82663

Редуктор конический с прямолинейными зубьями

Курсовая

Производство и промышленные технологии

Цель - спроектировать привод ленточного транспортера с одноступенчатым коническим прямозубым редуктором. Развить ощущение пропорции и получить конструкторские навыки, и опыт в решении комплексных инженерных заданий. Изучить влияние технологии изготовлении деталей на их конструкцию и метод расчета...

Русский

2015-03-01

183.6 KB

3 чел.

Министерство образования и науки РФ

Министерство образования и культуры Калужской области

ГБОУ СПО Калужской области «Кировский индустриально-педагогический колледж»

Курсовой проект


«Редуктор конический с прямолинейными зубьями»

Группа

Специальность

Выполнил:          Казак В.В.

Проверил:

г. Киров

2014

Реферат

Курсовой проект содержит 34 страницы, 3 рисунка, 1 приложение, 3 источника.

Объект - привод ленточного транспортера с одноступенчатым коническим прямозубым редуктором.

Цель - спроектировать привод ленточного транспортера с одноступенчатым коническим прямозубым редуктором. Развить ощущение пропорции и получить конструкторские навыки, и опыт в решении комплексных инженерных заданий. Изучить влияние технологии изготовлении деталей на их конструкцию и метод расчета, а так же ознакомиться с методикой использования технической литературы.

В работе приведены прочностные расчеты зубчатой передачи, валов, шпонок. Рассчитана долговечность подшипников и конструкторские элементы корпуса редуктора. Приведен кинематический расчет привода. Подобран материал шестерни, колеса и валов, а также подобран материал смазки приводных устройств.

ПРИВОД, ТРАНСПОРТЕР, КОЛЕСО, ШЕСТЕРНЯ, ВАЛ, ПОДШИПНИК, СМАЗКА, ШПОНКА, МУФТА, КОРПУС, УПЛОТНИТЕЛЬ, МОДУЛЬ, КРУТЯЩИЙ МОМЕНТ.

Оглавление

Введение . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 4

  1.  Подбор электродвигателей и кинематический расчет . . . . . . . . . . . . . . . 6
  2.  Расчет передачи . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 8
  3.  Предварительный расчет валов . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 12
  4.  Конструктивные размеры элементов редуктора . . . . . . . . . . . . . . . . . . 15
  5.  Уточненный расчет валов . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 19
  6.  Подбор подшипников . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 25
  7.  Подбор шпонок . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 28
  8.  Посадки деталей редуктора . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 30
  9.  Смазка редуктора . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 29
  10.  Сборка редукторов . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 32

Список использованной литературы . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 33

Приложение . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 34

Введение

Редуктор - механизм, служащий для уменьшения частоты вращения и увеличения вращающего момента. Механизм, совершающий обратное преобразование, называют ускорителем, или мультипликатором.

Редуктор - это законченный механизм, соединяемый с двигателем и рабочей машиной муфтами или другими разъёмными устройствами.

Редукторы условно делят по различным признакам. По типу передачи редукторы могут быть зубчатые с простыми передачами (цилиндрическими, коническими, червячными). В свою очередь, каждая из передач может отличаться расположением зубьев и их профилем. Так, цилиндрические передачи могут быть выполнены с прямыми, косыми и шевронными зубьями; конические - с прямыми, косыми и круговыми зубьями. Червячные редукторы изготавливают с цилиндрическим и глобоидным червяком. Зубчатые планетарные и волновые редукторы относятся к числу многопоточных и многопарных передач. Их основное преимущество по сравнению с простыми - большие передаточные отношения на одну ступень, а также вращающий момент на единицу массы и компактность конструкции. Комбинированные редукторы - редукторы, сочетающие различные передачи: коническо-цилиндрические, зубчато-червячные, планетарно-волновые и т.п.

В зависимости от числа пар звеньев в зацеплении (числа ступеней) редукторы общего назначения бывают одно-, двух- и трехступенчатыми.

По расположению осей валов в пространстве различают редукторы с параллельными, соосными, пересекающимися и перекрещивающимися осями входного и выходного валов.

Из всего разнообразия редукторов наибольшее распространение получили простые цилиндрические двухступенчатые редукторы. Их применяют в диапазоне передаточных отношений с номинальными значениями u = 8…40. В одноступенчатых зубчатых редукторах передаточное отношение u = 2…6,3. Применение редукторов с большим значением u нерационально из-за увеличения габаритных размеров по сравнению с двухступенчатыми при одинаковом передаваемом моменте. В трёхступенчатых цилиндрических зубчатых редукторах передаточное отношение u = 43…200. Для понижения угловой скорости с большими значениями u используют волновые зубчатые редукторы или многоступенчатые планетарные, а также комбинированные редукторы, у которых в зависимости от сочетания передач и числа ступеней значение u практически неограниченно.

Редукторы с использованием конических передач менее распространены, их применяют для передач малых и средних мощностей между пересекающимися осями ведущего и ведомого валов.

Червячные редукторы отличаются плавностью и бесшумностью работы, но в то же время имеют относительно низкий КПД (η = 0,5…0,8) и высокую стоимость, обусловленную необходимостью применения дорогостоящих материалов и сложностью изготовления.

В соответствии с заданием предстоит рассчитать конический редуктор.

  1.  Подбор электродвигателей и кинематический расчет

Рис. 1

Кинематическая схема проектируемого редуктора: 1 – электродвигатель, 2 – упругая муфта, 3 – конический редуктор.

