Проектирование редуктора
Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода. Параметры клиноремённой передачи. Этапы расчета зубчатой передачи. Предварительное проектирование валов редуктора. Конструктивные размеры шестерни и колеса, корпуса редуктора. Компоновка деталей.
| Рубрика | Производство и технологии |
| Вид | курсовая работа |
| Язык | русский |
| Дата добавления | 19.11.2014 |
| Размер файла | 433,5 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/
1
Размещено на http://www.allbest.ru/
Введение
привод зубчатый передача
Курсовой проект по деталям машин является первой конструкторской работой студента, выполненной на основе знаний общеобразовательных, общетехнических и общеспециальных дисциплин. Работа над проектом включает анализ назначения и условий работы проектируемых деталей; наиболее рациональные конструктивные решения с учетом технологических, монтажных, эксплуатационных и экономических требований; и кинематические расчеты; и определение сил, действующих на детали и узлы; и расчеты конструкций на прочность; выбор материалов; и процесс сборки и разборки конструкций; и многое другое.
Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатой или червячной передачи, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.
Назначение редуктора - понижение угловой скорости и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.
Редуктор состоит из корпуса, в котором помещают элементы передач зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д.
Редукторы классифицируют по следующим признакам: типу передачи, числу ступеней, типу зубчатых колес, относительному расположению валов в пространстве, особенностям кинематической схемы. Рассмотрим одноступенчатый цилиндрический редуктор с внутренним зацеплением.
1. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ И кинематический расчет привода
Pn=5 кВт - мощность на эксцентрике 2.
n3 - частота вращения эксцентрика 2.
Определяем КПД привода:
КПД зубчатой закрытой передачи ззп=0,97
КПД подшипников зпк=0,99
КПД клиноремённой передачи зр=0,96
Тогда требуемая мощность двигателя:
Из справочника выбираем двигатель мощностью Рдв?Рn, т. е. Рдв=5,5кВт
По данным табл.П1 [1, с.390]. "Электродвигатели асинхронные серии 4А, закрытые обдуваемые (по ГОСТ 19523-81)". Рассматриваем электродвигатели 3-х марок..
Рассматриваем двигатели с синхронной частотой вращения nc:
|
nc, мин-1 |
1000 |
1500 |
|
|
S, % |
3,3 |
3 |
|
|
nн, мин-1 |
970 |
1455 |
Передаточное отношение привода:
Из справочника для цилиндрической передачи передаточное отношение 3-6,3
Принимаем iр = 3 , iзп = 4iпр= iр . iзп = 12 - передаточное отношение привода
Определяем номинальную частоту вращения вала двигателя:
Выбираем электродвигатель 4А132S6У3, номинальная мощность двигателя Pдв=5,5 кВт, синхронная частота вращения nс=1000 мин-1., номинальная частота вращения nдв. ном=970 мин-1, скольжение S=3,3 %
Производим уточнение передаточных чисел:
Из справочника для зубчатой передачи iзп = 5, тогда
Находим частоты вращения различных валов:
- частота вращения вала двигателя
- частота вращения ведущего вала
- частота вращения ведомого вала
- удовлетворяет условию.
Определяем угловые скорости:
- угловая скорость ведомого вала
- угловая скорость ведущего вала
- угловая скорость вала двигателя
Мощности на валах:
Определяем вращающие моменты:
Момент двигателя:
на валу шестерни:
на валу колеса:
2. Расчет клиноремённой передачи
nдв. ном=970 мин-1 - частота вращения ведущего (меньшего) шкива
Pпередав.= 5259 Вт
iрем = 2.98 - передаточное отношение
s = 0.015 - скольжение ремня.
1. По номограмме выбираем сечение клинового ремня: Б
Технические данные:
lр= 14 мм, А = 1.38 см2, w = 17 мм
2. Вращающий момент Т = 67.1. 103 Н.мм
3. Определяем диаметр ведущего шкива d1, мм:
С учётом того, что d1 не должен быть меньше 125 мм. В целях повышения срока службы ремней рекомендуется применять ведущие шкивы на 1-2 порядка выше d1min.Принимаем d1= 140 мм.
4. Диаметр ведомого (большего) шкива d2, мм:
Ближайшее стандартное значение из таблицы: d2 = 400 мм
5. Уточняем действительные передаточные отношения:
.
