3389

Проектирование редуктора и выбор типа зубчатых колес

Курсовая

Производство и промышленные технологии

Целью курсовой работы является получение навыков самостоятельного применения теоретических знаний для решения практических задач, связанных с техническим моделированием и созданием несложных технических устройств практического назначения. В...

Русский

2012-10-31

353 KB

24 чел.

Введение

Целью курсовой работы является получение навыков самостоятельного применения теоретических знаний для решения практических задач, связанных с техническим моделированием и созданием несложных технических устройств практического назначения.

В процессе выполнения работы используются элементы научных исследований, творческий подход, изобретательство. Навыки проектирования и конструирования помогут в будущей работе в качестве учителей технологии при организации занятий с учащимися и руководстве творческими проектами школьников.


1. Подбор электродвигателя, определение передаточного числа

редуктора и выбор типа зубчатых колес в зависимости от их

окружной скорости

  1.  Определяем требуемую мощность на ведущем валу редуктора

По формуле (1) методических указаний [1], принимая КПД редуктора

 кВт

1.2. Выбор электродвигателя

По табл. П1 [1] выбираем электродвигатели, мощность которых Nдв несколько больше требуемой мощности N1. Таких электродвигателей четыре:

а) АО2-71-2, Nдв = 22 кВт, nдв = 2900 об/мин;

б) АО2-71-4, Nдв = 22 кВт, nдв = 1460 об/мин;

в) А2-71-6, Nдв = 22 кВт, nдв = 970 об/мин;

г) АО2-81-8, Nдв = 22 кВт, nдв = 735 об/мин;

д) АО2-82-10, Nдв = 22 кВт, nдв = 585 об/мин

Выбираем тот электродвигатель, который обеспечивает расчетное значение передаточного числа, ближайшее к стандартному:

а) ip = nдв/n2 = 2910/720 = 4,02;

отклонение ip от стандартного iГОСТ, указанного в табл. П2:

б) ip = nдв/n2 = 1460/720 = 2,02;

в) ip = nдв/n2 = 970/720 = 1,34;

г) ip = nдв/n2 = 735/720 = 1,021;

д) ip = nдв/n2 = 585/720 = 0,81;

Наименьшее отклонение ip от iГОСТ имеется для электродвигателя АО2-71-2, Δ = 2,1%, что является допустимым.

1.3. Определяем угловую скорость ведущего ω1 и ведомого ω2 валов редуктора:

;

.

1.4. Определяем ориентировочное значение окружной скорости шестерни

;

Здесь диаметр шестерни dвш определяем по формуле (8) [1]:

м.

Следовательно,

 м/с.

Приняв среднее значение, получим: Vш = 8,7 > 4 м/с.

Следуя рекомендациям [1] на стр. 7, принимаем редуктор с косозубыми колесами.

2. Расчет зубчатого зацепления редуктора

2.1. Выбор материалов шестерни и колеса, определение допускаемых напряжений.

а) Приводим обоснование выбора материалов шестерни и колеса ([1] см. табл. П3,П5).

Так как Vш = 8,7 м/с находится в пределах > 6, а также характер передаваемой нагрузки без толчков и ударов, то в качестве материала шестерни выбираем сталь 35х и материала колеса – сталь 50.

б) Находим ориентировочные значения диаметров заготовок шестерни и колеса по формулам [1] (9) и (10):

;

.

в) Выписываем основные механические характеристики материалов шестерни и колеса из табл. П5 [1].

Показатели

Элементы передач

шестерня

колесо

Марка стали

Вид заготовки

Термообработка

Диаметр заготовки, мм

35х

поковка

улучшение

60

50

поковка

нормализация

245

Предел прочности σв, Н/мм2

Предел текучести σт, Н/мм2

Твердость по Бринеллю НВ

736

490

220

589

294

180

г) Определяем допускаемые контактные напряжения для материалов шестерни и колеса, используя формулы (11), (12) и (13) [1].

Число циклов нагружения Nц каждого зуба рассчитываемого колеса за весь срок службы передачи:

для шестерни

циклов

для колеса

циклов

где  - расчетная долговечность редуктора, час.

Коэффициент режима работы для зубьев шестерни

Коэффициент режима работы для зубьев колеса

Так как в обоих случаях kpk < 1, то в соответствии с рекомендацией на стр. 8 [1] принимаем для шестерни и колеса kpk = 1,0.

Допускаемое контактное напряжение для зубьев шестерни

 Н/мм2.

Допускаемое контактное напряжение для зубьев колеса

 Н/мм2.

д) Определяем допускаемые напряжения изгиба для расчета зубьев на циклическую прочность.

Так как, согласно заданию, редуктор нереверсивный (одностороннее действие нагрузки), то применяем формулу (14) [1].

