85518

Проектирование одноступенчатого цилиндрического редуктора

Курсовая

Производство и промышленные технологии

Назначение редуктора – понижение угловой скорости и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим. Механизмы для повышения угловой скорости, выполненные в виде отдельных агрегатов, называют ускорителями или мультипликаторами.

Русский

2015-03-27

760 KB

2 чел.

        

                  

ВВЕДЕНИЕ

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины. Кинематическая схема привода может включить, помимо редуктора, открытые зубчатые передачи.

Назначение редуктора понижение угловой скорости и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим. Механизмы для повышения угловой скорости, выполненные в виде отдельных агрегатов, называют ускорителями или мультипликаторами.

Редуктор состоит из корпуса (литого чугунного или сварного стального), в котором помещают элементы передачи зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д. В отдельных случаях в корпусе редуктора размещают также устройства для смазывания зацеплений и подшипников (например, внутри корпуса редуктора может быть помещен шестеренный масляный насос) или устройства для охлаждения .

Редуктор проектируют либо для привода определенной  машины, либо по заданной нагрузке (моменту на выходном валу) и передаточному числу без указания конкретного назначения. Второй случай характерен для специализированных заводов, на которых организовано серийное производство редукторов.

Редукторы классифицируют по следующим основным признакам: типу     передачи (зубчатые, червячные или зубчато-червячные); числу ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые  и т.д.); типу зубчатых колес (цилиндрические, конические т.д.); относительному расположению валов редуктора в пространстве.

  

 

1 Кинематическая схема машинного агрегата. Срок службы приводного устройства  

1) Выполняем чертёж кинематической схемы

1 двигатель; 2 муфта; 3 шестерня; 4 вал быстроходный; 5 колесо зубчатое; 6 вал тихоходный;7 подшипник

Рисунок 1 Кинематическая схема привода

2) Производим анализ назначения и конструкции элементов              приводного устройства    

   

Приводное устройство предназначено для увеличения вращающего момента на ведомом валу за счёт уменьшения его             угловой скорости.

 Таблица 1 Исходные данные

Исходные данные

Значение

Мощность на тихоходном валу Рт , кВт

2,3

Частота вращения тихоходного вала, nт , об/мин

400

Характер нагрузки

Спокойная

Срок службы привода, Lг ,  лет,

6

Число смен в сутки, Lc

1

Продолжительность смены,tc

8

3 )Определяем срок службы приводного устройства Lh , ч

Lh=365LntcLc0,85 ,                                (1)

    где Lh - срок службы приводного устройства;

Lr - срок службы привода, лет;

tc - продолжительность смены, ч;

Lс - число смен в сутки;

    Lh=3656×8×1×0,85=14892   

    Рабочий ресурс привода принимаем  Lh =14892                     

2 Выбор двигателя. Кинематический и силовой расчеты привода

 Двигатель является одним из основных элементов машинного агрегата. Для проектируемого привода рекомендуются трёхфазные короткозамкнутые двигатели серии 4А. Эти двигатели наиболее универсальны. Закрытое и обдуваемое исполнение позволяет применять эти двигатели для работы в закрытых условиях, в открытых помещениях и т.д.

1) Определяем мощность двигателя

Мощность двигателя зависит от требуемой мощности рабочей машины, а его частота вращения от частоты вращения приводного вала рабочей машины.

Определяем мощность двигателя, Рдв, кВт

         Рдв= Рт / ,                                   (2)                

где Рт мощность на тихоходном валу, кВт;

          η  общий КПД привода;

 ηм= 0,98 КПД муфты;

 ηзуб=0,96…0,97 КПД закрытой цилиндрической         зубчатой передачи.  Принимаем  ηзуб= 0,96;

 ηn= 0,99 КПД одной пары подшипников качения;

=0,98×0,96×0,992=0,921

Рдв=2,3/0,931=2,47

2) Определяем номинальную мощность двигателя Рном , кВт

 Значение номинальной мощности выбираем из таблицы К1[1] по величине большей, но ближайшей к требуемой мощности Рдв

Рном Рд,,                               (3)

 Рном=3 > Рдв=2,47

    3) По таблице К1 [1] выбираем тип двигателя, применив для

расчета четыре варианта типа двигателя:       

Таблица 2

Вариант

Тип двигателя

Номинальная мощность Рном, кВт

Частота вращения, об/мин

При номинальном

режиме nном

1

4АМ100L2У3

3

2880

2

4АМ112M4У3

3

1445

3

4АМ132S6У3

3

965

4

4АМ132M8У3

3

720

 4) Определяем передаточное число редуктора для каждого из четырёх вариантов двигателей

                 u = nном / nm ,                               (4)

где nном частота вращения при номинальном режиме,     об/мин;

 nт частота вращения тихоходного вала, об/мин;

и1 =2880/400 =7,2                     и2 =1445/400 =3,61

и3 =965/400 =2,41                       и4 =720/400 =1,8

 

Таблица 3

Варианты

1

2

3

4

Передаточное число

6,0

3,0

2,0

1,5

    При выборе типа двигателя учитываем, что двигатель с большей частотой вращения (синхронной 3000 об/мин) имеют низкий рабочий ресурс, а двигатели с низкими частотами (синхронными 750 об/мин) весьма металлоёмки.

Выбираем двигатель 4АМ132S6У3 (Рном=3 кВт, nном=965 об/мин, передаточное число редуктора u=2,41 , что находится в диапазоне рекомендуемых значений  u = 2,0…6,3.

Силовые (мощность и вращающий момент) и кинематические (частота вращения и угловая скорость) параметры привода рассчитываем на валах, исходя из требуемой (расчётной) мощности двигателя Рдв и его номинальной частоты вращения nном 

Определяем частоту вращения, угловую скорость, мощность и вращающий момент на каждом валу.

     а) Вал 1 (быстроходный):

Определяем частоту вращения быстроходного вала, об/мин

n1 =nдв =965                              (5)

Определяем угловую скорость быстроходного вала, рад/с

1=(n1)/30 ,                             (6)


Определяем требуемую мощность двигателя, кВт

Р1дв =3                               (7)

Определяем вращающий момент на быстроходном валу, Нм

                             (8)

б)  Вал II (тихоходный):

Определяем частоту вращения тихоходного вала, об/мин

                               (9)

где u- передаточное число редуктора

Определяем угловую скорость тихоходного вала, рад/с

                              (10)

Определяем мощность тихоходного вала, кВт;

                           (11)

Р2 Т = 2,3 ·0,931 = 2,1

где η  общий КПД привода;

Определяем вращающий момент на тихоходном валу, Нм;

                             (12)

3 Выбор материала зубчатых колес. Определение допускаемых напряжений

 В условиях индивидуального производства, предусмотренного техническим заданием на курсовое проектирование, в мало- и средненагруженных передачах применяют зубчатые колёса с твёрдостью материала  Н  350 НВ. При этом обеспечивается чистовое нарезание зубьев после термообработки, высокая точность изготовления и хорошая

прирабатываемость зубьев.

Выбираем материал зубчатых колёс одинаковый  для шестерни и колеса.  Принимаем Сталь 40 Х , термообработка  улучшенная - У

По таблице 3.2 [1 ]  принимаем:

для шестерни твёрдость 269…302 НВ, (286 НВ1ср ), наибольший диаметр заготовки Dпред 125мм.

для колеса твёрдость 235…262 НВ,(250 НВ2ср ), наибольшая толщина сечения заготовки Sпред   80мм.

При этом НВ1ср-НВ2ср=286-250=36 - обеспечивается прирабатываемость зубьев.

