Проектирование одноступенчатого цилиндрического редуктора

Размещено на http://www.allbest.ru/

Содержание

Введение

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода

2. Подбор материала зубчатых колес

3. Расчет зубчатых колес редуктора

4. Предварительный расчет валов редуктора

5. Конструктивные размеры шестерни и колеса

6. Конструктивные размеры корпуса редуктора

7. Расчет параметров открытой передачи

8. Первый этап компоновки редуктора

9. Выбор подшипников качения

10. Проверка долговечности подшипников

11. Второй этап компоновки редуктора

12. Проверка прочности шпоночных соединений

13. Уточненный расчет валов

14. Выбор и анализ посадок

15. Выбор сорта масла

16. Сборка редуктора

Заключение

Список использованной литературы

Введение

Во многих отраслях машиностроения большое практическое применение получили редукторы. Редуктор - это механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи мощности от двигателя к рабочей машине.

Данный курсовой проект включает в себя анализ назначения и условий работы проектируемых деталей, наиболее рациональные конструктивные решения с учетом технологических, монтажных, эксплуатационных и экономических требований, кинематические расчеты, определение сил, действующих на детали и узлы, расчеты конструкций на прочность, выбор материалов, процесс сборки и разборки конструкций и многое другое.

Основные цели проекта: Овладеть техникой разработки конструкторских документов на различных стадиях проектирования, приобрести навыки самостоятельного решения инженерно-технических задач, научиться работать со стандартами, различной инженерной, учебной, и справочной литературой (каталогами, атласами, Классификатором ЕСКД).

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

Значения КПД [таблица 1.1, стр. 5] примем:

КПД пары цилиндрических зубчатых колес (редуктор) = 0,98; коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения = 0,99; КПД открытой зубчатой передачи = 0,96; КПД, учитывающий потери в опорах вала = 0,99.

Общий КПД привода:

= [2, с. 4]

= 0,98 0,96 0,99 = 0,913.

Требуемая мощность электродвигателя:

[2, с. 4]

Вт

Оптимальное передаточное отношение [2, с. 8]:

i = i_р i_озп = (2…6) (2…6) = (4…36)

Таблица 2 - выбор электродвигателя

Частота электродвигателя	Тип привода
3000	37,5
1500	18,75
1000	12,5
750	9,38

По таблице П1 приложения [стр. 390] выбираем трехфазный электродвигатель короткозамкнутый серии 4А, закрытый обдуваемый, марки 4А112М4У3 с частотой вращения n_с = 1500 мин^-1, мощностью Р_эл.дв. = 5,5 кВт и скольжением S = 3,7 %.

Определим номинальную частоту вращения вала электродвигателя [2, с. 4]:

n_ном = n_c (1 - S)

n_ном = 1500 (1 - 0,037) = 1444,5 мин^-1

Найдем угловую скорость вращения вала электродвигателя:

[2, с. 290]

рад/с

Передаточное отношение привода:

[2, с. 8]

Теперь передаточные числа для редуктора примем u_p = 5, а для открытой зубчатой передачи u_озп = 3,6.

И так, кинематические характеристики первого вала редуктора: частота вращения n₁ = 1444,5 мин^-1, угловая скорость ₁ = 151,3 рад/с, а вращающий момент:

Т₁ = [2, с. 291]

Т₁ = = 36,6 Н м

Определим кинематические характеристики второго вала редуктора.

Частота вращения:

n₂ = [2, с. 291]

n₂ = = 289 мин^-1

Угловая скорость:

[2, с. 291]

= 30,3 рад/с

Вращающий момент:

Т₂ = Т₁ u_p [2, с. 291]

Т₂ = 36,1 5 = 180,5 Н м

Кинематические характеристики третьего вала: частота вращения n₃ = 80 мин^-1, угловая скорость:

[2, с. 291]

рад/с

Вращающий момент:

Т₃ =

Т₃ = = 602,4 Н м

Таблица 3 - кинематические характеристики валов привода

Вал	Частота вращения, мин-1	Угловая скорость, рад/с	Вращающий момент, Н * м
1й	1444,5	151,3	36,1
2й	289	30,3	180,5
3й	80	8,3	602,4

2. Подбор материала зубчатых колес

Выбираем материалы со средними механическими характеристиками [таблица 3.3, стр. 34]: для шестерни - сталь 45, термическая обработка - улучшение, твердость - HB 230; для колеса - сталь 45, термическая обработка - улучшение, твердость - HB 200.

