Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Введение

1 Роль машиностроения в развитии отечественного народного хозяйства.

Машиностроение является базой механического перевооружения всего общественного производства. От развития машиностроения зависят масштабы и темпы внедрения современного прогрессивного оборудования, уровень механизации и авторизации производства во всех отраслях промышленности, сельского хозяйства, транспорта.

В народном хозяйстве машиностроение заменяет ведущее положение. Об этом можно судить по непрерывно увеличивающемуся удельному весу этой отрасли в промышленности.

Возникновение машиностроения как самостоятельной отрасли и его отраслевая дифференциация непосредственно связаны с общественным разделением труда. Под воздействием частого разделения труда в машиностроении постоянно воздаются новые отрасли.

2 Современные тенденции развития машиностроения. Задачи, стоящие перед машиностроением.

Современное машиностроение представляет собой множество взаимосвязанных отраслей и производств. То или иное производство становится обособленной отраслью машиностроения при наличии определенных технико-экономических предпосылок.

В настоящее время отрасли машиностроения объединены в единый машиностроительный комплекс, который включает в себя девятнадцать крупных отраслей и около ста специализированных отраслей, подотраслей и производств.

Машиностроительному комплексу принадлежит главная роль в осуществлении научно-технической революции. Массовое изготовление техники новых поколений, способной дать многократное повышение производительности труда, открыть путь к автомотизиции всех стадий производства, требует существенных структурных видов.

В период до 2000 года было намечено в первоочерёдном порядке провести коренную реконструкцию машиностроительного комплекса, прежде всего станкостроения, производства вычислительной техники, приборостроения, электротехнической и электронной промышленности. Для этого периода характерны прогрессивные структурные сдвиги не только между отраслями машиностроения, но и внутри каждой отрасли.

Темпы развития отраслей и изменения в межотраслевых связях машиностроения определяются в первую очередь теми задачами, которые ставятся в области механизации и автоматизации производства, развития энергетического хозяйства, электрификации и химизации. В настоящее время ещё велика доля рабочих, занятых ручным трудом в промышленности, строительстве, сельском хозяйстве. Намечено ускорить темпы комплексной механизации производства, особенно механизации вспомогательных, транспортных и складских операций, производственных процессов в сельском хозяйстве.

Таким образом, главное направление структурных сдвигов в народном хозяйстве, в том числе и в машиностроительном комплексе, связано с ускорением научно-технического прогресса и повышением на этой основе эффективности общественного производства.

3 Роль специалиста-механика в решении стоящих перед машиностроением задач в научно-техническом прогрессе.

Рабочие специалисты являются важнейшим элементом производительных сил, определяют темпы роста производства и производительности труда, количество продукции и успешную работу отрасли.

Важную роль в машиностроении играют инженерно-технические работники или механики-специалисты. К ним относятся лица, которые ведут исследовательские работы, а также выполняют функции делопроизводства, снабжения, технического обслуживания.

Характерной особенностью изменения структуры работающих в промышленности является снижение удельного веса рабочих и увеличением доли инженерно-технических работников. Такие изменения являются следствием научно-технического прогресса.

Такая структура является следствием повышения уровня технической оснащенности основного производства и увеличении затрат труда на обслуживание и ремонт сложного автоматического оборудования, систем автоматического управления производственными процессами.

4 Цели и задачи проектирования.

Цель курсового проектирования по дисциплине «Детали машин» - систематизировать, закрепить, расширить теоретические знания, привить учащимся навыки практического расчёта и конструирования деталей и сборочных единиц механических приводов, развить расчетно-графические навыки, а также подготовить к выполнению дипломного проектирования и последующей производственной работе. Основные требования, предъявляемые к создаваемой машине: высокая производительность, надежность, технологичность, минимальные габариты и масса, удобство в эксплуатации и экономичность.

Основными задачами курсового проекта являются:

· ознакомление с научно-технической литературой по теме курсового проекта;

· изучение известных конструкций аналогичных машин и механизмов с анализом их достоинств и недостатков;

· выбор наиболее простого варианта конструкции с учётом требований технического задания на проект;

· выполнение необходимых расчётов с целью обеспечения заданных технических характеристик проектируемого устройства;

· выбор материалов и необходимой точности изготовления деталей и узлов проектируемого устройства, шероховатости поверхностей, необходимых допусков и посадок, допусков формы и расположения;

· выполнение графической части курсового проекта в соответствии стандартов ЕСКД;

· составление необходимых описаний и пояснений к курсовому проекту.

5. Общие сведения о редукторе.

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.

Назначение редуктора - понижение угловой скорости и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.