Определяем КПД редуктора. Общий КПД редуктора равен произведению КПД последовательно соединенных подвижных звеньев: двух пар подшипников и зубчатой пары (рис. 1). Принимая для одной пары подшипников качения η1 = 0,99 и для одной пары зубчатых колес η2 = 0,97, ориентировочно получаем

η =  ∙ η2;

η = 0,992 ∙ 0,97 = 0,95.

Ориентируясь на среднескоростной электродвигатель с синхронной частотой вращения вала ротора n = 1000 мин-1 (конические передачи с прямозубыми колесами тихоходны) при n2 = 385 мин назначаем стандартное значение передаточного числа  u = 2,5.

По формуле

i = ω1/ ω2 = n1/ n2

при i = u = 2,5 находим частоту вращения быстроходного вала:

n1 = in2;

n1 = 2,5 ∙ 385 = 962,5 мин-1.

По формуле

T2 = iηT1

вычисляем вращающий момент, а затем и мощность на быстроходном валу редуктора:

T1 = T2/ ();

T1 = 175/ (2,5 ∙ 0,95) = 73,8 Н ∙ м;

P1 = T1n1/ 9,55;

P1 = 73,8 ∙ 962,5/ 9,55 = 7,44 ∙ 103 Вт = 7,44 кВт.

При P1 = 7,44 кВт и n1 = 962,5 мин-1 подбираем асинхронный электродвигатель общего назначения в закрытом исполнении типа 4А132М6У3, для которого Pэ = 7,5 кВт, nэ = n1 = 965 мин-1 (расчетная).

Уточняем частоту вращения тихоходного вала, Р1 и Р2:

n2 = n1/ i;

n2 = 965/ 2,5 = 386 мин-1,

что незначительно превышает заданное значение;

P1 = T1n1/ 9,55;

P1 = 73,8 ∙ 965/ 9,55 = 7,46 ∙ 103 Вт = 7,46 кВт < Рэ;

P2 = ηР1;

 P2 = 0,95 ∙ 7,46 = 7,07 кВт.

  1.  Расчет передачи

Определяем значения коэффициентов, входящих в формулу

de1 ≥ 104:

kbe = b/ Re = 0,285;

kbeu/ (2 - kbe) = 0,285 ∙ 2,5/ (2 – 0,285) = 0,4

и K = 1,14 для предполагаемых шариковых опор. Итак, по формуле

de1 ≥ 104 =

= 104  =

= 104  = 0,107 м,

принимаем d = 110 мм.

Определяем число зубьев и находим внешний окружной модуль

dm = mtmz и de = mtez.

Из z1 = 18…30 принимаем z1 = 22; z2 = u X z1 = 2,5 ∙ 22 = 55 (u = z2/ z1 = 55/ 22 = 2,5). Следовательно,

mte = de1/ z1 = 110/ 22 = 5мм (стандартный).

Находим углы делительных конусов шестерни и колеса:

u = z2/ z1 = dm2/ dm1 = tg δ2 = ctg δ1 = ω1/ ω2 = i;

δ2 = arc tg u = arc tg 2,5 = 68030;

δ1 = 900 - δ2 = 900 - 68030 = 21030.

 По формуле

Re = mtez1/ (2 sin δ1) = 0,5 mtez1 

находим внешнее конусное расстояние:

Re = 0,5 mtez1 ;

Re = 0,5 ∙ 5 ∙ 22  = 150 мм.

Определяем ширину венца зуба, вычисляем среднее конусное расстояние

Rm = Re – 0,5b

и уточняем значение kbe:

b = kbeRe;

b = 0,285 ∙ 150 = 42,7 мм,

принимаем b = 42 мм;

Rm = Reb/ 2;

Rm = 150 – 42/ 2 = 129 мм;

kbe = b/ Re;

kbe = 42/ 150 = 0,28,

что соответствует 0,25 < kbe < 0,3.

По формуле

mtm = mte (1 – 0,5 kbe) = mte – b sin δ1/ z1

находим значение нормального модуля на середине ширины венца:

mtm = mte – (b/ z1) sin δ1;

mtm = 5 – (42/ 22) ∙ sin 21030 = 5 – 0,7 = 4,3 мм.

Найденное значение mtm округлять нельзя.

По формулам

dm = mtmz и de = mtez;

dae = de + 2hae cos δ = de + 2mte cos δ;

dfe = df - 2hfe cos δ = de – 2,4mte cos δ

вычисляем внешний делительный диаметр, средние делительные диаметры, диаметры вершин и впадин зубьев шестерни и колеса:

а) для шестерни

dm1 = mtmz1;

dm1 = 4,3 ∙ 22 = 94,6 мм;

de1 = mtez1;

de1 = 5 ∙ 22 = 110 мм;

dae1 = de1 + 2mte cos δ1;

dae1 = 110 + 2 ∙ 5 ∙ cos 21030´ = 110 + 10 ∙ 0,93 = 119,3 мм;

dfe1 = de1 – 2,4mte cos δ1;

dfe1 = 110 – 2,4 ∙ 5 ∙ 0,93 = 110 – 11,5 = 98,5 мм;

 б) для колеса

dm2 = mtmz2;

dm2 = 4,3 ∙ 55 = 240,5 мм;

de2 = mtez2;

de2 = 2,4 ∙ 5 ∙ 55 = 280 мм (стандартное);

dae2 = de2 + 2mte cos δ2;

dae2 = 280 + 2 ∙ 5 ∙ cos 68030´ = 280 - 10 ∙ 0,3665 = 283,665 мм;

dfe2 = de2 – 2,4mte cos δ2;

dfe2 = 280 – 2,4 ∙ 5 ∙ 0,3665 = 280 – 4,4 = 275,6 мм.

