Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Курсовой проект

Привод с цилиндрическим одноступенчатым горизонтальным косозубым редуктором

Задание и исходные данные

Спроектировать привод с цилиндрическим одноступенчатым редуктором

1.Мощность на ведомом валу………………. 9 кВт

2.Частота вращения ведомого вала ………... 170 об/мин

3.Тип ременной передачи …………………... клиноременная

4.Режим работы……………………………… тяжелый

5.Реверсируемость…………………………… нереверсивный

6.Продолжительность включения…………... 60 %

7.Срок службы……………………………….. 5 лет

8.Коэффициент использования привода

8.1 в течение года………………………….. 0,7

8.2 в течение суток………………………… 0,5

Кинематическая схема привода

М - электродвигатель

ИМ - исполняющий механизм

Содержание

Введение

1. Выбор электродвигателя и расчет кинематических параметров привода

2. Расчет цилиндрической зубчатой передачи

3. Определение допускаемых напряжений

4. Проектный расчет передачи

5. Проверочный расчет передачи

6. Расчет клиноременной передачи

7. Конструирование цилиндрических зубчатых колес

8. Расчет элементов корпуса редуктора

9. Расчет валов

10. Проверка валов на прочность

11. Расчет подшипников

12. Расчет шпонок

13. Крышки подшипниковых узлов

14. Подбор манжетов

15. Выбор смазки

16. Порядок сборки редуктора

Заключение

Библиографический список

Введение

Редуктор - механизм, предназначенный для уменьшения частоты вращения и увеличения вращающего момента.

В корпусе редуктора размещены зубчатые или червячные передачи, неподвижно закреплённые на валах. Валы опираются на подшипники, размещённые в гнёздах корпуса; в основном используют подшипники качения. В данной работе необходимо рассчитать все элементы привода и разработать конструкцию одноступенчатого горизонтального редуктора и клиноременную передачу. Для передачи крутящего момента между параллельными валами в редукторе используются цилиндрические зубчатые передачи. Они чаще всего применяются в технике из-за ряда преимуществ:

1. Компактность.

2. Возможность передачи больших мощностей.

3. Постоянство передаточного отношения.

4. Применение недефицитных материалов.

5. Простота в обслуживании.

Зубчатые передачи бывают 3-х типов: косозубые, прямозубые и шевронные. В нашем случае используется прямозубая Чаще всего редукторы изготовляют с косозубыми колёсами из-за их большей нагрузочной способности и быстроходности по сравнению с прямозубыми. Шевронные зубчатые колёса из-за сложности изготовления применяются реже, главным образом для тяжело нагруженных передач и в тех случаях, когда недопустима осевая нагрузка на опоры.

1. Выбор электродвигателя и расчет кинематических параметров привода

Требуемая мощность электродвигателя

P_тр=,

где P - мощность на валу исполнительного механизма, P= 9 кВт;

з₀ - общий КПД привода,

= 0,98*0,99²*0,96 = 0,922

здесь - КПД зубчатой передачи,

- КПД одной пары подшипников качения,

- КПД ременной передачи,

примем = 0,98 , = 0,99, = 0,96

Тогда P_тр = кВт

Выбор электродвигателя

По требуемой мощности из табл.П.1 [1] выбираем асинхронный электродвигатель:

Марка электродвигателя 4A132М4

Мощность P_э= 11 кВт.

Синхронная частота n_c= 1500 об/мин.

Скольжение S= 2.8 %.

Диаметр вала электродвигателя d_э=38 мм.

Расчет привода выполнен по требуемой мощности.

Общий КПД привода 0.922

Частота вращения вала электродвигателя

n₁= n_с (1-)=1458 об/мин

Общее передаточное число привода

u_o==8.55

Передаточное число зубчатой передачи

u'=4.5

Округлим u' до ближайшего стандартного значения (табл.3 [1]). Принимаем u_зп = 4.5

Частоты вращения валов (индекс соответствует номеру вала на схеме привода):

n₁ = 767.3 об/мин

n₂ = =170.5 об/мин

Мощности, передаваемые валами

P₁ = 9.27кВт

P₂ = = 8.99кВт

Крутящие моменты, передаваемые валами:

Крутящий момент на валу определяется по формуле T_i=9550.