Редуктор состоит из корпуса в котором помещают элементы передачи

- зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д.

Редукторы классифицируют по следующим основным признакам:

- типу передачи (зубчатые, червячные)

- числу ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые и т.д.)

- типу зубчатых колес (цилиндрические, конические и т.д.)

- относительному расположению валов редуктора в пространстве (горизонтальные, вертикальные).

- особенностям кинематической схемы.

1. Выбор электродвигателя

Кинематический раcчет

Кинематическая схема представлена на рис. 1

Рисунок 1 - Кинематическая схема

Определяем общей КПД редуктора по формуле:

= _м • _зп• _пк², (1)

где _зп - КПД цилиндрической зубчатой передачи;

_пк - КПД учитывающий потери на трение в одной паре подшипников качения; _м - КПД муфты.

По таблице 1.2.1. [1] выбираем: _м=0,98, _пк = 0,99, _зп=0,97

После подстановки получим:

з = 0,98•0,97 •0,99² =0,93

Определяем требуемую мощность электродвигателя по формуле:

P_тр=, (2)

где P - мощность на ведомом валу редуктора (по заданию P =6,8 кВт);

h - КПД редуктора.

После подстановки получим:

P_тр = =7,31 (кВт)

Исходя из условия (3) по таблице 16.7.1 [1] выбираем асинхронный электродвигатель

P_дв P_тр, (3)

Этому условию удовлетворяет электродвигатель марки 4А132S4У3 по ГОСТ 28330-90 с параметрами: мощностью P_дв = 7,5кВт, с синхронной частотой вращения n = 1500 мин - ¹ (ГОСТ 19523-81). Коэффициент скольжения 3%.

Номинальная частота вращения:

n_дв = 1500-1500•0,03=1455 об/мин.

Угловая скорость

щ_дв= рад/с.

Определяем передаточное число привода по формуле:

u=, (4)

где n_дв - частота вращения электродвигателя;

n₂ - частота вращения ведомого вала редуктора.

После подстановки получим:

u = = 3,64

Определяем угловые скорости ведущего и ведомого валов:

=, (5)

После подстановки для ведущего и ведомого валов соответственно получим:

_дв=щ₁ = =152 (рад/с),

₂ = = 42 (рад/с),

Определяем вращающие моменты на ведущем и ведомом валах редуктора по формулам:

T₁=, T₂=Т₁ u (6)

После подстановки соответственно для ведущего и ведомого валов получим:

T_дв=Т₁==48 (Н•м) =48·10³(Н•мм)

T₂=Т₁ u=48·10³·3,64=175•10³(Н•мм)

Результаты расчета для наглядности представим в табличном виде (таблица 1)

Таблица 1 - Кинематические характеристики редуктора

Характеристики	Единицы измерения	Обозначение	Численное значение
Мощность	кВт	p(тр)	7,31
		p2	6,8
Передаточное число редуктора	-	u	3,64
Частота вращения валов редуктора	Мин-1	n1	1455
		n2	400
Угловые скорости	Рад/с	1	152
		2	42
Вращающий момент	Н·мм	T1	48•103
		T2	175•103

2. Расчет зубчатой передачи

Примем для шестерни и колеса разные марки стали, но одинаковые виды термообработки.

По таблице 3.3 [2] примем для шестерни Сталь 45 улучшенную с твердостью HB230, для колеса Сталь 45 улучшенную с твердостью HB200.

Определим предельно допустимые напряжения:

деталь редуктор конструкция

[у_н]=, (7)

где у_hlimb - предел контактной выносливости при базовом числе циклов определяемый по формуле (8); K_Hl коэффициент долговечности;

S_н - коэффициент запаса.

у_Hlimb=2HB+70. (8)

При длительной эксплуатации коэффициент долговечности K_Hl =1;

коэффициент запаса S_н =1,2. После подстановки получим:

[у_н1] ==482 (МПа)

[у_н2] ==428 (МПа)

Расчетное допускаемое напряжение определим по формуле:

[у_н]=0,45•([у_н1]+ [у_н2]₎ (9)

После подстановки получим:

[у_н]=0,45•(482+428)=410 (МПа)

Проверка [у_н] 1,23 [у_н2]

4101.23•428

410 (МПа)526 (МПа)

Условие выполнено.

Опредедяем межосевое расстояние по формуле:

а_щ=k_a•(u+1)•, (10)

где Т₂ - вращающий момент на ведомом валу; при симметричном расположении колеса относительно опор коэффициент K_H=1,2;

u - передаточное число; [у_н] - предельно допустимое напряжение;

_ba - коэффициент ширины венца по отношению к межосевому расстоянию. По рекомендациям ГОСТ 2185-65; _bа=0,4; для косозубых колес k_а=43.

