Цилиндрический горизонтальный косозубый редуктор

Размещено на http://www.allbest.ru/

Министерство образования РБ

Лидский технический колледж учреждения образования

"Гродненский государственный университет имени Янки Купалы"

Курсовой проект

"Цилиндрический горизонтальный косозубый редуктор"

Разработал: Тарасов А.Г.

Руководитель: Богданович А.В.

2005



Содержание

Введение

1. Выбор электродвигателя. Кинематический расчёт

2. Расчёт зубчатой передачи

3. Предварительный расчёт валов

4. Конструирование элементов зубчатой передачи

5. Конструирование корпуса редуктора

6. Первый этап компоновки редуктора

7. Выбор подшипников и расчёт их долговечности

8. Подбор шпонок и проверка прочности шпоночного соединения

9. Второй этап компоновки редуктора

10. Уточнённый расчёт валов

11. Подбор муфты

12. Выбор посадок основных деталей редуктора

13. Смазка передачи и подшипников редуктора

14. Технология сборки редуктора

Список литературы



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 автоматизации 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.



1. Выбор электродвигателя. Кинематический расчет

1.1 Определяем общей КПД редуктора по формуле:

=_пер•_n^m, (1)

где _пер - КПД передачи; _n - КПД учитывающий потери на трение в одной паре подшипников качения; m - число пар подшипников в редукторе. По таблице 1.2.1.[1] выбираем, _пер =0,975 и _n = 0,99

После подстановки получим:

0,975•0,990²=0,955

1.2 Определяем необходимую мощность электродвигателя по формуле:

N_тр=, (2)



где N₂ - мощность на ведомом валу редуктора (по заданию N₂=5,05 кВт); - КПД редуктора. После подстановки получим:

N_тр = =5,28 (кВт)

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

N_двN_тр, (3)

Этому условию удовлетворяет электродвигатель марки 4А132S2У3 по ГОСТ 28330-90 с параметрами: мощностью N_дв = 5,5 кВт и частотой вращения n_дв = 967 мин - ¹.

1.4 Определяем передаточное число редуктора по формуле:

u=, (4)

где n_дв - частота вращения электродвигателя; n₂ - частота вращения ведомого вала редуктора. После подстановки получим:

u = = 5,01

Принимаем по ГОСТ стандартное ближайшее значение u = 5



1.5 По формуле (5) вычислим угловые скорости ведущего и ведомого валов:

=, (5)

После подстановки для ведущего и ведомого валов соответственно получим:

₁ = =101,21 (рад/с),

₂ = = 20,2 (рад/с).

1.6 Найдем вращающие моменты на ведущем и ведомом валах редуктора по формулам:

T₁=, (6)

T₂=T₁•u•, (7)

После подстановки получим:

T₁==52,16 (Н•м) =52,16·10³(Н•мм)

T₂=53,05•5•0,94=254,32 (Н•м)=254,32•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	N1(тр)	5,28
		N2	5,05
Передаточное число	-	u	5
Частота вращения	Мин-1	n1	967
		n2	193
Угловые скорости	Рад/с	1	101,21
		2	20,2
Вращающий момент	Н·мм	T1	52,16•103
		T2	254,32•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 нормализованную с твердостью HB=230, для колеса Сталь 45 нормализованную с твердостью HB=200.

По формуле [2]определим предельно допустимые напряжения:

[у_н]=, (8)

где у_hlimb - предел контактной выносливости при базовом числе циклов определяемый по формуле (9); K_Hl коэффициент долговечности; S_н - коэффициент запаса.

у_Hlimb=2HB+70. (9)

При длительной эксплуатации коэффициент долговечности K_Hl =1;

коэффициент запаса S_н =1,1.

После подстановки получим:

[у_н1] ==481,82 (МПа)

[у_н2] ==427,27 (МПа)

Расчетное допускаемое напряжение определим по формуле:

[у_н]=0,45•([у_н1]+[у_н2]) (10)

После подстановки получим:

[у_н]=0,45•( 481,82+427,27)=409,09 (МПа)

Проверка [у_н] 1,23[у_н2]

409,9525,54

Условие выполнено.