Тогда T₁ = 63.935 Н*м

T₂= 116.618 Н*м

T₃= 504.05 Н*м

2. Расчет цилиндрической зубчатой передачи

Исходные данные

Тип зуба - косой

Крутящий момент на шестерне Т₁ = 116.6 Н*м

Частота вращения шестерни n₁= 767.4об/мин

Передаточное число u= 4.5

Режим нагружения - тяжелый

Коэффициент использования передачи:

в течение года - K_г = 0,7

в течение суток - K_с = 0,5

Cрок службы передачи в годах - L = 5

Продолжительность включения - ПВ = 60 %

Выбор материалов зубчатых колес

Материалы выбираем:

Шестерня

МатериалСталь 45

Термическая обработкаУлучшение

Твердость поверхности зуба235-262 HB

Колесо

МатериалСталь 45

Термическая обработкаУлучшение

Твердость поверхности зуба269-302 HB

Средние значения:

HB₁ = 0.5(HB_1min + HB_1max) = 0.5(269+302) = 285.5

HB₂ = 0.5(HB_2min + HB_2max) = 0.5(235+262) = 248.5

3. Определение допускаемых напряжений

Допускаемые контактные напряжения

_HPj =

где j=1 для шестерни, j=2 для колеса;

_{Hlim j} предел контактной выносливости,

_Hlim1 = 641МПа

_Hlim2 = 567 МПа

S_Hj коэффициент безопасности,

S_H1= 1,1 S_H2 = 1,1

K_HLj - коэффициент долговечности;

K_HLj =1,

здесь N_H0j - базовое число циклов при действии контактных напряжений,

N_H01= 2.347*10 ⁷ N_H02 = 1.682*10 ⁷

Коэффициент эквивалентности при действии контактных напряжений определим по в зависимости от режима нагружения: _h = 0.125

Суммарное время работы передачи в часах

t_h = 365L24K_гК_сПВ = 9198 ч

Суммарное число циклов нагружения

N_j = 60 n_j c t_h,

где с - число зацеплений колеса за один оборот, с = 1;

n - частота вращения колеса, n= 170.5 об/мин

N₁= 4.235*10 ⁸ N₂ = 9.411*10 ⁷

Эквивалентное число циклов контактных напряжений, N_{HE j}= _h N_Уj;

N_HE1=2.117*10 ⁸ N_HE2= 4.706*10 ⁷

Коэффициенты долговечности

K_HL2= = 1 K_HL1 = 1

Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса

_HP1= (567*1)/1,1 = 582.7 МПа _HP2= 515.5 МПа

Для прямозубых передач _HP=_HP2, для косозубых и шевронных передач

_HP=0.45 (_HP1+_HP2)1.23 _HP2.

Допускаемые контактные напряжения передачи:

_HP= 0,45*(515.45+839.13) = 494.2 МПа

Допускаемые напряжения изгиба

_FPj=,

где _{F lim j} предел выносливости зубьев при изгибе,

_{F lim 1} = 499.6 МПа _{F lim 2} = 434.9 МПа

S_Fj коэффициент безопасности при изгибе, S_F1=1,7 , S_F2=1,7 ;

K_FCj коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки, K_FC1= 1 ,

K_FC2= 1

K_FLj коэффициент долговечности при изгибе:

K_{FL j}=1.

здесь q_j - показатели степени кривой усталости: q₁ = 6, q₂ = 6;

N_F0 - базовое число циклов при изгибе; N_F0 = 4*10 ⁶.

N_FEj - эквивалентное число циклов напряжений при изгибе; N_{FE j}= _Fj N_Уj.

Коэффициент эквивалентности при действии напряжений изгиба определяется в зависимости от режима нагружения и способа термообработки

_F1 = 0,038 , _F2 = 0,038 ,

N_FE1 =0.038*0.82*10⁸=3.12*10 ⁶ ,

N_FE2 = 0.038*0.21*10⁸=0.8*10⁶

K_FL2 = = 1 , K_FL1 = 1

Допускаемые напряжения изгиба:

_FP1 = (434.88*1*0.65)/1,7 = 293.9 МПа

_FP2 = (499.63*1.308*0.65)/1,7 =255.8 МПа

4. Проектный расчет передачи

Межосевое расстояние определяем из условия контактной прочности:

=(u + 1),

где - коэффициент вида передачи, = 410

K_Н - коэффициент контактной нагрузки, предварительно примем K_Н =1.2.

Коэффициент ширины зубчатого венца = 0,4

Расчетное межосевое расстояние = 153.34 мм

Округлим до ближайшего большего стандартного значения. = 160мм

Модуль выберем из диапазона (для непрямозубых передач стандартизован нормальный модуль m_n)

m=(0.01…0.02)150= 1.5…3

m =2

Суммарное число зубьев

Z=,

где =для прямозубых передач, = для косозубых передач и = для шевронных передач.

Z= = 156.5

Значение Z округлим до ближайшего целого числа Z= 156

Уточним для косозубых и шевронных передач делительный угол наклона зуба = arccos .

Число зубьев шестерни

Z₁== 156/5=31.2, округляем => Z₁=29

Число зубьев колеса

Z₂= Z - Z₁= 160-32=128

Фактическое передаточное число

u_ф = = 128/20 = 4.414

Значение u_ф не должно отличаться от номинального более чем на 2.5 % при u4.5 и более чем на 4 % при u > 4.5.

u = 100 = 2 %

Коэффициенты смещения шестерни и колеса: x₁= 0 x₂= 0

Ширинa венца колеса

b_w2== 65 мм

Округлим b_w2 до ближайшего числа из ряда.

