Проектирование редуктора для привода

Назначение редуктора и особенности его устройства. Признаки классификации редукторов. Энергетический и кинематический расчёты привода. Расчёт зубчатой цилиндрической и открытой конической передач редуктора. Предварительный расчёт валов, выбор муфты.

Рубрика Производство и технологии
Вид курсовая работа
Язык русский
Дата добавления 18.12.2012
Размер файла 355,7 K

Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже

Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Содержание

  • Введение
  • 1. Энергетический и кинематический расчёты привода
  • 1.1 Определение мощности привода и общего КПД
  • 1.2 Выбор электродвигателя
  • 2. Расчёт зубчатой цилиндрической передачи редуктора
  • 2.1 Выбор материала для изготовления шестерни и колеса
  • 2.2 Определение допускаемых контактных напряжений при расчёте на выносливость
  • 2.3 Определение допускаемых контактных напряжений при расчёте на контактную прочность при действии максимальной нагрузки
  • 2.4 Проектировочный расчёт на контактную выносливость
  • 2.5 Проверочный расчёт на контактную выносливость
  • 2.6 Проверочный расчёт на контактную прочность при действии максимальной нагрузки
  • 2.7 Определение допускаемых напряжений изгиба при расчёте на выносливость
  • 2.8 Определение допускаемых напряжений при расчёте на прочность при изгибе максимальной нагрузкой
  • 2.9 Проверочный расчёт на выносливость при изгибе
  • 2.10 Проверочный расчёт на прочность при изгибе максимальной нагрузкой
  • 2.11 Геометрические параметры зацепления зубчатой передачи
  • 3. Расчёт открытой конической передачи
  • 3.1 Выбор материала для изготовления зубчатых колёс
  • 3.2 Определение допускаемых контактных напряжений
  • 3.3 Определение допускаемых напряжений изгиба
  • 3.4 Проектировочный расчёт по напряжениям изгиба
  • 3.5 Проверочный расчёт на выносливость при изгибе
  • 3.6 Проверочный расчёт на прочность при изгибе максимальной нагрузкой
  • 3.7 Параметры зацепления передачи
  • 4. Предварительный расчёт валов. Выбор муфты
  • 5. Конструктивные размеры элементов зубчатых колёс, корпуса и крышки редуктора
  • 5.1 Конструктивные размеры шестерни и колеса
  • 5.2 Конструктивные размеры корпуса и крышки редуктора
  • 6. Первый этап эскизной компоновки
  • 7. Проверка долговечности подшипников по динамической грузоподъёмности
  • 7.1 Определение сил действующих в зубчатом зацеплении и на валы
  • 7.2 Определение опорных реакций возникающих в подшипниковых узлах валов и проверка долговечности подшипников
  • 8. Второй этап эскизной компоновки
  • 9. Проверка прочности шпоночных соединений
  • 10. Уточнённый расчёт валов
  • 11. Назначение посадок основных деталей редуктора
  • 12. Смазка редуктора
  • 13. Сборка редуктора
  • Литература

Введение

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи мощности от двигателя к рабочей машине. Кинематическая схема привода может включать, помимо редуктора, открытые зубчатые передачи, ременную или цепную передачу.

Назначение редуктора - понижение угловой скорости и повышение крутящего момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим. Механизмы для повышения угловой скорости, выполненные в виде отдельных агрегатов, называют ускорителями или мультипликаторами.

Редуктор состоит из корпуса, в котором помещают элементы передачи - зубчатые колёса, валы, подшипники и т.д.

Редуктор проектируют либо для привода определённой машины, либо по заданной нагрузке и передаточному числу без указания конкретного назначения.

Редукторы классифицируют по следующим основным признакам: тип передачи (зубчатые, червячные или зубчато-червячные); число ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые и т.д.); тип зубчатых колёс (цилиндрические, конические, коническо-цилиндрические и т.д.); относительное расположение валов редуктора в пространстве (горизонтальные, вертикальные); особенности кинематической схемы (развёрнутая, соосная, с раздвоенной ступенью и т.д.).

Возможности получения больших передаточных чисел при малых габаритах передачи обеспечивают планетарные и волновые редукторы.

редуктор привод вал муфта

1. Энергетический и кинематический расчёты привода

1.1 Определение мощности привода и общего КПД

Определим общий КПД привода ([3], с.5-7):

где - КПД муфты, ;

- КПД закрытой зубчатой цилиндрической передачи, ;

- КПД открытой зубчатой конической передачи, ;

- КПД учитывающий потери пары подшипников качения, ;

- КПД учитывающий потери в опорах вала приводного барабана,

;

Потребная мощность электродвигателя

кВт.

1.2 Выбор электродвигателя

Учитывая рекомендации ([3], с.5-7) и полученные выше некоторые параметры привода выбираем электродвигатель по ГОСТ 13859-68 ([3], с.51, табл.2).