2.2 Межосевое расстояние определим по формуле:

а_щ=k_a•(u+1)•, (11)

где Т₂- вращающий момент на ведомом валу; при симметричном расположении колеса относительно опор коэффициент K_H=1,0; u - передаточное число; [у_н] - предельно допустимое напряжение;_ba- коэффициент ширины венца по отношению к межосевому расстоянию. По рекомендациям ГОСТ 2185-65; _bа=0,315; для косозубых колес k_а=43. После подстановки получим:

а_щ=43•(5+1)•=153,903 (мм)

Принимаем по ГОСТ 2185-66 стандартное ближайшее значение а_щ=160 мм.

2.3 Нормальный модуль зацепления определим по формуле:

m_n=(0,01…0,02)а_щ. (12)



После подстановки получим:

m_n=(0,01…0,02)•160= 1,6…3,2(мм)

По ГОСТ 9563-60 принимаем m_n=2,5мм.

2.4. Принимаем угол наклона зубьев в=12є. Определим числа зубьев шестерни и колеса по формулам:

z₁=; (13)

z₂=z₁•u.(12)

После подстановки для шестерни и колеса соответственно получим:

z₁==20,8

Тогда принимаем z₁=21.

z₂= 21•5=105

2.5 Уточним угол наклона зубьев в по формуле:

cosв=. (14)

После подстановки получим:

cosв==0,9845

Угол в=10є6'

2.6 Основные размеры зубчатой пары. Определим делительные диаметры по формуле:

d=•z. (15)

После подстановки для шестерни и колеса соответственно получим:

d₁=•21=53,33 (мм)

d₂=•105=266,63 (мм)

Проверим межосевое расстояние по формуле:

а_щ=. (16)

После подстановки получим:

а_щ=?160 (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=53,33+2•2,5=58,33(мм)

d_a2=266,63 +2•2,5=271,63 (мм)

Ширину колеса и шестерни определим по формуле:

b₂=ш_ba?a_щ; (18)

b₁=b₂+5мм. (19)

После подстановки получим:

b₂=0,315?160=50,4 (мм)

b₁= 62,5+5=55,4 (мм)

Коэффициент ширины шестерни по отношению к диаметру определим по формуле:

_bd=. (20)

После подстановки получим:

_bd==1,04

Среднюю окружную скорость определим по формуле:

н=. (21)

После подстановки получим:

н==2,69 (м/с)

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



2.7Проверим допустимое контактное напряжение, для этого по формуле [2] определим коэффициент нагрузки:

K_H=K_H•K_H•K_H, (22)

редуктор цилиндрический косозубый

где по таблице 3.5[2] при _bd=1,04 симметричном расположении колеса и твердости HB<350 принимаем K_H=1,04; по таблице 3.4[2] при 8-й степени точности и 5 м/с K_H=1,09; при НВ<350 и 5 м/с K_H=1,0.

После подстановки получим:

K_H=1,04•1,09•1=1,13

Проверяем допустимое контактное напряжение по формуле:

у_H=?[у_H]. (23)

После подстановки получим:

у_H==374,55 (МПа) ?409,09 (МПа)

Условие прочности выполнено. Расхождение составляет 8,4%.

2.8. Силы, действующие в зацеплении, определим по формулам:

окружную:

F_t=; (24)



радиальную:

F_r=F_t•; (25)

осевую:

F_а=F_t•tgб. (26)

После подстановки получим:

F_t==1956,12 (H)

F_r= =723,04 (H)

F_а=1956,12 •0,3639=711,83 (H)

2.9 Проверим зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле:

у_F=[у_F] (27)

где - K_F- коэффициент нагрузки ,определяем по формуле[2]:

K_F=K_F•K_Fv, (28)

По таблице 3.7[2] при _bd=1,04, симметричном расположении колес и твердости HB<350- K_F=1,04. По таблице 3.8[8] при твердости HB<350, скорости =2,69 м/с и 8-й степени точности получим K_Fv=1,3. После подстановки получим:

K_F=1,04•1,3=1,352

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

z_н=. (29)

После подстановки для шестерни и колеса соответственно получим:

z_н1=? 22

z_н2=? 110

Эквивалентные числа зубьев соответственно равны Y_F1=4,09, Y_F2=3,60.