Ширину венца шестерни b_w1 примем на 5 мм больше чем b_w2:

b_w1= 70 мм

Определим диаметры окружностей зубчатых колес, принимая далее для непрямозубых колес m = m_n.

Диаметры делительных окружностей для прямозубых колес :

d₁ = 59.108 мм d₂ = 260.892мм

d_a1 = 59.108 + 2*2 = 63.108 мм

d_a2= 260.892 + 2*2 = 264.892 мм

Диаметры окружностей впадин d_fj = d_j - 2m(1.25 - x_j):

d_f1 = 54.108 мм d_f2 = 255.892 мм

Вычислим окружную скорость в зацеплении

V == 2.71м/с

Степень точности передачи выбираем в зависимости от окружной скорости в зацеплении: n_ст= 9

5. Проверочный расчет передачи

Условие контактной прочности передачи имеет вид _.

Контактные напряжения равны

=,

где Z- коэффициент вида передачи, Z= 8400

K_Н - коэффициент контактной нагрузки,

K_Н = K_Hб K_Hв K_НV.

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями

K_Hб =1+ A (n_ст - 5) K_w,

где А = 0.06 для прямозубых и А = 0.15 для косозубых и шевронных передач;

K_w - коэффициент, учитывающий приработку зубьев.

K_w = 0.002НВ₂ + 0.036(V - 9) = 0.259

K_Hб = 1+0,15*(9-5)*0,259 =1.115

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине колеса

K_Hв =1+ (K- 1) K_w,

где K - коэффициент распределения нагрузки в начальный период работы, определяемый в зависимости от коэффициента ширины венца по диаметру.

= 0.5(u + 1)= 0,5*0,4*(4.5+1) = 1.1

K= 1,04 K_Hв = 1+(1,04-1)*0,259 = 1,01

Динамический коэффициент

K_НV = 1,17

Окончательно получим

K_H = 1,17*1,01*1,15 = 1,358

Расчетные контактные напряжения

= = 467 МПа

Допускается перегрузка по контактным напряжениям не более 5%, рекомендуемая недогрузка до 15%. Расчет перегрузки или недогрузки выполним по формуле

=100= = 9.3 % - недогрузка

Условия изгибной прочности передачи имеют вид _FjFPj.

Напряжение изгиба в зубьях шестерни

,

где Y_Fj коэффициенты формы зуба;

K_F - коэффициент нагрузки при изгибе;

Y коэффициент, учитывающий влияние угла наклона зуба на его прочность: Y= 0,99

Напряжение изгиба в зубьях колеса

.

Коэффициенты формы зуба

Y_Fj=3.47 +

где Z_Vj - эквивалентное число зубьев, для прямозубых передач Z_Vj = Z_j, для непрямозубых передач

Z_Vj = .

Z_V1 = = 30.85 Z_V2 = = 136.17

Y_F1 = 3.89 Y_F2 = 3.56

Коэффициент нагрузки при изгибе

K_F = K_Fб K_Fв K_FV.

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями

K_Fб = 1.6

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине колеса

K_Fв = 1.033

Динамический коэффициент при НВ₂ < 350

K_FV =1.255

K_F = 2

Напряжения изгиба

_F1 = = 224.7 МПа - перегрузка (перегрузка допустимая)

_F2 = = 218.7 МПа - перегрузка (перегрузка допустимая).

Силы в зацеплении

Окружная сила F_t = = 3.910кН

Распорная сила F_r = F_t = 1.452 кН

Осевая сила F_а = F_t tg = 0.766 кН

6. Расчет клиноременной передачи

Исходные данные:

Крутящий момент на ведущем шкиве Т₁ = 58,48 Н*м.

Частота вращения ведущего шкива n₁= 976,5 об/мин.

Передаточное отношение u= 1,5

Относительное скольжение = 0.015.

Тип нагрузки - переменная

Число смен работы передачи в течение суток n_c= 2.

Выбор ремня

По величине крутящего момента на ведущем шкиве выбираем ремень со следующими параметрами: тип сечения В, площадь поперечного сечения A= 138 мм², ширина нейтрального слоя b_p= 14 мм, масса погонного метра ремня q_m= 0,18 кг/м.

Диаметры шкивов

Диаметр ведущего шкива определим по формуле:

d₁=40 = 155,261 мм

Округлим d₁ до ближайшего стандартного значения: d₁= 160 мм.

Диаметр ведомого шкива равен:

d₂=u₁ = 236,4 мм

Округлим d₂ до ближайшего стандартного значения: d₂= 250 мм.