Определение допускаемых контактных напряжений для зубьев шестерни [σ]H1 и колеса [σ]H2

По таблице 3.2 [1]    определяем предел выносливости по контактным напряжениям, [σ]НО , Н/мм2 

[σ]НО = 1,8·НВср + 67,                         (13)

для шестерни [σ]НО1 = 1,8·НВ1ср + 67= 1,8·286 + 67= 582

для колеса [σ]НО2 = 1,8·НВ2ср + 67=1,8·250 + 67= 517

Определяем допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни и колеса [σ]Н,, Н/мм2

[σ]Н НL·[σ]НО  ,                                         (14) 

где КНL - коэффициент долговечности, для прирабатывающихся  колес К НL =1,0;    

[s]H1  = 582·1 = 582

[s]H2 = 515·1 = 515;

Расчет зубьев на контактную прочность ведем  по меньшему значению []н =517Н/мм2 т. е. по менее прочным зубьям колеса.

    1) Определение допускаемых напряжений изгиба для зубьев шестерни [σ]F1 и колеса [σ]F2

2)  По таблице 3.3 [1] определяем предел выносливости на изгиб NF0 , Н/мм2

[σ]F0 = 1,03·НВср ,                                           (15)

для шестерни  [σ]F01 = 1,03·НВ1ср = 1,03·286 = 295

для колеса [σ]F02 = 1,03·НВ2ср = 1,03·250 = 256

3) Определяем допускаемые изгибные напряжения для зубьев шестерни и колеса,  [σ]F , Н/мм2

[σ]F  FL·[σ]FО  ,                                          (16) 

где KFL - коэффициент долговечности, для прирабатывающихся колес KFL= 1,0;

[σ]F1 = 1,0·295= 295

[σ]F2 = 1,0·256 = 256

Расчёт модуля зацепления для цилиндрической зубчатой передачи выполняем по меньшему значению [σ]F, т.е. по менее прочным зубьям колеса [σ]F2 = 258 Н/мм2

    4) Составляем табличный ответ к задаче

Элемент передачи

Марка стали

Dпред

Термообра-ботка

HB1ср

[]H

[]F

Sпред

HB2ср

Н/мм2

Шестерня

40 Х

125

У

286

582

295

Колесо

40 Х

80

У

250

515

256

Таблица 4 - Механические характеристики материалов        зубчатых колёс

4 Расчет зубчатой передачи редуктора

Рисунок 2 Геометрические параметры цилиндрической

зубчатой передачи

1) Определение геометрических параметров

2) Определяем межосевое расстояние aw , мм

                  (17)

где Кавспомогательный коэффициент; для косозубых передач  Ка = 43;

ψвакоэффициент ширины венца колеса, равный 0,28...0,36 для шестерни, расположенной симметрично относительно опор;

Кнβ коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихся зубьевКнβ=1;

Т2   вращающий момент на тихоходном валу, Нм; Т2=50

[σ]H  допускаемое контактное напряжение колеса с менее прочным зубом, [σ]H= 514,3 Н/мм2

u = 3,01 передаточное число редуктора.

Полученное значение межосевого расстояния awокругляем до ближайшего стандартного числа по таблице 4.4 [1]

Принимаем aw= 80 мм

3) Определяем модуль зацепления т, мм

,                        (18)

где  Кmвспомогательный коэффициент;  для косозубых  передач Кm= 5,8;

d2 делительный диаметр колеса, мм

                              (19)

b2 ширина венца колеса, мм

b2 = ψваaw ,                                                (20)

b2 = 0,3·80 = 24

Полученное значение округляем в большую сторону до ближайшего стандартного числа по таблице 4.4[1].

Принимаем  b2 = 21 мм

    []F допускаемое напряжение изгиба материала колеса c менее прочным зубом, Н/мм2;  []F =256 Н/мм2

Полученное значение модуля m округляем  в большую сторону до стандартного значения. Принимаем m =1

4)  Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса

 ZΣ= (2aw·cosβmin ) ,                           (21)

    где, угол наклона зубьев βmin = arcsin (3,5m/ b2)                     

 βmin = 9,63 (3,5 ·1/21) = 9,63

ZΣ= (2 ·80 ·0,985)/2  = 138

В косозубых передачах угол наклона зубьев принимают β = 8…15о, но из-за роста осевых сил Fa в зацеплении желательно получить его меньшее значение, варьируя величиной модуля т и шириной колеса b2

Полученное значение ZΣ округляем  в меньшую сторону до целого числа.  Принимаем ZΣ=138

Для косозубых передач уточняем величину угла наклона зубьев:

                          (22)

                               β = arcosβ

 

β = arcos0,985 = 9,63 о

5)  Определяем число зубьев шестерни

Z1 = ZΣ/ (1+u),                             (23)

Z1 = 138/ (1+2,41) = 40

Значение Z1 округляем до ближайшего целого числа.            Принимаем Z1 = 40

Из условий уменьшения шума и отсутствия подрезания зубьев рекомендуется Z1 >18, данное условие выполняется.

6)  Определяем  число зубьев колеса

 Z2 =ZΣZ1 ,                              (24)

Z2=138-40=98

7)  Определяем фактическое передаточное число иф и проверяем его отклонение Δ u от заданного значения

uф =Z2 /Z1  ,                                                  (25)

uф= 98/40 = 2,45

                    (26)  

Условия нормы отклонения передаточного числа выполняется

8)  Определяем фактическое межосевое расстояние, мм

aw=(m·ZΣ) /2 · cosβ,                            (27)

aw=(1  138)/2 · 0,985 = 80

9) Определяем фактические основные геометрические параметры передачи, мм

Таблица 5

Параметр

Шестерня

Колесо

Диа-метр,

Мм

Делите-льный

вершин зубьев

впадин зубьев

Ширина венца, мм

b1 = b2 + (2…4)

b1 =21+4=25

10) Проверочный расчет

11)  Проверяем  межосевое расстояние

aw= (d1 + d2)/2,                            (28)

aw= (60,91+99,4)/2 = 80

12)  Проверяем пригодность заготовок колес

Условия пригодности заготовок колес

               (29)

где Dпред и Sпред предельные размеры заготовок;

Dзаг и Sзагразмеры заготовок колес;

Для цилиндрической шестерни диаметр заготовки   

Dзаг = da1 + 6мм,                           (30)

Здесь 6мм припуск на механическую обработку.

Dзаг =62,91+6= 68,91<125

Для колеса без выемок толщина сечения заготовки

Sзаг= b2 + 4мм,                            (31)

Sзаг=24+4=28 < 125

Условия пригодности заготовок выполняются.

13)  Проверяем контактные напряжения  н , Н/мм2

,              (32)

где  К вспомогательный коэффициент;  для косозубых передач К = 376;                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                          

окружная сила в зацеплении (Н),  

                              (33)

Здесь Т2 Нм, d2 м

КНкоэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями.

Для косозубых колес КН определяется по графику на рисунке 4.2 [1] в зависимости от окружной скорости колес υ, м/с и степени точности передачи;

Определяем окружную скорость

                              (34)

Здесь  d2 - м,  ω2 - рад/с.

Принимаем 8 степень точности передачи.

КН= 1,06

КН коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи (таблица 4.2 [1]);

КН= 1,03

Условие прочности выполняется

14)  Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни F1 и колеса F2 , Н/мм2

               (35)

                   (36)

где  KFaкоэффициент, учитывающий распределение нагрузки между    зубьями, зависит от степени точности передачи.  Для косозубых колес KFa=0,91;

KFβ коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба.