Предел выносливости материала при симметричном цикле изменения напряжений:

для шестерни, изготовленной из легированной стали, находим по формуле (17) [1]

Н/мм2.

для зубчатого колеса, изготовленного из углеродистой стали, находим по формуле (16) [1]

 Н/мм2.

Требуемый коэффициент запаса прочности для стальных поковок, подвергнутых нормализации и улучшению [n] = 1,5 (см. стр. 8 [1]).

kσ – эффективный коэффициент концентрации напряжений у корня зуба для стальных зубчатых колес, подвергнутых нормализации или улучшению принимаем kσ = 1,5 (см. стр. 9 [1]).

Коэффициент режима нагрузки при расчете зубьев на изгиб kpu находим по формуле (18) [1]:

для шестерни

,

для колеса

.

Так как в обоих случаях kpu < 1, то в соответствии рекомендацией на стр. 9 [1] принимаем для шестерни и колеса kpu = 1,0.

Допускаемые напряжения изгиба для расчета зубьев на циклическую прочность:

для шестерни

 Н/мм2,

для зубчатого колеса

 Н/мм2.

2.2. Определение основных параметров зубчатого зацепления редуктора из условия контактной прочности поверхностного слоя зубьев.

а) Определяем межосевое расстояние А в мм по формуле (19) [1]

.

Допускаемое контактное напряжение следует брать для зубьев колеса [σ]kk = 495 Н/мм2, т.к. оно меньше, чем для зубьев шестерни [σ]kш.

Расчетный момент на валу шестерни определяем с учетом формул (20) и (21) [1]

.

Коэффициент нагрузки предварительно принимаем k = 1,3, т.к. еще не все параметры зубчатого зацепления известны.

Коэффициент ширины зубчатого колеса принимаем ψА = 0,4, с учетом рекомендаций на стр. 10 [1].

kn – коэффициент, зависящий от типа зубчатых колес. Для косозубых колес при β≤25º принимаем kn ≈ 1,35 (см. стр. 11 [1]).

Следовательно, межосевое расстояние

 мм.

В соответствии с ГОСТ 2185-66 из табл. П9 [1] выбираем А = 140 мм.

б) Определяем нормальный модуль зацепления:

 мм.

В соответствии с табл. П10 [1] принимаем mn = 2,0 мм.

в) По формуле (25) [1] определяем суммарное число зубьев.

Принимаем zc = 138.

Число зубьев шестерни:

Принимаем zш = 28, тогда zk = zczш = 138 – 28 = 110.

г) Находим действительные значения передаточного числа iд и угловой скорости колеса ωкд

.

Так как iд = iГОСТ = 4, то отклонение Δ = 0, см. формулу (6) [1].

д) Фактический угол наклона зубьев определяем из выражения:

.

Угол наклона β = 9,7010.

д) Определяем диаметры делительных окружностей шестерни dш и колеса dк по формулам (29) и (30) [1]:

;

.

Проверка:

.

2.3. Расчет зубьев на контактную прочность.

Проверка зубьев на контактную прочность  выполняется с помощью неравенства (31) [1], в соответствии с которым расчетное контактное напряжение σк не должно превышать допускаемой величины [σ]к:

.

Так как прочность зубчатого колеса меньше прочности шестерни, то допускаемое контактное напряжение [σ]к следует брать для зубчатого колеса: [σ]кк = 495 Н/мм2.

а) Из предыдущего известно, что

iд = 4, А = 140 мм, kn = 1,35.

б) Определяем ширину зубчатого колеса

,

условие  выполняется (см. стр. 10 [1]).

в) Определяем расчетный момент на валу шестерни Мрш с учетом уточненного коэффициента нагрузки k по формуле

.

Уточняем коэффициент нагрузки k. Для этого определяем действительную окружную скорость

 м/с.

Согласно таблице П4 [1] (для цилиндрического косозубого редуктора с твердостью материалов колес < 350НВ) окружной скорости V = 8,86м/с>8м/с соответственно шестая степень точности зацепления. Однако для уменьшения коэффициента динамичности принимаем седьмую степень точности.

По таблице П6 [1] находим kдин = 1,6.

Коэффициент концентрации нагрузки kIкц не учитывающий характер ее изменения, определяем по табл. П11 [1]. Для седьмой степени точности зацепления и относительной ширины колеса ; kIкц = 1,15.

Так как передача работает с значительными колебаниями, то х = 0,3 (см. стр. 10) и коэффициент концентрации нагрузки:

.

Коэффициент нагрузки

.

Полученный коэффициент нагрузки оказался больше чем принятое ранее значение, поэтому пересчитаем расчетный момент на валу шестерни

Подставляем полученные величины в неравенство (31) [1]:

Следовательно контактная прочность зубьев будет обеспечина.

