Проектирование привода к рабочей машине

Размещено на http://www.allbest.ru/

2

СОДЕРЖАНИЕ

редуктор передача вал подшипниковый

ВВЕДЕНИЕ

ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ

РАСЧЕТ МЕХАНИЧЕСКИХ ПЕРЕДАЧ

РАСЧЕТ ПЕРЕДАЧИ С ГИБКИМ ЗВЕНОМ

РАСЧЕТ И КОНСТРУИРОВАНИЕ ВАЛОВ

РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ

РАСЧЕТ И КОНСТРУИРОВАНИЕ ПОДШИПНИКОВЫХ УЗЛОВ

РАСЧЕТ ЭЛЕМЕНТОВ КОРПУСА РЕДУКТОРА

СМАЗЫВАНИЕ ЗАЦЕПЛЕНИЙ

ВЫБОР МУФТЫ

ВЫБОР ПОСАДОК

СБОРКА РЕДУКТОРА

Список использованной литературы



ВВЕДЕНИЕ

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных (колес) передач, выполненных в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.

Назначение редуктора - понижение угловой скорости и соответственно повышение вращающегося момента ведомого вала по сравнению с ведущим.

Редуктор состоит из корпуса (литого чугунного или сварного стального), в котором помещены элементы передачи - зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д. В отдельных случаях в корпусе размещают также другие вспомогательные устройства.

Редукторы классифицируются по следующим основным признакам: типу передачи (зубчатые, червячные или зубчато-червячные);

числу ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые и т.д.);

типу зубчатых колес (цилиндрические, конические, коническо-цилиндрические и т.д.);

относительному расположению валов редуктора в пространстве (горизонтальные, вертикальные);

особенностям кинематической схемы (развернутая, соосная, с раздвоенной ступенью и т.д.).

Двухступенчатые цилиндрические редукторы.

Наиболее распространены двухступенчатые горизонтальные редукторы, выполненные по развернутой схеме. Эти редукторы отличаются простотой, но из-за несимметричного расположения колес на валах повышается концентрация нагрузки по длине зуба. Поэтому в этих редукторах следует применять жесткие валы.

Проектируемые машины должны иметь наиболее высокие эксплуатационные показатели (производительность, КПД), небольшой расход энергии и эксплуатационных материалов при наименьшем весе и габаритах: высокую надежность: быть экономичными как в процессе производства, так и в процессе эксплуатации, быть удобными и безопасными в обслуживании: допускать автоматизацию работы машины, стандартизацию деталей и сборочных единиц. Машиностроение имеет большое значение в экономике, так как на базе машиностроения развиваются все остальные отрасли промышленности и сельского хозяйства.



ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ

Расчет мощности на валу рабочей машины

Р_{рм =} Т_рм * щ_рм = 280*9 =2542 Вт

где Т_рм - вращающий момент на валу рабочей машины

щ_рм - угловая скорость на валу рабочей машины

Расчет общего КПД привода

Определяем значения КПД частей привода:

ременной передачи ?_рем = 0,98

редуктора ?_ред = 0,97

тогда общий КПД привода

? = ?_рем * ?_ред * ?_м = 0,98*00,97*0,97 = 0,922

Расчетная мощность электродвигателя:

Р_{рас Эд} = = = 2733 Вт

По техническим данным выбираем электродвигатель АИР 112МВ8/709

С рабочей частотой вращения n_эд = 709 мин^-1

Переведем частоту вращения в угловую скорость:

щ_эд = р * n_эд / 30 = 3,14*709/30 = 74,2 мин^-1

щ_эд - угловая скорость на валу электродвигателя

Определим передаточное число привода и ременной передачи



U_прив = = = 8,25

U_рп = = = 1,6

Определим мощности на валах привода

Р_IV = Р_рм = 2520 Вт

Р_III = Р_IV / ?_м = 2520/0,98 = 2571,43 Вт

Р_II = Р_III / ?_ред = 2571,43/0,97 = 2650,96 Вт

Р_I = Р_II / ?_рп = 2650,96/0,97 = 2732,95 Вт

Проверка Р_I = 2732,95 = 2733 = Р_эд

Определим угловые скорости валов

щ_IV = щ_рм = 9 c^-1

щ_III = щ_IV = 9 c^-1

щ_II = щ_III * U_ред = 9*5,154 = 46,386 c^-1

щ_I = щ_II * U_рп = 46,386*1,6 = 74,22 c^-1

Проверка щ_I = 74,22 = щ_эд = 74,2

Определим частоты вращения валов

n_IV = 30 * щ_IV / р = 30*9/3,14 = 86 мин^-1

n_III = 30 * щ_III / р = 30*9/3,14 = 86 мин^-1

n_II = 30 * щ_II / р = 30*46,386/3,14 = 443,18 мин^-1

n_I = 30 * щ_I / р = 30*74,22/3,14 = 709 мин^-1

Определим значения вращающих моментов

Т_IV = Т_рм = 280 Н*м

Т_III = Р_III / щ_III = 2571,43/9 = 285,7 Н*м

Т_II = Р_II / щ_II = 2650,96/46,386 = 57,15 Н*м

Т_I = Р_I / щ_I = 2733/74,22 = 36,88 Н*м

РАСЧЕТ МЕХАНИЧЕСКИХ ПЕРЕДАЧ

Исходные данные для расчета передачи в редукторе:

Т₁ = Т_II = 57,15 Н*м

щ₁ = щ_II = 46,39 с^-1

n₁ = n_II = 443,18 мин^-1

U = U_ред = 5,154

L_h = 5600 час

Выбор материалов для изготовления зубчатых колес

Для шестерни H_1ср = 45HRC (42-48)

Для зубчатого колеса H_2ср = 40HRC (38-42)

Термообработка - закалка

Определим допускаемые напряжения контакта

Определим предельные напряжения контакта для шестерни

?_Hlim1 = 17*H_1ср + 200 = 17*45+200 = 965 Мпа

Для колеса

?_Hlim2 = 17*H_2ср + 200 = 17*40+200 = 880 Мпа

Определим рабочие числа циклов нагружения по контакту

Для шестерни



N_k1 = 60* L_h * n₁ = 60*5600*443,18 = 149 млн циклов

Для колеса

N_k2 = N_k1 / U = 149 / 5,154 = 29 млн циклов

Определим коэффициент эквивалентности числа циклов контакта

м_н = ?(T_i/T₁)³ * T₁/T_? = 1³*0,3+0,4³*0,3+0,3³*0,4 = 0,33

Определим точки перегиба кривой усталости для напряжений контакта

Для шестерни

N_HG1 = 30*H^2,4_1cpHB = 30*450^2,4 = 70*10⁶

Для колеса

N_HG2 = 30*H^2,4_1cpHB = 30*400^2,4 = 53*10⁶

Определим коэффициенты долговечности

Для шестерни

Z_N1 = = = 1,06

Для колеса

Z_N2 = = = 1,33

Определим допускаемые напряжения контакта для зубьев шестерни

[?]_H1 = Z_N1*Z_R*Z_V* = 1,06*0,9*1*965/1,2 = 767 МПа

Для зубьев колеса

[?]_H2 = Z_N2*Z_R*Z_V* = 1,33*0,9*1*880/1,2 = 878 МПа

Определим наименьшее допускаемое напряжение контакта

[?]_Hmin = 767 Мпа

Определим допускаемое напряжение для шевронной передачи

[?]_H = = = 821 МПа

Проверка

[?]_H = 821 < 1,23*[?]_Hmin = 943 Мпа Верно

Допускаемые напряжения изгиба

Принимаем предельные напряжения изгиба

?_Flin1 = ?_Flin2 = 550 Мпа

Определим коэффициент эквивалентности числа циклов при изгибе

м_F = ?(T_i/T₁)^qF * T_i/T_? = 1⁹*0,3+0,4⁹*0,3+0,3⁹*0,4 = 0,3

q_F = 9

Абсциссы точек перегиба кривой усталости при изгибе принимаем

N_FG1 = N_FG2 = 4*10⁶

Определим эквивалентные числа циклов нагружения при изгибе

Для шестерни м_F*N_k1 = N_FG1 = 4*10⁶ =>Y_N1 = 1,0

Для колеса м_F*N_k2 = N_FG2 = 4*10⁶ =>Y_N2 = 1,0

Определим допускаемые напряжения изгиба

Для шестерни [?]_F1 = Y_N1*Y_R*Y_A*() = 1*1*1*(550/1,7) = 324 МПа

Для колеса [?]_F2 = Y_N2*Y_R*Y_A*() = 1*1*1*(550/1,7) = 324 МПа

Проектный расчет редуктора

Принимаем коэффициент ширины зубчатого венца относительно межосевого расстояния в редукторе