Фактическое передаточное отношение

u_ф== 1,58

Предварительное значение межосевого расстояния:

a=0.8(₁+₂)= 410

Предварительная длина ремня:

L=2a+0,5*3,14(₁+₂ )+( ₂-₁)^2/4*a= 1463,75 мм

Округлим до стандартного значения L= 1400 мм.

Межосевое расстояние

a= = 375,54 мм.

где

W== 643,7 мм

Y=2(d₂-d₁)= 16200 мм^2

Скорость ремня

V= = 8,176 м/с

Угол обхвата ведущего шкива

= 166є268'

Частота пробегов ремня

== 5,84 1/c.

С_р = 0.75

C_н = 0.85

C_б = 0.96

C_z = 1.11

Окружная сила F_t== 731 Н

Расчетное число ремней Z== 3,529 принимаем Z = 4

Сила предварительного натяжения одного ремня

S₀=+= 201,214 кН

Сила, нагружающая валы передачи,

F_b== 1,596 кН

7. Конструирование цилиндрических зубчатых колес

Основные размеры кованых и штампованных зубчатых колес, представленных на рис.1, определяются следующими зависимостями.

Диаметр ступицы: стальной D_C=1.55*d = 1.55 * 65 = 97.5 мм.

Длина ступицы

L_C=1.2*d = 1.2 * 65 = 78 b_w,

где b_w - ширина зубчатого венца колеса.

Толщина обода: A₁=(5…6)*m = 10…12, примем А₁ = 12мм,

где m - модуль передачи.

Толщина диска e=0.3*b_w = 19мм.

Диаметр центровой окружности

D₀=0.5(d_a-2A₁+D_C) = 72мм.

где d_a - диаметр окружности вершин зубьев колеса.

Диаметр отверстий d₀

d₀=0.25(d_a-2A₁-D_C) = 36мм.

Размер фаски посадочного отверстия определяют по табл.1

Рис. 1 Основные размеры зубчатых колес

Табл. 1 Размеры фасок отверстия

d,мм	30	30…50	50…80	80…120	120…150	150…250	250…500
С3,мм	1.0	1.6	2.0	2.5	3.0	4.0	5.0

Размер фаски зубчатого венца определяют по формуле C₁=0.5m и округляют до ближайшего значения по табл.1. Размер фаски C₂ принимают равным 2…3 мм. Радиус R равен 4…10 мм.

8. Расчет элементов корпуса редуктора

Основные элементы корпуса:

Толщина стенки корпуса и крышки одноступенчатого цилиндрического редуктора:

д = 0,025*a_w+1=0.025*160+1=4 мм , => что д = 6 мм.

д₁ = 0.02*a_w +1=0.02*160+1=4.2 мм , => что д₁=6 мм.

Толщина верхнего пояса (фланца) корпуса:

b=1.5 д,

b =1.5*6= 9 мм,

Толщина нижнего пояса (фланца) крышки корпуса :

b₁=1.5 д_1,

b₁=1.5*6=9 мм,

Толщина нижнего пояса корпуса :

р =2.35 д =14.1 ? 15 мм,

Диаметр фундаментальных болтов:

d₁=(0.03…0,06) a_w +12,

d₁=(0.03..0.06)*160+12=13…21 мм,

принимаем d₁=17 мм.

Полученное значение округлим до ближайшего большего диаметра из ряда метрических резьб (табл.2).

Табл. 2

Параметр	Диаметр болта
	М8	М10	М12	М16	М20	М24	М30
aj	13	15	18	21	25	28	35
bj	24	28	33	40	48	55	68
d0	9	11	13	17	22	26	32
D0	17	20	25	30	38	45	56

Диаметр болтов:

у подшипников

d₂ =(0.7..0.75)d₁ ,

d₂ =(0.7..0.75)*16=10…12 мм,

принимаем d₂ =12 мм,

соединяющих основание корпуса с крышкой

d₃ =(0.5…0.6)d₁ ,

d₃ =(0.5…0.6)*16=8..9.6,

принимаем d₃ =10 мм.

Полученные значения округлим до ближайших из ряда метрических резьб (табл.2). электродвигатель привод редуктор клиноременный

Расчет конических штифтов:

диаметр d= d₃d=8 мм

длина l = b+ b₁ +5.

l =12+12+5 = 29 мм

В этой же табл. даны диаметры отверстий d₀ и диаметры зенковок или бобышек D₀ для соответствующих болтов.

Расстояние от внутренней стенки корпуса до края лапы L₁=3++b₁ и до оси фундаментного болта P₁=3++a₁, где a₁ и b₁ определяются по табл.2 в зависимости от диаметра болта.