Вычисляем скорость точки на окружности среднего делительного диаметра шестерни и назначаем степень точности передачи:

Vm = πdm1n1/ 60;

Vm = π ∙ 94,6 ∙ 10-3 ∙ 965/ 60 = 4,78 м/ с.

Принимаем 7-ю степень точности передачи.

Вычисляем силы, действующие в зацеплении: окружная сила на окружности среднего делительного диаметра

Ft = 2T1/ dm1;

Ft = 2 ∙ 73,8 ∙ 103/ 94,6 = 1535 H;

осевая сила для шестерни и радиальная для колеса

Fa1 = Fr2 = F sin δ1 = Ft tg α sin δ1;

Fa1 = 1535 ∙ 0,364 ∙ 0,3665 203 Н;

радиальная сила для шестерни и осевая для колеса

Fr1 = Fa2 = Ft tg α cos δ1;

Fr1 = 1535 ∙ 0,364 ∙ 0,93 = 520 H.

  1.  Предварительный расчет валов

Конструктивные размеры зубчатой пары (длина и диаметр ступицы зубчатых колес, диаметр внутреннего кольца, ширина подшипника и др.) принимают в зависимости от диаметра выходного конца вала. Этот размер определяют приближенно (ориентировочный расчет)  из расчета на прочность при кручении по заниженным допускаемым напряжениям [τк] = 20… 40 МПа. Принимаем для быстроходного вала [τк]´ = 25 МПа (сталь 45; шестерня изготовлена вместе с валом); для тихоходного вала назначим сталь 40, для которой примем [τк] = 20 МПа.

Быстроходный вал. Из уравнения прочности

τк = Т/ Wp ≤ [τк]

определяем диаметр выходного конца вала:

τк = Т/ Wp = 16Т1/ (πd3в1) ≤ [τк]´,

получаем

dв1 ≥  =  =  = 2,46 ∙ 10-2 м.

В соответствии с рядом Ra40 принимаем диаметр выходного конца вала dв1 = 26 мм.

Так как разница между диаметрами соединяемых валов dв1 = 26 мм и d1 = 38 мм, для вала двигателя 4А132М6У3 превышает 25%, то нельзя ориентироваться на применение стандартной муфты.

Назначаем посадочные размеры под уплотнения и подшипники. Диаметр вала под уплотнение  = 30 мм. При небольшой окружной скорости вала можно применить какое-либо контактное уплотнение – монтажное или сальниковое. Для конструкций принимаем сальниковое фетровое уплотнение.

Диаметр резьбы = 33 мм (М33 X 1,5) внутреннее кольцо подшипника закреплено круглой гайкой.

Диаметр под дистанционную шайбу  = 34 мм. Постановка такой шайбы между кольцом подшипника и гайкой необходима, так как в противном случае гайка задевает ее сепаратор, например конического роликового подшипника.

Диаметр вала под подшипники  = 35 мм (шариковые радиально-упорные или конические роликоподшипники).

Диаметр опорного бурта  = 45 мм или распорной втулки, соответствующий требованию для средней серии подшипника.

Диаметр вала под подшипник  = 25 мм (шариковый радиальный для конструкции).

Диаметр опорного бурта  = 32 мм (размеры  и  уточним при подборе подшипников  для быстроходного вала).

Длину выходного конца вала принимаем из соотношения

l1 ≈ (1,5…2) dв1 = (1,5…2) 26 = 39…52 мм,

а затем уточняем по размеру длины ступицы выбранной муфты; принимаем l1 = 45 мм.

Тихоходный вал. Крутящий момент в поперечных сечениях выходного конца вала Т2 = 175 Н ∙ м.

Из уравнения прочности на кручение

τк = Т/ Wp ≤ [τк]

определяем диаметр выходного конца вала:

dв2 ≥  =  =  = 3,54 ∙ 10-2 м.

В соответствии с рядом Ra40 принимаем:

диаметр выходного конца вала dв2 = 36 мм;

диаметр вала под сальниковое уплотнение  = 38 мм;

диаметр вала под подшипник  = 40 мм;

диаметр вала под ступицу зубчатого колеса  = 45 мм;

диаметр опорного участка вала  = 50 мм;

диаметр ступицы dст ≈ (1,5…1,7)  = (1,5…1,7) 45 = 67,5…76,5 мм, принимаем dст = 72 мм;

длина ступицы колеса  ≈ (0,7…1,8)  = (0,7…1,8) 45 = 31,5…81 мм, принимаем  = 60 мм;

толщина диска зубчатого колеса е ≈ (0,1…0,17) Rе = (0,1…0,17) ∙ 150 = = 15…25,5 мм, принимаем е = 20 мм;

толщина обода δ0 ≈ (2,5…4) mte = (2,5…4) 5 = 12,5…20, принимаем δ0 = = 16 мм;

длина выходного конца тихоходного вала l2 ≈ (1,5…2) dв2 = (1,5…2) 36 = 54…72 мм, принимаем l2 = 65 мм.