Ш_ba = = 0,63

Определим коэффициент ширины зубчатого венца относительно делительноо диаметра шестерни

Ш_bd = = 0,5* Ш_ba*(U+1) = 0,5*0,63*(5,154+1) = 1,939

Принимаем коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий в начальный период работы



K⁰_Hв = 1,26

Предполагаем 9 степень точности передачи редуктора и принимаем коэффициент распределения нагрузки между парами зубьев в начальный период работы

K⁰_Hб = 1,6

Определим предварительный коэффициент нагрузки по контактным напряжениям

K^*_H = K⁰_Hв * K⁰_Hб = 1,26*1,6= 2,02

Определим межосевое расстояние в редукторе

a_w = K_a*(U+1)* = 430*6,154* = 99

Принимаем межосевое расстояние из стандартного ряда = 100

Определим расчетную ширину зубчатого венца

b_w = a_w* Ш_ba = 100*0,63 = 63 мм

Определим минимальный модуль в передаче редуктора

m_min = = = 0,97 мм

Определим максимальный модуль в передаче редуктора



m_max = = = 2,27 мм

в_min = 25⁰

Принимаем модуль m из стандартного ряда = 2,25 мм

Определим суммарное число зубьев

Z_? = = = 80

Определим число зубьев шестерни

Z₁ = = = 13

Определим число зубьев колеса

Z₂ = Z_? - Z₁ = 80-13=67

Уточним передаточное число редуктора

U_факт = = = 5,154

Отклонение от исходного передаточного числа остутствует

Уточним угол наклона зубьев

в = arcos( = arcos( = 25,84193⁰

Проверочные расчеты передачи редуктора

Определим реальную скорость в зацеплении



V = = = 0,753

Девятая степень точности подтверждена,

принимаем коэффициент приработки K_HW = 0,5

принимаем коэффициент внутренней динамической нагрузки K_HV = 1,01

Уточняем коэффициенты нагрузки:

коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий

K_Hв = 1+( K⁰_Hв-1)* K_HW = 1+(1,26-1)*0,5 = 1,13

коэффициент распределения нагрузки между парами зубьев

K_Hб = 1+( K⁰_Hб-1)* K_HW = 1+(1,6-1)*0,5 = 1,3

Выполним проверку по контактным напряжениям

?_H = * = *

?_H = 662,6 Мпа < [?]_H = 821 Мпа

Проверка по недогрузке по напряжениям контакта

Д?_H = * 100% = * 100% = 19,29 % < 20%

Определим делительные диаметры



шестерни d₁ = d_w1=m_n* = 2,25* =32,5 мм

колеса d₂ = d_w2=m_n* = 2,25* =167,5 мм

Определим окружную силу в зацеплении

F_t = = = 3517 H

Радиальная сила F_r:

Н.

Проведем проверку по изгибу:

определим эквивалентные числа зубьев

Z_V1 = = = 17,8

Z_V1 = = = 91,9

Примем коэффициенты радиального смещения инструмента при нарезании зубьев

для шестерни X₁ = +0,4

для колеса X₂ = -0,4

Определим коэффициент формы и концентрации напряжений

Y_FSV = 3,47+ -29,7* +0,092*X²

для шестерни Y_FSV1 = 3,47+ -29,7* +0,092*0,4² = 3,558877

для колеса Y_FSV2 = 3,47+ -29,7* +0,092*0,4² = 3,7576

Рассчитаем коэффициент, учитывающий неравномерность нагружения

K_F = K_Fб* K_Fв* K_FV = 1,6*(0,18+0,82*1,26)*1,01 = 1,96

K_Fб = K⁰_Hб

K_Fв = 0,18+0,82* K⁰_Hв

K_FV = K_HV

Примем коэффициент, учитывающий многопарность зацепления

Y_е = 0,65

Определим коэффициент, учитывающий наклон зубьев

Y_в = 1- = 1- = 0,742 ?0,7 (верно)

Проверка зубьев колеса по изгибу

?_F2 = * Y_FSV2* Y_в * Y_е = * 3,76* 0,742 * 0,65

?_F2 = 88,2 < 324 (верно)

Проверка зубьев шестерни по изгибу

?_F1 =?_F2* =88,2* = 83,5 < 324 (верно)