L₁=49мм P₁= 30 мм

Ширина фланцев у подшипников L₂=3++t+b₂, где t=4 мм - высота бобышки. Расстояние от внутренней стенки корпуса до оси болта с диаметром d_б2 равно P₂=3++a₂,

L₂= 46 мм P₂= 27 мм

Ширина боковых фланцев L₃=3++b₃, расстояние от внутренней стенки корпуса до оси болта с диаметром d_б3 равно P₃=3++a₃,

L₃= 37 мм P₃= 24 мм

Расстояние от оси болта с диаметром d_б2 до оси вала равно L_bj=0.5D_j+(1…1.25)d_б2, где D_j - наружные диаметры подшипников быстроходного и тихоходного валов. Для сравнительно малого межосевого расстояния 0.5(D₁+D₂) + 5d_б2 между подшипниками устанавливают один болт, размещая его посредине между расточками в корпусе для подшипников. Толщина верхнего фланца корпуса h₂ = 10 мм

С = 8 мм - толщина ребра жесткости

A₁ = 12 мм - толщина обода

А = 6 мм - толщина стенки корпуса редуктора

у = 8 мм - расстояние от головки болта крепления крышки подшипника до границы хвостовика вала.

h₁ = 10 мм - толщина фланца

h = 15 мм - толщина лапы

f = 10 мм - расстояние между вершинами зубьев колеса и корпусом



Рис. 2 Сборочный чертеж редуктора.

9. Расчет валов

Тихоходный вал

Расчет выполняется на кручение по пониженным допускаемым напряжениям [_k]=15 МПа. Ориентировочно определим диаметр вала в опасном сечении, мм

d== 50

где Т - крутящий момент в опасном сечении вала, T = 504.05 Нм

Полученное значение округлим до ближайшего числа из ряда: d = 50

Тихоходный вал

d₁ = 50 мм l₁ = 80мм

d₂ = 55 мм l₂ = 39 мм

d₃ = 60 мм l₃ = 50 мм

d₄ = 65 мм l₄ = 76 мм

d₅ = 77 мм l₅ = 12 мм

d₆ = 67 мм l₆ = 13 мм

d₇ = 60 мм l₇ = 25 мм

Эти данные получены при помощи таблицы 3:

Табл. 3 Размеры участков тихоходного вала

№ участка	Диаметр, мм	Длина, мм
1	d1	l1
2	d2=d1 + 5	l2
3	d3=d1 + 10	l3=(20...30) + B
4	d4=d3 +5	l4=Lc - 2
5	d5=d4 + (3…4)C3	10…15
6	d6=dзп	10…15
7	d7=d3	B

Быстроходный вал

Расчет выполняется на кручение по пониженным допускаемым напряжениям [_k]=15 МПа. Ориентировочно определим диаметр вала в опасном сечении, мм

d== 30

где Т - крутящий момент в опасном сечении вала, T = 116.62 Нм

Полученное значение округлим до ближайшего числа из ряда: d = 30

Быстроходный вал

d₁ = 30 мм l₁ = 48 мм

d₂ = 35 мм l₂ = 34 мм

d₃ = 40 мм l₃ = 28 мм

d₄ = 48 мм l₄ = 26 мм

d₅ = 63 мм l₅ = 70 мм

d₆ = 48 мм l₆ = 24 мм

d₇ = 40 мм l₇ = 27 мм

10. Проверка валов на прочность

Быстроходный вал

Определение опорных реакций

Горизонтальная плоскость

R_ВХ = 3.67

R_БХ = 0.34

Вертикальная плоскость

R_ВY =1.95

R_БY =2

Радиальные опорные реакции:

R_Б ==1.979

R_В == 4.179

Уточненный расчет вала

1. Наименование опасного сечения - в качестве опасных сечений рассмотрим сечения,в которых наибольшие изгибающие моменты и имеются концентраторы напряжений.

2. Моменты и силы в опасном сечении

Суммарный изгибающий момент

M ==135.39

где M_Г - изгибающий момент в горизонтальной плоскости, M_Г =0.11 Нм;

M_B - изгибающий момент в вертикальной плоскости M_B = 135.39 Нм.

3. Геометрические характеристики опасного сечения

Значения площади поперечного сечения A, осевого W_x и полярного W_p моментов сопротивлений для типовых поперечных сечений определяют по формулам.

Для сплошного круглого вала

A =, W_x =, W_p =;

Для сечения с одним шпоночным пазом

A = - bt₁, W_x =- , W_p =- ,

где b - ширина; t₁ - глубина шпоночного паза на валу (табл. 8.5 [1]),

A = 12.57 W_x = 6.28 W_p =12.57

4. Суммарный коэффициент запаса прочности

Определяем по формуле (2.5 [1]):

S =

где S_у и S_ф- коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям.

Условие прочности вала имеет вид

S[S]

где [S] - допускаемый коэффициент запаса прочности.

Рекомендуемое значение [S] =2…2.5.