Проверим отклонение
6. - минимальное межосевое расстояние.
Ориентировочное межосевое расстояние принимается в 2-3 раза больше полученного.
Принимаем = 800 мм
7. Расчётная длина ремня
Из таблицы находим ближайшее стандартное значение l = 2500 мм.
8. Уточняем действительное межосевое расстояние:
a = 815.7 мм - действительное межосевое расстояние.
Рекомендуется обеспечить уменьшение a на 0.01 l, для обеспечения одевания ремня на шкив, увеличение a на 0.025 l для увеличения натяжения ремней.
9. Угол охвата меньшего шкива:
10. Определяем линейную скорость ремня , м/с :при n1 = 970 об/мин
11. Частота пробегов ремня U, с-1:
12. Допускаемая мощность, передаваемая одним ремнём:
Для сечения Б базовая длина ремня Lб = 2500 мм
5 м/с - 2.17 кВт
10 м/с - 3.72 кВт
Предполагаем, что функция между точками линейна, тогда по линейной интерполяции:
- коэффициент длительности работы и динамичности нагрузки (умеренная нагрузка)
- коэффициент угла обхвата (= 161.80)
- коэффициент влияния относительной расчётной длины к базовой.
13. Сила предварительного натяжения одного ремня F0, Н:
14. Окружная сила, передаваемая комплексом ремней Ft, Н:
15. Сила натяжения ведущей F1 и ведомой F2 ветвей одного ремня ,Н:
16. Сила давления на вал комплекта ремней:
17. Ширина шкивов Bш, мм:для сечения Б : е = 19, f = 12.5
18. Рабочий ресурс клиноременной передачи H0, ч:
- базовое число циклов (для сечения Б)
- длина ремня
- коэффициент, учитывающий влияние передаточного отношения
(при постоянной нагрузке)
где - напряжение растяжения
напряжение изгиба
напряжение от центробежных сил
3. Расчет зубчатой передачи
Выбираем материалы со средними механическими характеристиками:
Шестерня: сталь 45, термическая обработка - улучшение, твердость НВ 230;
Колесо: сталь 45, термическая обработка - улучшение, НВ 200.
Коэффициент , учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца принимаем по таблице, несмотря на симметричное расположение колёс относительно опор. Примем значение этого коэффициента как в случае несимметричного расположения колёс, так как со стороны клиноремённой передачи действует сила давления на ведущий вал, вызывающая деформацию и ухудшение контакта зубьев:
Допускаемое контактное напряжение для косозубых колес из указанных материалов:
[1, табл.3.2]
где - предел выносливости при базовом числе циклов.
Для углеродистых сталей с поверхностью зубьев менее НВ 350 и термической обработкой нормализацией
; [1, с.390]
Коэффициент безопасности для колес из улучшенной стали принимают[SH]=1.1~1,2
Принимаем [SH]=1.1.
Следовательно, расчетное допускаемое контактное напряжение:
[1, табл.3.2]
Мощность на валу эксцентрика(на ведомом валу редуктора): Pв= 5.05 кВт
Принимаем коэффициент ширины венца: =0.4
Межосевое расстояние для передачи с внутренним зацеплением:
Для косозубых передач Ка=43; =5
Определяем межосевое расстояние:
Ближайшее значение aw из единого ряда по ГОСТу: aw =200 мм.
Окружной модуль зацепления
mn = (0.010.02)aw = (0.010.02)200 = 24 мм
Принимаем по ГОСТ 9563-60* mn=2.5 мм [1, с.36]
Определим числа зубьев шестерни и колеса:
Принимаем предварительно угол наклона зубьев
Суммарное число зубьев:
; [3, с.213]
Принимаем z1=26;
z2=z1•iред=26•5=130;
Принимаем z2=130;
Уточняем значение угла наклона зубьев:
=12.838570
Основные размеры шестерни и колеса:
Диаметры делительных окружностей:
шестерни
[3, с.203]
колеса
Проверка межосевого расстояния
.
Диаметры вершин зубьев
da1=d1+2mn=66.67 + 2•2.5=71.67, мм
da2=d2+2mn=333.33 + 5=338,33 мм
Ширина колеса [3, с.213]
ширина шестерни .
Определим коэффициент ширины шестерни по диаметру
.
Окружная скорость колес и степень точности передачи:
.