Расчет при перегрузках по контактным напряжениям

[?]_Hmax ? 44 H_срHRC = 44*40 = 1760 МПа

?_Hmax = ?_H * = 662,6* = 695 МПа < 1760 (верно)

Расчет при перегрузках при изгибе

[?]_Fmax = = = 1257 Мпа

Проверка зубьев шестерни и колеса

[?]_Fmax1 = ?_F1 * K_пуск = 83,5*1,1 = 92 < 1257 (верно)

[?]_Fmax2 = ?_F2 * K_пуск = 88,2*1,1 = 92 < 1257 (верно)

Определим геометрические размеры колес

Вершины зубьев

d_a1 = d₁ + 2m_n (1+x₁) = 32,5+2*2,25*(1+0,4) = 38,8 мм

d_a2 = d₂ + 2m_n (1+x₂) = 167,5+2*2,25*(1-0,4) = 170,2 мм

Впадины зубьев

d_f1 = d₁ - 2m_n (1,25-x₁) = 32,5-2*2,25(1,25-0,4) =28,675 мм

d_f2 = d₂ - 2m_n (1,25-x₂) = 167,5-2*2,25(1,25+0,4) =160,075 мм

РАСЧЕТ ПЕРЕДАЧИ С ГИБКИМ ЗВЕНОМ

Исходные данные:

T₁ = T_I = 36,88 Н*М

Р₁ = Р_I = 2733 Вт

щ₁ = щ_I = 74,22 c^-1

n₁ = n_I = 709 мин^-1

U = U_рем.п = 1,6

По T₁ = 36,88 Н*М принимаем:

модуль m = 5 мм

предел чисел зубьев ремня Z_p = 45…140

предел ширины ремня b = 25…50 мм

удельное окружное усилие q₀ = 35 Н/мм

принимаем число зубьев Z₁ = 18

тогда Z₂ = Z₁ * U = 18*1,6 = 29

Уточним передаточное число ременной передачи

U_факт = Z₂ / Z₁ = 29/18 = 1,61

Выполним проверку по отклонению передаточного числа

ДU = * 100% = 0,7%

Определим делительные диаметры звеньев

d₁ = Z₁*m = 18*5 = 90 мм

d₂ = Z₂*m = 29*5 = 145 мм

Определим предварительное межосевое расстояние в передаче

a^* = (0,5…2,0) * (d₁ + d₂) = 1,5(d₁ + d₂) = 1,5(90 + 145) = 352,5 мм

Определим предварительную длину ремня

L_p^* = 2 a^*+ + = 2*352,5+ + = 1076,3 мм

Определим предварительное число зубьев на ремне

Z_p^* = = = 68,5

Принимаем число зубьев из стандартного ряда

Z_p^* = 71

Определим длину ремня

L_p = р * m * Z_p = 3,14 * 5 * 71 = 1114,7 мм

Уточним межосевое расстояние

a = 0,25[(L_p - ) + ]

W_p = = = 369,126

Y_p = = = 756,25

a = 0,25 * [(1114,7 - ) + ]

a = 0,25*[745,574+ 741,053] = 371,66 мм

Проверим угол охвата ведущего звена

б₁ = 180⁰ - 57⁰ * = 180⁰ - 57⁰ * = 171,565⁰ ? 120⁰ (верно)

Определим скорость ремня

V_рем = = = 3,34 м/с ? 80 м/с (верно)

Определим число зубьев ремня, находящихся в зацеплении с малым шкивом

Z₀ = Z₁ * = 18 * = 8,578 ? 6 (верно)

Определим допускаемое удельное окружное усилие

[q] = q₀ * C_P * C_I * C₀ * C_Z = 35*0,7*1*0,9*1 = 25,2 Н

примем C_P = 0,8 при спокойном трехсменном режиме работы

примем C_I = 1 для зубчато-ременной редукционной передачи

примем C₀ = 0,9 для зубчато-ременной передачи с одним натяжным роликом

примем C_Z = 1 т.к. Z₀ = 8,578 > 5

Определим окружное усилие в передаче

F_t = = = 819,56 Н

Определим расчетную ширину ремня

b ? ? ? 32,52 мм

Определим начальное натяжение в передаче

F₀ ? 0,5 * F_t ? 0,5 * 819,56 = 410 Н

Определим нагрузку, действующую на вал от передачи

F_вал ? F_t = 820 Н

РАСЧЕТ И КОНСТРУИРОВАНИЕ ВАЛОВ

1.Марка стали -45, твердость 200 НВ.

