Розробка ескізного проекту циліндричного редуктора

Вибір оптимального варіанта компонування редуктора, конструювання валів і основні розрахунки. Визначення ресурсу підшипників проміжного вала редуктора. Конструювання з'єднань, розробка ескізу компонування й визначення основних розмірів корпусних деталей.

Рубрика Производство и технологии
Вид курсовая работа
Язык украинский
Дата добавления 21.11.2010
Размер файла 4,3 M

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.

F2 = F1 YF2 / YF1, МПа,

де YF1 і YF2 коефіцієнти, що враховують форму зубів, відповідно, шестірні й колеса, призначувані за графіком мал. 8.20, [2] залежно від числа зубів z і коефіцієнта зсуву X; Ft окружна сила в зачепленні, Н (див. п. 1.7.2); bw ширина зубчастого вінця, мм; m модуль зачеплення, мм.

Напруги в підставі зубів косозубих коліс визначаються по формулах:

для шестірні:

F1 = YF1 ZF Ft KF / (bw m), МПа,

де ZF коефіцієнт, що обчислюється по формулі

ZF = KF Y /

KF коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження між зубами (див. табл. 8.7, [2]);

Y ураховує роботу зуба як пластини (а не балки) і визначається рівністю

Y = 1 / 140;

для колеса:

F2 = F1 YF2 / YF1, МПа.

Значення YF1 і YF2 призначають за графіком мал. 8.20 [2] залежно від умовних чисел зубів шестірні zV1 = z1 / cos3 і колеса

zV2 = z2 / cos3.

1.8.6 Висновок про працездатність передачі

Передача вважається працездатної, якщо виконуються умови:

1) контактна витривалість поверхонь зубів,

H [H] ;

2) витривалість зубів шестірні,

F1 [F]1 ;

3) витривалість зубів колеса,

F2 [F]2 .

2. ДРУГИЙ ЕТАП ЕСКІЗНОГО ПРОЕКТУ. РОЗРАХУНКИ ПІДШИПНИКІВ КОЧЕННЯ РЕДУКТОРА

Для виконання розрахунків підшипників кочення використовується інформація з розділів 1.4, 1.6 і 1.7.

2.1 Визначення ресурсу підшипників проміжного вала редуктора

Розрахункова схема проміжного вала розглядається у двох площинах площини XY і XZ і представлена на мал. 2.1.

Мал. 2.1

Для визначення п'яти опорних реакцій в опорах 3 і 4 (відповідно опори швидкохідного вала позначені 1 і 2, а опори тихохідного 5 і 6) використовуються рівняння статики. Координати e і c знайдені по мал. 1.4 розділу 1.4.

Навантаження на підшипник визначаються геометричним підсумовуванням опорних реакцій по формулах:

опора 3 плаваюча навантажена радіальним навантаженням

, Н;

опора 4 фіксована навантажена радіальним і осьовим навантаженнями

, Н;

Fa = R4X .

Помітимо, що при зміні знака обертаючого моменту напрямок сили Fa1(Т) міняється на протилежне й ситуація міняється.

Діаметр dП цапфи вала знайдений раніше (див. п.1.4), це дає можливість попередньо підібрати підшипники для розглянутих опор. Починають підбор з підшипників кулькових однорядних легкої серії.

Приклад. dП = 25 мм, що відповідає підшипнику № 205, з розмірами D = 52 мм, d = 25 мм, bП = 15 мм, динамічна вантажопідйомність ІЗ = 14000 Н, статична вантажопідйомність ІЗ0 = 6950 Н.

Ресурс підшипника Lh визначається з рівності:

, година,

де a1, a2 коефіцієнти, що враховують властивості матеріалів кілець і тіл кочення й імовірність безвідмовної роботи, обумовлені по табл. 16.3 [2]. У проектних розрахунках можна приймати a1 a2 = 1; показник ступеня кривої утоми. Для кулькових підшипників = 3, для роликових = 3,33; n частота обертання, у нашім випадку n = n = n; P еквівалентне навантаження, обумовлене рівнянням:

Pr = (X V Fr + Y Fa) Kд Kt,

розв'язуваним із залученням таблиць із каталогів і довідників (наприклад, табл. 16.5 [2]).