После подстановки получим:

а_щ=43•(3,64+1)•=123 (мм)

Принимаем а_щ=125 (мм)

Нормальный модуль зацепления определим по формуле:

m_n=(0,01…0,02) а_щ. (11)

После подстановки получим:

m_n=(0,01…0,02)•125= 1,25 …2,5 (мм)

По ГОСТ 9563-60 принимаем m_n=2 (мм)

Принимаем угол наклона зубьев в=10є. Определим числа зубьев шестерни и колеса по формулам:

z₁=; (12)

z₂= z₁•u. (13)

После подстановки для шестерни и колеса соответственно получим:

z₁==26,5

Тогда принимаем z₁=26.

z₂= 26•3,64= 94,6

Тогда принимаем z₂=95.

Уточним угол наклона зубьев в по формуле:

cosв=. (14)

После подстановки получим:

cosв==0,968

Угол в=14,5337є

Основные размеры зубчатой пары:

Определим делительные диаметры по формуле:

d=•z. (15)

После подстановки для шестерни и колеса соответственно получим:

d₁ =?26=53,71 (мм)

d₂=•95=196,29 (мм)

Проверим межосевое расстояние по формуле:

а_щ=. (16)

После подстановки получим:

а_щ==125 (мм)

Определим внешние диаметры окружности вершин зубьев шестерни и колеса по формуле:

d_a=d+2m_n. (17)

После подстановки для шестерни и колеса соответственно получим:

d_a1=53,71+2•2=57,71 (мм)

d_a2=196,29 +2•2=200,29 (мм)

Определим диаметры впадин зубьев:

d_f1= d₁-2,5m=53,71-2,5?2=48,91 (мм)

d_f2= d₂-2,5m=196,29-2,5?2=191,49 (мм)

Ширину колеса и шестерни определим по формуле:

b₂=ш_ba?a_щ; (18)

b₁=b₂+5 (мм.) (19)

После подстановки получим:

b₂=0,4?125=50 (мм)

b₁=50+5=55 (мм)

Коэффициент ширины шестерни по отношению к диаметру определим по формуле:

_bd=. (20)

После подстановки получим:

_bd==1,02

Среднюю окружную скорость определим по формуле:

н=. (21)

После подстановки получим:

н==4,08 (м/с)

При такой скорости для косозубых колес назначают 8-ю степень точности.

Проверим допустимое контактное напряжение, для этого по формуле определим коэффициент нагрузки:

K_H=K_H•K_H•K_H, (22)

где по таблице 3.5 [2] при _bd=1,02 симметричном расположении колеса и твердости HB<350 принимаем K_H=1,06; по таблице 3.4 [2] при 8-й степени точности и 5 м/с K_H=1,06; при НВ<350 и 5 м/с K_H=1,0.

После подстановки получим:

K_H=1,06•1,06•1=1,12

Проверяем допустимое контактное напряжение по формуле:

у_H=?[у_H]. (23)

После подстановки получим:

у_H==371 (МПа) ? 410 (МПа)

Условие прочности выполнено.

Силы, действующие в зацеплении, определим по формулам:

окружную:

F_t=; (24)

радиальную:

F_r=F_t•; (25)

Осевая сила:

F_а= F_t?tgв (26)

После подстановки получим:

F_t==1787 (H)

F_r= =672 (H)

F_a=1787?0,2592=463 (Н)

Проверим зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле:

у_F=? [у_F] (27)

где - K_F - коэффициент нагрузки, определяем по формуле:

K_F=K_F•K_Fv, (28)

По таблице 3.7 при _bd=1,02 симметричном расположении колес и твердости HB<350 - K_F=1,1.

По таблице 3.8 при твердости HB<350, скорости =4,1 м/с и 8-й степени точности получим K_Fv=1,3.

После подстановки получим:

K_F=1,1•1,3=1,43

Y_F - коэффициент формы зуба, выбираемый в зависимости от эквивалентных чисел зубьев, определяемых по формуле:

z_н1=. (29)

После подстановки для шестерни и колеса соответственно получим:

z_н1== 28

z_н2== 108

Эквивалентные числа зубьев соответственно равны Y_F=3,8, Y_F=3,6.