2.4. Расчёт зубьев на выносливость при изгибе

Для прямозубых передач расчёт ведётся по формуле (32):

,

где и и []и – расчётное и допускаемое напряжения от изгиба зуба.

а) Проверку зубьев на прочность при изгибе выполняем для того зубчатого колеса передачи, для которого произведение YЭ[]и окажется меньшим.

Для этого находим эквивалентные числа зубьев шестерни zЭш и колеса zЭк по формуле (34):

zЭш = zш/cos3β ≈ 30,

zЭк = zк /cos3β ≈ 115.

Коэффициенты формы зубьев шестерни и колеса определяем по табл. П12 [1]: YЭш = 0,416, YЭк = 0,484.

Сопоставляем величины произведений YЭ[]и :

YЭш[0]иш =0,416242 = 100 Н/мм2;

YЭк[0]ик = 0,484174 = 84 Н/мм2.

В данном случае проверочный расчет на изгиб следует выполнить для зубьев колеса, имеющих меньшую прочность по сравнению с зубьями шестерни.

б) Крутящий момент на валу зубчатого колеса:

Мрк = Мрш i = 99,84 = 400 Нм = 400 103 Нмм.

в) Остальные параметры для расчёта по формуле (32)[1]:

cosβ=0,9857;YЭк = 0,484; mn = 2 мм; В = 56 мм; zк = 110, knu = 1,4 (см. стр.13) [1].

г) Определяем расчетное напряжение и и сравниваем его с допускаемым значением [0]ик = 174 Н/мм2:

.

Следовательно, сопротивление усталости зубьев при изгибе обеспечено.

2.5. Определяем основные геометрические размеры шестерни и колеса

Шестерня

Колесо

Элементы зубьев:

Высота головки зуба hа  = mn  = 2 мм;

Высота ножки hf  = 1,25mn = 1,25 2 = 2,5 мм;

Полная высота зуба h = 4,5 мм

Диаметры делительных окружностей

dш = 58,20 мм

dк = 222,60 мм

Диаметры окружностей выступов

dеш=dш + 2mn = 58,20 + 22 = 62,20 мм

dек = dк + 2mn = 222,60 + 22 = 232,60 мм

Диаметры окружностей впадин

dtш =dш -2,5mn=58,20-2,52=53,20 мм

d= dк - 2,5mn = 222,60 - 2,52 = =218,60мм

Сводная таблица основных параметров редуктора

Параметры

Обозначение

Единицы измерения

Значение параметра

Ведущее звено

Ведомое звено

Для всего редук- тора

1

2

3

4

5

6

7

8

9

10

11

Мощность

Передаточное число

Угловая скорость

Тип передачи

Межосевое расстояние

Число зубьев

Угол наклона зубьев

Модуль нормальный

Коэффициент ширины колеса

Диаметры делительных окружностей

Ширина зубчатых колес

N

i

А

z

mn

А

d

В

кВт

с-1

мм

мм

мм

мм

17,9

304,7

косозубая

28

2

58,20

17,2

75,3

косозубая

110

2

222,60

4

косозубая

140

9,701º

2

0,4

56

3. Расчёт валов редуктора

В проектном расчете валов редуктора определяем диаметры выходных концов валов из расчета на кручение.

а) Принимаем для валов материал: сталь 45, для которой допускаемое напряжение при кручении []к = 30 Н/мм2 (МПа);

б) Определяем крутящие моменты, возникающие в поперечных сечениях выходных концов валов:

ведущий вал:  Мш = N1 /ш = 17900/304,7 = 59 Нм;

ведомый вал: Мк = Мшiд = 594 = 236 Нм.

в) Диаметры выходных концов валов:

ведущий вал

в соответствии с ГОСТ 6636-69 принимаем dвш = 22 мм (см. стр. 13)[1], диаметр вала под подшипником dвш = 25мм, под шестерней dвш = 35 мм;

принимаем dвк" = 34 мм, диаметр вала под подшипником dвк = 40мм, под шестерней dвк = 50 мм;

г) Решаем вопрос о конструкции вала шестерни (см. стр. 14)[1].

Расстояние x от впадины зуба до шпоночного паза:

;

где t1 = 4,8 мм – глубина паза в валу шестерни (см. табл. П14);

2,5mn/cos = 2,52/0,9857 = 5,07;

Так как x = 4,3 > 2,5mn/cos  = 5,07, то шестерня будет насадной.

4. Конструктивные размеры зубчатой пары

 

Зубчатые колеса выполняются штампованными, так как предусмотрен серийный выпуск редуктора.