При v < 10 м/с для цилиндрических косозубых передач принимаем восьмую степень точности. [2, табл.4.7]
Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями
.
Значение коэффициента неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий в результате погрешности зацепления и деформации зубьев KH при bd=1.28 твердости НВ350 и несимметричности расположения колёс (из-за натяжения клиноремённой передачи) KH 1,162 [1, табл.3.5]
Для прямозубых колес при v<5 м/с, НВ350 и восьмой степени точности динамический коэффициент, учитывающий поправку на скорость KHv=1,0
Для косозубых колес при v = 1.14 м/с коэффициент KH=1.07 [1, табл.3.4]
Коэффициент нагрузки для проверки контактных напряжений КН=1.162•1.07•1=1.244
Проверка контактных напряжений:
[3, с.211]
; 426 МПа < 454.5 МПа
Условия прочности выполняются.
Силы, действующие в зацеплении:
Окружная
Радиальная
Осевая
Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба для прямозубых передач:
. [3, с.210]
Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба и ее динамическое действие .
Значение KF при bd=1.28 твердости НВ350 и несимметричности расположения колёс относительно опор(из-за натяжения клиноремённой передачи) KF 1,332 [1, табл.3.7]
Коэффициент динамичности KFv при восьмой степени точности, твердости НВ350 и окружной скорости до 3 м/с - KFv=1,1 [1, табл.3.8]
Следовательно,
.
YF - коэффициент, учитывающий форму зуба, зависящий от эквивалентного числа
зубьев zv:
методом линейной интерполяции: YF1=3,86
YF2=3.6 (при zv > 110)
Допускаемое контактное напряжение .
Коэффициент безопасности .
учитывает нестабильность свойств материала зубчатых колес, =1.75. Для стали 45 улучшение, при твердости НВ350 .
Для шестерни ;
Для колеса [1, табл.3.9]
учитывает способ получения заготовки зубчатого колеса, =1 (для поковок и штамповок). [1, с.44]
Следовательно, .
Допускаемое напряжение:
.
Проверку на изгиб следует проводить для того колеса, для которого отношение меньше. Найдём эти отношения:
Для шестерни
Для колеса
Рассчитываем напряжение изгиба для колеса .
Условие прочности выполнено.
4. ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ РЕДУКТОРА
Диаметр выходного конца вала из расчета на кручение по пониженным допускаемым напряжениям без учета влияния изгиба:
[1, с.161]
Допускаемое напряжение на кручение: для ведущего вала [к1]=20 МПа(Н/мм2),
учитывая то, что ведомый вал испытывает изгиб от натяжения клиноремённой передачи;
для ведомого вала [к2]=25 МПа(Н/мм2);
Тк - крутящий момент, Нмм.
Ведущий вал
Принимаем диаметр выходного конца вала из стандартного ряда R40 (ближайшее большее): = 34,мм
Примем диаметр вала под подшипниками dп1 = 40 мм. Шестерню выполняем за одно целое с валом.
Ведомый вал
Диаметр выходного конца вала при допускаемом напряжении на кручение: [к]=25 МПа
Принимаем dB2=55 мм. Диаметр вала под подшипниками dп2=60 мм, под зубчатым колесом dк2=65 мм.
5. Конструктивные размеры шестерни и колеса
Шестерня: d1=66.67 мм, da1=71.67 мм, b1=85 мм.
Колесо кованое: d2=333.33 мм, da2=338.33 мм
Диаметр ступицы: .
Длина ступицы Принимаем = b2=80 мм.
Толщина обода: д0=(2.5~4)mn=6,25~10 мм. Принимаем д0=10 мм
Толщина диска С=0.3. b2 =0.3. 80= 24 мм. Принимаем С=24 мм.
6. Конструктивные размеры корпуса редуктора
1. Толщина стенки корпуса и крышки редуктора: [1, табл.10.2]
. Принимаем =8 мм.
. Принимаем 1=8 мм.
Толщина фланцев корпуса:
Верхний пояс корпуса: b=1,5• =1,58=12 мм.
Нижний пояс корпуса: р=2,35•1=2,35•8=18,8мм, принимаем р=20 мм.
Диаметры болтов:
1) Фундаментных: d1=(0,03~0,036)aw+12=18~19.2 мм. Принимаем болты с резьбой М20.