2. Определяем диаметры участков валов:

Диаметр выходного конца вала

,

Быстроходный вал-шестерня

мм, принимаем d=24 мм.

Диаметр вала двигателя АИР 112МВ8 составляет d=32 мм. Так как вал редуктора с двигателем соединен ременной передачей, то размеры валов изменять не нужно.

мм, принимаем d_п=30 мм.

мм, принимаем d_бп=38 мм.

Тихоходный вал

мм, принимаем d=34 мм.

Выбираем с учетом запаса муфту цепную:

Муфта 500-1-40-1-УЗ ГОСТ 20742-93

					, не бо- лее	, не более, для исполнений	, для исполнений	Компен- сирующие свойства					Масса, кг, не более, для испол- нений
Номи- наль- ный кру- тящий мо- мент М, Н·м	Ряд 1	Ряд 2		1	2	3, 4	1	2	3, 4	Угло- вое сме- щение осей валов, не более	Ради- альное сме- щение осей валов, не более	Час- тота вра- ще- ния, с, не бо- лее	Обоз- наче- ние цепи по ГОСТ 13568	Число зве- ньев цепи (число зубь- ев полу- муф- ты)		1, 2	3, 4
500	40	-	200								0,32	18	ПР- 31,75- 8900	14	2,0	11,0	8,0
	-	42
	45	-
	-	48														12,5	9,5
	50	-
	-	53
	55	-
	-	56

С учетом муфты принимаем d=40 мм.

мм, принимаем d_п=45 мм.

мм, принимаем d_бп=52 мм.

После компоновки редуктора на миллиметровке измеряем длины l и f:

Быстроходный вал-шестерня: l=108 мм, f=64 мм.

Тихоходный вал: l=110 мм, f=73 мм.

Нагрузка от муфты на вал: Н.

Рисунок 2 Схема нагружения валов

5.Определяем реакции в опорах в горизонтальной и вертикальной плоскостях.

Быстроходный вал-шестерня:

а) вертикальная плоскость:

Н;

Н;

б) горизонтальная плоскость:

Н;

Н;



Рисунок 3 Эпюра изгибающих моментов быстроходного вала

Тихоходный вал:

а) вертикальная плоскость:

Н;

Н;

б) горизонтальная плоскость:

Н;

Н;

Рисунок 4 Эпюра изгибающих моментов тихоходного вала

6. Строим эпюры изгибающих моментов в горизонтальной и вертикальной плоскости и эпюру крутящего момента.

Быстроходный вал-шестерня.

Изгибающий момент:

а) горизонтальная плоскость:

сечение А: 0

сечение B: 0

сечение C: 0

сечение D: Н м;

б) вертикальная плоскость:

сечение А: 0

сечение B: 0

сечение C: Н м;

сечение D: Н м;

Крутящий момент Т=57,15 Н м.

Тихоходный вал.

Изгибающий момент:

а) горизонтальная плоскость:

сечение A: 0

сечение B:0

сечение C: Н м;

сечение D: 0

б) вертикальная плоскость:

сечение A: 0

сечение B: Н м;

сечение C: Н м;

сечение D: 0

Крутящий момент Т=285,7Н м.

7. Определяем суммарный изгибающий, эквивалентный моменты и диаметр в наиболее нагруженном сечении.

Быстроходный вал-шестерня.

Наиболее нагруженное сечение D.

Суммарный изгибающий момент:

Н м.

Эквивалентный момент:

Н м.

Диаметр вала:

мм.

Ранее принятое значение d_п=30 мм. Это больше, чем требуется по расчету. Прочность по напряжениям изгиба обеспечена.

Тихоходный вал.

Наиболее нагруженное сечение C.

Суммарный изгибающий момент:

Н м.

Эквивалентный момент:



Н м.

Диаметр вала:

мм.

Ранее принятое значение d_п=45 мм. Это больше, чем требуется по расчету. Прочность по напряжениям изгиба обеспечена.

Быстроходный вал:

Для опасного сечения вала по формуле определяем коэффициент запаса усталостной прочности S и сравниваем его с допускаемым значением [S], принимаемым обычно 1,5...2,5.