Порядок визначення P наступний. Спочатку визначається (вибирається) тип підшипника, наприклад, радіальний кульковий однорядний і обчислюється відношення Fa / C0, і перебуває значення параметра осьового навантаження e. Потім, обчислюється величина Fa / (V Fr), що рівняється з параметром e. При цьому можливі три варіанти:

1, Fa / (V Fr) < e;

2, Fa / (V Fr) = e;

3, Fa / (V Fr) > e.

Кожному із цих варіантів відповідають певні значення коефіцієнта радіальної X і осьовий Y навантажень.

Коефіцієнт V у формулі залежить від виду навантаженняйого коліс. У нашім випадку внутрішнє кільце підшипника обертається разом з валом, а зовнішнє нерухомо, тому V = 1, коефіцієнт динамічного навантаження Kд = 1,3 (для редукторів), а температурний коефіцієнт Kt = 1.

Працездатність підшипника вважається забезпеченої з імовірністю безвідмовної роботи 0,9, якщо дотримується умова

Lh Lhe,

прийняте по табл. 1.1. У противному випадку необхідно використовувати підшипники середньої або важкої серії або, якщо це не приводить до мети, в опорах установлюють радіальноупорні конічні або кулькові радіальноупорні підшипники.

2.2 Опори з конічними й кульковими радіальноупорними підшипниками

Для проміжних валів редукторів із циліндричними зубчастими колесами, в основному, застосовується схема «враспор», показана на мал. 2.2.

Мал. 2.2

2.2.1 Радіальноупорні конічні підшипники (тип 7000)

Конічні радіоупорні підшипники підбираються за ДСТ 33379 виходячи з раніше знайденого діаметра dП . З каталогу перебувають їхні параметри розміри, динамічну вантажопідйомність C і статичну вантажопідйомність C0, а також параметр осьового навантаження є і коефіцієнт осьового навантаження Y. У випадку, якщо в таблицях параметр e не приводиться, його можна обчислити з умови:

e = 1,5 tg, де кут контакту (звичайно = 12...18…18)

Радіальні навантаження визначені вище (це Fr3 і Fr4), осьові навантаження визначаються в наступному порядку:

1) складається рівняння рівноваги, для нашого випадку:

FA + Fa3 Fa4 = 0;

2) підраховуються значення власних їх осьових

S3 = 0,83 e Fr3;

S4 = 0,83 e Fr4;

3) для забезпечення працездатності підшипника необхідно дотримання умов

Fa3 S3 і Fa4 S4,

порушення яких приводить до перерозподілу навантаження на тіла кочення на один два ролики й до різкого скорочення ресурсу підшипника;

4) визначаються Fa3 і Fa4, для чого статично невизначене завдання вирішується методом спроб. Спочатку припускають Fa3 = S3, при цьому

Fa4 = FA + S3 S4.

При дотриманні цієї умови призначаємо:

Fa3 = S3 і Fa4 = FA + S3.

У противному випадку приймають:

Fa4 = S4 і Fa3 = S4 FA.

Еквівалентне навантаження підраховується по формулах:

при Fa / (V Fr) e,

P = V Fr Kд Kt; (2.1)

при Fa / (V Fr) > e,

P = (X V Fr + Y Fa) Kд Kt

с підстановкою X = 0,4 і Y, обраного з каталогу.

Далі визначається ресурс підшипника Lh (див. п. 2.1) і перевіряється умова Lh Lhe.

2.2.2 Радіоупорні кулькові підшипники (тип 6000)

Алгоритм визначення осьових сил аналогічний наведеному в п. 2.2.1, однак значення параметра осьового навантаження залежить від відношення радіального навантаження до осьового Fa / (V Fr) нелінійно й значення e визначається по табл. 16.5 [2], по якій можна залежно від співвідношення Fa / (V Fr) e або в противному випадку вибрати коефіцієнти X і Y і знайти еквівалентне навантаження по формулам (2.1).

3. ТРЕТІЙ ЕТАП рГР. КОНСТРУЮВАННЯ ОСНОВНИХ З'ЄДНАНЬ, РОЗРОБКА ЕСКІЗУ КОМПОНУВАННЯ Й ВИЗНАЧЕННЯ ОСНОВНИХ РОЗМІРІВ КОРПУСНИХ ДЕТАЛЕЙ

3.1 З'єднання валступица

Передача обертаючого моменту Т у з'єднаннях зубчастих коліс із валами можуть бути виконані з використанням шпонок (призматичних ДЕРЖСТАНДАРТ 2336078 і сегментних ДЕРЖСТАНДАРТ 24071 80) або зубчастими з'єднаннями.

