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

70465. Общение в единстве процессов обмена информации, восприятия и понимания людьми друг друга, воздействия и взаимодействия 50 KB
  Из определения общения вытекает что это сложный процесс в который входят три составляющие: коммуникативная сторона общения обмен информацией между людьми; интерактивная сторона организация взаимодействия между индивидами; перцептивная сторона процесс восприятия друг друга партнерами...
70466. Социально-психологические закономерности формирования первого впечатления о человеке 29.5 KB
  Среди факторов которые определяют характер формирующегося у нас впечатления о человеке которого мы встречаем в своей жизни впервые важнейшее значение имеют особенности внешнего облика и поведения человека о котором у нас формируется мнение.
70467. Механизмы межличностного восприятия 27.5 KB
  Значительное число исследований восприятия межличностного посвящено изучению формирования первого впечатления о человеке. В них выясняются закономерности достраивания образа другого человека на основе наличной обычно ограниченной информации о нем а также при выявлении...
70468. Психология воздействия как область социальной психологии 42.5 KB
  Психология воздействия одно из самых традиционных направлений социально-психологического знания. Однако несмотря на это проблематика психологического воздействия и сегодня продолжает оставаться пожалуй наиболее популярной и интегрирующей сферой исследовательских и практических интересов...
70469. Социально-психологические механизмы и факторы формирования убеждений 32 KB
  Во-первых образуя упорядоченную систему взглядов и представлений человека совокупность убеждений выступает как его мировоззрение; во-вторых под убеждением понимают процесс усвоения человеком внешнего мира что предполагает качественное изменение исходных установок под влиянием жизненного...
70470. Межличностные отношения, их виды, динамика, мехнизмы формирования и развития 36 KB
  Межличностные отношения их виды динамика мехнизмы формирования и развития Межличностные отношения это отношения складывающиеся между отдельными людьми. Межличностные отношения делятся на следующие виды: 1 официальные и неофициальные; 2 деловые и личные; 3 рациональные и эмоциональные...
70471. Социально-психологические характеристики больших групп 42.5 KB
  Социально-психологические характеристики больших групп Большая социальная группа количественно не ограниченная социальная общность имеющая устойчивые ценности нормы поведения и социально-регулятивные механизмы партии этнические группы производственно-отраслевые и общественные организации.
70472. Психология лидерства: классификации и концептуальные подходы 38.5 KB
  Лидером согласно этой теории может быть лишь такой человек который обладает определенным набором личностных качеств или совокупностью определенных психологических черт. Различные авторы пытались выделить эти необходимые лидеру черты или характеристики.