Таблица 1 - Техническая характеристика электродвигателя

Обозначение электродвигателя

Исполнение

Номинальная мощность, кВт

Частота вращения, об/мин

АО2-58-6

7,5

970

1,3

1,8

1.1 Определение общего передаточного числа привода и разбивка его по отдельным передачам

Передаточное отношение привода

Согласно рекомендации ([3], с.7) принимаем и определяем передаточное число открытой конической передачи:

1.2 Определение силовых и кинематических параметров привода

Частоты вращения валов об/мин; об/мин;

об/мин; об/мин.

Определим мощности на валах

кВт;

кВт;

кВт;

кВт.

Определим крутящие моменты

Н·м;

Н·м;

Н·м;

Н·м.

2. Расчёт зубчатой цилиндрической передачи редуктора

2.1 Выбор материала для изготовления шестерни и колеса

Желая получить сравнительно небольшие габариты и невысокую стоимость редуктора, назначаем для шестерни и колеса легированную сталь 40Х (поковка) ([3], с.53, табл.4, 6, с.54, табл.7).

Таблица 2 - Механические свойства сталей

Наименование

Марка стали

Термообработка

Твёрдость, Ннв

Предел прочности, МПа

Предел текучести, МПа

Шестерня

40Х

Улучшение

243-271

880

590

Колесо

40Х

Нормализация

200-230

740

490

Назначаем твёрдость шестерни и колеса НВ, НВ, исходя из условия

2.2 Определение допускаемых контактных напряжений при расчёте на выносливость

Общее число работы привода за расчётный период работы

часа.

С учётом циклограммы нагрузки определяем эквивалентное число циклов перемены напряжений для колеса 2:

.

Для шестерни 1:

.

Базовое число циклов перемены напряжений для колеса 2:

.

Для шестерни 1:

.

Т.к. и , принимаем коэффициент долговечности равный ([3], с.14).

Пределы контактной выносливости поверхностей зубьев для колеса 2 и шестерни 1 ([3], с.57, табл.8):

МПа,

МПа.

Принимаем коэффициент безопасности ([3], с.13).

Допускаемые контактные напряжения при расчёте на выносливость для колеса 2 и шестерни 1 ([3], с.12):

МПа,

МПа.

Согласно рекомендации ([3], с.14) за расчётное принимаем меньшее значение МПа.

2.3 Определение допускаемых контактных напряжений при расчёте на контактную прочность при действии максимальной нагрузки

Предельные допускаемые напряжения для шестерни 1 и колеса ([3], с.15):

МПа,

МПа.

2.4 Проектировочный расчёт на контактную выносливость

Принимаем значение параметра ([3], с.59, табл.11).

Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца ([3], с.15).

Предварительно принимаем передачу прямозубой.

Определим диаметр начальной окружности шестерни ([3], с.21):

мм.

Окружная скорость шестерни 1 ([3], с.21):

м/с,

т.к. м/с < 6 м/с, то передача действительно является прямозубой.

Ширина венца шестерни 1 ([3], с.21):

мм,

по ГОСТ 6636-69 ([3], с.59, табл.12) принимаем b1=60 мм.

Принимаем значение параметра ([3], с.60, табл.13).

Модуль зацепления ([3], с.22):

мм.

Определяем числа зубьев шестерни 1 и колеса 2 ([3], с.22):

, ,

принимаем z1=30 > zmin=17, z2=150.

Уточняем передаточное число ([3], с.22):

.

Уточняем диаметры начальных окружностей шестерни 1 и колеса 2 ([3], с.22):

мм,

мм.

Межосевое расстояние ([3], с.22):

мм.

Уточняем окружную скорость шестерни 1:

м/с.

2.5 Проверочный расчёт на контактную выносливость

По ГОСТ 1643-72 ([3], с.62, табл.17) назначаем 8-ю степень точности.

Коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зубьев шестерни 1 и колеса 2 ([3], с.62, табл.16). Коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи ([3], с.61, табл.15).

Удельная окружная динамическая сила ([3], с.25):

Н/мм.

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении ([3], с.25):

,

где - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями ([3], с.25).

Коэффициент торцового перекрытия ([3], с.25):

.

Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий ([3], с.24):

.

Удельная окружная сила ([3], с.25):

Н/мм.

Расчётные контактные напряжения ([3], с.23):

МПа,

где ZН =1,77 - коэффициент, учитывающий форму сопряжённых поверхностей зубьев ([3], с.24);

ZМ =274 Н1/2/мм - коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряжённых зубчатых колёс ([3], с.24).

По формуле 4.24 ([3], с.24):

т.к. , то условие контактной выносливости выполняется.