Допускаемые контактные напряжения:

[2, с. 33]

где - предел контактной выносливости при базовом числе циклов;

K_HL - коэффициент долговечности;

[S_H] - коэффициент безопасности.

[Таблица 3.2, стр. 34] предел контактной выносливости при базовом числе циклов для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев менее HB 350 и термической обработкой - улучшением:

 [2, с. 34]

Коэффициент долговечности принимаем K_HL = 1, т.к. число циклов нагружения каждого зуба колеса больше базового :

K_HL = , [2, с. 33]

где - реальное число циклов;

- базовое число циклов.

Для шестерни :

K_HL = = 0,478

Для колеса:

K_HL = = 0,621

Коэффициент безопасности [S_H] =1,10.

Для косозубых колес допускаемое контактное напряжение рассчитывается по формуле:

[2, с. 35]

где - допускаемые контактные напряжения для шестерни ,

- допускаемые контактные напряжения для колеса.

МПа

МПа

Тогда расчётное допускаемое контактное напряжение:

[МПа

Требуемое условие:

[2, с. 35]

выполнено (410 525,44).

3. Расчёт зубчатых колес редуктора

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев вычисляется по формуле:

, [2, с. 32]

где Ka = 43 - для косозубых передач;

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца. Принимаем по таблице 3.1 (стр.32) = 1,15;

= (0,25ч0,63) - для косозубых передач. Принимаем = 0,3.

141,4 мм

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66 = 140 мм.

Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации:

m_n=(0,01…0,02) ? [2, с. 293]

m_n=(0,01…0,02) ? 140 = (1,4…2,8) мм

принимаем по ГОСТ 9563-60^* m_n=2.

Предварительно примем угол наклона зубьев в=10⁰ и определим числа зубьев шестерни и колеса:

[2, с. 293]

Z₁ = = 22,9

Принимаем z₁=23, тогда:

Z₂ = Z₁ u [2, с. 293]

Z₂ = 23 5 = 115

Рассчитаем уточненное значение угла наклона зубьев:

[2, с. 34]

= = 0,985

в = 9⁰ 7

Основные размеры шестерни и колеса:

Диаметры делительные:

[2, с. 45]

d₁ = = 46,7 мм

d₂ = = 233,3 мм

Проверку произведем по формуле:

[2, с. 45]

мм

Диаметры вершин зубьев [2, с. 4]:

d_a1 = 46,7 + 2 2 = 50,7 мм

мм

Диаметры окружности впадин зубьев:

[2, с. 45]

Ширина колеса:

[2, с. 294]

 мм

Ширина шестерни:

мм

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

[2, с. 294]

Принимаем (стр. 39)

Определяем окружную скорость колес и степень точности передачи [2, с. 294]:

= 3533 мм/с = 3,53 м/с

Для косозубых колес при скорости до 10 м/c назначают 8-ю степень точности по ГОСТ 1643-81; при этом =1,0ч1,05 (стр. 32).

Рассчитаем коэффициент нагрузки по формуле:

где - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями. Принимаем =1,09 (по таблице 3.4, стр. 39);

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца. Принимаем =1,04 (по таблице 3.5, стр. 39);

- динамический коэффициент. Принимаем =1,0 (по таблице 3.6, стр. 40).

Проверка контактных напряжений по формуле [2, с. 31]:

Рассчитаем силы, действующие в зацеплении:

Окружная сила [2, с. 294]:

F_t = = 1546 Н

Радиальная [2, с. 158]:

где б - угол зацепления в нормальном сечении.

F_r = 1546 = 571,3 Н

Осевая [2, с. 158]:



F_a = 1546 0.17 = 264,3 Н

Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба:

[2, с. 46]

где - коэффициент нагрузки;

- коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев Z_v.

Найдём коэффициент нагрузки :

[2, с. 42]

где - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба. Выбираем (по таблице (3.7), стр. 43) = 1,10;

- коэффициент, учитывающий динамическое действие нагрузки. Выбираем (по таблице (3.8), стр.43) = 1,1

Найдём коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев Z_v:

[2, с. 46]

Для шестерни [по ГОСТ 21354-75 (стр. 42)] Y_F1 = 3,90, т.к.:

Z_v1 = = 24

Для колеса [по ГОСТ 21354-75 (стр. 42)] Y_F2 = 3,6, т.к.:

Z_v2 = = 120,3

Определяем допускаемое напряжение по формуле :

[2, с. 43]

где - коэффициент безопасности.

