Редуктор цилиндрический (вар. 315)

Редуктор Сборочный чертеж.cdw

Техническая характеристика:
Передаточное число редуктора u=2
Частота вращения быстроходного вала n
Крутящий момент на выходном валу T
В редуктор заливается индустриальное масло И-Г-А-32.

Редуктор Компоновка.cdw

Колесо зубчатое цилиндрическое .cdw

Обозначение чертежа
сопряжённого зубчатого колеса
Допуск на радиальное биение
Коэффициент смещения
Радиусы закруглений - 5 мм
Точность зубчатого колеса ГОСТ 1643-81

КУРСОВОЙ 315.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 прямозубой передачи ..5 стр.
1 Определение допускаемых напряжений. Определяем предел контактной выносливости .5 стр.
2 Расчет кинематических параметров и крутящих моментов передачи
3 Определение межосевого расстояния передачи и модуля зацепления зубчатой передачи из условий изгибной и контактной прочности ..7 стр.
4 Определение делительных диаметров колеса и шестерни ..9 стр.
5 Проверочные расчеты по контактным напряжениям и напряжениям изгиба 10 стр.
Эскизное проектирование (расчет рекомендуемых размеров элементов редуктора 12 стр.
Расчет валов ..13 стр.
1 Нахождение среднего диаметра валов .13 стр.
2 Нахождение расстояния между опорами ..13 стр.
3 Расчет валов 14 стр.
Выбор подшипника качения ..23 стр.
Расчет шпоночных соединений 26 стр.
Выбор смазочных материалов .27 стр.
Мощность на ведущем валу редуктора:
Частота вращения ведущего вала редуктора:
Материал зубчатых колес и термообработки:
Сталь 40Х с термообработкой до твердости НRC 49 51.
Характеристики материала:
Принимаемая твердость:
Термообработка – азотирование;
Тип передачи: Прямозубая
Передаточное отношение:
Продолжительность работы:
Расчет цилиндрической прямозубой передачи
1 Определение допускаемых напряжений. Определяем предел контактной выносливости:
Предел выносливости по контактной выносливости:
Предел выносливости по напряжения изгиба:
Flim = 12* НRCсерд+300 = 12*30+300 = 660 МПа.
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=175;
YA-коэффициент учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки YA=1;
YN-коэффициент долговечности YN=1;
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+006*(nct - 5)≤125;
KHα=1+006*(9-5)≤125;
KHα=1.24≤1.25 – условие выполняется;
Определяем коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния по рекомендации Н350HB принимаем ba=03;
Определяем коэффициент ширины шестерни относительно диаметра:
Определение коэффициента концентрации нагрузки:
В соответствии с рядом Ra40 принимаем aw=110 мм;
Находим ширину венца
m выбираем по рекомендации:
Суммарное число зубьев:
Число зубьев шестерни:
Число зубьев колеса:
Определение фактического передаточного отношения:
Определяем делительный диаметр шестерни:
Определяем делительный диаметр колеса:
Фактическое межосевое расстояние:
4 Проверочные расчеты по контактным напряжениям и напряжениям изгиба
Проверочный расчет на усталость по контактным напряжениям:
Предварительно определяем окружную скорость:
По рекомендации назначаем 7 степень точности.
Определяем коэффициент расчетной нагрузки:
KH-коэффициент динамической нагрузки
Определяем по рекомендации:
KH-коэффициент концентрации
KHα-коэффициент распределения нагрузки между зубьями находился ранее: KHα=124;
н=486МПа – условие выполняется;
Проверочный расчет по напряжениям изгиба:
YFS-коэффициент формы зуба. 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
KF-коэффициент расчетной нагрузки по напряжениям изгиба:
KFα-коэффициент распределения нагрузки между зубьями:
KF-коэффициент концентрации нагрузки находим по графику KF=107;
KF-коэффициент динамической нагрузки принимаем KF=122;
F=281 МПа ≤ 377 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:
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=
диаметр ведомого вала:d2=
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.
Р=15*d; ;P2= 525 мм;
Диаметр в месте посадки шестерни с натягом dш=35 мм;
По таблице определяем номер подшипника средней серии 306;
Определяем ширину подшипника В=19 мм;
Диаметр в месте посадки шестерни с натягом dш=45 мм;
По таблице определяем номер подшипника средней серии 308;
Определяем ширину подшипника B=23 мм;
3 Проверочный расчет валов
Разрабатываем конструкцию вала и оцениваем его размеры d1=35 мм.
- шестерня выполнена заодно с валом;
-диаметр в месте посадки подшипника dп= d1-5 dп=35-5=30 мм;
-диаметр в месте посадки муфты dм=dп-5 dм=30-5=25 мм;
а=в==52 мм; с1=82 мм; D=72 мм.
Определяем допускаемую радиальную нагрузку на выходном конце вала
Определяем силы в зацеплении:
Определяем окружную силу: Ft=
Определяем радиальную силу: Fr= Ft * tg =
Определяем реакции в опорах и строим эпюру изгибающих и крутящих моментов
В вертикальной плоскости
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-I II-II
Крутящий момент: Т=Нмм;