Шестерня

Колесо

Диаметр ступицы dст  1,6dв

dст = 1,635 = 56 мм

dст = 1,650 = 80 мм

Длина ступицы lcm B, но при соблюдении условия lcm = (1,2…1,5)dв

lcm = (1,2…1,5)40 = (48…65)

принимаем lcm = 56 мм

lcm = (1,2…1,5)50 = (60…75)

принимаем lcm = 60 мм,

Толщина обода 0 = (2,5…4)mn, но при соблюдении условия 0 8 мм

0 = (2,5…4)2 = (5…8) мм, принимаем 0=8 мм

Внутренний диаметр обода D0 : D0 = dе - 2(0 + h), где h = 2,25mn = 4,5 мм

Шестерня

Колесо

Dош = 62,21 – 2(8 + 4,5) 37 мм

Dок = 222,60 – 2(8 + 4,5) 208 мм

Выясняем, надо ли делать облегчающие отверстия в зубчатых колесах;

для этого проверяем, соблюдается ли условие: di /dв 2,5

58,20/35 = 1,6 < 2,5

облегчающие отверстия не делаем

222,60/50 = 4,47 > 2,5

предусматриваем облегчающие отверстия; диаметр окружности, проведенной через отверстия:

Dотв.к= 0,5(Dок+dсm) = 0,5(208+80)  144 мм;

диаметр отверстий

dотв = (15…25) мм,

принимаем dотв = 20 мм

Толщина диска С = (0,2…0,3)В,

С = (0,2…0,3)56 = (11,2…16,8) мм, принимаем С = 12 мм

5. Размеры элементов корпуса и крышки редуктора

5.1. Толщина стенки корпуса редуктора:  = 0,025А + 1 (но не менее 8мм); = 0,025 140 + 1 = 4, 5 мм. Принимаем  = 8 мм.

5.2. Толщина стенки крышки редуктора: 1 = 0,02А + 1 = 0,02140+ 1 = =3,8 мм; принимаем 1 = 8 мм.

5.3. Толщина верхнего пояса корпуса: b = 1,5 = 1,5 8 = 12 мм.

5.4. Толщина пояса крышки: b1 = 1,51 = 1,5 8 = 12 мм.

5.5. Толщина нижнего пояса корпуса: р = 2,35 = 2,35 8 = 18,8 мм, принимаем р = 20 мм.

5.6. Толщина ребер: 0,85 = 0,85 8 = 6,8 мм; принимаем 7 мм.

5.7. Диаметр фундаментных болтов: d1 = 0,036A + 12 = 0,036140+12 = =17,04 мм; принимаем фундаментные болты с резьбой М18.

5.8. Диаметр болтов у подшипников: d2 = 0,75d1 = 0,75 18 =13,5 мм, принимаем болты с резьбой М16.

5.9. Диаметр болтов, соединяющих основание корпуса с крышкой

d3=(0,5…0,6)d1=(0,5…0,6)18=(9…10,8)мм, принимаем болты с резьбой М12.

5.10. Глубина гнёзд под подшипники

l = k + 6 = 33 + 6 = 39 мм (см. табл. П15)[1], принимаем l = 40 мм.

6. Первый этап эскизного проектирования

Эскизный проект – это схематическое изображение шестерни и колеса в зацеплении с очерчиванием внутренних стенок корпуса и разметкой положения подшипников валов.

6.1. По середине листа бумаги проводим горизонтальную осевую линию – ось симметрии редуктора, затем две вертикальные осевые линии, соответствующие осям валов, на расстоянии А = 140 мм, так, чтобы на листе разместились шестерня и колесо.

6.2.По имеющимся данным вычерчиваем контуры шестерни и колеса, изображая их в виде прямоугольников, расположенных симметрично  относительно горизонтальной оси симметрии редуктора и осей валов.

6.3. Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса; при этом принимаем: а) зазор между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса (если lст > В, то зазор берётся от торца ступицы): а = 1,2 = =1,2 8 = 9,6 мм, принимаем 10 мм;

б) минимальное расстояние от окружности выступов колеса до внутренней стенки принимаем равным q = = 8 мм. Если диаметр окружности выступов шестерни dеш будет больше наружного диаметра подшипника D, то зазор q берётся от этого диаметра и не менее .

Если dеш < D, то зазор берётся от диаметра D. Эту часть стенки   вычерчиваем после размещения подшипников ведущего вала.

6.4. Размещаем подшипники валов, нанося на чертеже их габариты.

Предварительно выбираем шарикоподшипники средней серии, ориентируясь на внутренний диаметр валов в месте посадки подшипников d'вш и d'вк и заносим данные о подшипниках в таблицу:

Вал

Размеры в мм

Условное обозначение подшипника

Диаметр вала в месте посадки подшипника dв, мм

Подшипник

Ширина В, мм

Диаметр наружного кольца D, мм

Ведущий

Ведомый

25

40

15

18

52

80

205

208

6.5. Решаем вопрос о смазке подшипников.

Угловая скорость вращающегося кольца подшипника ведущего вала n = nдв = 2910 об/мин.