Для прирабатывающихся зубьев колес KFβ=1;

KF коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи (таблица 4.2 [1]) KF=1,11 ;

YF1 и YF2 коэффициенты формы зуба шестерни и колеса,   определяются по таблице 4.3 [1]  интерполированием в зависимости от числа зубьев шестерни и колеса.

Для косозубых колес определяется по таблице 4.3 интерполированием в зависимости от эквивалентного числа зубьев шестерни и колеса

                            (36)

YF1 = 174,63

YF2 = 165,72

Yβ = 1-β0/ 140 0-коэффициент, учитывающий наклон зуба

Yβ = 1-0,985 0/ 140 0 = 0,99

    15)  Составляем табличный ответ к задаче

Таблица 6

Проектный расчет

Параметры

Значения

Параметры

Значения

Межосевое расстояние aw, мм

80

Диаметр  делительной окружности, мм

шестерни d1

колеса d2

60,91

99,4

Модуль зацепления, m, мм

1

Ширина зубчатого венца, мм

шестерни b1

колеса b2

25

21

Диаметр окружности вершин, мм

шестерни dа1

колеса  dа2

62,91

101,4

Число зубьев

шестерни Z1

колеса Z2

40

98

Диаметр окружности впадин , мм

шестерни df1

колеса df2

58,41

96,9

Контактные напряжения

н , Н/мм2

503,65

Напряжения изгиба

шестерни σF1 , Н/мм2

колеса σF2 , Н/мм2

174,63

165,72

Таблица 7

Проверочный  расчет

Параметры

Допускаемые значения

Расчетные значения

Приме-чание

Контактные напряжения, н ,

Н/мм2

514,3

503,65

-1,9%

Напряжения изгиба, Н/мм2

σF1

294

174,63

σF2

255

165,72

       5 Нагрузки валов редуктора

Редукторные валы испытывают два вида деформации - изгиб и кручение. Деформация кручения на валах возникает под действием вращающих моментов, приложенных со стороны движения и рабочей машины. Деформация изгиба валов вызывается силами в зубчатом зацеплении редуктора и консольными силами со сторон муфт.

Выполняем силовую схему нагружения валов редуктора

Рисунок 3 - Схема сил в зацеплении косозубой цилиндрической передачи

1 ) Определение нагрузок

     В косозубой передаче действуют окружные, радиальные

и осевые силы  

Значение радиальных сил определяем по формуле, H

Fr1 =Fr2 = Fttgaw / cosβ                         (39)

где Ft   окружная сила;

    aw =20°угол зацепления;

Fr1 =Fr2 =1006tg20/ 0,985 =371,73

Значение осевых сил определяется по формуле, H

Fa1 = Fa2 = Ft tgβ                            (40)

Fa1 = Fa2 = 1006  tg9,63 o= 170,69

2) Определение консольных сил

Консольные нагрузки вызываются муфтами, соединяю-

щими  двигатель с редуктором и редуктор с рабочей машиной

Консольные силы от муфт определяем по формулам

На быстроходном валу FМ1 , Н

                      (41)

На тихоходном валу FМ2 , Н

                          (42)

   3) Табличный ответ к задаче

  Таблица 8

Параметр

Шестерня

Колесо

Ft, Н

1006

Fr, Н

371,73

FM, Н

272,5            

883,883

Т, Hм

29,7

50

ω, рад/с

101

41,8

6  Проектный расчет валов. Эскизная компоновка редуктора

1 ) Выбор материала валов редуктора

В проектируемых редукторах рекомендуется применять термически обработанные среднеуглеродистые и легированные стали Сталь 45Х, 40Х одинаковые для быстроходного и тихоходного валов.

Принимаем сталь 4 

Механические характеристики стали определяем по таблице 3.2 [1]: твёрдость заготовки 269…302 HRC,

    .2) Выбор допускаемых напряжений на кручение

Проектный расчет валов выполняется по напряжениям кручения (как при чистом кручении), т.е. при этом не учитывают

напряжения изгиба, концентрации напряжений и переменность напряжений во времени (циклы напряжений). Поэтому, для компенсации приближенности этого метода расчёта, допускаемые напряжения кручения применяют заниженными: [τК] = 10…30 Н/мм2. При этом меньшие значения для быстроходных валов, большие для тихоходных.

Принимаем [τК] =10 Н/мм2 для быстроходного и [τК] =30 Н/мм2 тихоходного валов.

3 ) Определение геометрических параметров ступеней валов

Редукторный вал представляет собой ступенчатое цилиндрическое тело, количество и размеры ступеней которого зависят от количества и размеров установленных на вал деталей.

Проектный расчет ставит целью определить ориентировочно геометрические размеры каждой ступени вала:  диаметр dи длину l.

4)  Быстроходный вал редуктора

                             (43)

где МК = Т крутящий момент, равный вращающему моменту на валу, Нм;

[τК] - допускаемые напряжения кручения, Н/мм2

По ГОСТ 6636-96 принимаем d1 =20мм

                          (44)

По ГОСТ 6636-96 принимаем l1 =20 мм

                           (45)

где t  высота буртика, мм

Принимаем диаметр под подшипник d2 =25 мм

                            (46)

По ГОСТ 6636-96 принимаем l2 = 38 мм

                           (47)

где r - координаты фаски подшипника, мм (принимаем по таблице)

l3 = 1,5 +30 =31,5=31 мм

 

    По ГОСТ 6636-96 принимаем d3 =30мм

                             (48)

d4 = 25мм

                               (49)

l4 = 17мм

5)  Тихоходный вал редуктора

                            (50)

где МК = Т крутящий момент, равный вращающему моменту на валу, Нм;

[τК] - допускаемые напряжения кручения, Н/мм2.

По ГОСТ 6636-96 принимаем d1 =25мм

                         (51)

По ГОСТ 6636-96 принимаем l1 =24 мм

                          (52)

где t  высота буртика, мм

Принимаем диаметр под подшипник d2 =30 мм

                          (53)


    По ГОСТ 6636-96 принимаем
l2 = 38 мм

                          (54)

где r - координаты фаски подшипника, мм (принимаем по таблице)

По ГОСТ 6636-96 принимаем d3 =35 мм

l3 = 1,25 +35 =36.25 мм

По ГОСТ 6636-96 принимаем l3  = 36 мм

                            (55)

d4 = 30 мм

                               (56)

l4 =17 мм

6) Предварительный выбор подшипников качения

7) Для цилиндрической косозубой передачи на быстроходный

вал выбираем радиальные шариковые однорядные подшипники средней серии, схема установки  враспор.

По величине внутреннего диаметра d=20 мм внутреннего кольца, равного второй d2 и четвёртой d4 ступеней вала под подшипник выбираем подшипник № 304 ГОСТ 8338-75.

Выписываем основные параметры подшипника: геометрические размеры: d=20 мм, D=52 мм, В=15 мм;  динамическая грузоподъёмность Cr=15,9 кН, статическая грузоподъёмность Cr0 =7,8кН.

8) Для цилиндрической косозубой передачи на тихоходный вал выбираем радиальные шариковые однорядные подшипники средней серии, схема установки  враспор.

По величине внутреннего диаметра d=25мм внутреннего кольца, равного второй d2 и четвёртой d4 ступеней вала под подшипник выбираем подшипник № 305 ГОСТ 8338-75.

Выписываем основные параметры подшипника: геометрические размеры: d=25 мм, D=62 мм, В=17 мм; динамическая грузоподъёмность Cr=22,5кН, статическая грузоподъёмность Cr0 =11,4кН.