2.6 Проверочный расчёт на контактную прочность при действии максимальной нагрузки

Расчётное напряжение, создаваемое наибольшей нагрузкой ([3], с.26):

МПа,

где .

,

следовательно, условие прочности выполняется.

2.7 Определение допускаемых напряжений изгиба при расчёте на выносливость

Эквивалентное число циклов перемены напряжений для колеса 2 ([3], с.18):

.

Т.к. ([3], с.18), согласно рекомендации ([3], с.18) принимаем .

Пределы выносливости зубьев при изгибе для колеса 2 и шестерни 1 ([3], с.57, табл.9):

МПа,

МПа.

Коэффициент безопасности ([3], с.16),

где - коэффициент, учитывающий нестабильность материала колёс ([3], с.57, табл.9);

- коэффициент, учитывающий способ получения заготовки колеса ([3], с.17).

Допускаемые напряжения изгиба для шестерни 1 и колеса 2 ([3], с.16):

МПа,

МПа,

где - коэффициент, учитывающий чувствительность материала к концентрациям напряжений ([3], с.43,рис.6);

- коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности зубьев ([3], с.16);

- коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса (зависит от диаметра вершин шестерни и колеса).

Диаметры вершин шестерни 1 и колеса 2:

мм,

мм.

2.8 Определение допускаемых напряжений при расчёте на прочность при изгибе максимальной нагрузкой

Предельное напряжение, не вызывающее остаточных деформаций или хрупкого излома зубьев для шестерни 1 и колеса 2 ([3], с.58, табл.10):

МПа,

МПа.

Допускаемые предельные напряжения для шестерни 1 и колеса 2 ([3], с. 19)

МПа,

МПа.

2.9 Проверочный расчёт на выносливость при изгибе

Коэффициент, учитывающий форму зуба для шестерни 1 и колеса 2 ([3], с.46,рис.12):

,

,

т.к. ,

то расчёт выполняем по колесу 2 ([3], с.29).

Удельная окружная динамическая сила ([3], с.29):

Н/мм,

где м/с - окружная скорость на колесе 2;

- коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи. Рабочая ширина венца колеса 2 ([3], с.21):

мм.

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку возникающую в зацеплении ([3], с.29):

,

где - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями ([3], с.28);

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца ([3], с.47,рис.13).

Удельная расчётная окружная сила ([3], с.28):

Н/мм.

Расчётные напряжения изгиба ([3], с.27):

МПа,

где - коэффициент, учитывающий наклон зуба ([3], с.28);

- коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев ([3], с.28).

Т.к. - условие прочности выполняется.

2.10 Проверочный расчёт на прочность при изгибе максимальной нагрузкой

Расчётное напряжение, создаваемое наибольшей нагрузкой ([3], с.30):

МПа,

т.к. - условие прочности выполняется.

2.11 Геометрические параметры зацепления зубчатой передачи

Диаметры окружностей впадин шестерни 1 и колеса 2 ([3], с.30):

мм,

мм.

Общая ширина зубчатого венца шестерни 1 и колеса 2:

мм,

мм.

Принимаем по ГОСТ 6636-69 мм, мм.

Параметры зацепления передачи сводим в таблицу.

Таблица 3 - Геометрические параметры зубчатой цилиндрической передачи

Наименование параметра

Обозначение

Единица измерения

Значение

Шестерня

Колесо

1

2

3

4

5

Модуль зацепления

мм

2

Число зубьев

-

30

150

Диаметр начальной окружности

мм

60

300

Делительный диаметр

мм

60

300

1

2

3

4

5

Диаметр окружностей вершин

мм

64

304

Диаметр окружностей впадин

мм

55

295

Рабочая ширина венца

мм

60

55

Общая ширина венца

мм

62

58

3. Расчёт открытой конической передачи

3.1 Выбор материала для изготовления зубчатых колёс

Желая получить сравнительно небольшие габариты и невысокую стоимость редуктора, назначаем для шестерни и колеса легированную сталь 40Х (поковка) ([3], с.53, табл.4, 6, с.54, табл.7).

Таблица 4 - Механические свойства стали

Наименование

Марка стали

Термообработка

Твёрдость, Ннв

Предел прочности, МПа

Предел текучести, МПа

Шестерня

45

Объёмная закалка

335-492

980

740

Колесо

45

Объёмная закалка

335-492

980

740

Назначаем твёрдость шестерни и колеса НВ, НВ, исходя из условия

3.2 Определение допускаемых контактных напряжений

Пределы контактной выносливости поверхностей зубьев при изгибе шестерни 3 и колеса 4 ([3], с.57, табл.9):

МПа,

МПа.

Пределы контактной выносливости поверхностей зубьев шестерни 3 и колеса 4:

МПа,

МПа.

Принимаем коэффициент безопасности SH =1.1 ([3], с.13).