2) Соединяющих крышку с корпусом: d3=(0,5~0,6)d1=10~12 мм ,принимаем болты с резьбой М12.
Толщина ребер у основания корпуса: m=(0,85~1)д=4,6~6 мм, принимаем m=8 мм.
7. первый этап компоновки редуктора
Первый этап компоновки служит для приближенного определения положения зубчатых колес относительно опор для последующего определения опорных реакций и подбора подшипников.
Учитывая расстояние аw=200 мм вычерчиваем упрощенно шестерню и колесо в виде прямоугольников; шестерня выполнена за одно целое с валом; длина ступицы равна ширине венца и не выступает за пределы прямоугольника. Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса.
Выбираем способ смазывания: зацепление зубчатой пары - окунанием (погружением зубчатого колеса в масло).
Намечаем радиальные однорядные шарикоподшипники средней серии для шестерни и легкой серии для колеса:
|
Условное обозначение подшипника |
d |
D |
B |
r |
Грузоподъемность, кН |
||
|
мм |
мм |
мм |
мм |
динамическая С |
статическая С0 |
||
|
308 |
40 |
90 |
23 |
2,5 |
31.3 |
22.3 |
|
|
212 |
60 |
110 |
22 |
2,5 |
40.3 |
30.9 |
Диаметры остальных участков валов назначим исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора.
8. ПРОВЕРКА ДОЛГОВЕЧНОСТИ ПОДШИПНИКОВ
Ведущий вал
Из расчета редуктора Ft=4583 Н, Fr=1711 Н, Fа=1044 Н
из первого этапа компоновки редуктора l1= l2=78 мм
Плоскость xz:
а) Определяем опорные реакции:
Проверка:
Верно.
----б) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси X в характерных сечениях 0,1,2:
Плоскость yz:
Проверка: Верно
Суммарные реакции: .
.
Проверяем подшипники по более нагруженной опоре 1.
Намечаем радиальные однорядные шарикоподшипники средней серии 308. Эквивалентная нагрузка подшипников для косозубых цилиндрических редукторов:
[1, с.212],
радиальная нагрузка на подшипник Pr=2565, H;
осевая сила, действующая в зацеплении = 1044, Н
где V- коэффициент вращения кольца, при вращении внутреннего кольца V=1;
kб=1.3 - коэффициент безопасности (легкие толчки, кратковременные перегрузки) [1, табл.9.19]
kT, - температурный коэффициент, при рабочей температуре Т?125° С kT=1 [1, табл.9.20]
Отношение e = 0,25
Отношение X=0.56, Y=1.78
Номинальная долговечность подшипника, млн. об.:
[1, c.211]
где С - динамическая грузоподъемность, Рэ - эквивалентная нагрузка, р=3 - для шарикоподшипников.
Номинальная долговечность в часах:
[1, c.211]
Ресурс подшипника 22710 ч., что подходит для эксплуатации данного редуктора.
Ведомый вал
На тихоходный вал действуют такие же силы, как и на ведущий: Ft=4583 Н, Fr=1711 Н, Fа=1044 Н
Найдем силу действия эксцентрика на вал:
Частота вращения эксцентрика n=65, w = 6.81 рад/с
Примем диаметр эксцентрика = диаметру зубчатого колеса dэкс = 338 мм.
Rэкс = 338/2= 169 мм = 0.169 м.
, , ,
Из первого этапа компоновки редуктора l2=78 мм.
1. Плоскость xz:
б) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси z в характерных сечениях -0,1,2:
2. Плоскость yz:
а) Определяем опорные реакции:
Проверка: Верно
Суммарные реакции: .
[1, с.212]
Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 1
Намечаем радиальные однорядные шарикоподшипники лёгкой серии 212
Эквивалентная нагрузка подшипников для косозубых цилиндрических редукторов:
[1, с.212],
где радиальная нагрузка на подшипник Pr=5494, H;
осевая сила, действующая в зацеплении = 1044, Н
где V- коэффициент вращения кольца, при вращении внутреннего кольца V=1;
kб=1.3 - коэффициент безопасности (легкие толчки, кратковременные перегрузки) [1, табл.9.19]
kT, - температурный коэффициент, при рабочей температуре Т?125° С kT=1 [1, табл.9.20]
Отношение e = 0,23
Отношение X=1, Y=0
Номинальная долговечность подшипника, млн. об.:
[1, c.211]
где С - динамическая грузоподъемность, Рэ - эквивалентная нагрузка, р=3 - для шарикоподшипников.