где S_у -- коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

где у_-1 -- предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба; у_-1 = 370 МПа принимается по таблице ( табл. 10.2) [2,с. 185];

k_у-- эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений;

в-- коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности; при R_А=0,32...2,5 мкм принимают в= 0,97...0,90;

е_у -- масштабный фактор для нормальных напряжений; отношение k_у /е_у = 2,50 ( табл. 10.2) [2,с. 185];

у_а -- амплитуда цикла нормальных напряжений, МПа:

МПа,

где W -- момент сопротивления при изгибе, мм³; для сплошного круглого сечения диаметром d

;

ш_у -- коэффициент, характеризующий чувствительность материала к асимметрии цикла нагружения; ш_у = 0,2 для углеродистых сталей, ш_у = 0,25...0,3 для легированных сталей;

S_ф -- коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

где ф_-1 -- предел выносливости стали при симметричном цикле;

ф_-1 =0,58 у_-1, ф_-1=150 МПа;

k_ф -- эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений;

в-- коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности; при R_А=0,32...2,5 мкм принимают в= 0,97...0,90;

е_ф -- масштабный фактор для касательных напряжений; отношение k_ф /е_ф =0,6 k_у /е_у+0,4=0,6*2,50 + 0,4 = 1,90 ( табл. 10.2) [2,с. 185];

ш_ф -- коэффициенты, характеризующие чувствительность материала к асимметрии цикла нагружения; ш_ф = 0,1 для всех сталей;

ф_а и у_т -- амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений, МПа:

МПа,

где W_к -- момент сопротивления при кручении, мм³; для сплошного круглого сечения диаметром d

.

Подставляя полученные значения, получаем

,

.

Расчетный коэффициент усталостной прочности вала в опасном сечении

.

Сопротивление усталости вала в опасном сечении обеспечивается.

Тихоходный вал:

где S_у -- коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

у_-1 = 410 МПа принимается по таблице ( табл. 10.2) [2,с. 185];

в= 0,95;

k_у /е_у = 2,20 ( табл. 10.2) [2,с. 185];

МПа,

где W -- момент сопротивления при изгибе, мм³;

;

ш_у = 0,2;

S_ф -- коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

ф_-1=230 МПа;

в= 0,95;

k_ф /е_ф =0,6 k_у /е_у+0,4=0,6*2,20 + 0,4 = 1,72 ( табл. 10.2) [2,с. 185];

ш_ф = 0,1 для всех сталей;

МПа,

где W_к -- момент сопротивления при кручении, мм³;

.

Подставляя полученные значения, получаем

,

.

Расчетный коэффициент усталостной прочности вала в опасном сечении

.

Сопротивление усталости вала в опасном сечении обеспечивается.



РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ

Соединения шпоночные с призматическими шпонками по ГОСТ 23360

Основные размеры шпонок и сечений пазов

Рисунок 5 Шпоночные соединения

Шкив

Для данного элемента подбираем шпонку призматическую. Материал шпонки - сталь 45 нормализованная.

Напряжение смятия и условие прочности проверяем по формуле:

МПа

где Т - момент на валу, T=57,15 Н м; d - диаметр вала, d=24 мм; h - высота шпонки, h=8 мм; b - ширина шпонки, b=10; l_раб - рабочая длина шпонки, l_раб=l-b=64-8=56 мм, t₁ - глубина паза вала, t₁.=4 мм. Допускаемые напряжения смятия при переменной нагрузке и при стальной ступице [у_см] = 120 МПа. Условия прочности выполнены.

Колесо цилиндрическое

Для данного элемента подбираем шпонку призматическую. Материал шпонки - сталь 45 нормализованная.

Напряжение смятия и условие прочности проверяем по формуле:

МПа

где Т - момент на валу, T=285,7 Н м; d - диаметр вала, d=48 мм; h - высота шпонки, h=14 мм; b - ширина шпонки, b=16; l_раб - рабочая длина шпонки, l_раб=l-b=62-16=46 мм, t₁ - глубина паза вала, t₁.=10 мм. Допускаемые напряжения смятия при переменной нагрузке и при стальной ступице [усм] = 120 МПа. Условия прочности выполнены.

Муфта

Для данного элемента подбираем шпонку призматическую. Материал шпонки - сталь 45 нормализованная.