Значения и определяют по формулам

S_у ==15.171

S_ф ==3.916

где у_-1 и ф_-1 - пределы выносливости материала при симметричном цикле изгиба и кручения; у_a и ф_a- амплитуды напряжений цикла; у_m и ф_m- средние напряжения цикла, и - коэффициенты перехода от пределов выносливости образца к пределам выносливости детали, ш_у и ш_ф - коэффициенты чувствительности к асимметрии цикла.

Значения ш_у и ш_ф равны:

ш_у = 0.02(1+0.01) = 0.22 ш_ф = 0.5 ш_у = 0.11

Пределы выносливости материала при симметричном цикле изгиба и кручения определяются по следующим формулам:

для углеродистых сталей у_-1= 0.43 у_b= 430

для легированных сталей у_-1= 0.35 у_b +100 =249

ф_-1= 0.58 у_-1=144.4

здесь у_b - предел прочности материала вала (табл. 1.5 [1])

При вычислении амплитуд и средних напряжений цикла принимают, что напряжения изгиба меняются по симметричному циклу, а касательные по наиболее неблагоприятному отнулевому циклу. В этом случае

у_a = = 21.548

ф_a = ф_m ==4.64

Коэффициенты

= (+K_F -1)/K_V, = (+K_F -1)/K_V,

где и - эффективные коэффициенты концентрации напряжений

(табл. 2.5…4.5 [1]); = 3.95 =2.23

и - коэффициенты влияния размера поперечного сечения вала; == 0.83 ==0.72

K_F - коэффициент влияния шероховатости поверхности, определяется по табл. 5.5 [1] в зависимости от

= 3.2 K_F= 1.33

K_V - коэффициент влияния упрочнения.

При отсутствии упрочнения поверхности рассчитываемого участка вала принимают K_V =1.

В результате расчета получили:

= 5.08 =3.42

= 3.916 =15.171

S =3.792

Тихоходный вал

Определение опорных реакций

Горизонтальная плоскость

R_ВХ = 1.43

R_БХ = 0.03

Вертикальная плоскость

R_ВY =6.62

R_БY = 0.15

Радиальные опорные реакции:

R_Б ==0.153

R_В == 6.772

Уточненный расчет вала

1. Наименование опасного сечения - в качестве опасных сечений рассмотрим сечения,в которых наибольшие изгибающие моменты и имеются концентраторы напряжений.

2. Моменты и силы в опасном сечении

Суммарный изгибающий момент

M ==91.4

где M_Г - изгибающий момент в горизонтальной плоскости, M_Г = 91.4 Нм;

M_B - изгибающий момент в вертикальной плоскости M_B = 0 Нм.

3. Геометрические характеристики опасного сечения

Значения площади поперечного сечения A, осевого W_x и полярного W_p моментов сопротивлений для типовых поперечных сечений определяют по формулам.

Для сплошного круглого вала

A =, W_x =, W_p =;

Для сечения с одним шпоночным пазом

A = - bt₁, W_x =- , W_p =- ,

где b - ширина; t₁ - глубина шпоночного паза на валу (табл. 8.5 [1]),

A = 18.46 W_x = 10.75 W_p =23.02

4. Суммарный коэффициент запаса прочности

Определяем по формуле (2.5 [1]):

S =

где S_у и S_ф- коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям.

Условие прочности вала имеет вид

S[S]

где [S] - допускаемый коэффициент запаса прочности.

Рекомендуемое значение [S] =2…2.5.

Значения и определяют по формулам

S_у ==5.494

S_ф ==12.411

где у_-1 и ф_-1 - пределы выносливости материала при симметричном цикле изгиба и кручения; у_a и ф_a- амплитуды напряжений цикла; у_m и ф_m- средние напряжения цикла, и - коэффициенты перехода от пределов выносливости образца к пределам выносливости детали, ш_у и ш_ф - коэффициенты чувствительности к асимметрии цикла.

Значения ш_у и ш_ф равны:

ш_у = 0.02(1+0.01)= 0.14 ш_ф = 0.5 ш_у =0.07

Пределы выносливости материала при симметричном цикле изгиба и кручения определяются по следующим формулам:

для углеродистых сталей у_-1= 0.43 у_b= 285

для легированных сталей у_-1= 0.35 у_b +100 =150

ф_-1= 0.58 у_-1=113.1

здесь у_b - предел прочности материала вала (табл. 1.5 [1])

При вычислении амплитуд и средних напряжений цикла принимают, что напряжения изгиба меняются по симметричному циклу, а касательные по наиболее неблагоприятному отнулевому циклу. В этом случае

у_a = = 8.505

ф_a = ф_m ==10.944

Коэффициенты

= (+K_F -1)/K_V, = (+K_F -1)/K_V,

где и - эффективные коэффициенты концентрации напряжений

(табл. 2.5…4.5 [1]); = 1.75 =1.5

и - коэффициенты влияния размера поперечного сечения вала; == 0.8 ==0.69

K_F - коэффициент влияния шероховатости поверхности, определяется по табл. 5.5 [1] в зависимости от

= 3.2 K_F= 1.25

K_V - коэффициент влияния упрочнения.