3.1.1 З'єднання призматичними шпонками

Підбор шпонок виробляється по таблицях стандартів у функції діаметра вала d, що визначає ширину шпонки b і висоту h. Приймаючи величину напруг зминання, що допускаються, [(див] =…120 Мпа, визначають робочу довжину шпонки (мм) по формулі:

lр 4T103 / (d h [див]).

Повна довжина шпонки першого виконання (з округленими торцями)

l = lр + b/

Отримане значення погодиться зі стандартом (див. табл. 19.11, [3]) і приймається з ряду довжин, зазначеного в цій таблиці. Позначення шпонки, наприклад, для вала d = 48 мм. Шпонка 14(9(63 ДЕРЖСТАНДАРТ 2336078.

3.1.2 З'єднання сегментними шпонками

Розміри таких шпонок характеризуються фіксованим значенням її довжини l, тому їхній розрахунок можливий тільки у вигляді перевірочного:

см = 2 Т 103 / (k l d) [див],

де k висота площадки контактування шпонки з пазом вала.

3.1.3 З'єднання прямобочні зубчасті

Застосовуються у випадку недостатньої навантажувальної здатності шпонками, оскільки виробництво таких з'єднань малими серіями нерентабельно.

Розрахунки таких з'єднань проводять як у проектному, так і в перевірочному варіантах.

Проектний розрахунок зводиться до вибору з'єднання по стандарті (переважно легкої серії) у функції діаметра вала. По таблицях ДЕРЖСТАНДАРТ установлюються: D зовнішній діаметр, d внутрішній діаметр, розміри фасок f, число зубів. Призначається спосіб центрування. Далі приймаючи допускаються навантаження, що, зминання для нерухливих з'єднань [див] по табл. 6.1 [2], визначаємо необхідну довжину з'єднання (мм):

l = 2 Т 103 / (z h dср [див]),

де dср середній діаметр з'єднання, dср = 0,5 (D + d); h висота зуба, h = 0,5 (D d) f (мм).

Перевірочний розрахунок проводять у формі:

см = 2 Т 103 / (z h dср l) [див].

3.1.4 З'єднання зубчасті

Застосовуються, в основному, в авіаційній промисловості із-за високій навантажувальній здатності й гарній пристосованості до умов навзаводи виробництва на універсальному зуборізному встаткуванні.

Параметри модуль m, число зубів z, коефіцієнти зсуву й т.п., визначають у функції діаметра D з'єднання.

Розрахунки проводять по вищенаведеному методі (див. п. 3.1.3) з наступними особливостями:

середній діаметр визначається по формулі:

dm = m z;

висота зуба:

h = 0,8 m.

3.2 Основні розміри корпуса редуктора

Корпусні деталі редукторів загального призначення мають складну форму, при цьому найбільш раціональної є технологія їхнього виготовлення з виливків (частіше із чавуну марки СЧ15) з наступною механічною обробкою. Корпус редуктора, вали якого розміщені в одній площині, виконують, що складається з підстави корпуса й кришки з розніманням у площині валів.

Конструювання корпуса рекомендується починати із його внутрішньої порожнини, використовуючи результати попередніх розрахунків (див. п.1.3.2) і зображення на мал. 1.1 і 1.2, у натуральну величину. При цьому отримані раніше розміри зубчастих коліс, міжосьові відстані, зазори між колесами й корпусними деталями відтворюються без змін. На цьому зображенні попередньо пророблені (див. п.1.4) конструкції валів (див. мал. 1.4.) з підшипниками й розглядаються можливі варіанти конструкцій кришок підшипників фланцевих або зловмисників. Заставні кришки (див. гл. 7 [2]) не вимагають додаткових кріплень, що істотно спрощує конструкцію корпуса в цілому. Кришки, через які проходять вали редуктора мають отвори й розточення під ущільнювальні манжети, наприклад за ДСТ 875279. Між упорними торцями кришок і зовнішніх кілець підшипників передбачають зазори, у які укладаються дистанційні кільця або втулки,, що підбираються звичайно при складанні для установки оптимальних зазорів у підшипниках.