Составляем табличный ответ к задаче 

Таблица 9  Параметры ступеней валов и подшипников

Вал

Размеры ступеней, мм

Подшипники

Вd1

Dd2

Dd3

Dd4

Типораз-мер

dxDxB, мм

Динамическая грузоподъём-ность Cr , кН

Статическая грузоподъём-ность С0r , кН

dl1

dl2

dl3

dl4

Быстро-ходный

220

325

330

325

304

20x52x15

15,9

7,8

220

438

545

115

Тихоход-ный

225

330

235

330

305

25х62х17

22,5

11,4

224

438

545

117

    7 Расчетная схема  валов редуктора

    Порядок расчета:

Вычертить координатные оси для ориентации направлений векторов сил.

Вычертить расчетную схему вала в соответствии с выполненной схемой нагружения.

Выписать исходные данные для расчетов:

а) силовые факторы, Н;

б) геометрические параметры, м: расстояние между точками приложения реакций в опорах подшипников вала  lб ; расстояние между точками приложения консольной силы и реакции смежной опоры подшипника  lМ ; диаметры делительной окружности шестерни или колеса.

4) Определить реакции в опорах предварительно выбранных подшипников вала в вертикальной и горизонтальной плоскостях, составив два уравнения равновесия плоской системы сил.

5) Определить суммарные радиальные реакции опор подшипников вала, Н, например,

RA = ,

где RAx , RАу  соответственно реакции в опоре подшипника А

    в горизонтальной и вертикальной плоскостях.

   6) Вычертим расчетную схему нагружения быстроходного вала в соответствии со схемой нагружения валов.

    Выписываем исходные данные для расчета:

Силы в зацеплении редукторной пары:

Ft1 =  1006 Н;

Fr1 =331?8 Н;

Fa1 =153,3  Н

Консольная сила: Fм1 = 272,5  Н

Вращающий момент на валу: Т1 = 29,7 Нм

    Из эскизной компоновки выбираем расстояние между точками приложения реакций в опорах подшипников lб = 30 мм и расстояние между точками приложения консольной силы и реакции смежной опоры подшипника lм =50 мм. Диаметр делительной окружности шестерни, d1 = 60,91 мм.

Составив уравнения равновесия , определим реакции в опорах предварительно выбранных подшипников вала в вертикальной и горизонтальной плоскостях.

а) в вертикальной плоскости zoy:

MA= 0;  MA= - Fr1 ×lб - Fa1 ×(d1 /2) +RВy×2lб = 0;

 

MВ = 0;  MВ =Fr1 ×lб - Fa1×(d1 /2) -RАy×2lб = 0;

Из уравнения MA=0 определяем RВy, Н;

RВy=Fr1×lб+Fa1(d1/2)/2lб=(331,8×30+153,3(60,91/2)/60=243,7 H

Из уравнения MВ=0 определяем RАy ,Н;

RАy= Fr1×lб - Fa1 (d1 /2)/2lб =331,8×30-153,3(60,91/2)/60=88 Выполняем проверку: у=0;

у=0;   RАy-Fr1 + RВy=  88-331,8+243,7=0

Плоскость zoх (R; RВх):

MA=0;   MA= RВх × 2lб - Ft1 × lб  + FM1 ×(2lб×lM )=0

MВ=0;   MВ= -R× 2lб +Ft1 × lб + FM1×lM1 =0

Из уравнения MA=0 определяем RВх, Н;

RВх = (Ft1×lб -FM1×(2lб1+ lт )/2lб = (1006×30-272,5×(30×2+50)/60

= 3,41 H

Из уравнения MВ=0 определяем RАх, Н;

RАх = (Ft×lб +FM1×lM1 )/2lб = (1006×30+272,5×50)/60=730 H

Выполняем проверку: х=0

х=0;  - Ft1+ RАх+RВх +Fm=-1006+730+3,41+272,5=0

горизонтальные составляющие реакций найдены верно.

    в) Строим эпюры изгибающих моментов (Эп. Му, Мх) и эпюру     крутящих моментов (Эп. Мz): Мz = Т1    

Cтроим эпюру Мх

МВ = МА = МD= 0

Mссл = RAy×lб = 88×0,030=2,64

Мсспр = RBy×lб = 243,7×0,030=7,3

Cтроим эпюру Му

МА = МD = 0

MC= RAx×lб = 730×0,030=21,9

МB= FМ1 ×lМ1= 272,5×0,050=13,6

Строим эпюру Мz

Mz = T1 = 29,7 Hм

г) Суммарные радиальные реакции опор подшипников вала    определим по формуле: Rr = , H

R=

R =

Наиболее нагруженной является опора С,  по ней и проводим проверочный расчёт подшипников.

д) Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях (точкa2) по формуле, Нм

                             (57)

где Мx и Мyсоответственно изгибающие моменты в                 горизонтальной и вертикальной плоскостях

Hм

Вычертим расчетную схему нагружения тихоходного вала в соответствии со схемой нагружения валов.     

Выписываем исходные данные для расчета:

Силы в зацеплении редукторной пары:

Ft2 = 1006 Н;

Fr2 = 331,8 Н;

Fa2 = 153,3 Н

Консольная сила: Fм2 = 883,88 Н

Вращающий момент на валу: Т2 = 50 Нм

    Из эскизной компоновки выбираем расстояние между точками приложения реакций в опорах подшипников lб2 =30 мм и расстояние между точками приложения консольной силы и реакции смежной опоры подшипника lм=46 мм. Диаметр делительной окружности шестерни, d2 =99,4 мм.

Составив уравнения равновесия , определим реакции в опорах предварительно выбранных подшипников вала в вертикальной и горизонтальной плоскостях.

а) в вертикальной плоскости zoy:

MA= 0;  MA= - Fr2 ×lM+Fa2×(d2/2) +RВy×2lM2 = 0;

MВ = 0;  MВ =Fr2 ×lM- Fa2 ×(d2/2) -RАy×2lM2 = 0;

Из уравнения MA=0 определяем RВy, Н;

RВy=Fr2×lM-Fa2(d2/2)/2lM=(331,8×46-153,3×(99,4/2)/92=83 H

Из уравнения MВ=0 определяем RАy ,Н;

RАy=Fr2×lM+Fa2(d2/2)/2lM= 331,8×46+153,3×(99,4/2)/92=248,7 H

Выполняем проверку: у=0;

у=0;   RАy-Fr2 + RВy= 248,7– 331,8 +83 = 0

Плоскостьzoх (RAх; RВх):

MA=0;   MA= -RВх× 2lМ- Ft2 ×lМ+ FM2 ×lТ) = 0

MВ=0;   MВ= -RAх× 2lМ - Ft2 ×lМ+ FM2×(lM2 + l) = 0

Из уравнения MA=0 определяем RВх, Н;

RВх = (Fm2×lм +Ft2 × lТ )/2lМ =272,5-46+1006×30/92=464,2

 Из уравнения MВ=0 определяем RАх, Н;

RАх = (-Fm2×lМ+Ft2×(lM2 + lТ)/2lб =-272,5×46+1006(46+30)/92=694,79

Выполняем проверку: х=0

х=0;   Ft2 - RАх -RВх +Fm2 = 1006-694,79-464,2=0

горизонтальные составляющие реакций найдены верно.