При отсутствии упрочнения поверхности рассчитываемого участка вала принимают K_V =1.

В результате расчета получили:

=2.44 =2.42

= 12.411 =5.494

S =5.023

11. Расчет подшипников

Быстроходный вал

Подбираем подшипник

Подшипник № 308

d =40 мм D = 90 мм B = 23 мм

Тихоходный вал

Подбираем подшипник

Подшипник № 212

d = 60 мм D = 110 мм B = 22 мм

Табл. 5 Подшипники шариковые радиальные однорядные.

Быстроходный вал

Эквивалентная динамическая нагрузка

P = K_б K_Т (XVF_r + YF_a),

где X - коэффициент радиальной нагрузки;

Y - коэффициент осевой нагрузки;

K_б= 1.3 - коэффициент безопасности (табл. 1.6 [1]);

K_Т - температурный коэффициент, K_Т=1 при температуре подшипникового узла T <105;

V - коэффициент вращения, V=1 при вращении внутреннего кольца подшипника относительно вектора нагрузки.

Для шарикоподшипников радиальных однорядных параметр осевого нагружения e определяют по формуле из табл. 2.6 [1]

е =0.518=0.77

Если e следует принять X=1, Y=0. При >e для этих подшипников принимают X = 0.56, Y = =0.57

Долговечность подшипника при максимальной нагрузке, ч:

L_h==19014

где m=3 показатель степени кривой усталости для шарикоподшипников.

Если задан типовой режим нагружения, то эквивалентная долговечность подшипника

L_E = ,

где _h - коэффициент эквивалентности, определяемый по табл. 4.6 [1] в зависимости от типового режима нагружения:

_h= 0.5 L_E =38028

Для подшипников зубчатых редукторов должно выполняться условие L_E 12500 ч.

Тихоходный вал

Эквивалентная динамическая нагрузка

P = K_б K_Т (XVF_r + YF_a),

где X - коэффициент радиальной нагрузки;

Y - коэффициент осевой нагрузки;

K_б= 1.3 - коэффициент безопасности (табл. 1.6 [1]);

K_Т - температурный коэффициент, K_Т=1 при температуре подшипникового узла T <105;

V - коэффициент вращения, V=1 при вращении внутреннего кольца подшипника относительно вектора нагрузки.

Для шарикоподшипников радиальных однорядных параметр осевого нагружения e определяют по формуле из табл. 2.6 [1]

е =0.518=0.78

Если e следует принять X=1, Y=0. При >e для этих подшипников принимают X = 0.56, Y = =0.56

Долговечность подшипника при максимальной нагрузке, ч:

L_h==39474

где m=3 показатель степени кривой усталости для шарикоподшипников.

Если задан типовой режим нагружения, то эквивалентная долговечность подшипника

L_E = ,

где _h - коэффициент эквивалентности, определяемый по табл. 4.6 [1] в зависимости от типового режима нагружения:

_h= 0.5 L_E =78948

Для подшипников зубчатых редукторов должно выполняться условие L_E 12500 ч.

12. Расчет шпонок

Все приведенные данные из табл. 6.

1.Быстроходный вал

Шпонка 8*7*40 b= 8 мм, h= 7 мм, l = 40 мм,

Крутящий момент на валу Т= 116.6 Н*м,

Длина шпонки l = 40 мм,

Рабочая длина шпонки l_р=l-b=32 мм,

Диаметр участка вала d= 25 мм,

Глубина шпоночного паза на валу t= 4 мм,

2.Тихоходный вал

Шпонка 18*11*70 b = 18 мм, h = 11 мм, l = 70 мм,

Крутящий момент на валу Т=504.1 Н*м,

Длина шпонки l= 70 мм,

Рабочая длина шпонки l_р=l-b= 52 мм,

Диаметр участка вала d=60 мм,

Глубина шпоночного паза на валу t= 7 мм,

Шпонка 14*9*70 b = 14 мм, h = 9 мм, l = 70 мм,

Крутящий момент на валу Т= 504.1 Н*м,

Длина шпонки l= 70 мм,

Рабочая длина шпонки l_р=l-b= 56 мм,

Диаметр участка вала d= 45 мм,

Глубина шпоночного паза на валу t= 5.5мм.

Табл. 6 Размеры шпонок.

13. Крышки подшипниковых узлов

В своей работе я использую крышки глухие торцевые, а также крышки сквозные.

Размеры глухих торцевых крышек приведены в таблице 7.