Номинальная долговечность в часах:
[1, c.211]
Ресурс подшипника 46010 ч., что подходит для эксплуатации данного редуктора.
Данные подшипники после отработки редуктора рекомендуется демонтировать и использовать при ремонтных работах.
9. 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 других деталей.
Вычерчиваем шестерню и колесо по конструктивным размерам, найденным ранее. Шестерню выполняем за одно целое с валом.
Конструируем узлы ведущего и ведомого валов. На ведущем и ведомом валах применяем шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 233-78.
10. проверка прочности шпоночных соединений
Шпонки призматические со скруглёнными краями. Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок по ГОСТ 23360-78. [5, табл.К42]
Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.
Призматические шпонки, применяемые в проектируемых редукторах, проверяют на смятие. Условие прочности:
. [1,с170]
Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице [см]=100120 МПа, при чугунной [см]=5070 МПа.
Ведущий вал. Проверяем шпонку на быстроходном валу под элементом открытой передачи. d=34 мм; сечение шпонки bхh=10x8мм, t1=5 мм, длина шпонки l=56 мм., момент на ведущем валу Т1=152•103 Н•мм
Условие прочности выполнено .
Ведомый вал.
1) Проверяем шпонку под эксцентриком, так как она более нагружена (меньше диаметр вала, и поэтому меньше размеры поперечного сечения шпонки).
d=55 мм; сечение шпонки bxh=16x10 мм, t1=6 мм; длина шпонки l=63 мм, момент на ведомом валу Т2=742,1•103 Н•мм:
.
Ступица изготовлена из стали 45. Следовательно, условие прочности см<[см] выполнено.
2) Проверяем шпонку под зубчатым колесом. d=65 мм; сечение шпонки bxh=20x12 мм, t1=7.5 мм; длина шпонки l=70мм, момент на ведомом валу Т2= 742,1•103 Н•мм:
Условие прочности шпоночного соединения см<[см].
11. уточненный расчет валов
Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения - по отнулевому (пульсирующему).
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].
Будем производить расчёт для предположительно опасных сечений.
Ведущий вал.
Материал вала тот же, что и для шестерни (шестерня выполнена за одно целое с валом), т.е. сталь 45, термическая обработка - улучшение.
По таблице [1, табл.3.3] при диаметре заготовки до 90 мм (da1=50,5 мм) среднее значение В=780 Н/мм2.
Предел выносливости при симметричном цикле изгиба:
.
Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений: .
Сечение A - A
Это сечение при передаче вращающего момента от шкива рассчитываем на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
, [1, с.164]
где амплитуда и среднее значение от нулевого цикла:
. [2, с.164]
При d=34 мм, b=10 мм, t1=5 мм, момент сопротивления кручению сечения вала для валов с одним шпоночным пазом:
[2, табл.8.25]
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:
.
Принимаем эффективный коэффициент концентраций напряжений для данного сечений вала со шпоночным пазом k=1,68 [1,табл.8.5]
Масштабный фактор для касательных напряжений =0,75. [1,табл.8.5]
Коэффициент =0,1 - для углеродистых и легированных сталей [1,с.162]
.
Расчетное значение коэффициента запаса прочности s должно быть не меньше допускаемого [s]=2,5. Условие прочности выполняется: s?[s].
Изгибающий момент от консольной нагрузки в сечении А - А при длине посадочной части l=63 мм, при :
Осевой момент сопротивления сечения изгибу: [2, с.164]
Амплитуда нормальных напряжений изгиба:
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
При отсутствии осевой нагрузки уm=0: [1, с.163]
,
Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А-А:
Расчетное значение коэффициента запаса прочности s должно быть не меньше допускаемого [s]=2,5. Условие прочности выполняется с большим запасом: s?[s].
Так как коэффициент запаса прочности получился большим, то проверять прочность в сечениях Б - Б и В - В нет необходимости.
Ведомый вал.
Материал вала - сталь 45 нормализованная; В=570 МПа . [1, табл.3.3] Предел выносливости при симметричном цикле изгиба: .
Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений: .