Допускаемые контактные напряжения при расчёте на выносливость для колеса 4 и шестерни 3:

МПа,

МПа.

За расчётное напряжение принимаем меньшее значение:

МПа.

Предельные допускаемые контактные напряжения для шестерни 3 и колеса 4:

МПа,

МПа.

3.3 Определение допускаемых напряжений изгиба

Допускаемые напряжения изгиба при расчёте на выносливость для шестерни 3 и колеса 4 ([3], с.16):

МПа,

МПа.

Предельные напряжения, не вызывающие остаточных деформаций или хрупкого излома зубьев для шестерни 3 и колеса 4 ([3], с.58, табл.10):

МПа,

МПа.

Допускаемое предельное напряжение для шестерни 3 и колеса 4 ([3], с. 19):

МПа,

МПа.

3.4 Проектировочный расчёт по напряжениям изгиба

Согласно рекомендации ([9], с.8-9) зададимся количеством зубьев шестерни 3 и колеса 4:

,,

принимаем , . Уточняем величину передаточного отношения:

.

Определяем углы делительных конусов ([3], с.38):

,

.

Эквивалентные числа зубьев шестерни 3 и колеса 4 ([3], с.40):

, .

Значения коэффициентов определяем по графику ([3], с.46,рис.12):

, ,

> ,

расчёт выполняем по колесу 4 ([3], с.27).

Средний окружной модуль ([9], с.14):

мм.

где

([9], с.9);

([9], с.9).

Коэффициент, ширины зубчатого венца относительно модуля зацепления ([9], с.14):

;

где

([9], с.14);

([9], с.14).

Рабочая ширина зубчатого венца ([9], с.14):

мм,

по ГОСТ 6636-69 принимаем мм.

Внешнее конусное расстояние ([9], с.14):

мм.

Среднее конусное расстояние ([9], с.14):

мм.

Внешний окружной модуль ([9], с.15):

мм,

по ГОСТ 9563-60 ([3], с.61, табл.14) принимаем мм.

Фактическое значение среднего окружного модуля ([9], с.15):

мм.

Внешние диаметры шестерни 3 и колеса 4 ([3], с.39):

мм,

мм.

Средние диаметры шестерни 3 и колеса 4 ([3], с.39):

мм,

мм.

Окружная скорость шестерни 3 ([3], с.21):

м/с,

т.к. , то принимаем колёса прямозубые.

3.5 Проверочный расчёт на выносливость при изгибе

Расчёт выполняем для менее прочного колеса 4.

Величину коэффициента , учитывающего динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении принимаем согласно рекомендации ([9], с.15) . Величину коэффициента при <1, выбираем по таблице 7 ([9], с.16) и принимаем .

Величину коэффициента определяем по формуле 3.11 ([9], с.11):

.

Величину коэффициента , учитывающего распределение нагрузки по ширине зубчатого венца, определяем по формуле 3.9 ([9], с.11):

.

Уточняем значение коэффициента нагрузки по формуле 3.8 ([9], с.11):

.

Определим исходную расчётную окружную силу ([9], с.12):

Н.

Определим удельную расчётную окружную силу ([9], с.12):

Н·мм.

Усталостный излом зубьев предупреждается при выполнении условия ([9], с.12):

МПа.

т.к. , то условие прочности выполняется.

3.6 Проверочный расчёт на прочность при изгибе максимальной нагрузкой

Расчёт выполняем для менее прочного колеса 4.

Остаточные деформации или хрупкий излом зубьев предотвращается при выполнении условия ([3], с.30):

МПа;

т.к. - условие прочности выполняется.

3.7 Параметры зацепления передачи

Внутренний окружной модуль ([9], с.16):

мм.

Наибольшая высота зуба ([9], с.17):

мм.

Наибольшая высота ножки зуба ([9], с.17):

мм.

Наибольшая высота головки зуба ([9], с.17):

мм.

Угол ножки зуба ([9], с.17):

.

Углы конусов вершин ([9], с.17):

,

.

Углы конусов впадин ([9], с.17):

,

.

Внешние диаметры вершин ([9], с.17):

мм,

мм.

Параметры зацепления передачи сводим в таблицу.

Таблица 5 - Геометрические параметры открытой конической передачи

Наименование параметра

Обозна-чение

Единица измерения

Значение

Шестерня

Колесо

1

2

3

4

5

Внешний окружной модуль

мм

4

Средний окружной модуль

мм

3,4

Внутренний окружной модуль

мм

2,8

Внешнее конусное расстояние

мм

133,33

Среднее конусное расстояние

мм

113,33

1

2

3

4

5

Ширина зубчатого венца

мм

40

40

Число зубьев

-

20

40

Внешний делительный диаметр

мм

80

160

Средний делительный диаметр

мм

62,46

124,35

Угол делительного конуса

0

Наибольшая высота зуба

мм

8,8

8,8

Наибольшая высота ножки зуба

мм

4,8

4,8

Наибольшая высота головки зуба

мм

4

4

Угол ножки зуба

0

Углы конусов вершин

0

Углы конусов впадин

0

Внешний диаметр вершин

мм

105,06

231,28

4. Предварительный расчёт валов. Выбор муфты

Полученные значения при расчёте округляем по ГОСТ 6636-69.