Напряжение смятия и условие прочности проверяем по формуле:

МПа

где Т - момент на валу, T=285,7 Н м; d - диаметр вала, d=34 мм; h - высота шпонки, h=12 мм; b - ширина шпонки, b=14; l_раб - рабочая длина шпонки, l_раб=l-b=66-16=50 мм, t₁ - глубина паза вала, t₁.=8 мм. Допускаемые напряжения смятия при переменной нагрузке ступице [усм] = 120 МПа. Условия прочности выполнены.



РАСЧЕТ И КОНСТРУИРОВАНИЕ ПОДШИПНИКОВЫХ УЗЛОВ

Назначаем для быстроходного и тихоходного валов тип подшипника - роликовые однорядные.

Основные размеры:

Для быстроходного вал-шестерня- легкая серия, 42206, d=30 мм, D=62 мм, B=16 мм, r=2 мм, С=21.9 кН, Со=10кН.

Для тихоходного вала- легкая серия, 42209, d=45 мм, D=85 мм, B=19 мм, r=2 мм, С=38,7 кН, Со=23,1кН.

Смазка подшипников происходит тем же маслом, что и детали передач.

Проверочный расчет подшипников качения быстроходного вала

Определяем суммарные реакции в опорах

Н;

Н.

Принимаем для заданного случая К_к = 1 - коэффициент, зависящий от того, какое кольцо вращается (вращается внутреннее кольцо подшипника); - коэффициент безопасности, учитывающий характер нагрузки (примем ) ; = 1 - температурный коэффициент (при .

Эквивалентная нагрузка для радиальных шарикоподшипников при отсутствии осевой нагрузки

Определяем значение эквивалентной нагрузки для наиболее нагруженного подшипника



Н.

Определяем динамическую грузоподъемность

где коэффициент долговечности в функции необходимой надежности;

обобщенный коэффициент совместного влияния качества металла и условий эксплуатации;

- требуемая долговечность подшипника ( ч);

p- показатель степени ( для шариковых подшипников р=3);

кН.

Условие кН выполняется, таким образом, радиальный однорядный шарикоподшипник 42206 удовлетворяет предъявляемым требованиям.

Определяем действительную долговечность подшипника(в часах):

Действительная долговечность подшипника оказалась больше принятой, следовательно, работоспособность подшипника обеспечена.

Проверочный расчет подшипников качения тихоходного вала

Определяем суммарные реакции в опорах

Н;

Н.

Принимаем для заданного случая К_к = 1 - коэффициент, зависящий от того, какое кольцо вращается (вращается внутреннее кольцо подшипника); - коэффициент безопасности, учитывающий характер нагрузки (примем

) ; = 1 - температурный коэффициент (при .

Эквивалентная нагрузка для радиальных шарикоподшипников при отсутствии осевой нагрузки

.

Определяем значение эквивалентной нагрузки для наиболее нагруженного подшипника

Н.

Определяем динамическую грузоподъемность

где коэффициент долговечности в функции необходимой надежности;

обобщенный коэффициент совместного влияния качества металла и условий эксплуатации;

- требуемая долговечность подшипника ( ч);

p- показатель степени ( для шариковых подшипников р=3);

кН.

Условие кН выполняется, таким образом, радиальный однорядный шарикоподшипник 42209 удовлетворяет предъявляемым требованиям.

Определяем действительную долговечность подшипника(в часах):

Действительная долговечность подшипника оказалась больше принятой, следовательно, работоспособность подшипника обеспечена.



РАСЧЕТ ЭЛЕМЕНТОВ КОРПУСА РЕДУКТОРА

Толщина стенок корпуса

мм

Принимаем

мм

Толщина стенок крышки корпуса

мм

Толщина фланца корпуса

мм

Толщина фланца крышки корпуса

мм

Диаметр фундаментных болтов

мм

Принимаем болты М16

Ширина нижнего пояса основания корпуса

мм

Принимаем

мм

Конструктивные размеры крышки подшипника ведущего вала

По значению D =52 мм - диаметр отверстия в корпусе под подшипник - выбираем следующие данные:

- толщина стенки h₁ = 8 мм

- диаметр болтов d = 8 мм

- число болтов z = 4

Диаметр расположения отверстий:

D₁ = D + 2,5 d = 52 + 18 = 70 мм

Диаметр крышки:

D₂ = D₁ + 2,5 d = 70 + 20= 90 мм.