  1.  Конструктивные размеры элементов редуктора

Корпус и крышку редуктора изготовим литьем из серого чугуна.

Толщина стенки корпуса редуктора δ ≈ 0,03Rе + 3…5 мм = 0,03 ∙ 150 + + 3…5 мм = 4,5 + 3…5 мм, принимаем δ1 = 9 мм.

Толщина стенки крышки редуктора δ1 ≈ 0,025Rе + 3…5 мм = 0,025 ∙ 150 + 3…5 мм = 3,75 + 3…5 мм, принимаем δ1 = 8 мм.

Толщина верхнего пояса корпуса редуктора s ≈ 1,5δ = 1,5 ∙ 9 = 13,5 мм, принимаем s = 14 мм.

Толщина пояса крышки редуктора s1 ≈ 1,5δ1 = 1,5 ∙ 8 = 12 мм, принимаем s1 = 12 мм.

Толщина нижнего пояса корпуса редуктора t ≈ (2…2,5) δ = (2…2,5) 9 = = 18…22,5 мм, принимаем  = 20 мм.

Толщина ребер жесткости С´ ≈ 0,85δ = 0,85 ∙ 9 = 8,5 мм, принимаем С´ = 8 мм.

Диаметр фундаментных болтов dф ≈ (1,5…2,5) δ = (1,5…2,5) 9 = (13,5…22,5) мм, принимаем dф = 18 мм.

Диаметр болтов (шпилек), соединяющих корпус с крышкой редуктора около подшипников, и диаметр резьбы пробки dк ≈ 0,75dф = 0,75 ∙ 18 = 13,5, принимаем dк = 14 мм;

диаметр остальных болтов или шпилек крепления крышки  к корпусу редуктора можно принимать на 2…4 мм меньше dк; принимаем болты с резьбой М12;

диаметр резьбы пробки (для слива масла из корпуса редуктора) dпр ≥ (1,6…2,2) δ  = (1,6…2,2) 9 = 14,4…19,8 мм, принимаем dпр = 18 мм.

Ширина пояса соединения корпуса и крышки редуктора около подшипников K ≤ 3dк = 3 ∙ 14 = 42 мм, принимаем K = 40 мм;

ширина пояса крепления крышки и корпуса редуктора K´ ≤ 2,5dк = 2,5 ∙ 14 = 35 мм, принимаем K´ = 30 мм.

Ширина нижнего пояса корпуса редуктора K1 = (2,2…2,5) dф = (2,2…2,5) 18 = 39,6…45 мм, принимаем K1 = 42 мм.

Диаметр болтов для крепления крышки подшипника к корпусу редуктора dп ≈ (0,7…1,4) δ = (0,7…1,4) 9 = 6,3…12,6 мм, принимаем dп = 10 мм.

Диаметр болтов для крепления крышки смотрового отверстия dкс = 6…10 мм, принимаем dкс = 8 мм.

Расстояние между внутренней стенкой основания корпуса редуктора и окружностью вершин зубьев колеса у´ ≈ (4…6) δ = (4…6) 9 = 36…54 мм, принимаем у´ = 45 мм.

Расстояние между внутренней стенкой крышки редуктора и окружностью вершин зубьев колеса у ≈ 1,5δ = 1,5 ∙ 9 = 13,5 мм, принимаем у = 13 мм.

Тип и размеры подшипников качения. Для редуктора с неконсольным расположением конической шестерни предварительно назначаем на быстроходный вал сдвоенные радиально-упорные шарикоподшипники и радиальный шарикоподшипник; на тихоходный вал – конические роликоподшипники.

Быстроходный вал. Для редуктора ориентируемся на среднюю серию подшипников. При d =  = 35 мм получаем D = D´ = 80 мм, B = B´ = 21 мм; при d =  = 25 мм имеем D = 62 мм, B = B´´ = 17 мм.

Тихоходный вал. Для редуктора при d =  = 40 мм получаем D´´ = 90 мм, Т´´max = 25,5 мм. Размер х´´ ≈ 2dп = 2 ∙ 10 = 20 мм.

Определение конструктивных размеров вдоль оси вала.

Быстроходный вал. а) Размер  = 15…30 мм, принимаем  = 20 мм;

б) крепление внутреннего кольца подшипника осуществляется с помощью круглой гайки, высота Hг и наружный диаметр Dг которой при М33 X1,5: Hг = 10 мм, Dг = 52 мм. Толщина стопорной шайбы sш ≈ 1,5 мм. Ширина дистанционной шайбы между внутренним кольцом подшипника и стопорной шайбой sвт ≤ 0,5Hг = 0,5 ∙ 10 = 5 мм, принимаем sвт = 4 мм.

Следовательно,  ≈ Hг + sш + sвт = 10 + 1,5 + 4 = 15,5 мм, принимаем  = 16 мм;

в) толщину маслозащитной шайбы и ширину бурта  можно получить из соотношения  ≈ 8…12 мм, принимаем  = 10 мм;

г) длина ступицы шестерни  ≈ b + 1…5 мм = 42 + 1…5 мм, принимаем  = 45 мм;

д)  ≈ 5…10 мм, принимаем  = 6 мм;

е) точка приложения активных сил (сил, возникающих в зацеплении) находится на окружности среднего делительного диаметра шестерни;

ж) точки приложения реакций опор вала ориентировочно находятся на уровне торцов радиально-упорных подшипников и на середине ширины радиального подшипника.