По таблице (3.9) [стр. 44] для стали 45 улучшенной при твердости HB350 =1,8HB: для шестерни: =1,8 ? 230 = 415 МПа

для колеса: =1,8 ? 200 = 360 МПа

Коэффициент безопасности :

где - коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала зубчатых колес. По таблице (3.9) = 1,75 (стр. 44);

- коэффициент, учитывающий способ получения заготовок зубчатого колеса. Для поковок и штамповок =1,0, тогда коэффициент безопасности = 1,75.

Допускаемые напряжения для шестерни и колеса равны:

МПа

МПа

Определяем коэффициент по формуле :

 [2, с. 46]

где - угол наклона делительной линии зуба

Определяем коэффициент по формуле :

[2, с. 47]

где =1,5 - коэффициент торцевого перекрытия;

n=8 - степень точности зубчатых колес

Проверяем прочность зубьев на выносливость по напряжениям изгиба:

Условие прочности выполнено.

4. Предварительный расчёт валов редуктора

Предварительный расчёт проведём на кручение по пониженным допускаемым напряжениям:

[2, с. 161]

где Т - крутящий момент,

- допускаемое напряжение на кручение. Для ведущего вала =25 МПа, для ведомого вала =20 МПа.

Ведущий вал:

d_{в1 =} = 19,5 мм

У подобранного электродвигателя марки 4А112М4У3 (по таблице П2) диаметр вала может быть только d_дв = 32 мм. Выбираем фланцевую муфту с расточками полумуфт под d_дв = 32 мм и d_в1 = 24 мм. Примем под подшипниками d_п1 = 25 мм. Под шестерней d_к1 = 27 мм.

Ведомый вал:

d_{в2 =} = 35,8 мм

Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда (стр. 162): d_в2 = 36 мм. Диаметр вала под подшипниками принимаем d_п2 = 40 мм, под зубчатым колесом d_к2 = 45 мм.

5. Конструктивные размеры шестерни и колеса

Размеры шестерни: d₁ = 46,7 мм; d_а1 = 50,7 мм; b₁ = 47 мм.

Колесо кованое, его размеры: d₂ = 233,3 мм; d_а2 = 237,3 мм; b₂ = 42 мм.

Диаметр ступицы:

d_ст = 1,6 d_к2

d_ст = 1,6 45 = 72 мм

Длина ступицы:

l_ст = (1,2…1,5) d_к2

l_ст = (1,2…1,5) 45 = (54…67,5) мм

Принимаем длину ступицы l_ст =54,5 мм.

Толщина обода:

= (2,5…4) m_n

= (2,5…4) 2 = (5…8) мм

Принимаем = 8 мм.

Толщина диска:

C = 0,3 b₂

С = 0,3 42 = 12,6 мм

Диаметр центровой окружности :

Диаметр отверстий:

мм

Толщина рёбер:

s = 0,8C [2, с. 233]

s = 0,8 12,6 = 10,08 мм

6. Конструктивные размеры корпуса редуктора

Основные элементы корпуса редуктора из чугуна определяем по таблице 20.2 [2, с. 241]. Толщина стенки одноступенчатого цилиндрического редуктора:



мм

Принимаем мм.

Толщина крышки редуктора:

мм

Принимаем мм.

Толщина верхнего пояса (фланца) корпуса:

мм

Толщина нижнего пояса (фланца) крышки корпуса:

мм

Толщина нижнего пояса корпуса:

мм

Принимаем мм.

Диаметры фундаментальных болтов:



Принимаем болты с резьбой М20.

Диаметры болтов, крепящих крышку к корпусу у подшипников:

мм

Принимаем болты с резьбой М12.

Диаметры болтов, соединяющих крышку с корпусом:

мм

Принимаем болты с резьбой М10.

7. Расчёт параметров открытой передачи

Для открытой зубчатой конической передачи выберем для изготовления шестерни легированную сталь 40Х улучшенную с твердостью HB 270, а для колеса сталь 40Х улучшенную с твердостью HB 245.