Сечение А-А. Диаметр вала в этом сечении d=65 мм. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки. Крутящий момент: T3=742.1 Н.мм = 1.49, = 1.59
Масштабные факторы находим методом линейной интерполяции:
Коэффициенты =0,15, =0.1.
Изгибающий момент в горизонтальной плоскости:
Изгибающий момент в вертикальной плоскости:
Момент сопротивления кручению:
Момент сопротивления кручению:
Амплитуда и среднее значение касательных напряжений отнулевого цикла:
Амплитуда нормальных напряжений изгиба:
, [2, с.164]
При отсутствии осевой нагрузки уm=0. [1, с.163]
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
, [1, с.162]
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
, [1, с.164]
[2, с.164]
Амплитуда нормальных напряжений изгиба:
, [2, с.164]
Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А-А:
Расчетное значение коэффициента запаса прочности s должно быть не меньше допускаемого [s]=2,5. Условие прочности выполняется с большим запасом: s?[s].
Сечение К-К. Концентрацию напряжений обуславливает посадка подшипника с гарантированным натягом и наличием больших изгибающих моментов.
При d=30 мм, b=10 мм, t1=5 мм, для сплошных валов полярный момент сопротивления сечения: ; [2, табл.8.25]
осевой момент сопротивления сечения:
Принимаем значения и для посадок с гарантированным натягом при d=30 мм и В=780 МПа; ; [1,табл.8.7]
Коэффициент =0,1 [1,с.162]
Коэффициент учитывающий влияние шероховатости поверхности, при Ra=0,32~2,5 мкм принимают в=0,97~09; Принимаем в=0,95.
где амплитуда и среднее значение касательных напряжений от нулевого цикла:
, [2, с.164]
Амплитуда нормальных напряжений изгиба:
, [2, с.164]
Мсеч - суммарный изгибающий момент рассматриваемого сечения:
МА-А=
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
, [1, с.164]
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
, [1, с.162]
Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А-А:
Расчетное значение коэффициента запаса прочности s должно быть не меньше допускаемого [s]=2,5. Условие прочности выполняется с большим запасом: s?[s].
12. посадки зубчатого колеса, подшипников и втулок
Посадки назначаем в соответствии с указаниями, данными [1,табл.10.13]
Посадка зубчатого колеса на вал Н7/r6 по ГОСТ 25347-82. Посадка стакана под подшипники качения в корпус Н7/h7. Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала k6. Отклонения в корпусе под наружные кольца по Н7. Распорная втулка на быстроходном валу Н7/h6, на тихоходном валу E9/k6
13. АНАЛИЗ ПОСАДОК
Соединение вал-ступица зубчатого колеса.
Вычерчиваем эскиз соединения и проставляем посадку 40 Н7/r6
Находим предельные отклонения
для отверстия 40 Н7 ES=+25 мкм.
EI= 0 мкм.
для вала 40 r6 es= +50 мкм.
ei= +34 мкм.
Вычисляем предельные размеры отверстия и вала
Dmax= D + ES = 40 + 0.025 =40,025 мм
Dmin= D + EI = 45 мм
dmax = D + es = 40 + 0,050=45.050 мм
dmin = D + ei = 45 + 0,034=45.034 мм
Определяем величины допусков для отверстия и вала
TD=ES - EI = 25-0=25 мкм
Td= es - ei = 50 - 34=16 мкм
Вычисляем предельные значения натягов
Nmax = es - EI =50-0=50 мкм
Nmin = ei- ES = 34-25 = 9 мкм
Строим картину расположения допусков и проставляем: Dmax, Dmin, dmax, dmin, D, ES, EJ, es, ei..Проставляем величины допусков и натягов Nmax, Nmin.
Определяем допуск натяга
TN = TD+Td =25 + 16 = 41 мкм
Соединение вала со ступицей колеса выполнено по посадке с гарантированным натягом 41 мкм. Посадка выполнено в системе отверстия.
Строим картину расположения допусков и проставляем: Dmax, Dmin, dmax, dmin, D, ES, EJ, es, ei..Проставляем величины допусков и натягов Nmax, Nmin.
Рассмотрим посадку распорной втулки на ведущем валу.
Находим величины предельных отклонений для отверстий Ш 30 H7 ES= + 21 мкм EI= 0 мкм для вала Ш 30 h6 es = 0 мкм
ei = -13 мкм
Строим картину расположения допусков и проставляем: Dmax, Dmin, dmax, dmin, D, ES, EJ, es, ei..Проставляем величины допусков и натягов Nmax, Nmin.