Табл. 7 Размеры крышек глухих врезных.

D	db	no	d0	d1	d2	d3	d4	e	e1	с	R
30-60	8	4	9	D-1	0.85D	D+2dб	D+4.5dб	6	8	1	1
65-80	10	4	11	D-1.5				8	10	1.5	2
85-100	10	6	11	D-1.5				8	10	2	2
105-140	12	6	13	D-2				10	12	2	2.5
150-200	16	6	17	D-2				12	15	2.5	3

Конструкция данной крышке приведена на рисунке 4.

Рис. 4 Крышка глухая торцевая.

Размеры сквозных торцевых крышек приведены в таблице 8.

Табл. 8

Диаметр вала d	d5	S
< 30	d+1	2.5
30…60	d+1	3
60…75	d+1	3.5
75…100	d+2	3.5
100…120	d+3	4

Конструкция сквозной торцевой крышки представлена на рисунке 5.

Рис. 5 Крышка сквозная.

14. Подбор манжетов

Так же использовались манжеты. Размеры приведены в таблице 9 . а конструкция манжетов рисунок 6.

Рис. 6 Манжеты без пыльника.

Табл. 9 Размеры манжетов.

Диаметр вала d	Dy	by
20 24 25 28 30 32 35 38 40 42 45 48 50 55 60 65 70 75 80 85 90 95 100	35 37 38 40 42 40 42 45 45 47 50 45 47 50 52 45 50 58 47 50 55 58 55 58 60 62 55 58 60 62 62 65 68 62 65 70 65 70 72 70 72 75 80 75 80 82 80 82 85 90 95 95 100 100 102 105 110 120 125 125	8 10 10 8 10 10 10 10 10 10 10 10 10 10 10 12 10 12 10 10 10 10 10 12 12 12 12

15. Выбор смазки

Для уменьшения потерь мощности на трение и снижение интенсивности трущихся поверхностей, а также для предохранения их от заедания, задиров, коррозии и лучшего отвода теплоты трущиеся поверхности деталей должны иметь надёжную смазку.

Для зубчатых передач, работающих при окружных скоростях до 12 м./с , обычно применяют картерное смазывание, погружая зубчатые или червячные колеса в масло на глубину, не превышающую половины радиуса колеса.

Так как контактные напряжения меньше 600 МПа., а окружная скорость 2.71 м/c то применяется сорт смазочных масел: И-Г-А-32 (И-индустриальное, Г- назначено для гидравлических систем, А- по эксплуатационным свойствам является маслом без присадок, класс кинематической вязкости -- 32).

Кинематическая вязкость: 28-37 кв.мм./с при 40 град.С Для контроля уровня масла используется фонарный маслоуказатель. Для слива масла служит отверстие у дна корпуса, закрываемое пробкой с цилиндрической резьбой.

В крышке редуктора имеется люк. В крышке люка устанавливается отдушина, через которую выходит воздух, расширяющийся от выделения тепла в зацеплении. Люк, закрываемый крышкой, используется для заливки масла и осмотра.

Смазка подшипников осуществляется масляным туманом.

16. Порядок сборки редуктора

Перед сборкой внутреннюю полость редуктора тщательно очищают и покрывают малостойкой краской.

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

в ведомый вал закладывают шпонку 14*9*70 и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку, маслоотражательные кольца и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле.

Собранные валы: быстроходный устанавливают в крышку корпуса,тихоходный укладывают в корпус редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхность стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для точной фиксации крышки корпуса относительно корпуса используют 2 конических штифта, затем затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.

Далее на вал также ставят крышки подшипниковых узлов.

Закрепляют крышки болтами, проверяя поворачиванием валов от руки отсутствие заклинивания подшипников (валы должны свободно поворачиваться).

Ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой. Устанавливают маслоуказатель.

Заливают в корпус масло и закрывают смотровой люк крышкой с прокладкой из технического картона, закрепляют крышку болтами.

Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, установленной техническими условиями.

Заключение

Спроектирован одноступенчатый горизонтальный цилиндрический редуктор с косозубой передачей. Техническая характеристика редуктора: крутящий момент на тихоходном валу 504.05 Н*м, частота вращения ведомого вала 170.5 об/мин, передача реверсивная. Для смазки зубчатой передачи предусматривается применение масла И-Г-А-32(ГОСТ 17479.4-87).

Проект выполнен в соответствии с заданием.

Библиографический список

1. Баранов Г.Л. Расчет деталей машин. Учебное пособие / Г.Л. Баранов. Екатеринбург: УГТУ, 2010. 222 с.

2. Баранов Г.Л. Проектирование одноступенчатого цилиндрического редуктора Методическое пособие / Г.Л. Баранов. Екатеринбург: УГТУ, 2012. 48 с.

Размещено на Allbest.ru

...