WWW.REFERATCENTRAL.ORG.UA - Я ТУТ НАВЧАЮСЬ

... відкритий, безкоштовний архів рефератів, курсових, дипломних робіт

ГоловнаТехнічні науки → Мікроредуктор - Курсова робота

Мікроредуктор - Курсова робота

витривалість :
, де
?Hlimb - базова межа дотичної витривалості поверхні зубців;
ZR - коефіцієнт, що враховує шорсткість поверхні та вибирається залежно від класу її шорсткості (для нашого проекту приймаємо 7-й клас та ZR=1);
SH - коефіцієнт безпеки, який для об'ємно-зміцнених зубців приймають 1,1, а для поверхнево-зміцнених - 1,2;
KHL - коефіцієнт довговічності, який для нашого випадку приймаємо рівним 1;
При незмінному числі обертів ni = n тривалість роботи tі є відношенням до загальної кількості годин роботи передачі, яка дорівнює добутку кількості годин роботи за зміну, кількості змін за добу, кількості робочих днів на рік та кількості років роботи передачі:
t=7 1 250 5=8750 годин
Для колеса:
Для шестірні:
Для нашого проекту ?н=5000 кгс/см2 =500 Мпа
2.3.Коефіцієнт ширини колеса
В одноступінчастому мікроредукторі опори симетричні щодо колес, тому обираємо ?а= 0,2 .
2.4. Коефіцієнт навантаження
Розрахункове навантаження визначається як добуток двох коефіцієнтів
,
де - коефіцієнт концентрації навантаження
- коефіцієнт динамічності
тому
2.5. Номінальний момент, що крутить, на веденому валу
= 0.92 Н м
Визначаємо міжосьову відстань:
,
де [?к]=500 МПа - контактна напруга між шестірнею і колесом
см
Приймаємо а =25 мм.
2.6. Ширина коліс
b2 = а a = 0,2 25= 5 мм
Конструктивно приймаємо: b2 = 7 мм
b1 = b2 + 1 = 7+ 1 = 8 мм
2.7. Нормальний модуль зубчастої пари
mn = (0,01 0,02) a = 0.01.40 = 0,25 мм
Значення модуля приймаємо : mn = 0,25 мм.
2.8. Визначення числа зубців шестірні і колеса
Приймаємо попередньо кут нахилу зубців = 10 :
Приймаємо Z1 = 36
Число зубців колеса визначаємо за формулою:
Z2 = Z1 i = 36?4.5 = 162
Приймаємо Z2 = 162
Визначимо остаточне значення кута нахилу зубців.
тобто ? = arccos? = 8.6°
Визначимо осьовий коефіцієнт перекриття для даного кута
>1,1
2.9. Визначення еквівалентних чисел зубців
Визначимо еквівалентні числа зубів
За значенням еквівалентних чисел зубів виберемо значення коефіцієнтів форми зубів:
Yf1 = 3,73; Yf2 = 3,75
2.10. Визначення коефіцієнту Y?
Коефіцієнт Y? враховує нахил дотичної лінії до основи зубця, нерівномірність епюри навантаження та роботу зубця як пластини, а не як балки.
=0.95
Коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження між зубами
, де
>1,1
таким чином
Визначимо дійсні місцеві напруження згину в зубцях.
Через те що матеріал шестірні міцніший, ніж матеріал колеса, а зубець шестірні тонший біля основи, ніж у колеса, розрахунок роблять по тому з зубчастих коліс, у якого менше відношення:
; .
Розрахунок виконуємо по колесу
f2 = 64 МПа
f2 100 .
Розрахунок ведемо по більш навантаженому підшипнику
Визначаємо:
тобто менше за будь-яке значення параметра е для підшипників типу 0000. Розрахунок ведемо на дію наче одного радіального навантаження, тобто приймаємо X=1 , Y=0:
Р1 = X V Fr1 kб kт
де kб=1,1...1,3 , а kт=1 , тому
Р1 = 1 1,3 30 1 1 = 39 Н
На підставі розрахунку швидкохідного вала на міцність приймаємо підшипник № 1000093, у якого :
d=3мм ; D=8 мм ; B=3мм ; С=440 Н .
4.1.4. Номінальна довговічність
мільйонів обертів
годин
Підшипники будуть працювати беззмінно більше, ніж гарантований строк служби редуктора (8750 годин).
4.2. Тихохідний вал
4.2.1.Визначення радіальних навантажень на підшипники
Тобто визначимо опорні реакції
Н
Н
4.2.2. Осьове навантаження
Fа = Q = 34,1 Н
4.2.3. Еквівалентне динамічне навантаження
Еквівалентне динамічне навантаження для радіальніх шарикопідшипників і радіально наполенливих шарико і роликопідшипників:
P=(XVFr + YFa)KTK?