    в) Строим эпюры изгибающих моментов (Эп. Му, Мх) и эпюру     крутящих моментов (Эп. Мz): Мz = Т1    

Cтроим эпюру Му

МВ = МА = МD= 0

Mссл = RAy×lМ = 248,7 × 0,046= 11,4 Нм

Мсспр = RBy×lб = 83× 0,030 =2,49 Hм

Cтроим эпюру Мх

МА = МD = 0

 MC = -RAx × lМ = 694,79 × 0,046 = 31,9 Нм

МB  = FМ2 × lМ2 = 272,5× 0,046 = 12,5 Hм

Строим эпюру Мz

 Mz = T2 = 50 Hм

г) Суммарные радиальные реакции опор подшипников вала определим по формуле: Rr = , H                                                                                

R = =737,9          

R = = 471,56

Наиболее нагруженной является опора D,  по ней и проводим проверочный расчёт подшипников.

д) Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях (точкa 2) по формуле, Нм

                         (58)     

где Мx и Мy  соответственно изгибающие моменты в                 горизонтальной и вертикальной плоскостях

  Hм

    

8 Проверочный расчет подшипников

Проверочный расчёт предварительно выбранных подшипников выполняется отдельно для быстроходного и тихоходного валов. Пригодность подшипников определяется сопоставлением расчётной динамической грузоподъёмности Сrр (Н) с базовой Сr (Н) или базовой долговечности L10h (ч) с требуемой Lh (ч), по условиям:

Сrр  Сr ,                                (59)

или  L10h   Lh ,                             (60)

Базовая динамическая грузоподъёмность подшипника Сг представляет собой постоянную радиальную нагрузку, которую подшипник может воспринять при базовой долговечности, составляющей 10 6 оборотов внутреннего кольца.

   1) Проверяем прочность подшипников №304 быстроходного вала цилиндрического одноступенчатого косозубого редуктора

Угловая скорость вала ω1 =101 рад/с;

Реакции в подшипниках RА=153,3 Н,   

Характеристики подшипников: динамическая грузоподъемность Cr =15,9 кН, статическая грузоподъемность Cr0 =7,8 кН. Требуемая долговечность подшипника Lh =14892 ч. Подшипники установлены по схеме враспор.

2)  Определяем эквивалентную динамическую нагрузку наиболее нагруженного подшипника

Эквивалентная динамическая нагрузка Re учитывает характер и направление действующих на подшипник нагрузок, условия работы и зависит от типа подшипника.

 3) Определяем отношение

                               RA/V ·Rr,                                  (61)

где: Ra = Fа2 =153,3;

          Rr  реакция  наиболее нагруженного  подшипника, Н;

          Rr = 735,2;

         V  коэффициент вращения, V = 1 вращается              внутреннее кольцо;

     153,3/ 1 · 735,2= 0,20;

    4) Определяем отношение:

 RA/Cor,                                   (62)

       153,3/7300=0,021;

    5) По соотношению RA/V  Rr > е, т.е 0,021>0.192, определяем    X = 0,56, а Y определяем интерполированием 

     а)  Определяем эквивалентную динамическую нагрузку наиболее нагруженного подшипника

Эквивалентная динамическая нагрузка Re учитывает характер и направление действующих на подшипник нагрузок, условия работы и зависит от типа подшипника.

6) Определяем эквивалентную динамическую нагрузку по формуле

              (63)

где  Kб  коэффициент безопасности, учитывающий влияние характера нагрузки на долговечность подшипника,

Kб = 1;

Кт коэффициент, учитывающий влияние температуры на долговечность подшипника, при t £ 100° C.   Кт  = 1

    7) Определяем динамическую грузоподъёмность

                               (64)

где ω1 = 101  рад/с   угловая скорость вала;

    Lh =14892 срок службы (ресурс) привода, ч

    Условие прочности выполняется, следовательно,

подшипник пригоден

8)   Определяем долговечность подшипника ,ч

                          (65)

где Сr - базовая динамическая грузоподъёмность, Н

Условие выполняется, следовательно, подшипник пригоден

    9) Проверяем прочность подшипников №305 тихоходного  вала цилиндрического одноступенчатого косозубого редуктора

    Угловая скорость вала ω2 =41,8 рад/с,

Реакции в подшипниках RА =153,3 Н,   

Характеристики подшипников: динамическая грузоподъемность Cr=22,5 кН, статическая  грузоподъемность Cr0  =11,4 кН. Требуемая долговечность подшипника Lh =14892 ч. Подшипники установлены по схеме враспор.

10) Определяем отношение

                              RA/V ·Rr,                                   (66)

где: Ra = Fа2 = 153,3

          Rr  реакция  наиболее нагруженного  подшипника, Н,

          Rr = 737,95Н;

         V  коэффициент вращения, V = 1 вращается              внутреннее кольцо

     153,3/ 1 · 737,95= 0,020

   11) Определяем отношение:

 RA/Cor,                                 (67)

      

153,3/11400=0,013

    12) По соотношению RA/V  Rr > е, т.е X = 0,56, а Y определяем интерполированием

а)  Определяем эквивалентную динамическую нагрузку наиболее нагруженного подшипника

Эквивалентная динамическая нагрузка Re учитывает характер и направление действующих на подшипник нагрузок, условия работы и зависит от типа подшипника.

Определяем эквивалентную динамическую нагрузку по формуле

                 (68)

где  Kб  коэффициент безопасности, учитывающий влияние характера нагрузки на долговечность подшипника,

          Kб = 1;

Кт коэффициент, учитывающий влияние температуры на долговечность подшипника, при t £ 100° C,   Кт  = 1;

    

13) Определяем динамическую грузоподъёмность

                               (69)

где ω2 =41,8  рад/с   угловая скорость вала;

    Lh =14892 срок службы (ресурс) привода, ч

    Условие прочности выполняется, следовательно, подшипник    пригоден

14)   Определяем долговечность подшипника

                          (70)

где Сr  базовая динамическая грузоподъёмность, Н

Условие выполняется, следовательно, подшипник пригоден

      Составляем табличный ответ к решению

Таблица 10 - Основные размеры и эксплуатационные       характеристики подшипников

Вал

Подшипник

Размеры dxDxB, мм

Динамическая грузоподъём-ность, кН

Долговечность, ч

Принят предвари-тельно

Выбран оконча-тельно

Сrр

Сr

L10h

Lh

Быстроходный

304

304

20x52x17

9899,61

15,9

61416,54

14892

Тихоходный

305

305

25х62х17

2930,73

22,5

  386568

14892

     

           

         

           ТЕХНИЧЕСКИЙ ПРОЕКТ

9 Конструктивная компоновка привода

1)  Конструирование зубчатых  колес                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                

В проектируемых приводах колеса редукторов получаются относительно небольших диаметров и их изготовляют из круглого проката или поковок. Ступицу колес цилиндрических редукторов располагают симметрично относительно обода.

2) Обод:

Диаметр: da = 99,4 мм;

Толщина:  

                S = 2,2·m + 0,05·b2 ,                         (71)      

S = 2,2·1,25+ 0,05·25 =4 мм

Принимаем S = 4 мм

Ширина: b2 = 25 мм

3) Ступица:

Диаметр внутренний: d = d3 =35 мм;

Диаметр наружный:

                       dст = 1,55·d,                              (72)

dст = 1,55·35 =54,25 мм

По ГОСТ 6636-69 принимаем dст =55мм

Длина              

  lст = (1,0…1,5)d,                             (73)

lст = 1,5·35= 52,5 мм

Принимаем lст = 55 мм

4) Диск:

Толщина:

           С = 0,5 (S + δст ) 0,25b2 ,                     (74)

С = 0,5 (4 +10,5) =7,2 мм > 0,25·25 = 6,25 мм

Принимаем по ГОСТ 6636-69 С =7,2 мм.