Коэффициент Y_в определим по формуле:

Y_в=1-. (30)

После подстановки получим:

Y_в=1-=0,927

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[2] для Стали 45 нормализованной при твердости HB<350, _Flimb=1,8 HB. После подстановки для шестерни и колеса соответственно получим:

_Flimb1=1,8•230=414 (МПа)

_Flimb2=1,8•200=360 (МПа)

Коэффициент запаса [S_F] определим по 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 получим:

[у_F1]==236 (МПа)

[у_F2]==205 (МПа)

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

= 57,7

= 56,9

Дальнейший расчет ведем для зубьев колеса т.к. отношение [у_F]/ Y_F для него меньше.

Подставив данные в формулу (26) получим:

_F2== 64,44(МПа)

Условие прочности зубьев выполняется т.к. 64,44 МПа < 205 МПа.



3. Предварительный расчет валов

3.1 Диаметры выходных концов ведущего и ведомого валов определим по формуле:

d₁?, (34)

где [ф_K]-допускаемое напряжение на валу, Т - вращающий момент на валу.

3.2 Ведущий вал (рис.1.).

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

d_В1? ? 23,68 (мм)

Для того чтобы соединить ведущий вал с валом электродвигателя, диаметр, которого по таблице 16.7.2 [1] d_ДВ=38 мм, при помощи МВУП по ГОСТ 21424-93 примем d_В1=32 мм. Принимаем диаметр под подшипники d_П1=35 мм.



Размещено на http://www.allbest.ru/

Рисунок 1 - Конструкция ведущего вала

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

d_В2? ? 40,16 (мм)

Примем диаметр выходного конца вала d_В2= 40 мм, диаметр под подшипники d_П2=45 мм, диаметр под колесо d_К2=50 мм.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рисунок 2 - Конструкция ведомого вала

4. Конструирование элементов зубчатой передачи

4.1 Шестерня

Шестерню выполним заодно с валом. Ее основные размеры: внешний диаметр (по вершинам зубьев) d_a1=58,33 мм, ширина b₁=55,4 мм, делительный диаметр d1=53,33 мм.

4.2 Колесо

Колесо кованое. Его основные размеры:d_a2=271,63 мм, b₂=50,4 мм, делительный диаметр d2=266,63 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=b2. (36)

После подстановки получим:

L_ст=50,4 (мм)

Толщину обода определим по формуле:

д₀=(2,5…4)m_n. (37)

После подстановки получим:

д₀=(2,5…4)?2,5=6,25…10 (мм)

Принимаем д₀=10 (мм).

Толщину диска С определим по формуле:

C=0,3b2. (38)

После подстановки получим:

C=0,3•50,4=15,12 (мм)

Принимаем С=15 мм.



5. Конструирование корпуса редуктора

5.1 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?160+1=5 (мм)

д₁=0,02?160+1=4,2 (мм)

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

5.2 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 (мм)

Принимаем p=20 мм.

5.3 Определим диаметры болтов:

фундаментных:

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)?160+12=16,8…17,76 (мм)

Принимаем фундаментные болты с резьбой М18.

d₂=(0,7…0,75)?18 =12,6…13,5 (мм)

Принимаем болты с резьбой М6.

d₃=(0,5…0,6)? 18 =9…10,8 (мм)

Принимаем болты с резьбой М16.



6. Первый этап компоновки редуктора

Компоновочный чертеж выполняем на листе формата А2 (420Ч594 мм) в одной проекции - разрез по осям валов при снятой крышке редуктора; масштаб 1:1; чертить тонкими линиями.

Примерно по середине листа параллельно его длинной стороне проводим горизонтальную линию, затем две вертикальные - оси валов на расстоянии, а_щ=160 мм.

По найденным размера 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. Принимаем А=10 мм.

б) от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки редуктора А==8 мм.

в) между наружным кольцом подшипника ведущего вала внутренней стенкой редуктора А==8 мм.

По таблице П3 [2] предварительно намечаем шарикоподшипники радиальные однорядные средней серии; габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников dп1=35 и dп2=45. Характеристики подшипников представим в виде таблицы:

Таблица 2 - Характеристики подшипников

Условное обозначение подшипников	d, мм	D, мм	B, мм	C, кН	C0, кН
107	35	80	21	33,2	18
109	45	100	25	52,7	30

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

Замером определим расстояния: от средней линии редуктора до средней линии подшипников ведущего вала l₁=54 мм, от средней линии редуктора до средней линии подшипников ведомого вала l₂=55 мм. Примем окончательно l1= l2=55 мм.



7. Выбор подшипников и расчет их долговечности

7.1 Ведущий вал (рис.3.)