Ескіз редуктора у двох проекціях показаний на мал. 3.1 (штрихування не показане). Розміри c і e знайдені раніше (див. п.1.5 і мал. 1.4). Основні розміри, що визначають зовнішні обриси корпуса знаходять у функції товщини стінки ( (мм), що обчислюється по формулі

.

Ширина фланця рознімання корпуса f, діаметр d різьблення гвинта, що з'єднує кришку й підставу корпуса, діаметр df фундаментних гвинтів, розмір k відстань від підшипника до торця припливу корпуса й ін. визначаються наближеними рівностями:

f = (2...2…2,5); ;

k=(0,18...0…0,20)DП ? 18 мм; df = 1,25d;

b = (0,25...0…0,40)

Значення, отримані розрахунком по цих формулах, необхідно округлити до цілих значень, бажано по ряду Ra 20, а діаметри різьблення приймають по стандарті на метричні різьблення ДЕРЖСТАНДАРТ 872481.

3.3 Вибір деталей нарізних сполучень

З'єднання кришки й підстави корпуса може бути виконано різними способами (див. [3, 4 і ін.]). У варіанті, зображеному на мал. 3.2 (штрихування не показане), використані гвинти ДЕРЖСТАНДАРТ 1173872, головки яких розміщені у відповідних розточеннях кришки корпуса. Координата осі гвинта визначається графічно відповідно до зображення, на якому показаний розмір Е, певний, для нашого випадку, на мал. 3.1 графічно або розрахунком

E = 2(c + e) bп.

Мал. 3.1.а.

Мал. 3.1.б.

Мал. 3.2.

Гвинти розташовуються симетрично щодо осей валів, по можливості ближче (але не ближче, чим 4...5 мм) до зовнішніх кілець підшипників, інші гвинти (болти, шпильки) приблизно рівномірно по стику кришки й корпуса.

Розмір прорізу люка bл визначається з умови доступності у внутрішню порожнину корпуса в різних ситуаціях, при яких розбирання редуктора небажане, наприклад, влучення сторонніх предметів внаслідок необережних дій і т.п., тобто bл ? 150 мм.

3.4 Загальні рекомендації до виконання ескізів

У рамках РГР зображення, виконане в масштабі 1:1 на міліметровому або гладкому папері, відповідно до мал. 3.1, досить для подання викладачеві з метою визначення можливості й доцільності подальшої розробки даного варіанта в рамках курсового проекту по дисципліні «Деталі машин і основи конструювання».

Оформлення текстової документації по РГР повинне містити логічно зв'язаний виклад змісту всіх розрахунків, відповідно до послідовності, представленої в даних методичних вказівках, відповідно до вимог ЕСКД і стандарту підприємства СТП УГАТУ 00298. Роботу оформляється у вигляді пояснювальної записки на аркушах формату А4. Малюнки й схеми розташовуються по тексту або на окремих аркушах. Послідовність подання даних заголовний аркуш, титульний аркуш, зміст, введення, основна частина, розбита на розділи з відповідною нумерацією, висновок. Список літератури оформляється відповідно до п. 1.8 СТП УГАТУ 00298.

ВИСНОВОК

У методичних вказівках рекомендуються алгоритми дій, спрямованих на розробку конструкції редукторів приводів загального призначення, вантажопідйомних машин і машин безперервного транспорту. Можливі й інші способи розробки оптимальних по тим або інших параметрах оптимізації виробів даного класу. Сучасний стан розрахункових методів досить різноманітно, тому не виключається використання іншої літератури, різних програмних продуктів і аналогічних засобів, що гарантують відповідність виробу встановленим вимогам. Однак для розуміння сутності процесу проектування необхідно безпосередньо ознайомитися з алгоритмом створення ескізного проекту як бази для подальшої роботи зі створення конструкторської документації, що і є головним завданням виконання РГР по дисципліні деталі машин і основи конструювання.

СПИСОК ЛІТЕРАТУРИ

1. Завдання на курсовий проект: методичні вказівки до курсового проектування по дисципліні «Деталі машин і основи конструювання» / Прокшин С.С., Сидоренко А.А., Федоров В.А. -К., 2006.

2. Иванов М.Н. Детали машин: Учеб. для студентов вузов. 6е изд., перераб. М.: Высш. шк., 2000 383 с., ил.

3. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для машиностроительных специальностей вузов. 8е изд., перераб. и доп. М.: Высшая школа, 2003 496 с., ил.

4. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование: Учеб. пособие. 2е изд., перераб. и доп. М.: Высшая школа, 1990 399 с., ил.

5. Підшипники кочення: Довідник каталог / Під ред. В.Н. Наришкіна й Р.В. Коросташевського. К., 1994. 280 с., іл.

6. Підшипники кочення й вільні деталі: Каталог / під. Ред.. Л.Г. Бордишева, Л.П. Носова. - К., 2003

7. Анурьєв В.И. Довідник в 3х томах. - К., 2003

8. Стандарт підприємства. Графічні й текстові конструкторські документи. Вимоги до побудови, викладу, оформленню. - К., 2003

9. Довідник по геометричному розрахунку евольвентних зубчастих і черв'ячних передач / Під ред. І.О. Болотовського. - К., 2003


Подобные документы

  • Розробка і розрахунок проекту механічного приводу з черв'ячним редуктором. Вибір електродвигуна, кінематичні розрахунки і визначення основних параметрів передачі. Розрахунок і конструювання деталей редуктора: розробка валів, вибір підшипників і корпусу.

    курсовая работа [504,2 K], добавлен 18.10.2011

  • Проектування та розрахунок двоступінчастого редуктора, визначення кінематичних та силових параметрів приводу. Розрахунок циліндричних передач (швидкохідної та тихохідної), валів редуктора, вибір підшипників та шпонок для вхідного та проміжного валів.

    курсовая работа [3,5 M], добавлен 14.10.2011

  • Проект косозубого циліндричного редуктора. Вибір електродвигуна, кінематика; розрахунок зубчастих коліс, валів, ланцюгової передачі. Конструктивні розміри шестерні, колеса і корпуса. Перевірка довговічності підшипників, шпонкових з’єднань; компонування.

    курсовая работа [208,5 K], добавлен 13.11.2012

  • Визначення основних параметрів та вибір електродвигуна. Вихідні дані для розрахунку передач приводу. Проектування передач приводу та конструювання валів, визначення їх розмірів. Вибір підшипників кочення та муфт. Конструювання елементів корпусу.

    курсовая работа [1,4 M], добавлен 17.09.2010

  • Енергокінематичний розрахунок приводу конвеєра. Ескізне компонування редуктора. Розрахунок закритої циліндричної зубчастої передачі. Конструювання вала та перевірка його міцності на згин і кручення. Розрахунок підшипників кочення, шпонкових з’єднанань.

    курсовая работа [706,8 K], добавлен 29.03.2011

  • Вибір електродвигуна. Кінематичні та силові параметри приводу. Проектування зубчастої передачі. Розрахунок валів редуктора, підшипників. Змащування і ущільнення деталей. Розміри корпуса і передач редуктора. Конструювання зубчастої, кулачкової муфти.

    курсовая работа [2,8 M], добавлен 27.12.2015

  • Енергокінематичний розрахунок приводу. Розрахунок ланцюгової та зубчатої передачі, тихохідного та швидкохідного ступеня редуктора. Розробка ескізного проекту. Вибір підшипників для швидкохідного, проміжного та тихохідного валу. Вибір муфти та мастила.

    курсовая работа [2,2 M], добавлен 25.03.2013

  • Визначення кінематичних і силових параметрів приводу, підшипників веденого та ведучого вала. Проектний розрахунок плоскопасової та циліндричної прямозубої передачі. Характеристика одноступеневого циліндричного редуктора. Метали для зубчастих коліс.

    курсовая работа [518,5 K], добавлен 19.04.2015

  • Розрахунок параметрів привода, плоскопасової передачі, тихохідної та швидкохідної ступенів, ведучого, проміжного та веденого валів. Вибір електродвигуна. Підбір підшипників і шпонок. Конструювання корпуса та кришки редуктора, зубчастих коліс та шківів.

    курсовая работа [5,7 M], добавлен 05.06.2014

  • Особливості проектування механічного привода у складі циліндричної та клинопасової передач. Розрахунок валів на міцність при роботі редуктора без заміни підшипників під час строку служби. Компоновочний вибір підшипників. Ескізна компоновка редуктора.

    курсовая работа [757,7 K], добавлен 08.09.2014

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.