Радиусы закруглений : R  =6 ;

4)Валы-шестерни. Цилиндрические шестерни выполняем при u<2,8 насадными. Однако стоимость производства при раздельном исполнении вала и шестерни  увеличивается вследствие увеличения числа посадочных поверхностей и необходимости применения того или иного соединения.

Поэтому выполняем заодно с валом.

6)Установка колес на валах

а) Сопряжение колес с валом     

Для передачи вращающего момента редукторной парой применяем шпоночное соединения. В этом соединение для цилиндрических прямозубых колес принимаем посадку H7/r6. . По диаметру вала третьей ступени d3 =35 мм по таблице К2 выбираем размеры призматической шпонки 10х8х56 (вхhхl)

б) Осевое фиксирование колес

Для обеспечения нормальной работы редуктора зубчатые колеса должны быть установлены на валах без перекосов. Если ступица колеса имеет достаточно большую длину (отношение l/d >0,8; в проектируемом редукторе принято l/d = 1...1.5), то

колесо будет сидеть на валу без перекосов. В этом случае достаточно предохранить колесо от осевых перемещений и вала установкой двух распорных втулок на 3-й ступени вала между обоими торцами ступицы колеса и торцами внутренних колец подшипников.

В обоих случаях для гарантии контакта деталей по торцам должны быть предусмотрены зазоры С=1…2 мм между буртиками 2-й или 3-й ступени вала и торцами втулок.

7)  Конструирование валов

8) Переходные участки

Для повышения технологичности конструкции радиусы галтелей r=1,6, размеры фасок на концевых ступенях с=2, принимаем одинаковыми.

    9)  Конструирование подшипниковых узлов

Конструктивное оформление подшипниковых узлов (опор) редуктора зависит от типа подшипников, схемы их установки, вида зацепления редукторной пары и способа смазывания подшипников и колес.

Основным изделием подшипникового узла является подшипник. Помимо этого комплект деталей может включать: детали крепления колец подшипников на валу и в корпусе; крышки и компенсаторные  кольца; уплотнения.

10) Схемы установки подшипников

Типы подшипников подобраны в задаче 6 и их пригодность для каждого вала проверена в задаче 8.

Осевое фиксирование вала в двух опорах осуществляется по схеме - враспор.  

11) Посадки подшипников

Требуемые посадки в соединении подшипника качения получают назначением соответствующих полей допуски на диаметры вала или отверстия в корпусе: для внутреннего кольца подшипника - k6, для наружного - Н7.

12) .Крепление колец подшипников на валу и в корпусе

Внутренние кольца подшипников в обеих опорах устанавливают с упором в буртик вала с натягом без дополнительного крепления с противоположной стороны. Наружные кольца подшипников в обеих опорах устанавливают в корпус с односторонней фиксацией упором в торец крышки или компенсаторного кольца.

13.)  Крышки подшипниковых узлов

Для герметизации подшипниковых узлов редуктора, осевой фиксации подшипников и восприятия осевых нагрузок применяют крышки. Они изготовляются, как правило, из чугуна СЧ 15 двух видов- торцовые и врезные. Те и другие выполняют в двух конструкциях - глухие и с отверстием для выходного конца вала. Размеры крышек определяют в зависимости от диаметра наружного кольца подшипника.

Применяем врезные крышки, которые широко применяют в современном редукторостроении в разъемных корпусах с межосевым расстоянием aw<250мм. Регулировка радиальных подшипников производится установкой компенсаторного кольца между торцами наружных колец подшипников и  крышек. При этом между торцем наружного кольца подшипника и торцем крышки с отверстием оставляют зазор для компенсации тепловых деформаций а = 0,2...0,5 мм. Осевой размер кольца определяется конструктивно с учетом зазора на температурную деформацию вала. Толщина кольца принимается равной толщине наружного кольца подшипника.

Принимаем крышки врезные:

на быстроходный вал: глухая: D =52 мм; D0 =56 мм; D3 =44 мм; h=14 мм; h1 =4 мм; l=8 мм; l1 =2 мм; с отверстием: D3 = 44 мм; l=10 мм.

на тихоходный вал: глухая: D=62 мм; D0 =67 мм; D3 =52 мм; h=14 мм; h1 =5 мм; l=8 мм; l1 =2 мм; с отверстием: D3 =52 мм; l=8 мм.

14) Уплотнительные устройства

Применяют для предотвращения вытекания  смазочного материала из подшипниковых узлов, также защиты их от попадания пыли, грязи и влаги. В зависимости от места установки в подшипниковом узле уплотнения делят на две группы: наружные - устанавливают в крышках (торцевых и врезных) и внутренние - устанавливают с внутренней стороны подшипниковых узлов.

В проектируемых редукторах применены уплотнения по цилиндрическим  поверхностям. Выбор типа уплотнения зависит от способа смазывания подшипников, окружной скорости вала, рабочей температуры и характера внешней среды.

Манжетные уплотнения используют при смазывании

подшипников как густым, так и жидким материалом при

низких и средних скоростях υ<10 м/с, так как они оказывают сопротивление вращению вала.

Резиновые армированные манжеты. Манжета состоит из корпуса  изготовленного из бензо-маслостойкой резины, стального  Г-образного каркаса  и браслетной пружины, которая стягивает уплотняющую часть манжеты и образует рабочую кромку шириной h=0,4...0,8 мм. Манжеты, работающие в засоренной среде, снабжены "пыльником".

Для предохранения смазочного материала от вытекания манжету обычно устанавливают рабочей кромкой внутрь корпуса, что обеспечивает к кромке доступ масла, уменьшающего износ резины.

Принимаем манжеты резиновые армированные:

для быстроходного вала: Манжета 1.1-25х52 ГОСТ 8752-79

для тихоходного вала: Манжета 1.1-30х62 ГОСТ 8752-79.

15) Конструирование корпуса редуктора   

Корпус редуктора служит для размещения и координации деталей передачи, защиты их от загрязнения, организации системы смазки, а также воспринятая сил, возникающих в зацеплении редукторной пары, подшипниках, открытой передачи. Наиболее распространенный способ изготовления корпусов -литье из серого чугуна (например СЧ 15).

В проектируемом одноступенчатом редукторе принята конструкция разъемного корпуса, состоящего из крышки и основания.

16) Форма корпуса

Определяется в основном технологическими, эксплуатационными и эстетическими условиями с учетом его прочности и жесткости.

а) Габаритные (наружные) размеры корпуса. Определяются размерами расположенной в корпусе редукторной пары и кинематической схемой редуктора. При этом вертикальные стенки редуктора перпендикулярны основанию, верхняя плоскость крышки корпуса параллельна основанию - редукторная пара вписывается в параллелепипед.

б) Толщина стенок корпуса и ребер жесткости

                                           (75)

где Т2 - вращающий момент на тихоходном валу, Н/м

Принимаем δ=5 мм

Внутренний контур стенок корпуса очерчивается по всему периметру корпуса с учетом зазоров х=10 мм и у=40 мм между контуром и вращающимися деталями.

17) Фланцевые соединения

Фланцы предназначены для соединения корпусных деталей редуктора. В корпусах проектируемых одноступенчатых редукторов конструируют 3 фланца: 1 - фундаментный основания корпуса, 2 - подшипниковой бобышки основания и крышки корпуса; 3 - соединительный основания и крышки корпуса.