Коэффициент Y_в определим по формуле:

Y_в=1-. (30)

После подстановки получим:

Y_в=1-=0,9

Коэффициент К_Fб определим по формуле:

К_Fб=, (31)

где - коэффициент торцового покрытия е_а=1,5; n-степень точности торцового покрытия колеса. После подстановки получим:

К_Fб = =0,92

Допускаемые напряжения при проверке зубьев на выносливость по напряжениям изгиба определим по формуле:

[у_F]=. (32)

где по таблице 3.9 для Стали 45 нормализованной при твердости HB<350, _Flimb=1,8 HB.

После подстановки для шестерни и колеса соответственно получим:

_Flimb1=1,8•230=415 (МПа)

_Flimb2=1,8•200=360 (МПа)

Коэффициент запаса [S_F] определим оп формуле:

[S_F]=[S_F]•[S_F]; (33)

где [S_F] - коэффициент учитывающий нестабильность свойств материала зубчатых колес [S_F]=1,75; [S_F] - коэффициент, учитывающий способ получения заготовок для зубчатых колес.

Для поковок и штамповок [S_F]=1,0.

После подстановки получим:

[S_F]=1,75•1,0=1,75

После подстановки данных в формулу (32) получим:

[у_F1]==237 (МПа)

[у_F2]==206 (МПа)

Найдем отношение [у_F]/ Y_F соответственно для шестерни и колеса:

= 62,7 (МПа)

= 57 (МПа)

Дальнейший расчет ведем для зубьев колеса т.к. отношение [уF]/ YF для него меньше.

Подставим данные в формулу и получим:

у_F2=? [у_F2]

у_F2== 76,2 (МПа)

условие прочности зубьев выполняется т.к. 76,2 МПа < 206 МПа.

3. Предварительный расчет валов

Диаметры выходных концов ведущего и ведомого валов определим по формуле:

d₁?, (34)

где [ф_K] - допускаемое напряжение на валу,

Т - вращающий момент на валу.

Ведущий вал (рис. 2).

Для ведущего вала примем [ф_K]=20 МПа. После подстановки получим:

d_В1? = 23 (мм)

Для того чтобы соединить ведущий вал с валом электродвигателя, диаметр которого по таблице 16.7.2 d_дв=38 мм при помощи МВУП по ГОСТ 21424-93 примем d_В1=0,8?38=30 мм. Принимаем d_В1=30 мм.

Принимаем диаметр под уплотнение dy1=35 мм, под подшипники d_П1=40 мм.

Рисунок 2 - Конструкция ведущего вала

Ведомый вал

Для ведомого вала примем [ф_K]=20 МПа. После подстановки получим:

d_В2? = 35,4 (мм)

Примем диаметр выходного конца вала d_В2=36 мм,

диаметр под уплотнение dy2=40 мм, под подшипники d_П2=45 мм, диаметр под колесо d_К2=50 мм.

Рисунок 3 - Конструкция ведомого вала

4. Конструирование элементов зубчатой передачи

Колесо

Колесо кованое. Его основные размеры: d_a2=200,29 мм, b₂=50 мм, делительный диаметр d2=196,29 мм.

Диаметр ступицы определим по формуле:

d_ст= 1,6?d_к2, (35)

где d_дк2-диаметр под колесо ведомого вала. После подстановки получим:

d_ст= 1,6?50=80 (мм)

Длину ступицы примем равной ширине зубчатого венца:

L_ст=(1,2…1,5) d_k (36)

После подстановки получим:

L_ст=(1,2…1,5) 50=60…75 (мм)

Принимаем L_ст=60 мм

Толщину обода определим по формуле:

д₀=(2,5…4) m_n. (37)

После подстановки получим:

д₀=(2,5…4)?2=5…8 (мм)

Принимаем д₀=8 (мм).

Толщину диска С определим по формуле:

C=0,3b2. (38)

После подстановки получим:

C=0,3•50=15 (мм)

Принимаем С=15 мм.

Рисунок 4 - Конструкция зубчатого колеса

Шестерня

Шестерню выполняем за одно целое с валом. Ее основные размеры: внешний диаметр (по вершинам зубьев) d_a1=57,71 мм, ширина b₁=55 мм, делительный диаметр d1=53,71 мм.

5. Конструирование корпуса редуктора

Определим толщину стенок корпуса и крышки редуктора по формулам:

д=0,025?а_щ+1; (39)

д₁=0,02?а_щ+1. (40)

После подстановки для корпуса и крышки соответственно получим:

д=0,025?125+1=4,1 (мм)

д₁=0,02?125+1=3,5 (мм)

Принимаем толщину стенок корпуса д=8 мм, толщину стенок крышки д₁=8 мм.