Конструктивные размеры крышки подшипника ведомого вала

По значению D =72 мм - диаметр отверстия в корпусе под подшипник - выбираем следующие данные:

- толщина стенки h₁ = 8 мм

- диаметр болтов d = 8 мм

- число болтов z = 6

Диаметр расположения отверстий:

D₁ = D + 2,5 d = 85 + 25 = 110 мм

Диаметр крышки:

D₂ = D₁ + 2,5 d = 72 + 25= 97 мм

СМАЗЫВАНИЕ ЗАЦЕПЛЕНИЙ

Для уменьшения потерь мощности на трение и снижение интенсивности износа трущихся поверхностей, а также для предохранения их от заедания и лучшего отвода теплоты трущиеся поверхности деталей должны иметь надежную смазку.

В настоящее время в машиностроении для смазывания передач широко применяют картерную смазку. Масло заливают так, чтобы венцы колес были в него погружены.

Объем масла заливаемого в масляную ванну

V = 0,6N (8.1)

V = 0,6N =0,6•2,520=1,51 дм³

где N - мощность, передаваемая редуктором.

Рекомендуемая кинематическая вязкость масла (т. 10.8 с. 253 [1])

V = 1,04 м/с; s_Н = 804 МПа -> 60 • 10^-6 м²/с

Марка масла (т. 10.10. с. 253 [1])

И - Г- 70А.



ВЫБОР МУФТЫ

Цепная муфта -- это компенсирующая муфта, которая состоит из двух полумуфт, выполненных в виде звёздочек, имеющих одинаковые числа зубьев, охватывающей их общей цепи и замкнутого кожуха. Ведущая и ведомая полумуфты в виде цепных звёздочек, которые своими ступицами установлены на концах валов с использованием шпоночного соединения. Звёздочки охватывает общая цепь. Благодаря зазору между зубьями звёздочек и роликовой цепью и деформации самой цепи допускается некоторый перекос соединяемых валов. Цепные муфты требуют регулярной смазки для обеспечения максимального срока службы и надежности, особенно при высоких частотах вращения. Для уменьшения износа зубьев звездочек и роликовой цепи муфта заключается в заполненный смазкой защитный кожух, который вращается вместе с муфтой. Широко распространены однорядные цепные муфты с однорядной роликовой цепью, однако муфты с двухрядной роликовой цепью обладают большей компенсирующей способностью. Основной причиной отказа муфт является повышенный люфт при вращении, вызванный изнашиванием зубьев звездочек и шарниров цепи.

Исходя из крутящего момента на валу выбираем следущую муфту:

Муфта 500-1-40-1-УЗ ГОСТ 20742-93

ВЫБОР ПОСАДОК

Сопряжение	Условное обозначение по ГОСТ
Внутреннее кольцо подшипника на вал	k6
Наружное кольцо подшипника в корпус (или в стакан)	H7
Зубчатое колесо на валу	H7/s6
Шкивы и звездочки	H7/k6
Крышки подшипников в корпус (или в стакан)	H7/h8H7/d11
Полумуфта на валу	H7/k6
Шпоночная канавка в ступице по ширине	JS9

СБОРКА РЕДУКТОРА

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают масляной краской.

Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора начиная с узлов валов.

На ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца и шарикоподшипники предварительно нагретые в масле до 80...100 ⁰C.

На ведомый вал закладывают шпонки и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала, затем надевают распорную втулку, мазеудерживающие кольца и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле. Собранные валы закладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, предварительно покрыв поверхность стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов затягивают болты, крепящие крышку к корпусу. После этого на ведомый вал надевают распорные кольца, в подшипниковые камеры крышки закладывают солидол, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки.

Проверяется проворачивание валов, отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами. Потом ввертывают пробку масло спускного отверстия с прокладкой и устанавливают маслоуказатель.

Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой из технического картона, закрепляют крышку болтами.

Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями эксплуатации.



Список использованной литературы

1. Санюкевич Ф. М., С18 Детали машин. Курсовое проектирование: Учебное пособие- 2-е изд., испр. и доп. Брест: БГТУ, 2004. 488 с.

2. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. 'Конструирование узлов и деталей машин', М.: Издательский центр 'Академия', 2003. 496 c.

3. Чернавский С.А., Боков К.Н., Чернин И.М., Ицкевич Г.М., Козинцов В.П. 'Курсовое проектирование деталей машин': Учебное пособие для учащихся. М.: Машиностроение, 1979 г. 416 с.

Размещено на Allbest.ru