Находим произведение 0,5(D + d)n, где D и d – наружный и внутренний диаметры подшипника ведущего вала:

0,5(52 + 25) 2910 112103 < 300103.

Следовательно применяем раздельную смазку зубчатого зацепления жидким индустриальным маслом, а подшипников густой консистентной смазкой.

Для предотвращения попадания жидкого масла из зоны зацепления в подшипниковую камеру и вытекания разжиженной консистентной смазки внутрь корпуса устанавливаем на валах мазеудерживающие кольца.

Размер "y" на эскизе определяется шириной мазеудерживающего кольца (у = 8…12) мм; принимаем   у = 10 мм.

6.6. Определяем размеры а1 и а2ориентировочные значения половин расчётных длин ведущего и ведомого валов:

а1 = 33 + 10 + 10 + 10,5 = 63,5 мм, принимаем а1 = 65 мм;

а2 = 33 + 10 + 10 +12,5 = 65,5 мм, принимаем а2 = 65 мм.

7. Определение усилий в зацеплении

7.1. Изображаем схемы вала шестерни и вала колеса редуктора с указанием сил, возникающих в зацеплении (рис. 1 и 2).

На основании данных эскизной компоновки имеем а1 = а2 = 65 мм. Примем шестерню с наклоном зубьев влево и направление вращения ведущего вала по часовой стрелке ( при взгляде со стороны положительного направления оси z ). Колесо следует взять с наклоном зубьев вправо, ведомый вал будет вращаться против часовой стрелки.

7.2. Усилия в зацеплении находим по формулам (38), (39), (40) [1]:

окружное усилие:

F = Fш = Fк = 2Мш /dш = 259103/58,20 = 2027 Н;

радиальное усилие:

Fr = Fr ш= Fr к= Ftg =20270,3640/0,9857 = 749 Н,

где     = 20 - угол зацепления;

8. Подбор подшипников ведущего вала

8.1. Определение нагрузок подшипников и уточнение их типа.

а) Анализируем схему вала шестерни (рис. 1) и определяем реакции в подшипниковых опорах:

           

Рис. 1

в плоскости x0z

МВ = - RAx1 + Fа1 +0,5Fашdш = 0,

RAx=(Fа1+0,5Fашdш/2а1=(749 . 65+0,5 . 749 . 58,20)/2 . 65=542 Н

МА = RBx1 + Fаш0,5dш - Fа1 = 0,

RBx= (Frш а1 - Fаш0,5dш)/2 а1 = (749 . 65-0,5 . 749 . 58,20)/2 . 65= 207 Н

Проверка Fx = 0, Fx = 542 + 207 – 749 = 0;

в плоскости y0z

RAy = RBy = Fш /2  = 2027/2 = 1014 Н.

б) Определяем радиальные нагрузки R, действующие на подшипники А и В:

;

.

8.2. Определение долговечности подшипников.

Долговечность в часах подшипников определяем по формуле (41) [1]:

Lh=a1a23106(Cr/Qш)p/(60n) ,

   Q – расчётная (приведенная) нагрузка, воспринимаемая подшипником;

n = 304,7 мин-1частота вращения;

pпоказатель степени, зависящий от типа подшипника;

a1,  − коэффициент, зависящий от вероятности безотказной работы (при вероятности 90 % принимают а1=1); а23 − коэффициент, учитывающий совместное влияние качества металла элементов подшипника и условия эксплуатации, а23 = 1;

  Lhрек = 5000 часов - рекомендуемая долговечность подшипника для проектируемого типа редуктора.

Приведенную нагрузку на подшипник определяем по формуле:

Qш=RAkк . kбkТ=115011,41=1610 Н,

kк = 1,0, так как вращается внутреннее кольцо подшипника; 

kб = 1,4 – коэффициент безопасности;

kТ = 1,0 -  температурный коэффициент;

q = 0,7 - коэффициент осевой нагрузки.

8.3. Подбор подшипников для ведущего вала принимаем такой же как и у ведомого вала из конструктивных соображений.

Долговечность подшипника равна

Lh=11106(10800/1610) 3/(60304,7)=16510 ч,

что больше рекомендуемого ресурса работы.

Это радиальный однорядный шарикоподшипник серии 205 (ГОСТ 8338-75), динамическая грузоподъемность которого Сr = 10800 Н. Диаметр внутреннего кольца d = 25мм, наружного D = 52 мм, ширина В = 15 мм.

9. Подбор подшипников ведомого вала

9.1. Определение нагрузок подшипников и уточнение их типа.