Толщину фланцев (поясов) редуктора определим из формул:

верхнего пояса корпуса:

b=1,5?д; (41)

пояса крышки:

b₁=1,5?д₁; (42)

нижнего пояса редуктора:

p=2,35?д. (43)

После подстановки соответственно получим:

b=1,5?8=12 (мм)

b₁=1,5?8=12 (мм)

p=2,35?8=19,2 (мм)

Принимаем p=20 мм.

Определим диаметры болтов:

фундаментальных:

d₁=(0,03…0,036)?а_щ+12 (44)

крепящих крышку к корпусу у подшипников:

d₂=(0,7…0,75)? d₁; (45)

соединяющих крышку с корпусом:

d₃=(0,5…0,6)? d₁. (46)

После подстановки соответственно получим:

d₁=(0,03…0,036)?125+12=15,75…16,5 (мм)

Принимаем фундаментные болты с резьбой М16.

d₂=(0,7…0,75)?16

Принимаем болты с резьбой М12.

d₃=(0,5…0,6)? 16

Принимаем болты с резьбой М10.

6. Первый этап компоновки редуктора

Компоновочный чертеж выполняем на листе формата А1 (594Ч841 мм) в одной проекции - разрез по осям валов при снятой крышке редуктора; масштаб 1:1; чертить тонкими линиями.

Примерно по середине листа проводим оси валов на расстоянии а_щ=125 мм.

По найденным размерам в пункте №4 оформляем шестерню и колесо, вычерчиваем их в зацеплении.

Вычерчиваем внутреннюю стенку корпуса редуктора, приняв зазоры:

а) между торцом шестерни и внутренней стенкой редуктора А=1,2·=1,2·8=9,6 мм. Принимаем А=10 мм.

б) от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки редуктора А==10 мм.

По таблице П3 [2] предварительно намечаем шарикоподшипники радиальные однорядные легкой серии; габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников dп1=40 мм и dп2=45 мм.

Характеристики подшипников представим в виде таблицы 2.

Таблица 2-характеристики подшипников

Условное обозначение подшипников	d, мм	D, мм	B, мм	C, кН	C0, кН
208	40	80	18	32,0	17,8
109	45	75	16	21,2	12,2

Наносим габариты подшипников ведущего вала, предварительно наметив расстояния от торца подшипника y=10 мм (для размещения мазеудерживающего кольца).

Замером определим расстояния: от средней линии зубчатого колеса до средней линии подшипников ведущего вала l₁=60 мм, от средней линии зубчатого колеса до средней линии подшипников ведомого вала l₂=60 мм.

7. Выбор подшипников и расчет их долговечности

Ведущий вал (рис. 5)

Из предыдущих расчетов известно:

а) Силы действующие в зацеплении: окружная F_t=1787Н;

радиальная F_r=672Н осевая F_a=463Н.

б) первый этап компоновки редуктора дал: l₁=60 мм.

Реакции опор (левую опору обозначим индексом «1»)

Плоскость xz: R_x1=R_x2=. (47)

После подстановки получим:

R_x1=R_x2==893,5 (Н)

Плоскость yz:

R_y1= (48)

После подстановки получим:

R_y1= = 440 (Н)

R_y2= (49)

После подстановки получим:

R_y2= ? 232 (H)

Проверка: R_y1 + R_y2 - Fr = 440+232 -672=0

Суммарные реакции определим по формуле:

P_r1=. (50)

P_r2=. (51)

После подстановки получим:

P_r1= ? 996 (Н)

P_r2= ? 923 (H)

Определяем изгибающие моменты:

М_х1=0, М_х2=R_y1l₁=440?0,060= 26,4 (H?м),

M_x3=0, M_x2=R_y2l₁=232?0,060=13,9 (H?м).

M_y1=0, M_y2=-R_x1l₁=-893,5?0,060=-53,6 (H?м), M_y3=0.

M_z=F_t1d₁/2=1787?0,05371/2=48 (H?м).

Рисунок 5 - Расчетная схема подшипников ведущего вала

Намечаем радиальные шарикоподшипники 208: d=40 мм; D=80 мм; B=18 мм; C=32,0кН; C0=17,8кН.

Эквивалентную нагрузку определим по формуле:

Р_э=(X?V•P_r1+Y•P_a) К_б•К_т (52)

В которой радиальная нагрузка F_r1= 996Н; при вращении внутреннего кольца подшипника коэффициент V=1; по таблице 9.19 К_б=1,2;

по таблице 9.20. температурный коэффициент К_т=1.

Отношение, этой величине соответствует е=0,22 Отношение >е X=0,56; Y=1,9;

Р_э =(0,56?996+1,99•463)•1•1,2?1775Н

Определим расчетную долговечность по формуле (53) млн. об., по формуле (53) часов:

L=; (53)

L_h=. (54)

После подстановки получим:

L=? 5860 млн.об.