Вычисляем предельные размеры отверстия и вала
Dmax= D + ES = 30 + 0,021 =30,021 мм
Dmin= D + EI = 30 + 0 =30 мм
dmax = D + es = 30 + 0=30 мм
dmin = D + ei = 30 - 0,013=29,987 мм
Определяем величины допусков для отверстия и вала
TD=ES - EI = 21-0 = 21 мкм
Td= es - ei = 0+13=13 мкм
Вычисляем предельные значения зазоров
Smax = ES-ei = 21 + 13 = 34 мкм
Smin = EI-es = 0 - 0 = 0 мкм
Определяем допуск зазора
TS = TD+Td =21 + 13 = 34 мкм
Соединение вала с распорной втулкой выполнено по посадке с гарантированным зазором: отверстие Ш 30 Н7 выполнено в системе вала, а вал Ш 30 h6 выполнен в системе отверстия.
Рассмотрим посадку шпоночного соединения выходного конца ведомого вала с полумуфтой:
Находим приложение величин предельных отклонений
для шпонки 8 h9 es = 0 мкм
ei = -36 мкм
для паза втулки и вала 8 Р9 ES= -15 мкм
EI= -51 мкм
Соединение
Вычисляем предельные размеры
для ширины шпонки
dmax = D + es = 8+ 0=8 мм
dmin = D + ei = 8-0,036=7,964 мм
для паза втулки и паза вала
Dmax= D + ES = 8 - 0,015 = 7,985 мм
Dmin= D + EI = 8 - 0,051 = 7,949 мм
Определяем величины допусков
для шпонки
Td = es - ei = 36 мкм
для паза втулки и паза вала
TD = ES-EI = -15+51 = 36 мкм
Вычисляем предельные значения зазоров и натягов для соединения шпонки с пазом втулки и пазом вала.
Nmax = es - EI = 51 мкм
Smax = ES-ei =-15+36= 21 мкм
Данная посадка может быть как с натягом так и с зазором, т. е. посадка переходная в системе вала.
Допуск зазора и натяга
TS=TN=TD+Td=36+36=72 мкм
14. Выбор сорта масла
Смазывание элементов передач производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение цилиндрического колеса примерно на (0,5…5)m соответственно нижнему и верхнему уровням смазки, но не менее 10 мм. Расстояние от поверхности колеса до дна ванны не меньше двухкратной толщины стенки корпуса. [4,с.53]
Объем масляной ванны V определяем из расчета 0,25 дм3 на 1 кВт передаваемой мощности: V=0,255,681,42 дм3. [1,с.321]
Устанавливаем вязкость масла для ванн зубчатых редукторов. [4,табл.51]
При контактных напряжениях Н=382,9 МПа и скорости v=7,19 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 50=55 мм2/с. Принимаем масло индустриальное И-50А. [4,табл.53]
Смазка подшипниковых узлов на валу колеса производится этим же маслом при разбрызгивании его зубчатой передачей.
Смазка подшипниковых узлов на валу шестерни производится пластичным смазочным материалом - солидол синтетический (ГОСТ 4366-76). [1,табл.9.14] Свободное пространство внутри подшипникового узла заполняют на 1/3 объема пластичной мазью. Для подачи смазочного материала применяется пресс-масленка, смазку подают под давлением специальным шприцом.
15. сборка редуктора
Перед сборкой редуктора внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.
Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов:
В ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала, и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80-100С. Собранный ведомый вал укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, прикручивая ее винтами.
На ведущий вал насаживают шарикоподшипник, предварительно нагретый в масле до 80-100С и распорную втулку. Затем устанавливают стакан и второй подшипник. Закрепляют подшипники шлицевой гайкой и устанавливают стакан в корпус редуктора. После этого на ведущий вал ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки и закрепляют крышки болтами.
Перед постановкой сквозных крышек в них закладывают манжетные уплотнения. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки болтами.
Далее на конец ведомого вала в шпоночную канавку закладывают шпонку, устанавливают полумуфту и закрепляют ее.
Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и пробку отдушину, приворачивают фонарный 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.