а1 ≤ 0,5В´´ +  + 0,5 = 0,5 ∙ 17 + 6 + 0,5 ∙ 45 = 37 мм,

принимаем а1 = 36 мм;

с1 ≥ 0,5 +  + 0,5 ∙ 2ВI = 0,5 ∙ 45 + 10 + 21 = 53,5 мм,

принимаем с1 = 55 мм (для сдвоенных подшипников);

Lбl1 +  +  + 2B´ +  +  + В´´ + 0,5Re =

= 45 + 20 + 16 + 2 ∙ 21 + 10 + 45 + 17 + 0,5 ∙ 150 = 270 мм.

Тихоходный вал. а) размер  ≈ 15…30 мм, принимаем  = 20 мм. Размер  ≈ dе1 = 110 мм, принимаем  = 110 мм;

Lтl2 +  +  + T´´max = 65 + 20 + 25,5 + 110 = 220,5 мм,

принимаем Lт = 220 мм;

б) принимая внутренние боковые стенки корпуса редуктора и подшипников тихоходного вала симметрично расположенными относительно оси быстроходного вала, определяем расстояния а2 и с2 от точки зацепления А до точек приложения опорных реакций.

с2 ≈  + 0,5dm1 = 110 + 0,5 ∙ 94,6 = 157,3 мм,

принимаем с2 = 155 мм;

а2 ≈  - 0,5dm1 = 110 – 0,5 ∙ 94,6 = 62,7 мм,

принимаем а2 = 60 мм.

Размер  ≈ 20…25 мм, принимаем  = 30 мм;

Lтl2 +  + T´´max + а2 + 0,5dm1 =

= 65 + 30 + 25,5 + 50 + 0,5 ∙ 94,6 = 217,8 мм,

Принимаем Lт = 220 мм.

Определяем габаритные размеры редуктора. а)

LpLб + 0,5dае2 + у + δ + KI =

= 270 + 0,5 ∙ 283,665 + 13 + 9 + 30 = 463,8 мм,

принимаем длину редуктора Lp = 465 мм;

BpLт +  + δ + K + 1,6dп = 220 + 110 + 9 + 40 + 1,6 ∙ 10 = 395 мм,

принимаем ширину редуктора Bp = 395 мм;

б) при толщине нижнего пояса корпуса редуктора t = 20 мм получаем высоту проектируемого редуктора:

Hpt + yI + dae2 + y + δ1 + 10…15 мм =

= 20 + 45 + 283,665 + 13 + 8 + 10…15 мм = 369,665 + 10…15 мм,

Принимаем высоту редуктора Hp = 380 мм.

  1.  Уточненный расчет валов

Быстроходный вал. Изготовление шестерни предусмотрено вместе с валом. Для материала вал – шестерня предел выносливости при симметричном цикле

σ-1 ≈ 0,43σв;

σ-1 ≈ 0,43σ´в = 0,43 ∙ 730 = 314 МПа.

Принимая [n] = 2,2, Kσ = 2,2, kри = 1, по формуле

σэIII =  = / Wx ≤ [σи]-1

вычислим допускаемое напряжение изгиба при симметричном цикле:

и]-1 = {σ-1/ ([n] Kσ)} kри;

и]-1 = [314/ (2,2 ∙ 2,2)] 1 = 64,8 МПа.

Вычерчиваем схему нагружения быстроходного вала и строим эпюры изгибающих и крутящих моментов:

а) определяем реакции опор в вертикальной плоскости zOy от сил Fa1 и Fr1 для редуктора с неконсольным креплением конической шестерни:

ΣMA = -Fа1 ∙ 0,5dm1 – Fr1a1 + YB (a1 + c1) = 0;

YB =  = = 206 + 106 = 312 H;

ΣMB = - YA (a1 + c1) – Fa1 ∙ 0,5dm1 + Fr1c1 = 0;

YA =  =  = 314 – 106 = 208 H.

 б) определяем реакции опор в горизонтальной плоскости xOz от силы Ft:

ΣMA = XB (a1 + c1) – Fta1 = 0;

XB = Fta1/ (a1 + c1);

XB = 1535 ∙ 36/ (36 + 55) = 607 Н;

ΣMВ = - XА (a1 + c1) + Ftс1 = 0;

XА = Ftс1/ (a1 + c1);

XА = 1535 ∙ 55/ (36 + 55) = 928 Н.

в) определяем размер изгибающих моментов в характерных сечениях (точках) А, С и В в плоскости yOz:

MA = MB = 0;

= YAa1;

= 208 ∙ 0,036 = 7,49 H ∙ м;

= YBc1;

= 312 ∙ 0,055 = 17,15 Н ∙ м.

Следовательно, MFa, Fr = 17,15 Н ∙ м.

Крутящий момент T = T1 = 72,6 Н ∙ м.

Эпюры изгибающих и крутящих моментов

Вычисляем суммарный изгибающий момент и определяем  нормальные напряжения изгиба в опасном сечении С при ddm1 – 2,4mnm = 94,6 – 2,4 ∙ 4,3 = 84,3 мм.

Mсум = Ми =  =

=  =  = 37,5 Н ∙ м;

σи = Ми/ Wx = 32Ми/ (πd3);

σи = 32 ∙ 37,5/ π (84,3 ∙ 10-3)3 = 0,63 МПа.

Напряжения сжатия от силы Fa1 крайне малы и потому их можно не учитывать.