L_h= ?67·10³ (часов)

Расчетная долговечность приемлема.

Ведомый вал (рис. 6)

Ведомый вал несет такие же нагрузки как ведущий:

а) Силы действующие в зацеплении: окружная F_t=1787 Н;

радиальная F_r=672Н;

осевая F_a=463Н.

б) первый этап компоновки редуктора дал: l₂=60 мм.

Реакции опор (левую опору обозначим индексом «3»)

Рисунок 6 - Расчетная схема подшипников ведомого вала

Плоскость xz:

R_x3=R_x4=. (55)

После подстановки получим:

R_x3=R_x4==893,5 (Н)

Плоскость yz:

R_y3= (56)

R_y4= (57)

После подстановки получим:

R_y3= ? 715 (Н)

R_y4=? -43 (Н)

Проверка:

R_y3+ R_y4 - F_r=715-43-672=0

Суммарные реакции определим по формулам

P_r3= (58)

P_r4= (59)

После подстановки получим:

P_r3= ?1144 (Н)

P_r4= ?894 (Н).

Определяем изгибающие моменты:

М_х1=0, М_х2=R_y3l₂=715?0,060=42,9 (H?м), M_x3=0,

M_x2=-R_y4l₂=43?0,060=2,6 (H?м).

M_y1=0, M_y2=-R_x3l₂=-893,5?0,060=-53,6 (H?м), M_y3=0.

M_z=F_t2d₂/2=1787?0,16929/2=175 (H?м).

Выбираем подшипники по более нагруженной опоре «3».

Радиальные шарикоподшипники 109: d=45 мм; D=75 мм; B=16 мм;

C=21,2 кН; C0=12,2 кН.

Эквивалентную нагрузку определим по формуле (52):

Р_э=(Х?V•P_r4+Y•P_a) К_б•К_т

В которой радиальная нагрузка где P_r3= 1144Н; при вращении внутреннего кольца подшипника коэффициент V=1; по таблице 9.19 К_б=1,2; по таблице 9.20. температурный коэффициент К_т=1.

Отношение, этой величине соответствует е=0,24

Отношение >е

Р_э = (0,56?1•1144+1,9•463) •1,2=1824 Н

Определим расчетную долговечность по формуле (53) млн. об., по формуле (54) часов.

После подстановки получим:

L= ? 1569 (млн. об.)

L_h= ? 65 ·10³(часов)

Расчетная долговечность приемлема.

8. Подбор шпонок и проверка прочности шпоночного соединения

Ведущий вал.

На ведущий вал установим одну шпонку для соединения полумуфты с выходным концом ведущего вала.

Рисунок 6 - Схема шпоночного соединения

По таблице 8.9 [1] (ГОСТ 23360-78) определим основные размеры шпонки: при диаметре выходного конца вала d_в=30 мм, отношение ширины, высоты и длины шпонки:

bЧhЧl=8Ч7Ч50 мм.

Проверим шпонки на напряжения смятия по формуле:

(60)

где Т-вращающий момент на валу;

d-диаметр вала в сечении, где установлена шпонка;

h-высота шпонки; t₁-глубина паза под шпонку;

l-длина шпонки; b-ширина шпонки;

[у_см] - максимально допустимое напряжение.

После подстановки получим:

? 25,7 (МПа)

Учитывая, что [у_см]=80…100МПа, условие прочности выполнено.

Ведомый вал.

По таблице 8.9 [1] (ГОСТ 23360-78) определим основные размеры шпонки: при диаметре под колесо d_к2=50 мм и длине ступицы L_ст=60 мм, отношение ширины, высоты и длины шпонки:

bЧhЧl=14Ч9Ч50 мм.

После подстановки данных в формулу (60) получим:

=56 (МПа)

Т.к. колесо изготовлено из Стали 45 для которй - [у_см]=100…120 МПа, условие прочности выполнено. По таблице 8.9 [1] (ГОСТ 23360-78) определим основные размеры шпонки: при диаметре выходного конца вала d_в2=36 мм и длине L=70 мм, отношение ширины, высоты и длины шпонки:

bЧhЧl=10Ч8Ч63 мм.

После подстановки данных в формулу (60) получим:

=62 (МПа)

Т.к. [у_см]=100…120 МПа, условие прочности выполнено.

9. Второй этап компоновки редуктора

В развитие 1-й компоновки вычерчиваем валы, с насажанными на них деталями.

Между торцами подшипников и внутренней поверхностью стенки редуктора вычерчиваем мазеудерживающие кольца. Их торцы должны выступать на 2-3 мм.