Из предыдущих расчетов известно:

а) Силы действующие в зацеплении: окружная F_t=1956,12 Н; радиальная F_r=723,04; осевая F_a=711,83 Н .

б) первый этап компоновки редуктора дал: l₁=55 мм.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рисунок 3 - Расчетная схема подшипников ведущего вала

Реакции опор (левую опору обозначим индексом 1).

7.1.1 Плоскость xz:

R_x1=R_x2=. (47)

После подстановки получим:

R_x1=R_x2==978,06 (Н)

7.1.2. Плоскость yz:

R_y1= (48)

После подстановки получим:

R_y1= ? 541 (Н)

R_y2= (49)

После подстановки получим:

R_y2= ? 182(H)

Проверка: R_y1 + R_y2 - Fr = 541+182 - 723 =0

7.1.3 Суммарные реакции определим по формуле:

P_r1=. (50)

P_r2=. (51)

После подстановки получим:

P_r1= ? 1120 (Н)

P_r2= ? 995(H)

7.1.4 Намечаем радиальные подшипники

107: d=35 мм; D=62 мм; B=14 мм; C=15,9 кН; C0=8,5 кН.

Эквивалентную нагрузку определим по формуле:

Р_э=(X•V•P_r1+YPa)К_б•К_{т ,} (52)

где P_r1= 1120 Н; осевая нагрузка Pa=Fa= 711,83 Н; при вращении внутреннего кольца подшипника коэффициент V=1; по таблице 9.19 [2] К_б=1,0; по таблице 9.20. [2] температурный коэффициент К_т=1.

Отношение =0,084; этой величине по таблице 9.18 [2] соответствует e ? 0,28.

Отношение =0,635>e; X=0,56 и Y=1,55.

Р_э =(0,56•1•1120+1,55•711,83)1•1?1110

7.1.5 Определим расчетную долговечность по формуле (52) млн.об., по формуле (53) часов:

L=; (53)

L_h=. (54)

После подстановки получим:

=? 2750 млн.об.

L_h= ?47500 (часов)

Найденная долговечность приемлема.

7.2 Ведомый вал (рис.5)

Ведомый вал несет такие же нагрузки как ведущий:

а) Силы действующие в зацеплении: окружная F_t=1956,12 Н; радиальная F_r=723,04; осевая F_a=711,83 Н .

б) Первый этап компоновки редуктора дал: l₂=55 мм.

Реакции опор (левую опору обозначим индексом 3)



Размещено на http://www.allbest.ru/

Рисунок 4 - Расчетная схем подшипников ведомого вала

7.2.1 Плоскость xz:

R_x3=R_x4=. (53)

После подстановки получим:

R_x3=R_x4==978,06 (Н)

7.2.2 Плоскость yz:

R_y3= (54)

R_y4= (55)

После подстановки получим:

R_y3= ?- 533 (Н)

R_y4= ?-1256(H)

Проверка: R_y3- R_y4 -F_r=- 533 -(-1256)- 723 =0

7.2.3 Суммарные реакции определим по формулам

P_r3= (56)

P_r4= (57)

После подстановки получим:

P_r3= ?1115 (Н)

P_r4= ?1590 (Н)

7.2.4 Выбираем подшипники по более нагруженной опоре 4.

Шариковые радиальные подшипники 109 серии: d=45 мм; D=75 мм; B=16 мм; C=21,2 кН; C0=12,2 кН.

Отношение =0,058; этой величине по таблице 9.18 [2] соответствует e ? 0,27.

Отношение =0,447>e; X=0,56 и Y=1,65.

Эквивалентную нагрузку определим по формуле (52):

Р_э=(X•V•P_r1+YPa)К_б•К_т ,

В которой радиальная нагрузка, где P_r4= 1590 Н; осевая нагрузка Pa=Fa= 711,83 Н; при вращении внутреннего кольца подшипника коэффициент V=1; по таблице 9.19 [2] К_б=1,2; по таблице 9.20. [2] температурный коэффициент К_т=1.

После подстановки получим:

Р_э =(0,56•1•1590+1,65•711,83)1,2•1?2480 (H)

7.2.5 Определим расчетную долговечность по формуле (52) млн. об., по формуле (54) часов.

После подстановки получим:

L= ? 750 (млн.об.)

L_h= ? 65000 (часов)

Найденная долговечность приемлема.