Напряжение изгиба: и==
Напряжение кручения: =
-1-1в-пределы выносливости
KD-коэффициент концентрации напряжений в расчетном опасном сечении при изгибе
K1=0.38+1.48lg35=2665
K2=0.305+0.0014В=1705;
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=2.15≥1.5 – условие выполняется;
Принимаем радиус галтели r=1.25 и по таблице при
находим =1.925 и =1.6125
54≥1.5 – условие выполняется.
Разрабатываем конструкцию вала и по чертежу
оцениваем его размеры d1=45 мм.
- диаметр вала диаметр в месте посадки колеса с натягом dш=45 мм;
-диаметр в месте посадки подшипника dп= dш-5 dп=45-5=40 мм;
-диаметр в месте посадки муфты dм=dп-5 dм=40-5=35 мм.
l2=108 мм а=в==54 мм с2=99 мм D=90 мм.
Определяем окружную силу Ft=
Определяем радиальную силу Fr=
Из уравнения (1) =3002-1501=1501 Н;
Из формулы (1) =7448-3886=3562 Н;
Просчитываем два предполагаемых опасных сечения: сечение I-III-II
Напряжение изгиба: и=
s=2.93≥1.5 – условие выполняется;
Принимаем радиус галтели r=1.25 и по таблице при
≥15 – условие выполняется.
Эпюра изгибающих и крутящих моментов ведущего вала
Эпюра изгибающих и крутящих моментов ведомого вала
Выбор подшипников качения
Предварительно назначаем шариковые радиальные подшипники средней узкой серии условное обозначение 306 для которых по каталогу: С=28100 Н C0=14600 Н.
Определяем эквивалентную динамическую нагрузку на подшипник по формуле: Pr=(XVFr+YFa)
Fr - радиальные силы; Fa=0 - осевые силы; X=1 - коэффициент радиальной силы; Y=0 - 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 Fr по формуле:Fmr=
KE - коэффициент эквивалентности KE=0.63;
Так как Pr2> Pr1 то подбор подшипников проводим для правой опоры как более нагруженной.
Согласно с формулой: С=
L-ресурс млн.об; P-эквивалентная динамическая нагрузка;
а1-коэффициент долговечности а1=1; а23-обобщенный коэффициент совместного влияния качества металла и условий эксплуатации а23=1.
определяем потребную динамическую грузоподъемность подшипника
расчет производим по самой нагруженной опоре:
С=49258 Н 28100 Н – условие не выполняется;
Значит выбираем подшипники роликовые конические однорядные 7306.
С=39139 Н 43000 Н – условие выполняется;
С учетом двух кратной перегрузки проверим подшипник 7306 по статической грузоподъемности: P0=X0Fr+Y0Fa
Р0= – условие выполняется;
Условие выполнено «Подшипник 7306 ГОСТ 333-79» удовлетворяет условиям
Предварительно назначаем шариковые радиальные подшипники средней узкой серии условное обозначение 308 для которых по каталогу: С=41000 Н C0=22400 Н.
K-коэффициент безопасности учитывающий характер нагрузки K=1.3;
KT-температурный коэффициент KT=1;
C учетом переменного режима нагружения предварительно определив средние значения Fa Fr по формуле: Fmr=KEFr ;
KE-коэффициент эквивалентности KE=0.63
Так как Pr2> Pr1 то подбор подшипников проводим для правой опоры как более нагруженной
L-ресурс млн.об.; P-эквивалентная динамическая нагрузка; а1-коэффициент долговечности а1=1; а23-обобщенный коэффициент совместного влияния качества металла и условий эксплуатации а23=1; L-ресурс млн. оборотов
Определяем потребную динамическую грузоподъемность подшипника
С=54155 Н 41000 Н – условие не выполняется;
Значит выбираем подшипники роликовые конические однорядные 7308.
С=44466 Н 66000 Н – условие выполняется;
С учетом двух кратной перегрузки проверим подшипник 7308 по статической грузоподъемности: P0=X0Fr+Y0Fa
Условие выполнено «Подшипник 7308 ГОСТ 333-79» удовлетворяет условиям
Расчет шпоночных соединений
Размер призматических шпонок выбираются из ГОСТ 23360-78.
Допускаемое напряжения смятия принимаем [см] =90 МПа.
Для ведущего вала d=25 мм выбираем шпонку длиной 40 мм.
Выбранную шпонку проверяем шпонку на смятие по формуле:
Проверка шпонки на смятие выполняется следовательно выбираем «Шпонка 8x7x40 ГОСТ 23360-78»
Для ведомого вала d=35 мм выбираем шпонку длиной 50 мм.
Выбранную шпонку проверяем на смятие по формуле:
Проверка шпонки на смятие выполняется следовательно выбираем «Шпонка 10x8x50 ГОСТ 23360-78»
Для ведомого вала d=45 мм выбираем шпонку длиной 40 мм.
Проверка шпонки на смятие выполняется следовательно выбираем «Шпонка 10x8x40 ГОСТ 23360-78»
Выбор смазочных материалов
В редукторах используются смазочные масла по ГОСТ 17479.4-87
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 914 мс и контактных напряжениях 486 МПа для передачи подходит смазочное масло И-Г-А-32.

Вал-шестерня.cdw

Обозначение чертежа
сопряжённого зубчатого колеса
Допуск на радиальное биение
Коэффициент смещения
Точность зубчатого колеса ГОСТ 1643-81

Спецификация.spw

Болт М8х1-6gх30 ГОСТ 7808-70
Болт М12х1-6gх40 ГОСТ 7808-70
Гайка М12х1-6Н ГОСТ 5927-70
Манжета 30х50-2 ГОСТ 5927-70
Манжета 40х60-2 ГОСТ 5927-70
Подшипник 7306 ГОСТ 333-79
Подшипник 7308 ГОСТ 333-79
Шайба 8 ГОСТ 6402-70
Шайба 12 ГОСТ 6402-70
Штифт 6х30 ГОСТ 3129-70