Фиксация мазеудерживающие колец в осевом направлении осуществляется на валах утолщениями вала с одной стороны и торцами подшипников с другой. На ведущем валу одно из мазеудерживающих колец с одной стороны фиксируется распорной втулкой, а не утолщением вала.

Вычерчиваем крышки подшипниковых камер с уплотнительными прокладками.

Конструируем узелы ведомого и ведущего валов, обращая внимание на следующие особенности:

а) для фиксации колеса в осевом направлении предусматриваем бурт вала с одной стороны и установку распорной втулки с другой.

б) переход вала от 50 мм к 45 мм смещаем на 1-2 мм внутрь ступицы колеса, чтобы ступица плотно упиралась с одной стороны в бурт вала, а с другой в распорную втулку.

10. Уточненный расчет валов

Примем, что нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения - по пульсирующему.

Учитывая, что ведущий вал-шестерня изготовлен из Стали 45 нормализованной, примем для изготовления ведомого вала аналогичный материал и вид термообработки. Предел выносливости при симметричном цикле изгиба определим по формуле:

, (61)

где по таблице 3.3 [1] для Стали 45 нормализованной у_в=780 МПа.

После подстановки получим:

у_-1=0,43·780=335 (МПа)

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений определим по формуле:

(62)

После подстановки получим:

ф_-1=0,58·335,4=193 (МПа)

Определять коэффициент запаса прочности во всех сечениях вала не рационально, достаточно определить его в одном сечении с наименьшим коэффициентом запаса.

Проверим на прочность сечение под полумуфтой, данное сечение при передаче крутящего момента от электродвигателя через муфту рассчитываем на кручение. Концентрация напряжений вызвана наличием шпоночного паза. Крутящий момент Т₁=48·10³ (Н·мм).

Амплитуду и среднее напряжение цикла касательных напряжений определим по формуле:

ф_a=ф_m= (63)

где Т_k - вращающий момент на ведущем валу;

W_к - момент сопротивления кручению, определяемый по формуле:

W_кнетто=, (64)

где b-ширина шпоночного паза; d-диаметр вала; t₁-глубина шпоночного паза. После подстановки получим:

W_кнетто= =4938 (мм³)

После простановки данных в формулу (63) получим:

ф_a=ф_m==5 (МПа)

Коэффициент запаса прочности сечения определим по формуле:

, (65)

где по таблице 8.5 k_ф=1,68; по таблице 8.8 е_ф=0,83; коэффициент ш_ф=0,1. После подстановки получим:

S ? [S]=2,5…3,0.

Такое значение коэффициента запаса прочности позволяет не определять его в остальных сечениях.

Ведомый вал.

Материал вала - Сталь 45 нормализованная: у_в=570 МПа,

Пределы выносливости у_-1=0,43·570=246 МПа и ф_-1=0,58·246=142 МПа

Наиболее опасным является сечение вала под зубчатым колесом, т.к. в нем действуют максимальные изгибающие моменты M_xz и M_yz и через него передается крутящий момент Т₂=175·10³ Н·мм, концентрация напряжений так же вызвана наличием шпоночного паза. Изгибающий момент определим по формуле:

М_и=, (66)

После подстановки получим:

М_и=69?10³(Н?мм)

Находим амплитуду изгибающих напряжений по формуле:

, (67)

где- момент сопротивления изгибу, определяется по формуле:

, (68)

где b-ширина шпоночного паза; d-диаметр вала; t₁-глубина шпоночного паза. После подстановки получим:

= =10740 (мм³)

После подстановки получим в формулу получим:

=6,4 (МПа)

Амплитуду и среднее напряжение цикла касательных напряжений определим по формуле:

, МПа, (69)

где Т - вращающий момент на валу; _нетто - момент сопротивления кручению, определяется по формуле:

=, (70)

После подстановки получим:

= =23006 (мм³)

После подстановки в формулу (69) получим:

=3,7 (МПа)

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям определим по формуле:

(71)

После подстановки получим:

Определяем коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям по формуле:

, (72)

где предел выносливости при симметричном цикле касательных

напряжений, (МПа).

Подставим значения и получим:

Результирующий коэффициент запаса прочности сечения определим по формуле:

, (73)

После подстановки получим:

На основе рекомендаций [1] принимаем [S]=2,5…3,0.

Условие прочности выполнено. Такое большое значение коэффициента запаса прочности позволяет не определять его в остальных сечениях.