Быстроходный вал.

Определяем минимальный диаметр вала ([3], с.35):

мм,

где МПа. Диаметр входного конца вала ([3], с.36): мм, где мм - диаметр вала электродвигателя ([5], с.524, табл.2.4).

Диаметр вала под подшипники ([4], с.35):

мм,

где ([4], с.37, табл.3.1); принимаем мм.

Диаметр вала для упора подшипников ([4], с.35):

мм,

где ([4], с.37, табл.3.1); принимаем мм.

Шестерню выполним за одно целое с валом.

Рис.1 Быстроходный вал

Тихоходный вал.

Определяем минимальный диаметр вала ([3], с.35):

мм,

принимаем мм.

Диаметр вала под подшипники ([4], с.35):

мм,

где ([4], с.37, табл.3.1); принимаем мм.

Диаметр вала для упора подшипников и посадки колеса ([4], с.35):

мм,

где ([4], с.37, табл.3.1); принимаем мм.

Диаметр буртика для упора колеса ([4], с.36):

мм,

где ([4], с.37, табл.3.1); принимаем мм.

Рис.2 Тихоходный вал

Выбираем муфту, упругую втулочно-пальцевую по ГОСТ 21424-75. Муфта упругая втулочно-пальцевая 250-38-I.2-У3 ГОСТ 21424-75 ([6], с. 192).

мм - диаметр посадочных отверстий полумуфт;

Н·м - номинальный передаваемый крутящий момент.

5. Конструктивные размеры элементов зубчатых колёс, корпуса и крышки редуктора

5.1 Конструктивные размеры шестерни и колеса

Шестерню выполним за одно целое с валом, её размеры см. табл.3.

Колесо - кованное; основные геометрические параметры см. табл.3.

Диаметр ступицы ([1], с.148, табл.8.1):

мм,

по ГОСТ 6636-69 принимаем dст = 105 мм.

Длина ступицы ([1], с.148, табл.8.1):

мм,

по ГОСТ 6636-69 принимаем lст = 80 мм.

Толщина обода ([1], с.148, табл.8.1):

мм,

принимаем мм, т.к. значение должно быть не менее 8 мм.

Толщина диска ([1], с.148, табл.8.1):

мм,

по ГОСТ 6636-69 принимаем с= 18 мм.

Диаметр центровой окружности ([1], с.148, табл.8.1):

мм,

где D0 - внутренний диаметр обода, мм.

Диаметр отверстий ([1], с.148, табл.8.1):

мм,

по ГОСТ 6636-69 принимаем dотв= 22 мм.

Фаски венца на диаметре вершин ([1], с.148, табл.8.1):

мм.

5.2 Конструктивные размеры корпуса и крышки редуктора

Толщина стенки корпуса и крышки редуктора ([1], с.157, табл.8.3):

мм,

мм,

согласно рекомендации принимаем мм, мм.

Толщина верхнего пояса (фланца) корпуса ([1], с.157, табл.8.3):

мм.

Толщина нижнего пояса (фланца) крышки корпуса ([1], с.157, табл.8.3):

мм.

Толщина нижнего пояса корпуса (без бобышки) ([1], с.157, табл.8.3):

мм,

по ГОСТ 6636-69 принимаем р = 20 мм. Толщина рёбер основания корпуса ([1], с.157, табл.8.3):

мм,

по ГОСТ 6636-69 принимаем m = 8 мм.

Толщина рёбер крышки ([1], с.157, табл.8.3):

мм,

по ГОСТ 6636-69 принимаем m1 = 8 мм.

Диаметр фундаментных болтов ([1], с.157, табл.8.3):

мм,

по ГОСТ 6636-69 принимаем d1 = 18 мм.

Диаметры болтов у подшипников ([1], с.157, табл.8.3):

мм,

по ГОСТ 6636-69 принимаем d2 = 12 мм.

Диаметр болтов соединяющих основание корпуса с крышкой ([1], с.157, табл.8.3):

мм,

по ГОСТ 6636-69 принимаем d3 = 8 мм.

Размеры определяющие положение болтов d2 ([1], с.157, табл.8.3):

мм,

мм,

по ГОСТ 6636-69 принимаем мм, мм.

Принимаем болты крепления крышек подшипников М8, их число на каждой крышке 6 штук.

