр ведомого вала
d2=52 мм; принимаем 55 мм.
2 Нахождение расстояния между опорами
b-расстояние между поверхностями колеса и дном редуктора
a-минимальный зазор между колесом и корпусом
Δ-углубление подшипника качения в стенку редуктора
принимать за Δ=5 мм;
B-ширина подшипника;
K-длина размещения крышки подшипника;
На конце вала Р устанавливается соединительная муфта.
Диаметр в месте посадки шестерни с натягом dш=45 мм;
По таблице определяем номер подшипника он равен 308;
Определяем ширину подшипника B=23 мм;
Диаметр в месте посадки шестерни с натягом dш=55 мм
По таблице определяем номер подшипника он равен 310;
Определяем ширину подшипника В=27 мм;
Разрабатываем конструкцию вала и по чертежу оцениваем
его размеры d1=45 мм.
- диаметр вала диаметр в месте посадки шестерни с натягом dш=45 мм;
-диаметр в месте посадки подшипника dп= dш-5 dп=45-5 dп=40 мм;
-диаметр в месте посадки муфты dм=dп-5 dм=40-5 dм=35 мм;
l1=103 мм а=в==515 мм с1=107 мм D=90 мм.
Определяем допускаемую радиальную нагрузку на выходном конце вала
Определяем силы в зацеплении:
Определяем окружную силу Ft=
Определение осевой силы Fa=Ft*tg
Определяем радиальную силу
Определяем реакции в опорах и строим эпюру изгибающих и крутящих моментов
В вертикальной плоскости
где Ma= подставляем в уравнение (2)
В горизонтальной плоскости
В плоскости смещения валов
Максимальные реакции в опорах (наихудший случай нагружения опор)
Определяем запасы сопротивления усталости в опасных сечениях
Просчитываем два предполагаемых опасных сечения: сечение I-III-II
Крутящий момент Т=Нмм;
Напряжение изгиба и=
Напряжение кручения =
-1-1в-пределы выносливости
-запас сопротивления усталости только по изгибу
s-запас сопротивления усталости только по кручению
KD-коэффициент концентрации напряжений в расчетном опасном сечении при изгибе
Оцениваем велечину масштабного фактора
При шероховатости поверхности вала Rz=3.3
KV-вал без поверхностного упрочнения КV=1
KD-коэффициент концентрации напряжений в расчетном опасном сечении при кручении
Находим -коэффициенты корректирующие влияние постоянной составляющей цикла напряжений на сопротивление усталости
Находим амплитуды переменных составляющих циклов напряжений;амплитуды постоянных составляющих циклов напряжений
s=2.48≥1.5 – условие выполняется;
Принимаем радиус галтели r=1.25 и по таблице при и
находим =1.925 и =1.6125
78≤1.5 – условие выполняется.
Разрабатываем конструкцию вала и по чертежу
оцениваем его размеры d1=55 мм.
- диаметр вала диаметр в месте посадки шестерни с натягом dш=55 мм
-диаметр в месте посадки подшипника dп= dш-5 dп=55-5 dп=50 мм.
-диаметр в месте посадки муфты dм=dп-5 dм=50-5 dм=45 мм.
l2=107 мм а=в==535 мм с2=124 мм D=110 мм.
Определение осевой силы Fa=Fttg
2≥1.5 – условие выполняется.
Выбор подшипников качения
Учитывая сравнительно небольшую осевую силу Fa предварительно назначаем шариковые радиальные подшипники средней узкой серии условное обозначение 308 для которых по каталогу С=41000 Н C0=22400 Н. Определяем эквивалентную динамическую нагрузку на подшипник по формуле Pr=(XVFr+YFa)KKT
X-коэффициент радиальной силы
Y-коэффициент осевой силы
V-коэффициент вращения зависящий от того какое кольцо подшипника вращается относительно внешней нагрузки V=1
K-коэффициент безопасности учитывающий характер нагрузки K=1.3
KT-температурный коэффициент KT=1
C учетом переменного режима нагружения предварительно определив средние значения FaFr по формулам
KE-коэффициент эквивалентности KE=0.63
=0.026 по таблице выбираем е=019.
Так как Pr2>Pr1 то подбор подшипников проводим для правой опоры как более нагруженной.
Согласно с формулой С=
P-эквивалентная динамическая нагрузка
а1-коэффициент долговечности а1=1
а23-обобщенный коэффициент совместного влияния качества металла и условий
определяем потребную динамическую грузоподъемность подшипника
расчет производим по самой нагруженной опоре
С=28549 Н 41000 Н – условие выполняется;
С учетом двух кратной перегрузки проверим подшипник 308 по статической грузоподъемности
Р0=5728 Н22400 Н – условие выполняется;
Р0=8420 Н22400 Н – условие выполняется;
Условие выполнено «Подшипник 307 ГОСТ 8338-75» удовлетворяет условиям
Учитывая сравнительно небольшую осевую силу Fa предварительно назначаем шариковые радиальные подшипники средней узкой серии условное обозначение 310 для которых по каталогу С=61800 Н C0=36000 Н. Определяем эквивалентную динамическую нагрузку на подшипник по формуле Pr=(XVFr+YFa)KKT
=0.016 из таблицы e=0.17.
Так как Pr2>Pr1 то подбор подшипников проводим для правой опоры как более нагруженной
а23-обобщенный коэффициент совместного влияния качества металла и условий эксплуатации а23=1
L-ресурс млн. оборотов
определяем потребную динамическую грузоподъемность подшипника
Определяем потребную динамическую грузоподъемность подшипника
С учетом двух кратной перегрузки проверим подшипник 310 по статической грузоподъемности
Р0=9315 Н36000 Н – условие выполняется;
Р0=16088 Н36000 Н – условие выполняется;
Условие выполнено «Подшипник 310 ГОСТ 8338-75» удовлетворяет условиям
Размер призматических шпонок выбираются из ГОСТ 23360-78
Для ведущего вала d=45 мм выбираем шпонку:
-сечение шпонки b=14 мм h=9 мм.
-фаска у шпонки s=0.5 мм.
-глубина паза вала t1=5.5 мм ступицы t2=3.8 мм.
Выбранную шпонку проверяем на смятие по формуле см=≤[см]
Допускаемое напряжения смятия принимаем [см]=90 Мпа
Проверка шпонки на смятие выполняется следовательно выбираем «Шпонка 14x9x40 ГОСТ 23360-78»
Для ведущего вала d=55 мм выбираем шпонку:
-сечение шпонки b=16 мм h=10 мм.
-глубина паза вала t1=6 мм ступицы t2=43 мм.
Проверка шпонки на смятие выполняется следовательно выбираем «Шпонка 16x10x45 ГОСТ 23360-78»
Выбор смазочных материалов
В редукторах используются трансмиссионные масла типа ТАП-15В ТАД-17
Для смазки подшипников в сепараторную часть запрессовывается пластические смазки наиболее часто применяются циатим-201 литол-24
Рекомендуемый объем заливаемого масла находим по формуле
При скорости зубчатого колеса 26 мс и контактных напряжениях 954 МПа для передачи подходит смазочное масло индустриальное И-Г-С-68.