Допускаемые контактные напряжения рассчитываем по формуле 13:

для шестерни МПа

для колеса МПа

И допускаемое контактное напряжение по формуле 16:

[МПа

Внешний делительный диаметр колеса:

[2, с. 49]

где коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, при консольном расположении одного из колес принимаем по таб. 3.1 (стр. 32) = 1,35;

коэффициент ширины венца по отношению к внешнему конусному расстоянию (принимаем рекомендуемое значение ).

Для колес прямозубых передач =99.

мм

Ближайшее значение = 400 мм.

Примем число зубьев шестерни z₁ = 23, число зубьев колеса z₂ = 81, тогда u = 3,52 (отклонение от стандартного значения составляет 0,84%).

Внешний окружной модуль:

[2, с. 52]

мм 5 мм

Углы делительных конусов :

 [2, с. 52]

Внешнее конусное расстояние:

мм

Ширина венца:

[2, с. 52]

мм

Внешний делительный диаметр шестерни:

мм

Средний делительный диаметр шестерни :

[2, с. 365]

мм

Средний окружной модуль зубьев :



мм

Коэффициенты ширины шестерни по среднему диаметру:

Средняя окружная скорость и степень точности передачи:

[2, с. 366]

м/с

Принимаем 7-ю степень точности, назначаемую обычно для конических передач.

Коэффициент нагрузки для проверки контактных напряжений:

[2, с. 49]

по табл. 3.5 =1,24

по табл. 3.4 =1,0

по табл. 3.6 =1,0

Таким образом

=

Проверка контактных напряжений:

[2, с. 47]

МПа<[] = 460 МПа

Окружная сила:

[2, с. 366]

Н

Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба:

[2, с. 366]

Коэффициент нагрузки ==1,62

по табл. 3.7 (стр. 43)=1.62, по табл. 3.8 (стр. 43) =1,0.

Коэффициент выбирается следующим образом:

[2, с. 366]

Для шестерни

Для колеса

При этом = 3,75 и =3,60.

Допускаемое напряжение:

[2, с. 367]

По табл. 3.9 для стали 40Х улучшенной при твердости НВ<350 предел выносливости при отнулевом цикле изгиба =1,8 НВ; для шестерни =1,8270=486 МПа; для колеса МПа.

Коэффициент безопасности , как и в основном расчете.

Допускаемые напряжения и отношения :

для шестерни МПа; МПа;

для колеса МПа; МПа.

Дальнейший расчет ведем для зубьев колеса, так как

< [2, с. 367]

Проверяем зуб колеса:

МПа<

Условие выполняется.

Параметры конических зубчатых колёс приведены в таблице 4.

Таблица 4 - конические зубчатые колёса с круговыми зубьями

Параметры	Обозначение и значение параметра
Внешний делительный диаметр	de1 = 115 мм; de2 = 400 мм
Внешний торцовый модуль	me = 5 мм
Внешнее конусное расстояние	Re = 210,5 мм
Ширина венца	b = 60 мм
Среднее конусное расстояние	R = 180,5мм
Средний окружной модуль	m = 4,3 мм
Внешняя высота зуба	he = 11 мм
Средний делительный диаметр	d1 = 90,3 мм; d2 = 348,3 мм
Внешняя высота головки зуба	hae = 5 мм;
Внешняя высота ножки зубы	hfe = 6 мм;
Угол делительного конуса	;
Угол ножки зуба	f = 1,6
Угол головки зуба	a = 1,6
Внешний диаметр вершин зубьев	dae1 = 124,6 мм; dae2 = 402,73 мм;

8. Первый этап компоновки редуктора

Компоновку обычно проводят в два этапа. Первый этап компоновки служит для приближенного определения положения зубчатых колес и шестерни открытой конической передачи относительно опор для последующего определения опорных реакций и подбора подшипников.

Компоновочный чертеж выполняем в одной проекции - разрез по осям валов при снятой крышке редуктора; желательный масштаб 1:1.

Учитывая межосевое расстояние а_w=140 мм, вычерчиваем упрощенно шестерню и колесо в виде прямоугольников, очерчиваем внутреннюю стенку корпуса.

Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса, зазор от торца шестерни: А₁ = 1,2•д = 1,2•8 = 10 мм, зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса примем: А = 20 мм, остальные расстояния и зазоры принимаем конструктивно.

Предварительно намечаем радиально упорные однорядные шарикоподшипники легкой и особо легкой серии (; габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников d_n1 = 25 мм и d_n2 = 40 мм.

Измерением находим расстояния: на ведущем валу l₁ = 41,5 мм и на ведомом l₂ = 44,5 мм, l₃ = 96,5 мм.

9. Выбор подшипников качения

Таблица 5 - шарикоподшипники радиально-упорные однорядные

Условное обозначение подшипника	d	D	B	r	Грузоподъемность, кН
	мм	мм	мм	мм	динамическая С	статическая С0
36105	25	47	12	1	11,8	6,29
36208	40	80	18	2	38,0	23,2

10. Проверка долговечности подшипников

Ведущий вал (рисунок 2).

Из предыдущих расчетов и первого этапа компоновки F_t = 1546 H, F_r = 571,3 Н, F_a = 264,3 H, l₁ = 41,5 мм.

Реакции опор:

в плоскости xz

в плоскости yz



Рисунок 2. Расчетная схема ведущего вала

Проверка

Суммарные реакции

Эквивалентная нагрузка:

[2, с. 212]

где радиальная нагрузка Р_r1 = 801 H; осевая нагрузка Р_а = F_a =264,3; V = 1 (вращается внутреннее кольцо); коэффициент безопасности для приводов К = 1; К_Т = 1 [2, с. 214].

Отношение , е = 0,39 [2,с. 212],

отношение тогда X = 1; Y = 0

Расчетная долговечность, млн. об

[2, с. 211]

Расчетная долговечность, ч

[2, с. 211]

Ведомый вал (рисунок 3).

На колесе несет нагрузки: F_t = 1546 H, F_r = 571,3 Н, F_a = 264,3 H; На коническом колесе: F_tk = 3652,7 H, F_rk = 363,3 Н, F_ak = 1278,8 H; Из первого этапа компоновки l₂ = 44,5 мм, l₃ = 96,5 мм, R=49,3 мм.

в плоскости хz:



Рисунок 3. Расчетная схема ведомого вала

в плоскости уz:



Отношение , е = 0,39 [2,с. 212], отношение тогда X = 1; Y = 0.

Н; млн.об.

Номинальная долговечность в часах:

, [2, с.307]

ч

Сроки службы подшипников больше срока эксплуатации редуктора.

11. Второй этап компоновки редуктора

Второй этап компоновки имеет целью конструктивно оформить зубчатые колеса, валы, корпус, подшипниковые узлы и подготовить данные для проверки прочности валов и некоторых деталей.

Вычерчиваем шестерню и колесо по конструктивным размерам, найденным ранее.

Конструируем узлы ведущего и ведомого валов. На ведущем и ведомом валах применяем шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 233-78. Вычерчиваем шпонки, принимая их длины на 5-10 мм меньше длин ступиц.

12. Проверка прочности шпоночных соединений

Шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок по ГОСТ 23360-78. Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.

Условие прочности:

[2, с.310]

Допускаемые напряжения смятия [_см]=100120 МПа.

Ведущий вал. Проверяем шпонку на быстроходном валу - под полумуфтой: d = 24 мм; сечение шпонки b х h = 8 x 7 мм, t₁ = 4 мм, длина шпонки l = 30 мм, момент на ведущем валу Т₁ = 36,1 Нм.

Условие прочности выполнено. Полумуфту изготавливают из чугуна марки СЧ 20.

Проверяем шпонку под шестерней: d = 27 мм; сечение шпонки b x h =8 x 7 мм, t₁ = 4 мм; длина шпонки l = 38 мм, момент на валу Т₁ = 36,1 Нм.

Ступица изготовлена из стали 45. Следовательно, условие прочности _см<[_см] выполнено.

Ведомый вал. Проверяем шпонку под колесом тихоходного вала: d = 45 мм; сечение шпонки b x h =14 x 9 мм, t₁ = 5,5 мм; длина шпонки l = 40 мм, момент на ведомом валу Т₂ = 180,5*10³ Нм.

Ступица изготовлена из стали 45. Следовательно, условие прочности _см<[_см] выполнено.