Розрахунок ведемо на дію одного радіального навантаження, тобто приймаємо X=1, Y=0.
Р2 = X V Fr2 kб kт = 1 1 29 1,3 1= 38 Н
На підставі розрахунку тихохідногоохідного вала на міцність, обираємо однорядний шарикоподшипник типу 1000094. Розміри підшипника наступні:
d=4мм ; D=11мм ; B=3мм ; C=750 Н .
4.2.4. Номінальна довговічність
мільйонів обертів
годин
Підшипники будуть працювати беззмінно значно більше, ніж гарантований строк служби редуктора (8750 годин).
5. ВИБІР ШПОНКИ
Шпонка веденого вала під колесом
За значенням діаметра вала під колесом d=5мм, обираємо шпонку призматичну
з наступними характеристиками:
l = 7 мм; b = 2мм; h = 2мм.
Перевіримо шпонку на зминання:
см [ ]см
[ ]см = 100 МПа
МПа
53 МПа <100 МПа
Дана шпонка задовольняє умовам міцності.
6. ЗМАЩУВАННЯ РЕДУКТОРА
6.1. Вибір системи змащування зачеплення та підшипників кочення
У редукторах загального призначення з коловою швидкістю коліс до 15м/с змащування зачеплення звичайно здійснюється зануренням зубчастих коліс у масляну ванну.
Визначимо колову швидкість колеса:
м/с
Оскільки колова швидкість колеса менше 15м/с, приймаємо систему змащування зубців занурюванням у мастильну ванну.
6.2. Необхідна в'язкість та сорт масла
Змащування підшипників кочення здійснюються розбризкуванням, тому що колова швидкість колеса менше 3 м/с.
Для змащування зачеплення і підшипників кочення обираємо змащування "Літол-24" .
6.3. Глибина занурення колеса в олію
Ємність масляної ванни для одноступінчастих редукторів обирається в межах
(0,15...0,7) л на 1квт подоланій потужності
V = 0,15 N2 = 0,15 0,057 = 0,00855 л = 8.6 см3
h = 2,25mn = 2,25 0,25 = 0,56 мм
7. КОРПУС РЕДУКТОРА
7.1. Матеріал корпуса редуктора
Відповідно до рекомендацій, корпус виготовляємо литтям із силуміну ЧЕРВОНИЙ-9 .
7.2. Розміри корпуса
7.2.1.Товщина стінки корпуса
= 0,025 а + 2 = 0,025 + 2 2.63 мм
7.2.2.Товщина масляної ванни
мм
7.3. Кріплення корпуса
Діаметр отворів під гвинт кріплення редуктора до фундаменту d = 4,2 мм.
Діаметр отворів для кріплення корпусних кришок d1 = 3,2 мм.
Болт має різьблення М3, тому, згідно ДСТУ, обираємо болт М3 х 10
Діаметр отворів для кріплення кришок підшипників d = 2,7 мм.
Гвинт має різьблення М2,5, тому, згідно ДСТУ, обираємо гвинт М2,5 х 4
Діаметр штифта d = 2 мм, тому, згідно ДСТУ, обираємо штифт 2 х 8
7.4. Гнізда кріплення підшипників
Внутрішні діаметри підшипників
Для швидкохідного вала: D1 = 8 мм
Для тихохідного вала: D1'= 11 мм
Діаметри центрів отворів під гвинт кріплення кришок підшипників :
Для швидкохідного вала: D2 = D1 + 2,5 d1 = 11 + 2,5 2,5 = 14.25 мм
Для тихохідного вала: D2'=D1' + 2,5 d1 = 11 + 2,5 2,5 = 17.25 мм
Зовнішні діаметри приливкових гнізд:
D3 = D1 + 5 d1 = 8 + 5 2,5 = 20.5 мм
D3' = D1' + 5 d1 = 11 + 5 2,5 = 23.5 мм
Глибина нарізки під кришковий болт.
L = (1,8...2) d1=2 2,5 = 5 мм
8. КРИШКИ ПІДШИПНИКІВ.
Товщина фланцв bk та завзятих кілець дорівнює:
bk = d1 = 2,5 мм
= 0,5 bk = 0,5 2,5 = 1,25 мм
Розміри сальникового ущільнення.
" Ведучий вал
Внутрішній діаметр - 3мм;
Зовнішній діаметр - 8мм;
Товщина - 1,5мм
" Відомий вал
Внутрішній діаметр - 4мм;
Зовнішній діаметр - 11 мм.
СПИСОК ВИКОРИСТАНОЇ ЛІТЕРАТУРИ
1. Осипова О. М.
Методические указания к выполнению курсового проекта по расчету и конструированию зубчатых передач. - Д.: ДГУ, 1978.
2. Анурьев В. И.
Справочник конструктора-машиностроителя: В 3-х т. - М.: Машино- строение, 1980.
3. Плюснин А. К., Ердаков В. И., Пин Л. Г.
Проектирование механических передач приборов. - М.: Высшая школа,
1967.
4. Спицын Н.А. и др.
Расчёт и выбор подшипников качения. Справочник. - М.: Машиностроение, 1974.
5. Решетов Д.Н.
Детали машин. - М.: Машиностроение, 1975.
Loading...

 
 

Цікаве