Конструктивные элементы фланца выбираем из таблицы 9.8 по значению диаметра d крепежного винта. Количество соединительных винтов М10 принимаем 4 шт  и расстоянию L=44 мм  между 2 винтами. На коротких боковых сторонах крышки и основания корпуса фланец расположен внутрь корпуса и его ширина К=22 мм определяется от наружной стенки. Полумуфты изготавливают из чугуна марки СЧ 20 (ГОСТ 1412-85) или стали 30Л (ГОСТ 977-88); материал пальцев - сталь 45 (ГОСТ 1050-74); материал упругих втулок - резина с пределом прочности при разрыве не менее 8 Н/мм2.Муфты МУВП получили широкое распространение     благодаря  простоте конструкции и удобству замены упругих элементов. Муфта МУВП обеспечивает надежную работу привода с минимальными дополнительными нагрузками, компенсируя неточности взаимного расположения валов вследствие неизбежных осевых а, радиальных r и угловых у смещений. Однако они имеют небольшую компенсирующую способность и при соединении несоосных валов

оказывают большое силовое воздействие на валы и опоры, при этом резиновые втулки быстро выходят из строя. При расчете опорных реакций в подшипниках учитывалось действие со стороны муфты силы Fm,, вызванной радиальным смещением валов r.. Угловые смещения валов незначительны и нагрузку, вызванную ими на валы опоры, можно не учитывать.     Для соединения выходных концов тихоходного вала редуктора и вала рабочей машины применяем цепную муфту. Цепные муфты предназначены для конструкций с большими крутящими моментами, так как передают более высокие крутящие моменты, чем сами валы. Муфта состоит из двух полумуфт-звездочек, имеющих одинаковые числа зубьев, охватывающей их общей цепи (втулочно-роликовой однорядной) и защитного кожуха, заполненного пластичным смазочным материалом.  Достоинства цепных муфт - простота конструкции и обслуживания, относительно небольшие габариты. При монтаже и демонтаже не требуется осевого смещения узлов. Цепная муфта обладает хорошими компенсирующими свойствами.

1) Определение расчетных моментов и выбор муфт МУВП быстроходного вала Основной характеристикой для выбора муфты является номинальный вращающий момент Т, Н·м, установленный стандартом.  Муфты выбирают по большому диаметру концов соединяемых валов и расчетному моменту Тр, который должен быть в пределах номинального.

                     Тр = Кр·Т1 Т,                                (76)

где Т1 - вращающий момент на соответствующем валу редуктора, Н·м;  Т1 = 29,7 Нм

Т - номинальный вращающий момент (таблица К3 [1] );

Кр - коэффициент режима нагрузки.  Кр =1,25

Тр =1,25 ·29,7 = 37,12

Принимаем муфту с номинальным вращающим моментом 35 Нм, с диаметром вала d = 20 мм.

Муфта упругая втулочно-пальцевая 35-20-/ ГОСТ 21424-75.

Радиальная сила, вызванная радиальным смещением, определяется по соотношению:

                              Fm=cr·r                                                        (77)

где r радиальное смещение, мм (см. таблицу К3);

    cr  радиальная жесткость муфты, Н/мм (таблица 9.10),     зависит от диаметра посадочного места полумуфты;

Для быстроходного вала:

Fm = 2160 ·0,2 = 432

  1.  Установка муфт на валу.

Проектируемые муфты состоят из двух полумуфт, устанавливаемых на выходные концы валов на шпоночном соединении призматическими шпонками.

На цилиндрические концы валов полумуфты устанавливаем по следующим посадкам:

При нереверсивной работе с умеренными толчками - Н7/m6 (n6);

                

10 Проверочные расчеты

После завершения конструктивной компоновки редуктора,

когда определены и уточнены окончательные размеры всех его деталей и муфты, выбран режим смазки зацепления и подшипников, проводят ряд проверочных расчетов, которые должны подтвердить правильность принятых конструкторских решений.

1 ) Проверочный расчёт шпонки для соединения зубчатого колеса редуктора с тихоходным валом

Шпонка используется для соединения 3-й ступени тихоходного вала с зубчатым колесом и передачи крутящего момента от быстроходного вала редуктора к тихоходному валу.

По диаметру вала 3-й ступени d3 =35 мм по таблице К2 выбираем размеры призматической шпонки:

в=12 мм, h=8 мм, t1=5 мм, l = l3 -10 = 35 мм

Выбранную шпонку проверяем на смятие по формуле:

                                          (78)

где Ft - окружная сила на колесе, Н;

Асм = (0,94 ·h - t1 ) ·lp - площадь смятия, мм2. Здесь lp = l -b - рабочая длина шпонки со скругленными торцами, мм (l - полная длина шпонки, определенная на конструктивной компоновке); b, h, t1 - стандартные размеры, lp = 35 -10 = 25 мм;

- допускаемое напряжение на смятие, Н/мм2. При стальной ступице и спокойной нагрузке =110...190 Н/мм2; при колебаниях нагрузки следует снижать на 20...25%; при ударной нагрузке - снижают на 40…50%; при чугунной ступице приведенные значения снижают вдвое.

Если при проверке шпонки окажется значительно ниже, то можно взять шпонку меньшего сечения - как для вала предыдущего диапазона, но обязательно проверить ее на смятие. Если получится , то рациональнее перейти на посадку с натягом.

Шпонка на тихоходном валу под колесо:

Асм = (0,94 ·8-5) · 25 = 70,5 мм2

Обозначение выбранной шпонки:

Шпонка 14х9х35 ГОСТ 23360-78.

   3) Проверочный расчет валов

Проектный расчет валов на чистое кручение произведён в задаче 6. Проверочный расчет валов на прочность выполняют на совместное действие изгиба и кручения. При этом расчет отражает разновидности цикла напряжений изгиба и кручения, усталостные характеристики материалов, размеры, форму и состояние поверхности валов. Проверочный расчет производится после завершения конструктивной компоновки и установления окончательных размеров валов.

Цель расчета - определить коэффициенты запаса прочности в опасных сечениях вала и сравнить их с допускаемыми:

                                S  [S],                               (79)

где S - расчётное значение коэффициента запаса прочности.                                   

[S] - допускаемое значение коэффициента запаса прочности. При высокой достоверности расчета [S] = 1,3... 1,5; при менее точной расчётной схеме [S] = 1,6...2,1;

4) Проверочный расчет тихоходного вала

                                S  [S],                               (80)

где S - расчётное значение коэффициента запаса прочности;                                  

[S] - допускаемое значение коэффициента запаса прочности.   При высокой достоверности расчета [S] = 1,3... 1,5; при менее точной расчётной схеме [S] = 1,6...2,1;

5) Намечаем опасные сечения вала

Опасное сечение вала определяется наличием источника концентрации напряжений при суммарном изгибающем моменте МΣ.

В проектируемых сравнительно коротких валах одноступенчатых редукторов намечаются два опасных сечения: одно- на 3-й ступени под колесом; второе - на 2-й ступени под подшипником опоры, смежной с консольной нагрузкой.

Опасное сечение 3-й ступени тихоходного вала - шпоночный паз под колесом.

6) Определяем напряжения в опасном сечениях вала, Н/мм2

а) Нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу, при котором амплитуда напряжений σа равна расчетным напряжениям изгиба σu :

                   H/мм2                      (81)

где М - суммарный изгибающий момент в рассматриваемом  сечении, Н/мм;

W - осевой момент сопротивления сечения вала, мм3;

15) Определяем W круглого сечения со шпоночным пазом

                                                                                                                     (82)

             

 

    б) Касательные напряжения изменяются по отнулевому циклу, при котором амплитуда цикла, τа равна половине расчетных напряжений кручения τк

                       мм2                   (83)

где Мк - крутящий момент, Н/мм;

Wp  - полярный момент инерции сопротивления сечения вала, мм3

16) Определяем Wp круглого сечения со шпоночным пазом

                (84)

 

17) Определяем коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений для расчетного сечения вала .