а) Анализируем схему вала колеса (рис. 2) и определяем реакции в подшипниковых опорах:

Рис. 2

в плоскости x0z

МD = RCx2 - Fа2 + 0,5Fакdк = 0,

RСx=(Fа2 - 0,5Fакdк)/2а2 = (749 . 65-0,5 . 749 . 222,60)/2 . 65= - 267 Н

МС = - RDx2 + F а2 +0,5Fакdк  = 0,

RDx==(Fа2 + 0,5Fакdк)/2а2 = (749 . 65+0,5 . 749 . 222,60)/2 . 65= 1016 Н

Проверка Fx = 0, Fx = 267 + 749 – 1016 = 0;

в плоскости y0z

RСy = RDy = Fк /2  = 2027/2 = 1014 Н.

б) Определяем радиальные нагрузки R, действующие на подшипники С и D:

;

.

9.2. Определение долговечности подшипников.

Долговечность подшипников в часах:

Lh=a1a23106(Cr/Qк)p/(60n) ,

 Qкрасчётная (приведенная) нагрузка, воспринимаемая подшипником;

n=76,1 мин-1частота вращения;

pпоказатель степени, зависящий от типа подшипника;

a1, − коэффициент, зависящий от вероятности безотказной работы (при вероятности 90 % принимают а1=1); а23 − коэффициент, учитывающий совместное влияние качества металла элементов подшипника и условия эксплуатации, а23 = 1;

  Lhрек = 5000 часов - рекомендуемая долговечность подшипника для проектируемого типа редуктора.

Приведенную нагрузку на подшипник определяем по формуле:

Qк=RСkкkбkТ=104911,41=1469 Н,

kк = 1,0, так как вращается внутреннее кольцо подшипника (стр. 15)[1]; 

kб = 1,4 – коэффициент безопасности (стр. 15);

kТ = 1,0 -  температурный коэффициент (стр. 15).

9.3. Долговечность подшипника равна

Lh=11106(25100/1469) 3/(6076,1)=109200 ч,

что больше рекомендуемого ресурса работы.

Это радиальный однорядный шарикоподшипник серии 208 (ГОСТ 8338-75), динамическая грузоподъемность которого Сr = 25100 Н. Диаметр внутреннего кольца d = 40 мм, наружного D = 80 мм, ширина В = 18 мм.

Сводные данные о подшипниках редуктора

Вал

Кол-во подшипников

Диаметры, мм

Динамическая грузоподъемность

Долговечность

Характеристики подшипников

dв"

dв'

dв

Cr

Lh, ч

тип

усл.обознач.

диаметр наружн.кольца D, мм

ширина В, мм

Ведущий

2

20

25

35

10800

16510

радиальный однорядный шариковый

205

52

15

Ведомый

2

35

40

50

25100

1092000

радиальный однорядный шариковый

208

80

18

10. Проверочный расчёт валов из условия прочности при совместном действии изгиба и кручения

10.1. На основании данных, полученных ранее, строим эпюры изгибающих моментов Мх и Му от нагружения валов соответственно в вертикальной yOz и горизонтальной xOz плоскостях, а также крутящих моментов (рис. 3). Для ведущего вала:

изгибающий момент в вертикальной плоскости

Мхш = RAy a1 = RBy a1 = 18160,065 = 118 Нм;

изгибающий момент в горизонтальной плоскости слева

Мyш' = RAx a1 = 5420,065 = 35 Нм;

изгибающий момент в горизонтальной плоскости справа

Мyш" = RBx a1 = 2070,065 = 14 Нм;

крутящий момент

Мzш = (Fш dш)/2 = (20270,058)/2 = 59 Нм.

Для ведомого вала:

изгибающий момент в вертикальной плоскости

Мхк = RСy a2 = RDy a2 = 18160,065 = 118 Нм;

изгибающий момент в горизонтальной плоскости слева

Мyк' = RCx a2 = 2670,065 = 17 Нм;

изгибающий момент в горизонтальной плоскости справа

Мyк" = RDx a2 = 10160,065 = 66 Нм;

крутящий момент

Мzк = (Fш dш)/2 = (20270,222)/2 = 225 Нм;

 10.2. Определяем эквивалентный момент

для ведущего вала:

,

для ведомого вала:

10.3. Определяем расчетные эквивалентные напряжения экв и сравниваем их с допускаемым значением []и. Выбираем для ведущего и ведомого валов сталь 45, для которой []и = 50 МПа

для ведущего вала:

,

где Wш  0,1dвш3 = 0,1353 = 4287 мм3осевой момент сопротивления опасного сечения ведущего вала;

dвш= 35 мм – диаметр ведущего вала в опасном сечении;

для ведомого вала:

где Wк  0,1dвк3 = 0,1503 = 12500 мм3осевой момент сопротивления опасного сечения ведущего вала;

dвк= 50 мм – диаметр ведомого вала в опасном сечении.

Вывод: прочность ведущего и ведомого валов обеспечена.