Диаметры отверстий в гнёздах подшипников мм, мм.

Диаметр штифтов ([1], с.157, табл.8.3) мм, по ГОСТ 6636-69 принимаем dш = 8 мм.

Длина штифта ([1], с.157, табл.8.3) мм, по ГОСТ 6636-69 принимаем lш = 28 мм.

6. Первый этап эскизной компоновки

Вычерчиваем упрощённо шестерню и колесо в виде прямоугольников. Шестерня выполнена за одно целое с валом. Длина ступицы колеса больше ширины венца и выступает за пределы прямоугольника.

Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса. Принимаем зазор между торцом ступицы и внутренней стенкой корпуса . Принимаем зазор от внутренней стенки корпуса до окружности вершин зубьев .

Предварительно намечаем радиальные шарикоподшипники средней серии. Габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипника. Замером находим расстояние от центральной линии до середины подшипника на тихоходном и быстроходном валах. Устанавливаем глубину гнёзд для посадки подшипников в корпус редуктора.

Толщину фланца крышки подшипника устанавливаем согласно рекомендаций по проектированию ([1], с. 194).

7. Проверка долговечности подшипников по динамической грузоподъёмности

7.1 Определение сил действующих в зубчатом зацеплении и на валы

Определим силы действующие на быстроходный и тихоходный валы.

,

Н.

Силы действующие на шестерню 1 и колесо 2:

окружная сила:

Н;

радиальная сила:

Н.

Силы действующие на шестерню 3 и колесо 4:

окружная сила:

Н;

радиальная и осевая силы:

Н,

Н,

Н,

Н.

7.2 Определение опорных реакций возникающих в подшипниковых узлах валов и проверка долговечности подшипников

Находим реакции опор:

,

,

,

,

,

,

,

,

Н,

Н,

Н,

Н,

Н,

Н,

Н,

Н.

Находим суммарные реакции опор:

Н,

Н,

Н,

Н.

Строим эпюры изгибающих и крутящего момента для быстроходного вала.

Эпюра изгибающего момента относительно оси Х:

,

Н·м,

,

.

Эпюра изгибающего момента относительно оси Y:

,,

Н·м,

.

Эпюра крутящего момента:

Н·м.

Строим эпюры изгибающих и крутящего момента для тихоходного вала. Эпюра изгибающего момента относительно оси Х:

, Н·м,

Н·м, .

Эпюра изгибающего момента относительно оси Y:

, Н·м,

Н·м,

Н·м.

Эпюра крутящего момента:

Н·м.

Выбираем подшипники по наиболее нагруженным опорам.

Быстроходный вал.

Подшипник радиальный однорядный 309 средней серии по ГОСТ 8338-75: d = 45 мм, D = 100 мм, B = 25 мм, r = 2.5 мм, С0 = 26,2 кН, С = 37,1 кН.

Эквивалентная нагрузка 78 ([1], с. 195):

Н.

Расчётная долговечность:

млн. об.

Расчётная долговечность:

часов.

Долговечность превышает требуемое значение, значит выбранный подшипник подходит.

Тихоходный вал.

Подшипник радиальный однорядный 311 средней серии по ГОСТ 8338-75: d = 55 мм, D = 120 мм, B = 29 мм, r = 2.5 мм, С0 = 41,8кН, С = 54,9 кН.

Эквивалентная нагрузка 78 ([1], с. 195):

Н.

Расчётная долговечность:

млн. об.

Расчётная долговечность:

часов.

Долговечность превышает требуемое значение, значит выбранный подшипник подходит.

8. Второй этап эскизной компоновки

Вычерчиваем шестерню и колесо по конструктивным размерам, найденным ранее. Шестерню выполняем за одно с валом.

Конструируем узел ведущего вала. Наносим осевые линии, удалённые от середины редуктора на определённые расстояния. Используя эти линии, вычерчиваем в разрезе подшипники качения. Вычерчиваем крышки подшипников с уплотнительными прокладками и болтами. В крышках подшипниковых узлов вычерчиваем войлочные уплотнения.

Аналогично конструируем узел ведомого вала.

При проектировании обращаем внимание на то, чтобы все детали были зафиксированы в осевом направлении; детали крепления на мешали работе узлов редуктора.

Вычерчиваем шпонки призматические со скруглёнными торцами, принимая их длины согласно рекомендаций.

Остальные элементы редуктора проектируем согласно рекомендаций ([1], с. 197-200).

9. Проверка прочности шпоночных соединений

Шпонки призматические со скруглёнными торцами. Размеры сечения шпонок и пазов и длины шпонок по ГОСТ 23360-78 ([7], с.363, табл.8.45). Материал шпонок сталь 45 - нормализованная.

Напряжение сжатия и условие прочности ([1], с. 200):

.

Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице Н/мм2. Быстроходный вал.

d = 38мм, b x h = 12 x 8 мм, t = 5 мм, l = 40 мм.

,

следовательно, условие прочности выполняется. Тихоходный вал.

Из двух шпонок - под зубчатым колесом и шестерней открытой передачи - более нагружена вторая (меньше диаметр вала и поэтому меньше размеры сечения шпонки).

Проверяем шпонку на выходе вала.

d = 50 мм, b x h = 14 x 9 мм, t = 5,5 мм, l = 50 мм.

,

следовательно, условие прочности выполняется.

10. Уточнённый расчёт валов

Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, касательные от кручения - по отнулевому (пульсирующему).

Уточнённый расчёт состоит в определении коэффициентов запаса прочности п для опасных сечений и сравнения их с допускаемыми значениями [n]. Прочность соблюдается при = 2,5.

Произведём расчёт для предположительно опасных сечений каждого вала.

Быстроходный вал.

Материал вала тот же, что и для шестерни, т.е. сталь 40Х, термообработка - улучшение.

При диаметре заготовки до 120 мм среднее значение Н/мм2 ([1], с.28, табл.3.3).

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба ([1], с. 201):

Н/мм2.

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений ([1], с. 201):

Н/мм2.

Сечение А-А. В этом сечении при передаче вращающего момента от электродвигателя через муфту возникают только касательные напряжения. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.

Коэффициент запаса прочности ([1], с. 201):

,

где амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла

.

При d = 38 мм, b = 12 мм, t = 5 мм,

мм3,

Н/мм2.

Принимаем , , ([1], с.96-99).

После подстановки получим:

Такой большой коэффициент запаса прочности объясняется тем, что диаметр вала был увеличен при конструировании для соединения его с муфтой с валом электродвигателя.

По той же причине проверять прочность в сечениях Б-Б и В-В нет необходимости.

Тихоходный вал.

Материал вала - сталь 45 - улучшение.

Среднее значение Н/мм2.

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба:

Н/мм2.

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений:

Н/мм2.

Сечение А-А

Концентрация напряжения обусловлена наличием шпоночной канавки.

Принимаем , , , , ([1], с.96-99).

Изгибающий момент в вертикальной плоскости:

Н·мм.

Изгибающий момент в горизонтальной плоскости:

Н·мм.

Суммарный изгибающий момент в сечении А-А:

Н·мм.

Момент сопротивления кручению при d = 65 мм, b = 20 мм, t = 7,5 мм:

мм3.

Момент сопротивления изгибу:

мм3.

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

Н/мм2.

Амплитуда нормальных напряжений изгиба:

Н/мм2.

Среднее значение .

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

.

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А-А:

.

Сечение Б-Б

Концентрация напряжения обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом.

,

Принимаем ,.

Изгибающий момент:

Н·мм.

Осевой момент сопротивления:

мм3.

Амплитуда нормальных напряжений:

Н/мм2.

Среднее значение . Полярный момент сопротивления:

мм3.

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

Н/мм2.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

.

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения Б-Б:

.

Сечение В-В

Концентрация напряжения обусловлена наличием шпоночной канавки.

Принимаем , , , , Изгибающий момент:

Н·мм.

Момент сопротивления при b = 14 мм, t = 5,5 мм:

мм3.

Амплитуда нормальных напряжений изгиба:

Н/мм2.

Момент сопротивления кручению сечения:

мм3.

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

Н/мм2.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

.

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения В-В:

.

Во всех сечениях коэффициент запаса прочности превышает допускаемое минимальное значение параметра. Соответственно условия прочности выполняются.

11. Назначение посадок основных деталей редуктора

Посадки назначаем в соответствии с указаниями, данными в ([1], с.169, табл.8.11).

Посадка зубчатого колеса на вал H7/h6, соответствует лёгкопрессовой посадке 2-го класса точности.

Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала k6. Отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца по Н7.

Остальные посадки назначаем, пользуясь данными ([1], с.169, табл.8.11).

12. Смазка редуктора

Смазка зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 10 мм. Объём масляной ванны Vм определяем из расчёта 0,25 дм3 масла на 1 кВт передаваемой мощности.

дм3.

Принимаем масло И-Г-А 46 по ГОСТ 17479-87.

Подшипники смазываем пластичной смазкой, которую закладывают в подшипниковые камеры при сборке. Сорт смазки - УТ-1 ГОСТ1957-73.

13. Сборка редуктора

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

Сборку производят в соответствии с чертежом общего вида редуктора, начиная с узлов и валов.

На быстроходный вал насаживают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле.

В тихоходный вал закладывают шпонку 20х12х70 и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала. Затем надевают распорную втулку и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле.

Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса герметиком. Для центровки устанавливают крышку на корпус и помощью двух конических штифтов. Затягивают болты крепления крышки и корпуса.