11. Выбор посадок основных деталей редуктора

Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала	k6
внутренние поверхности редуктора под наружные кольца подшипников	H7
Посадка колеса на вал по ГОСТ 25347-82
Посадки распорных втулок и мазеудерживающих колец на валы Крышки подшипниковых камер выполняем с отклонением вала Распорную втулку на вал Отклонение выходного конца вала	h7 H7/h7 h6

Шероховатость вала в местах посадки зубчатого колеса и полумуфты R_a1,6

Шероховатость вала в местах посадки подшипников R_a0,8

12. Смазка редуктора

Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием шестерни в масло, заливаемое внутрь корпуса до ее погружения в масло примерно на 10 мм.

По таблице 10.8 [1] установим вязкость масла. При у_H=371МПа и скорости х=4,08 м/с, вязкость масла должна быть приблизительно равна 28•10^-6 м²/с.

По таблице 10.10 [1] принимаем масло индустриальное И-30А (по ГОСТ 20799-75).

Объем масленой камеры определим из расчета (0,5…0,8) дм³ на 1 кВт мощности редуктора на ведомом валу. При мощности Р=6,8 кВт, примем объем масляной камеры V=3,5 дм³.

Подшипники смазываем пластичным смазочным материалом, закладываемым в подшипниковые камеры при сборке редуктора. Сорт смазки выбираем по таблице 9.14 [1] - литол-24 (по ГОСТ 21150-75).

13. Технология сборки редуктора

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

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

На ведущий вал устанавливаем мазеудерживающие кольца и шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80-100 єС.

Собранный узел ведущего вала устанавливаем в крышку редуктора.

В ведомый вал закладываем шпонку 14Ч9Ч50 мм и напрессовываем зубчатое колесо, до упора в бурт вала, затем надеваем распорную втулку и мазеудерживающие кольца и устанавливаем шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле.

Собранный узел ведомого вала укладываем в корпус редуктора и надеваем крышку корпуса редуктора, покрывая предварительно поверхности стыка фланцев спиртовым лаком.

Для центрировки крышку устанавливаем на корпус с помощью двух конических штифтов и затягиваем болты.

Закладываем в подшипниковые сквозные крышки резиновые манжеты и устанавливаем крышки с прокладками.

Регулировку подшипников производим набором тонких металлических прокладок, устанавливаемых под фланцы крышек подшипников.

Прикручиваем к корпусу крышки подшипниковых узлов.

Затем ввертываем пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и маслоуказатель.

Заливаем в корпус масло и закрываем смотровое отверстие крышкой с прокладкой из технического картона.

Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническим условиями.

14. Подбор муфты

Для соединения вала электродвигателя и ведущего вала используем муфту упругую втулочно-пальцевую МУВП ГОСТ21424-75. Муфту подбираем в зависимости от: условий работы, диаметров соединяемых валов и величины расчетного крутящего момента.

Расчётный крутящий момент равен:

(Н•м)

Для муфты соединяющей валы диаметром 38 мм и 30 мм,

[Т] = 125Н•м. Проверим резиновые втулки на смятие поверхностей их соприкосновения по формуле:

, (74)

где D₁ - диаметр окружности расположения пальцев;

z - число пальцев; d_в - диаметр втулки; l_в - длина втулки.

D₁ =100 мм, z = 4, d_в = 27 мм, l_в = 28 мм (табл. П59, ст. 391 [3]).

После подстановки получим: (МПа)

Допускаемое напряжение смятия для резины МПа.

Условие выполнено.

Список литературы

деталь редуктор конструкция

1. Курсовое проектирование деталей машин. Учебное пособие для учащихся машиностроительных техникумов /С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин и др. М: Машиностроение, 1987 - 414 с.

2. Детали машин. Проектирование: учебное пособие /Л.В. Курмаз, А.Т. Скобейда - 2-е изд., испр. и доп. - Мн: УП «Технопром». 2002 - 290 с.

3. Устюгов И.И. Детали машин: учебное пособие для учащихся техникумов. - М: Высш. школа. 1981 - 399 с.

4. Курсовое проектирование деталей машин. В.Н. Кудрявцев и др. Учебное пособие для студентов втузов. - Л. Машиностроение, 1984 - 400 с.

5. Боков В.Н., Чернилевский Д.В., Будько П.П. Атлас. Детали машин: Учебное пособие для машиностроительных техникумов/ Под.ред. В.М. Журавля, 1983 - 164 с.

6. Боголюбов С.К., Воинов А.В. Черчение. Учебник для машиностроительных специальностей средних специальных учебных заведений. 2-е изд., перераб. и доп. - М: Машиностроение, 1981 - 303 с.

Размещено на Allbest.ru

...