11. Подбор и проверка шпонок

Зубчатые колеса в редукторе соединяем с валами с помощью призматических шпонок. В качестве материала шпонок выбираем  конструкционную углеродистая сталь 45. Допускаемое напряжение смятия []см  110 Н/мм2 (МПа). Применяем шпонки с закруглёнными торцами.

Шпоночное соединение проверяем на смятие по формуле:

.

11.1. Для ведущего вала:

t = 3,2 мм – глубина врезания шпонки ведущего вала в ступицу (см. табл. П14) [1];

lш = lст ш – 10 =  36 – 10 = 26 мм – длина шпонки вала шестерни;

l = lш – 2rш = 26 - 25 = 16 мм; rш = bш /2 = 10/2 = 5 мм – радиус закругления торца шпонки (см. табл. П14)[1].

см ш = 65 МПа < [см] = 110 МПа, следовательно шпоночное соединение шестерни с ведущим валов обладает достаточной прочностью.

11.2. Для ведомого вала:

t = 4 мм– глубина врезания шпонки ведомого вала в ступицу;

lк = lст к – 10 =  56 – 10 = 46 мм – длина шпонки вала колеса;

l = lк – 2rк = 46 - 25 = 36 мм; rк = bш /2 = 16/2 = 8 мм – радиус закругления торца шпонки.

см ш = 49 МПа < [см] = 110 МПа, следовательно шпоночное соединение зубчатого колеса с ведомым валов обладает достаточной прочностью.

12. Второй этап эскизной компоновки редуктора

12.1. Узел ведущего вала.

а) Разрабатываем конструкцию узла ведущего вала.

Оставив неизменным зазор а = 10 мм между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса, очерчиваем часть этой стенки, разрывая ее в соответствующих местах на величину, равную наружному диаметру подшипников. Определяем размеры гнёзд под подшипник. Для этого от внутренней стенки корпуса проводим две параллельные прямые симметрично относительно оси вала, расстояние между которыми должно быть равно наружному диаметру подшипника D.

б) Не меняя расстояния у = 5 мм от торца подшипника до внутренней поверхности стенки корпуса, вычерчиваем подшипники в разрезе.

в) Намечаем размеры мазеудерживающего кольца. Торец кольца должен выходить внутрь корпуса на 1 – 2 мм от внутренней стенки.

Для уменьшения числа ступеней вала (упрощения его конструкции) мазеудерживающее кольцо устанавливаем на тот же диаметр, что и подшипник (25 мм). Чтобы зафиксировать мазеудерживающее кольцо от осевого смещения, торец его, обращенный внутрь корпуса, имеет упор в увеличенный диаметр вала (35 мм), а с другой стороны – в торец внутреннего кольца подшипника.

Имея в виду, что вал под подшипник будет шлифоваться, на валу для выхода шлифовального круга выполняем переход с 25 мм на 30 мм в виде проточки небольшой глубины.

г) Далее вычерчиваем крышки подшипников с регулировочными прокладками (толщина 1 мм) и болтами крепления их. Болт условно выносится в плоскость чертежа и изображается в плоскости разъёма.

д) Переход вала 25 мм к присоединительному концу 20 мм выполняется на расстоянии 10 мм от наружной поверхности (торца) крышки подшипника, так, чтобы ступица муфты не задевала за головки болтов крепления крышки.

Длина присоединительного (выходного) конца вала 20 мм определяется длиной ступицы муфты [8]. В нашем случае будет применена муфта типа МУВП.

е) Вычерчиваем шестерню в разрезе.

Так как у нас используется вал-шестерня, то осевого перемещения не предусматривается.

12.2. Узел ведомого вала.

Ведомый вал конструируем по аналогии с ведущим валом. Оформляем конструкцию зубчатого колеса  в разрезе по ранее найденным конструктивным размерам. Фиксирование зубчатого колеса от осевых перемещений осуществляется таким же образом, как и для шестерни.

13. Выбор способа и сорта смазки зубчатых колес редуктора

В редукторе применяем картерную смазку, осуществляемую окунанием зубчатых колёс в масло, заливаемое внутрь корпуса.

Зубчатые колёса погружают в масло на высоту зуба. Количество масла, заливаемого в редуктор, берём из расчёта 0,5…0,8 на 1 кВт передаваемой мощности или, в среднем, 0,65 4,6 = 3 л.Поскольку окружная скорость колёс не превышает 10 м/с, для смазки зубчатых передач выбираем масло индустриальное марки И-12А или И-20А.

Контроль уровня масла, находящегося в корпусе редуктора, производим с помощью жезлового маслоуказателя.

14. Описание порядка сборки и разборки редуктора

14.1. Сборку производят в соответствии с чертежом общего вида редуктора в указанной последовательности:

а) Собирают ведущий и ведомый валы; для этого закладывают в пазы валов шпонки и напрессовывают зубчатые колеса до упора их в буртики вала, а затем надевают распорные кольца, мазеудерживающие кольца и устанавливают подшипники, предварительно нагретые в масле.