Проверяем шпонку под коническим зубчатым колесом: d=36 мм; сечение шпонки bxh=10 x 8мм, t₁ = 5 мм; длина шпонки l = 52 мм, момент на валу Т₂ = 180,5*10³ Нм.

Условие выполнено. Зубчатое колесо изготавливают из стали 45.

13. Уточненный расчет валов

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

Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности s для опасных сечений и сравнении их с требуемыми (допускаемыми) значениями [s]. Прочность соблюдена при s[s].

Ведущий вал (рисунок 4).

Материал вала сталь 45, термическая обработка - улучшение.

При диаметре заготовки до 90 мм (в нашем случае d_в1 = 27мм) среднее значение _в = 780 МПа [2, с. 34].

Рисунок 4. Сечения ведущего вала

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений

Сечение А-А. Это сечение при передаче вращающего момента от электродвигателя через муфту рассчитываем на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.

Коэффициент запаса прочности [2, с.164]

где амплитуда и среднее значение отнулевого цикла

При d = 24мм, b = 8 мм, h = 7 мм, t₁ = 4 мм

.

Принимаем [2, c. 165, c. 166] k = 1,68 [табл. 8.5]; = 0,77 [табл. 8.8]; = 0,1.

s = s - коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям.

ГОСТ 16162-78 указывает на то, чтобы конструкция редукторов предусматривала возможность восприятия радиальной консольной нагрузки, приложенной в середине посадочной части вала. Величина этой нагрузки для одноступенчатых зубчатых редукторов на быстроходном валу должна быть при

Приняв у ведущего вала длину посадочной части под муфту равной длине полумуфты l = 40 мм, получим изгибающий момент в сечении А-А от консольной нагрузки



Амплитуда нормальных напряжений изгиба [2. с. 314]

_m = 0 - среднее напряжение.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям [2, c. 165, 166] k = 1,8, =0,92.

Результирующий коэффициент запаса прочности

Сечение Б-Б. Диаметр вала в этом сечении 27 мм b = 8 мм, h = 7 мм, t₁ = 4 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки под шестерней.

Принимаем [2, c. 165, c. 166] k = 1,8, k = 1,68 [табл. 8.5]; =0,92, = 0,77 [табл. 8.8]; = 0,1; крутящий момент Т₁ = 36100 Н*мм.

Изгибающий момент в горизонтальной плоскости

Изгибающий момент в вертикальной плоскости

Суммарный изгибающий момент в сечении Б-Б

Момент сопротивления кручению

Момент сопротивления изгибу

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

Амплитуда нормальных напряжений изгиба

МПа

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

Результирующий коэффициент запаса прочности в сечении Б-Б

Ведомый вал (рисунок 5).

Материал вала такой же, как у ведущего.

Рисунок 5. Сечения ведомого вала

Сечение А-А. Диаметр вала в этом сечении 36 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки под коническим зубчатым колесом. Принимаем [2, c. 165, c. 166] k = 1,8, k = 1,68 [табл. 8.5]; =0,85, = 0,73 [табл. 8.8]; = 0,1; крутящий момент Т₂ = 180500 Н*мм.

Изгибающий момент в сечении А-А:

Момент сопротивления кручению

Момент сопротивления изгибу

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

Амплитуда нормальных напряжений изгиба

МПа

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

Результирующий коэффициент запаса прочности в сечении А-А

Сечение Б-Б. Диаметр вала в этом сечении 45 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки под колесом. Принимаем [2, c. 165, c. 166] k = 1,8, k = 1,68 [табл. 8.5]; =0,83, = 0,71 [табл. 8.8]; = 0,1; крутящий момент Т₂ = 180500 Н*мм.

Изгибающий момент в сечении Б-Б

Момент сопротивления кручению и момент сопротивления изгибу

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

Амплитуда нормальных напряжений изгиба

МПа

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям



Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

Результирующий коэффициент запаса прочности в сечении Б-Б

Таблица 6 - уточненный расчет валов

	Ведущий вал	Ведомый вал
Сечение	А-А	Б-Б	А-А	Б-Б
Коэффициент запаса s	11,16	3,2	3,3	3,9

Во всех сечениях s > [s].

14. Выбор и анализ посадок

Посадки назначаются в соответствии с указаниями, данными в табл. 10.13 [2, с. 263] по ГОСТ 25347-82.