Для валов без поверхностного упрочнения коэффициенты концентрации нормальных и касательных напряжений определяют по формулам:

                                          (85)

                                              (86)

где Kτ и Кσ - эффективные коэффициенты концентрации напряжений. Они зависят от размеров сечения, механических характеристик материала и выбираются по таблице 10.2;

     t/r = 3/2 = 1,5 2

     r/d = 2/35 = 0,0550,05 Принимаем Кσ = 2; Kτ =1,65;

          Кd - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения выбираем по таблице 10.3;

           Кd =0,88-на изгиб, Кd = 0,77-на кручение

КF  - коэффициент влияния шероховатости по таблице 10.4, KF = 1

    

18) Определяем пределы выносливости в расчетном сечении вала, Н/мм2

                                                 (87)

                                                 (88)

где σ-1 и τ-1 - пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения, Н/мм2; σ-1 определяется по таблице.

                           τ-1 0,58 ·σ-1 ,                           (89)

 τ-1 0,58 ·410= 237,8

19) Определяем коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям

                                                    (90)

                                                       (91)

20) Определяем общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении

                                      (92)

    Как показала практика проектирования валов одноступенчатых редукторов на чистое кручение, проверочные расчеты на прочность повсеместно дают удовлетворительный результат.

Технический уровень редуктора

   Технический уровень оценивают качественным параметром, отражающим соотношение затраченных средств и полученного результата.

«Результатом» для редукторов является его нагрузочная способность, в качестве характеристики которой можно принять вращающий момент T2, Нм, на его тихоходном валу.

Объективной мерой затраченных средств является масса редуктора m, кг, в которой практически интегрирован весь процесс его проектирования. Поэтому за критерий технического уровня можно принять относительную массу

                                       γ =                                

т.е. отношение массы редуктора (кг) к вращающему моменту на его тихоходном валу (Нм). Этот критерий характеризует расход материалов на передачу момента и легок для сравнения.

1) Определяем  массу редуктора.

Для цилиндрического  редуктора:

где φ - коэффициент заполнения определить по графику в зависимости от межосевого расстояния,  аω  для цилиндрического редуктора. φ =0,435

      р = 7400 кг/м3 - плотность чугуна;

V - условный объем редуктора. Определяем как произведение наибольшей длины, ширины и высоты редуктора, мм3.

                            V=LBH                                     (93)

где L - длина редуктора, мм;

     В - ширина редуктора, мм;

     Н - высота редуктора, мм.

    V= 225 105 149 =3520125 мм3

    m = 0,4357400352012510-9 =11,33 кг

2 )Определяем критерий технического уровня редуктора.

3) Критерий технического уровня определяем по формуле:                       

γ =  кг/Нм

Определение критерия γ даёт возможность оценить место спроектированного редуктора в сравнении со стандартными, и решить вопрос о целесообразности его изготовления. При этом надо учесть ограниченность возможностей индивидуального (или мелкосерийного) производства для получения высоких критериев технического уровня редуктора.

4)Составляем  табличный ответ к задаче.

Таблица 11 - Технический уровень редуктора

Тип

редуктора

Масса m,

кг

Момент Т2,

Нм

Критерий γ

Вывод

Высокий

11,13

50

0,22

Средний; в большинстве случаев производство  экономически неоправданно

             

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

Данным проектом выполнено проектирование одноступенчатого цилиндрического редуктора.

Произведены расчеты основных узлов и деталей механического привода:

- проектный и проверочный расчеты зубчатой передачи, с предварительным выбором материалов колес;

- расчет нагрузки валов редуктора;

- расчет изгибающих и крутящих моментов валов редуктора;

- проектный, а затем проверочный (уточненный) расчеты валов;

- предварительный выбор подшипников качения, а затем проверка их пригодности.

Все расчеты получились удовлетворительными. По расчетным данным выполнен сборочный чертеж редуктора в масштабе 1:1.

 

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ

  1.  Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин/А.Е. ШейнблитКалининград: Янтарный сказ, 2010. 455с.

2. Куклин Н.Г. Детали машин / Н.Г.Куклин, Г.С.  Куклина М.: Высшая школа, 2010. 408 с.

3. Чернавский  С.А. Курсовое проектирование деталей машин / С.А.Чернавский, К.Н. Боков - Инфра-М, 2011. 416 c.

4. Методические указания к выполнению курсового проекта

по дисциплине  «Детали машин» для специальности 151031  «Монтаж и техническая эксплуатация промышленного оборудования»http://www.ishnk.ru/files/eu/1349/index.html

Газизов  

 Оксанич


М

1

2

3

5

6

7


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

4983. Экономика нефтяной и газовой промышленности. Конспект лекций 706.5 KB
  В данном учебном пособии излагаются методические подходы к выделению отраслевого товарного рынка, его границ, а также методы определения концентрации и рыночной власти продавцов-производителей нефтегазовой промышленности на товарном рынке. ...
4984. Прогнозирование производства продукции скотоводства в племенном репродукторе ОНО Архангельская опытно-мелиоративная станция 488.5 KB
  Товарное хозяйство на 200 голов крупного рогатого скота черно-пестрой породы. Валовой надой на корову – 4500 кг с жирностью 3.8 %. Средняя живая масса коров – 500 кг. Выход телят на 100 коров составляет 80 %. Применяется стойлово-пастбищна...
4985. Логіка. Навчальний посібник 580 KB
  Навчальна дисципліна Логіка навчає основам формальної логіки, яка досліджує основні форми мислення: поняття, судження, умовивід. Вона має на меті навчити студентів правильно мислити, запобігати помилковим судженням і умовиводам забезпечувати...
4986. Атомная физика. Физика твердого тела. Квантовая физика 689 KB
  Атомная физика. Физика твердого тела. Квантовая физика. В этом разделе мы рассмотрим явления, связанные с взаимодействием света с веществом: тепловое излучение, фотоэффект и эффект Комптона. Закономерности этих явлений хорошо объясняются только на о...
4987. Расчет и конструирование узла шарнирного механизма 102 KB
  Расчет и конструирование узла шарнирного механизма. Исходные данные: Выбор материала детали. В качестве материала пальца выбираем сталь 45. Материал проушин назначаем сталь 15. Материал стали...
4988. Экология Предмет и задачи экологии. 317 KB
  Экология Предмет и задачи экологии. Существование человека неразрывно связано с определенными условиями среды (температура, влажность, состав воздуха, качество воды, состав пищи и другие). Эти требования вырабатывались в течение многих тысячелетий с...
4989. Разработка привода - редуктор цилиндрического. 349.99 KB
  Введение Согласно заданию требуется разработать привод ленточного транспортера, состоящий из электродвигателя, клиноременной передачи и двухступенчатого цилиндрического зубчатого редуктора. Требуется выбрать электродвигатель, рассчитать зубчатые пер...
4990. Основы надежности и технические измерения 451 KB
  Цели и задачи теории надежности. Современное развитие техники характеризуется разработкой и эксплуатацией изделий, представляющих собой сложные технические системы и комплексы. Важным свойством таких систем является надёжность. Надежность ...
4991. Организация деятельности сельскохозяйственных потребительских кооперативов в сфере жилищно-коммунального хозяйства Пензенской области 950.5 KB
  Что такое сельскохозяйственный потребительский кооператив по ЖКХ? Кооперация (от лат. cooperatio - сотрудничество) – это добровольное объединение (или совокупность объединений) людей – крестьян, рабочих, служащих, мелких производителей и с...