б) Собранные валы вместе с подшипниками укладывают в основание корпуса редуктора.

в) Надевают крышку корпуса с грузовыми болтами (рым-болтами), устанавливают конические штифты.

г) Стягивают болтами крышку с основанием корпуса, при этом плоскости стыка крышки и основания предварительно покрывают лаком.

д) В камеры подшипников набивают консистентную смазку: солидол марки С или ЦИАТИМ 201.

В специальные проточки крышек подшипников ведущего и ведомого валов закладывают фетровые или манжетные уплотнения. Затягивают болты крепления крышек.

е) Ввёртывают пробку с прокладкой в отверстие для выпуска масла. Ввёртывают жезловый маслоуказатель.

Через смотровой люк внутрь корпуса редуктора заливают масло, после чего крышку люка с прокладкой закрепляют болтами.

14.2. Разборку редуктора начинают с вывёртывания маслоуказателя и пробки для слива масла.


Список литературы

  1.  Методические указания к выполнению курсовой работы по общетехническим дисциплинам. Раздел 2: "Проектирование узлов и механизмов машин" / Тищенко А.Т., Васильев Г.Л. – 2-е изд. – Брянск: Издательство Брянского педагогического университета, 2001.-58с.
  2.  Березовский Ю.Н. и др. Детали машин. -М.: Машиностроение, 1983. – 384 с.
  3.  Биргер И.А. и др. Расчёт на прочность деталей машин: Справочник. – М.: Машиностроение, 1979. – 702 с.
  4.  Гузенков П.Г. Детали машин: Учебное пособие для вузов. – М.: Высшая школа, 1986. – 359 с.
  5.  Детали машин. Атлас конструкций / Под редакцией В.Н.Бокова. – М.: Машиностроение, 1983. – 164 с.
  6.  Детали машин. Атлас конструкций / Под редакцией Д.Н.Решетова. – М.: Машиностроение, 1984. – 183 с.
  7.  Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование. – М.: Высшая школа, 1984. – 334 с.
  8.  Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин. – М.: Высшая школа, 1985. – 416 с.
  9.  Иванов М.Н. Детали машин: Учебник для машиностр. спец. вузов. – М.: Высшая школа, 1984. – 336 с.
  10.  Курсовое проектирование деталей машин / С.А.Чернавский, В.Н.Боков, И.М.Чернин и др. – М.: Машиностроение, 1988.–415с.
  11.  Подшипники качения: Справочник-каталог / Под редакцией В.Н.Нарышкина. – М.: Машиностроение, 1984. – 280 с.
  12.  Тищенко А.Т.  Основы проектирования машин: Учебное пособие для студентов индустриально-педагогических, технолого-экономических факультетов пединститутов и учителей технологии. – Брянск. Издательство Брянского государственного педагогического университета. – 1995. – 119 с.


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

61674. Устройство компьютера 18.52 KB
  Какие виды информации вам известны По форме представления информации различают числовую текстовую звуковую графическую и видеоинформацию Что изучает наука Информатика изучением всевозможных способов передачи хранения и обработки информации занимается...
61677. Лепка спортсмена(или кошки) в музеях хранятся скульптуры известных мастеров 12.62 KB
  Отличие скульптуры от др. видов искусства: язык скульптуры трехмерность объемность пропорции фактура; способы выполнения – высекание лепка вырезание отливка; материалы мрамор дерево металл песчаникпенопласт резина воск;значение света можно смотреть с разных точек зрения. По назначению скульптура бывает: Монументальная памятники обычно в городской парковой среде особый жанр монументальной скульптуры мемориальная надгобия Декоративнаяв основном носит прикладной характер украшает архитектурные сооружениядекоративные...
61678. Твои игрушки. Роспись дымковской игрушки 26.7 KB
  Цели и задачи: расписать игрушки в традициях дымковских мастеров; развивать познавательную активность учащихся через проведение исследовательской работы; формировать коммуникативные навыки работы...
61679. Выполнение растительных узоров по шаблону 22.47 KB
  Здравствуйте ребята Д: Здравствуйте Уч: Скажите что нам сегодня понадобится для урока рисования Д: Альбомный лист краски кисточки баночка с водой ластик простой карандаш.
61680. Деревня – деревянный мир 11.79 KB
  Цель урока: Задача урока: научить обучающихся составлять целостную картину/панно на тему «Деревня – деревянный мир» из художественных материалов.
61682. Дымковская игрушка 18.8 KB
  Цель урока: познакомит с народным промыслом Дымково научить детей украшать силуэт изображения дымковской игрушки. Задачи урока: А образовательная научить детей приёмам кистевой росписи основным элементам познакомить с основными цветами росписи...