Определяем напряжения кручения в сечениях С и А:

τк = Т/ Wp = 16T1/ (πd3);

τк = 16 ∙ 72,6/ π (84,3 ∙10-3)3 = 0,61 МПа.

По гипотезе наибольших касательных напряжений находим эквивалентное напряжение

σэIII =  = / Wx ≤ [σи]-1

и сравниваем его с допускаемым:

σэIII = ;

σэIII =  = 1,375 МПа « [σи]-1.

Так как расчетные напряжения оказались существенно ниже допускаемых, то коэффициенты запаса прочности валов будут высокими и, следовательно, проверку их жесткости

f = Fa2b2/ (3EJxl) ≤ [f];

φ0 = T/ (GJp) ≤ [φ0]

можно не выполнять.

Тихоходный вал. Для изготовления тихоходного вала принята сталь 40 (термообработка – нормализация), для которой при d < 100 мм σв = 550 МПа и, следовательно, предел выносливости

σ-1 ≈ 0,43σв = 0,43 ∙ 550 = 235 МПа.

Принимая [n] = 2,2, Kσ = 2,2 и при kри = 1, вычисляем допускаемое напряжение изгиба при симметричном цикле

σэIII =  = / Wx ≤ [σи]-1

и]-1 = [σ-1/ ([n] Kσ)] kри;

и]-1 = [236/ (2,2 ∙ 2,2)] 1= 48,8 МПа.

Вычерчиваем схему нагружения тихоходного вала и строим  эпюры изгибающих и крутящих моментов:

а) определяем реакции опор в вертикальной плоскости yOz от сил Fa2 и Fr2:

ΣMA = Fа2 ∙ 0,5dm2 – Fr2a2 + YB (a2 + c2) = 0;

YB =  = = 56,7 - 291 ≈ - 234 H;

ΣMB = - YA (a2 + c2) + Fa2 ∙ 0,5dm2 + Fr2c2 = 0;

YA =  =  = 291 + 146,3 ≈ 437 H;

 б) определяем реакции опор в горизонтальной плоскости xOz от силы Ft:

ΣMA = - Fta2 + XB (a2 + c2) – Fta1 = 0;

XB = Fta2/ (a2 + c2);

XB = 1535 ∙ 60/ (60 + 155) = 428 Н;

ΣMВ = - XА (a2 + c2) + Ftс2 = 0;

XА = Ftс2/ (a2 + c2);

 XА = 1535 ∙ 155/ (60 + 155) = 1110 Н;

в) определяем размер изгибающих моментов в характерных сечениях А, С и В:

в плоскости yOz

MA = MB = 0;

= YAa2;

= 437 ∙ 0,060 = 26,2 H ∙ м;

= YBc2;

= - 234 ∙ 0,155 = - 36,3 Н ∙ м.

Следовательно, Mmax =  = 36,3 Н ∙ м;

в плоскости xOz

MA = MB = 0;

MC = XAa2;

MC = 1110 ∙ 0,060 = 66,6 Н ∙ м.

Следовательно, MFt = 66,6 Н ∙ м.

Крутящий момент T = T2 = 175 Н ∙ м.

Эпюры изгибающих и крутящих моментов

Вычисляем суммарный изгибающий момент и определяем нормальные напряжения изгиба в опасном сечении С:

Mсум = Ми =  =

=  =  = 75,8 Н ∙ м.

Так как вал  в опасном сечении С ослаблен ( = 45 мм)шпоночной канавкой (зубчатое колесо посажено на вал с помощью шпонки), то при расчете следует уменьшить его диаметр на 8…10%. Принимая d = 40 мм, получаем

σи = Ми/ Wx = 32Ми/ (πd3);

σи = 32 ∙ 75,8/ [π (40 ∙ 10-3)3] = 12,1 МПа.

Напряжения сжатия ввиду их малости (при Fa2 = 520 Н и d = 40 мм) можно не учитывать.

Определяем касательные напряжения кручения в сечении С:

τк = Т/ Wp = 16T2/ (πd3);

τк = 16 ∙ 175/ [π (40 ∙10-3)3] ≈ 14 МПа.

Вычисляем эквивалентное напряжение и сравниваем его с допускаемым:

σэIII = ;

σэIII =  = 30,5 МПа « [σи]-1.

  1.  Подбор подшипников

Быстроходный вал. Редуктор с неконсольным расположением конической шестерни:

а) определяем суммарные радиальные нагрузки подшипников:

FrA = ;

FrA =  =  = 950 Н;

FrВ = ;

FrВ =  =  = 682 Н.

На опоре В предусмотрена установка враспор двух радиально-упорных шарикоподшипников. При установке подшипников враспор гарантируется неподвижность вала в осевом направлении (радиально-упорные подшипники воспринимают осевую нагрузку только в одном направлении). Так как осевые составляющие S этих подшипников уравновешивают друг друга, то осевую силу Fa1 = 203 Н воспринимает один (правый) подшипник, а радиальную FrB = 682 Н – оба радиально-упорных подшипника. Следовательно, расчетная нагрузка для одного подшипника F´rB = 0,5 ∙ 682 = = 341 Н;

б) назначаем долговечность подшипников и определяем значения коэффициентов в формуле

Стр = (XVFr + YFa) Kб Kт (6 ∙ 10-5 nLh)1/α.