После этого в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку и устанавливают крышки подшипников с комплектом металлических прокладок. В сквозные крышки подшипников перед установкой, в проточки устанавливают войлочное уплотнение, предварительно пропитанное горячим маслом. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки болтами.

Затем ввёртывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой; закрепляют крышку винтами.

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

Литература

1. Чернавский С.А. "Курсовое проектирование деталей машин", М., Машиностроение, 1979 г.

2. М/УК 150

3. М/УК 151

4. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. "Детали машин. Курсовое проектирование", М., Высшая школа, 1984 г.

5. Иванов М.Н., Иванов В.Н. "Детали машин. Курсовое проектирование", М., Высшая школа, 1984 г.

6. Анурьев В.И. "Справочник конструктора машиностроителя", М., Машиностроение 1979 г., т. 2.

7. Федоренко В.А., Шошин А.И. "Справочник по машиностроительному черчению", Л., Машиностроение, Ленинградское отделение, 1981 г.

8. Шейнблит А.Е. "Курсовое проектирование деталей машин", М., Высшая школа, 1991 г.

9. М/УК 149

Размещено на Allbest.ru


Подобные документы

  • Выбор электродвигателя. Кинематический и силовой расчёты привода. Расчёт роликовой однорядной цепной и цилиндрической зубчатой передач. Проектный расчёт валов редуктора. Подбор подшипников качения и муфты. Смазка зубчатой передачи и подшипников.

    курсовая работа [1,6 M], добавлен 22.03.2015

  • Энергетический и кинематический расчёты привода скребкового конвейера. Параметры открытой и закрытой цилиндрической зубчатой передачи. Расчёт и конструирование валов редуктора. Подбор подшипников для них. Особенности выбора муфты, смазочного материала.

    курсовая работа [414,8 K], добавлен 28.03.2014

  • Выбор двигателя. Кинематический, силовой и энергетический расчет привода. Параметры конической зубчатой и цилиндрической косозубой передач. Разработка конструкций валов, зубчатых колес и корпуса редуктора. Построение эпюр изгибающих моментов, выбор муфты.

    курсовая работа [1,2 M], добавлен 25.10.2012

  • Кинематический расчёт привода и выбор электродвигателя. Расчёт закрытой цилиндрической зубчатой передачи. Конструирование тихоходного вала редуктора. Выбор муфты и расчёт долговечности подшипников. Смазывание зубчатого зацепления, сборка редуктора.

    курсовая работа [1,4 M], добавлен 21.09.2013

  • Выбор электродвигателя и кинематический расчёт. Расчёт зубчатых колёс редуктора. Предварительный расчёт валов редуктора. Определение конструктивных размеров шестерни и колеса, корпуса редуктора. Уточнённый расчёт валов. Выбор сорта масла для редуктора.

    курсовая работа [249,4 K], добавлен 24.07.2011

  • Выбор электродвигателя и кинематический расчёт привода. Предварительный расчёт валов редуктора. Конструктивные размеры шестерни и колеса, корпуса редуктора. Расчёт ременной передачи. Подбор подшипников. Компоновка редуктора. Выбор сорта масла, смазки.

    курсовая работа [143,8 K], добавлен 27.04.2013

  • Кинематический расчёт привода коническо-цилиндрического редуктора. Расчёт клиноременной передачи привода, зубчатых конической и цилиндрической передач. Эскизная компоновка редуктора, расчёт валов на сложное сопротивление, проверочный расчёт подшипников.

    курсовая работа [564,0 K], добавлен 14.10.2011

  • Расчёт срока службы приводного устройства. Выбор двигателя и кинематический расчёт привода. Выбор материала зубчатых колец. Проектный и проверочный расчеты зубчатой и цепной передач, валов редуктора. Выбор шпоночного соединения под зубчатое колесо.

    курсовая работа [237,1 K], добавлен 18.06.2014

  • Конструктивные размеры шестерни, колеса и корпуса. Подбор муфты для привода. Расчет закрытой червячной передачи. Предварительный расчёт валов. Проверка прочности шпоночных соединений. Посадка деталей редуктора. Выбор сорта масла и сборка редуктора.

    курсовая работа [333,9 K], добавлен 26.09.2014

  • Кинематический и силовой расчёты привода. Расчёт тихоходной ступени редуктора. Выбор варианта термообработки зубчатых колес, а также определение средней твердости активной поверхности зубьев. Расчет конической зубчатой передачи с круговыми зубьями.

    курсовая работа [618,5 K], добавлен 14.10.2013

Работы в архивах красиво оформлены согласно требованиям ВУЗов и содержат рисунки, диаграммы, формулы и т.д.
PPT, PPTX и PDF-файлы представлены только в архивах.
Рекомендуем скачать работу.