Таблица 7 Посадка зубчатого колеса на ведущий вал 45H7/p6.

Деталь	max, мм	min, мм
Отверстие	45,025	45,000
Вал	45,042	45,026



Рис. 6

N_max = 45,042 - 45,000 = 0,042 мм

N_min = 45,026 - 45,025 = 0,001 мм

Рис. 7

Вывод: Посадка с натягом в системе отверстия.

Таблица 8 Посадка ведомый вал - распорная втулка 25E9/k6.

Деталь	max, мм	min, мм
Отверстие	25,092	25,040
Вал	25,015	25,002



Рис. 8

S_max = 25,092 - 25,002 = 0,090 мм

S_min = 25,040 - 25,015 = 0,025 мм

Рис. 9

Вывод: Посадка с зазором в системе вала.

Таблица 9 Посадка крышка - корпус редуктора 47H7/h8.

Деталь	max, мм	min, мм
Отверстие	47,025	47,000
Вал	47,000	46,961



Рис. 10

S_max = 45,042 - 45,000 = 0,064 мм

S_min = 47,000 - 47,000 = 0,000 мм

Рис. 11

Вывод: Посадка с зазором в системе отверстия.

15. Выбор сорта масла

Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до максимального уровня, объёмом 1 литр. По табл. 10.8 [2, с. 253] устанавливаем вязкость масла, она должна быть примерно равна 2810^-6 м²/с. Принимаем масло индустриальное И-30А.

16. Сборка редуктора

Перед сборкой редуктора выполняют все технические требования, представленные на сборочном чертеже. Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом, начиная с узлов валов: в ведущий вал закладывают шпонку 8х7х38 и напрессовывают шестерню до упора в бурт вала. Затем надевают распорную втулку и шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле.

В ведомый вал, аналогично, закладывают шпонку 14х9х40 и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала. Затем надевают распорную втулку и шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле.

Собранные валы укладывают в основание корпуса, устанавливают крышку с помощью двух конических штифтов, затягивают болты, крепящие крышку к корпусу (после закрепления крышки болтами штифты можно убрать).

На валы надевают распорные кольца, ставят крышки подшипников, предварительно подобрав регулировочные прокладки. Делают проверку на отсутствие заклинания подшипников и окончательно закрепляют крышки подшипников.

Затем через смотровой люк заливают масло (в количестве 1 литр), с помощью маслоуказательного жезла проверяют уровень масла, закрывают смотровой люк, затягивают его болтами (между люком и корпусом укладывают прокладку из технического картона). Собранный редуктор обрабатывают и подвергают испытаниям на стенде по программе, установленной техническими условиями.

Заключение

В ходе проектирования невозможно было подобрать «экономически-выгодный» радиально-упорный подшипник. Это, скорее всего, и является главным недостатком редуктора. Для того, чтобы выбрать подшипник подешевле (или тот, который будет выдерживать меньшую нагрузку), можно будет попробовать, к примеру, поставить подшипники радиально однорядные особолегкой серии или уменьшить вал, выбрав изначально другой электродвигатель, с меньшим диаметром вала. Хотя ведомый вал подобран нормально, и мне кажется, что если взять вал с меньшим диаметром, то в конечном итоге не выполнится условие в уточненном расчете вала.

На примере проектирования одноступенчатого цилиндрического редуктора я приобрел навыки проектирования, основы конструирования, работы с учебной литературой и справочными данными. Надеюсь, что это пригодится мне в дальнейших работах.

электродвигатель редуктор шестерня подшипник

Список использованной литературы

1) Конструирование узлов и деталей машин: учеб. пособие для студ. высш. учеб. заведений / П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов. - 9-е изд., перераб. и доп. - М.: Издательский центр «Академия», 2011. - 496 с.

2) Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие / С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин, Г.М. Ицкович, В.П. Козинцов. - 3-е изд., стереотипное. Перепечатка с издания 2013. - М.: ООО ТИД «Альянс», 2005. - 416 с.

3) Атлас конструкций редукторов, Учеб. пособие. - 2-е изд., перераб. и доп. - К: Выща шк. 1990. - 151 с.: ил.

4) Черчение: учебник для машиностроительных специальностей средних специальных учебных заведений. - 2-е изд., перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 2012. - 303с. с ил.

Размещено на Allbest.ru