Для подшипников редукторов рекомендуется Lh = (12…25) 103 ч, принимаем Lh = 15 ∙ 103 ч; V = 1, так как вращается внутреннее кольцо; Kб = 1,6 при умеренных толчках; Kт = 1. Частота вращения быстроходного вала n = n1 = 965 мин-1; α = 3для шариковых подшипников.

Для подшипника типа 36000 (α = 12) при d = 35 мм и ориентировочно принятой средней серии подшипника С0 = 26,9 кН. При Fa1/ С0 = 203/ 26,9 ∙ 103 = 7,55 ∙ 10-3 < 0,014 и, следовательно, коэффициент осевого нагружения е < 30. При Fa1/ (VF´2B) = 203/ 1 ∙ 341 = 0,595 > е < 0,30 получаем X = 0,46, а Y ≥ 1,81. Приближенно примем Y = 1,81;

в) по формуле

Стр = (XVFr + YFa) Kб Kт (6 ∙ 10-5 nLh)1/α =

= (0,46 ∙ 1 ∙ 341 + 1,81 ∙ 203) 1,6 ∙ 1 (6 ∙ 10-5 ∙ 965 ∙ 15 ∙ 103)1/3 =

= (157 + 367) 1,6  = 7950 Н = 7,95 кН;

г) принимаем радиально-упорные шарикоподшипники 36207 легкой серии, для которых d =35 мм, D = 72 мм, b = 17 мм, Tmax = 17 мм, С = 23,5 кН, С0 = 17,75 кН, nпр > 4 ∙ 103 мин-1.

Определяем долговечность подшипника 36207 при X = 0,46; Y = 1,81; Fa1/ C0 = 203/ 17,75 ∙ 10-3 = 11,4 ∙ 10-3 и е ≈ 0,30; Стр = С = 23,5 кН. Возведя уравнение

Стр = (XVFr + YFa) Kб Kт (6 ∙ 10-5 nLh)1/α

в куб (α = 3) и решая относительно Lh, получаем

Lh =  ∙  =

=  ∙  = 22 ∙ 103  =

= 380 ∙ 103 ч »  = 25 ∙ 103 ч,

что является большим недостатком выбора подшипника. Конструктор, используя полные каталоги-справочники подшипников качения, назначит подшипник более легкой серии с меньшим значением С и, следовательно, меньшим значением Lh. При явно завышенных С и Lh нет смысла уточнять точку приложения и размер реакции FA;

д) на опору А при FrA = 950 Н и Fa = 0 (этот подшипник осевой силы не воспринимает и, следовательно, для него X = 1, Y = 0) назначен радиальный шарикоподшипник, динамическая грузоподъемность которого

Стр = (XVFr + YFa) Kб Kт (6 ∙ 10-5 nLh)1/α =

= 1 ∙ 1 ∙ 950 ∙ 1,6 (6 ∙ 10-5 ∙ 965 ∙ 15 ∙ 103)1/3 =

= 1520  = 14,5 ∙ 103 Н = 14,5 кН.

Принимаем шарикоподшипник 305 средней серии, для которого d =25 мм, D = 62 мм, В = 17 мм, С = 17,3 кН, nпр > 4 ∙ 103 мин-1.

Если запроектированный шарикоподшипник 305 не впишется в конструкцию редуктора, то для уменьшения его радиального размера D можно принять подшипник 205 легкой серии, при этом долговечность подшипника понизится, что опять явится недостатком выбора подшипника. В подобной ситуации, по-видимому, целесообразно установить роликоподшипник.

  1.  Подбор шпонок

 Шпонки подбирают по таблице ГОСТа в зависимости от диаметра вала, затем шпоночное соединение проверяют на смятие по формуле

σсм = Ft/ Sсм ≈ 4,4 T/ (dhlp) ≤ [σсм].

Быстроходный вал. Для выходного конца вала диаметром dв1 = 26 мм подбираем призматическую шпонку b X h = 8 X 7 мм при t1 = 4 мм. Так как длина выходного конца вала l1 = 45 мм, то принимаем длину шпонки l = 40 мм, соответствующую ряду стандартных значений по СТ СЭВ 189-75. Расчетная длина шпонки со скругленными торцами

lp = lb;

lp = 40 – 8 = 32 мм.

Так как на выходные концы валов возможна посадка чугунной детали, то допускаемое напряжение смятия следует принять для чугунных ступиц, для которых [σсм] = 60…90 МПа:

σсм = ;

σсм =  = 55 МПа < [σсм].

Тихоходный вал. а) для выходного конца вала при dв2 = 36 мм подбираем призматическую шпонку b X h = 10 X 8 мм при t1 = 5 мм. Так как длина выходного конца вала l2 = 65 мм, то по СТ СЭВ 189-75 принимаем длину шпонки l = 56 мм.

Расчетная длина шпонки со скругленными торцами

lp = lb;

lp = 56 – 10 = 46 мм.

Проверяем соединение на смятие:

σсм = ;

σсм =  = 58,2 МПа < [σсм];

б) для посадки ступицы зубчатого колеса на вал при  = 45 мм подбираем призматическую шпонку b X h = 14 X 9 мм t2 = 5,5 мм. Для стальной ступицы [σсм] = 100…150 МПа. Так как длина ступицы колеса lст = 60 мм, то длину шпонки примем l = 50 мм. Расчетная длина шпонки со скругленными торцами

lp = lb;

lp = 50 – 14 = 36 мм.