ЗАКЛЮЧЕНИЕ
В ходе выполнения курсового проекта я научился основам конструкторского дела, приобрел навыки и знания правил, методов проектирования, на примере проектирования цилиндрического одноступенчатого редуктроа с внутренним зацеплением.
Подводя результаты нужно сказать, что расчеты передач по таким критериям, как металлоемкость, габаритные размеры, технологичность изготовления, экономические показатели и конечно компоновка привода дает возможность принять оптимальное решение при выборе типа редуктора.
В результате приобретенные навыки и опыт проектиравания механизмов обшего назначения станет базой для выполнения курсовых проектов по специальным дисциплинам и дипломному проекту.
Список используемой литературы
Чернавский С.А. Курсовое проектирование деталей машин. М.: Машиностроение, 1988.- 416 с.
Чернилевский Д.В. Детали машин и механизмов. Курсовое проектирование. К.: Высшая школа, Головное издательство, 1987г.-328с.
Мовнин М.С. Основы технической механики: Учебник для технологических немашиностроительных специальностей техникумов. Спб.: Машиностроение, 1982г.-288с.
Цехнович Л.И., Петреченко И.П. Атлас конструкций редукторов. К.: Выща школа, 1990.-151с.
Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин. Калининград: Янтар. сказ, 1999г. - 454с.
Воронов В.Р. Примеры анализа посадок. Томск, Изд. ТПУ1989-32 с.
Размещено на Allbest.ru
Подобные документы
Выбор электродвигателя и кинематический расчет. Расчет клиноременной передачи привода, зубчатых колес редуктора, валов редуктора. Конструктивные размеры шестерни и колеса, корпуса редуктора. Компоновка редуктора. Проверка долговечности подшипников.
курсовая работа [505,0 K], добавлен 11.11.2008Выбор электродвигателя и кинематический расчет. Расчет зубчатых колес редуктора. Предварительный расчет валов редуктора. Конструктивные размеры шестерни и колеса, корпуса редуктора. Расчет цепной передачи. Эскизная компоновка редуктора. Выбор масла.
курсовая работа [144,3 K], добавлен 21.07.2008Выбор 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 27.04.2013Проектирование привода для ленточного транспортера. Кинематический расчет и выбор электродвигателя. Расчет зубчатых колес редуктора, валов и выбор подшипников. Конструктивные размеры шестерни и колеса корпуса редуктора. Этапы компоновки, сборка редуктора.
курсовая работа [224,9 K], добавлен 29.01.2010Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет привода. Расчет зубчатой и цепной передачи редуктора. Конструктивные размеры корпуса и крышки редуктора. Подбор подшипников для валов редуктора и шпонок, проверочный расчет шпоночных соединений.
курсовая работа [255,4 K], добавлен 25.02.2011Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода. Расчет зубчатых колес и валов редуктора. Конструктивные размеры шестерни, колеса и корпуса редуктора. Расчет цепной передачи, компоновка редуктора. Проверка долговечности и прочности подшипника.
курсовая работа [136,1 K], добавлен 31.05.2010Выбор электродвигателя и кинематический расчет. Предварительный расчет валов редуктора. Конструкция ведущего вала. Размеры шестерни, колеса, корпуса редуктора. Расчет клиноременной передачи. Компоновка редуктора. Проверка долговечности подшипников.
курсовая работа [705,8 K], добавлен 13.01.2014Выбор электродвигателя и кинематический расчет. Расчёт зубчатой передачи, валов, открытой передачи. Конструктивные размеры вала, шестерни, корпуса и крышки. Проверка долговечности подшипника, прочности шпоночных соединений. Компоновка и сборка редуктора.
курсовая работа [964,7 K], добавлен 05.05.2015Выбор электродвигателя и кинематический расчет. Расчет зубчатых колес редуктора. Конструктивные размеры шестерни и колеса, корпуса редуктора. Расчет цепной передачи. Проверка долговечности подшипника, прочности шпоночных соединений. Выбор сорта масла.
курсовая работа [1,2 M], добавлен 05.12.2012Кинематический расчёт привода. Расчет зубчатых колес редуктора. Конструктивные размеры шестерни и колеса. Проверка прочности шпоночных соединений. Расчет цепной передачи. Конструктивные размеры корпуса и крышки редуктора. Выбор основных посадок деталей.
курсовая работа [378,9 K], добавлен 18.08.2009