Проверяем запроектированное шпоночное соединение на смятие:

σсм = ;

σсм =  = 53 Па « [σсм].

Итак, для тихоходного вала принимаем шпонку 10 X 8 X 56 (СТ СЭВ 189-75) и шпонку 14 X 9 X 50 (СТ СЭВ 189-75).

  1.  Посадки деталей редуктора

Внутренние кольца подшипников насаживаем на валы с натягом, значение которого соответствует полю допуска k6, а наружные кольца подшипников – в корпус по переходной посадке, значение которой соответствует полю допуска Н7. Для ступицы детали, насаживаемой на выходной конец вала (шкив, звездочка, полумуфта и др.), и для ступицы зубчатого колеса принимаем посадки с натягом, значение которого соответствует полю допуска k6 и Н7/ р6.

  1.  Смазка редуктора

Для тихоходных и среднескоростных редукторов смазка зубчатого зацепления осуществляется погружением зубчатого колеса в масляную ванну картера, объем которого

Vк ≈ 0,6Р2;

Vк = 0,6 ∙ 7,07 = 4,24 л.

При Vm = 4,78 м/ с принимаем масло марки И-70А, которое заливается в картер редуктора так, чтобы зубчатое колесо погружалось в него более чем на длину зуба.

Для редуктора применяем солидол УС-1 для смазки радиально-упорных шарикоподшипников; смазка радиального шарикоподшипника и радиально-упорных конических роликоподшипников осуществляется жидким маслом, разбрызгиваемым колесом.

  1.  Сборка редуктора

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

Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная со сборки валов.

На ведущий вал насаживаю мазеудерживающее кольцо, затем подшипник устанавливают на вал, предварительно нагрев его в масле до 80-100 градусов, затем надевают распорную втулку и стакан, далее насаживают второй подшипник. Устанавливают втулку, многолапчатую шайбу, прижимают шлицевой гайкой и загибают лапки в шлицевые пазы

В ведомый паз закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала;  затем устанавливают распорную втулку,  мазеудерживающие кольца и устанавливают подшипники.

Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку, предварительно покрытую спиртовым лаком. Для обеспечения центровки крышку устанавливают с помощью двух конических штифтов и затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.

После этого в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку и ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки. Их устанавливают под фланцы крышек подшипников и между корпусом и фланцем стакана.

Затем устанавливают крышки и проверяют проворачивание валов, отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами.

Затем вворачивают маслоспускную пробку в отверстие с прокладкой.

Заливают в корпус масло и закрывают смотровое окно крышкой с резиновой прокладкой, закрепляют крышку винтами. Заворачивают контрольную пробку.

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

Список использованной литературы

  1.  Устюгов Н.И. «Детали машин» М 1981
  2.  Чернавский С.А. и др. «Курсовое проектирование деталей машин»
  3.  Атлас деталей машин под ред. Д.Н. Решетова М 1968

Приложение


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

83700. ПРОЕКТИРОВАНИЕ БД СПОРТИВНОЙ ШКОЛЫ 2.28 MB
  Целью данной курсовой работы является рассмотрение теории и создания на практике базы данных в продукте корпорации Microsoft для управления базами данных Microsoft Access на тему: Проектирование БД спортивной школы. Система Access — это набор инструментов конечного пользователя для управления базами данных.
83701. Рекомендации по оптимизации системы подбора и подготовки персонала в гостинице «Космос» 162.5 KB
  Комплектование штатов является одним из ключевых элементов работы любой организации, так как от качества отобранных кадров зависит эффективность работы организации и использование всех остальных ресурсов. Поэтому ошибки в подборе кадров могут дорого обойтись организации, а подбор хороших кадров...
83702. Определение текущего рыночного спроса и прогнозирование будущего спроса на примере отеля 90.92 KB
  Когда компания находит привлекательный рынок, она должна тщательно оценить его размер и потенциальные возможности. Чтобы разработать действенную маркетинговую стратегию, контролировать эффективность ее реализации, маркетологам стоит научиться оценивать текущий спрос и прогнозировать его изменения.
83705. Разработка приложения для предметной области «Сбор сведений о писателях и их литературных произведениях» 252.8 KB
  Практическая часть работы разделена на следующие этапы: построение логической модели базы данных; описание таблиц и построение физической модели базы данных; разработка базы данных в XML и разработка клиентской части в среде программирования...
83706. Гидравлический расчет наружного объединенного водопровода населенного пункта 152.5 KB
  Определение водопотребителей и расчет потребного расхода воды на хозяйственнопитьевые производственные и пожарные нужды поселка и предприятия. Расчет требуемого расхода воды на хозяйственно-питьевые и производственные нужды. Определение расчетных расходов воды на пожаротушение.
83707. Сооружение гидроизоляционного ограждения шахтного ствола методом тампонажа 326.62 KB
  В ходе выполнения работы следует разработать технологию тампонажа и технологические схемы производства тампонажных работ, выбрать необходимые технические средства для сооружения гидроизоляционной завесы в определенных горнотехнических условиях, основываясь на комплексе исходных данных...
83708. Разработка проекта маркетингового исследования для компании Schwarzkopf 216.5 KB
  Довольно сложно выявить какие-то конкретные недостатки в продукции, разве что индивидуальную непереносимость на какой-либо из компонентов. Но и это маловероятно, потому что состав продукции тщательно разрабатывался, а затем тестировался, чтобы заранее выявить возможные побочные эффекты...