8. Подбор шпонок и проверка прочности шпоночного соединения

8.1 Ведущий вал

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

По таблице 8.9 [1] (ГОСТ 23360-78) определим основные размеры шпонки: при диаметре выходного конца вала d_в=32 мм и длине полумуфты L_м=80 мм, отношение ширины, высоты и длины шпонки: bЧhЧl=10Ч8Ч70 мм. L_ш=L_м-10=80-10=70 мм.

Проверим шпонки на напряжения смятия по формуле:

(58)

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:

?18 (МПа)

Учитывая, что муфта изготовлена из чугуна для которого - [у_см]=50…70 МПа, условие прочности выполнено.



8.2 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=50 мм, отношение ширины, высоты и длины шпонки: bЧhЧl=14Ч9Ч40 мм. L_ш=L_ст-5=50-10=40 мм. После подстановки данных в формулу (58) получим:

=93,75 (МПа)

Т.к. колесо изготовлено из Стали 45 для которой - [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. Шестерню выполняем заодно свалом.

Между торцами подшипников и внутренней поверхностью стенки редуктора вычерчиваем мазеудерживающие кольца. Их торцы должны выступать на 2-3 мм. Для уменьшения числа ступеней мазеудерживающие кольца и подшипники размещаем на одном и том же диаметре вала. Фиксация мазеудерживающие колец в осевом направлении осуществляется на валах утолщениями вала с одной стороны и торцами подшипников с другой. На ведомом валу одно из мазеудерживающих колец с одной стороны фиксируется распорной втулкой, а не утолщением вала.

Вчерчиваем крышки подшипниковых камер с уплотнительными прокладками.

Аналогично конструируем узел ведомого вала, 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 40 мм смещаем на 2-3 мм внутрь ступицы колеса, чтобы ступица плотно упиралась с одной стороны в бурт вала , а с другой в распорную втулку.



10.Уточненный расчет валов

10.1. 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:

, (59)

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

у_-1=0,43·780=335,4(МПа)

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений определим по формуле:

(60)

После подстановки получим:

ф_-1=0,58·335,4=195 (МПа)



10.2 Ведущий вал. Исходные данные:

,, F_a =711,83 , L1 =L₂ =55 мм.

10.2.1 Определяем реакции в горизонтальной плоскости YZ:

; (61)

(62)

; (63)

(64)

Проверка:

(65)

10.2.2 Определяем реакции в вертикальной плоскости XZ:

; (66)

= 978(H) (67)

; (68)

(69)

Проверка:

(70)

10.2.3 Определяем изгибающий момент в плоскости YZ:

(71)

(72)

10.2.4 Определяем изгибающий момент в плоскости XZ:

(73)

(74)

10.2.5 Строим эпюру крутящего момента (рисунок 5):



Размещено на http://www.allbest.ru/

Рисунок 5 - Расчетная схема ведущего вала

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

Наиболее опасным является сечение вала под шестерней, т.к. в нем действуют максимальные изгибающие моменты M_xz и M_yz и через него передается крутящий момент Т₁=52,16·10³ (Н·мм).

Т.к. шестерня изготовлена за одно с валом, то нет смысла определять коэффициент запаса в сечении под шестерней. 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.

10.2.6 Амплитуду и среднее напряжение цикла касательных напряжений определим по формуле:

ф_a=ф_m=, (75)

где Т_k - вращающий момент на ведущем валу; W_к - момент сопротивления кручению, определяемый по формуле:

W=, (76)

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

W= =5861 (мм³)

После простановки данных в формулу (75) получим:

ф_a=ф_m==4,45 (МПа)

Коэффициент запаса прочности сечения определим по формуле:



, (76)

где по таблице 8.5 [1] k_ф=1,8; по таблице 8.8 [1] е_ф=0,77; коэффициент ш_ф=0,2. После подстановки получим:

=17

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

10.3 Ведомый вал.

Исходные данные: ,, F_a =711,83, L ₂ = 55 мм, мм.

10.3 Определяем реакции в вертикальной плоскости Xz:

; (77)

(78)

; (79)

(80)

Проверка:

(81)

10.3.2 Определяем реакции в горизонтальной плоскостиYz:

; (82)

(83)

; (84)

(85)

Проверка:

(86)

10.3.3 Определяем изгибающий момент в плоскости Yz:

(87)

(88)



10.3.4 Определяем изгибающий момент в плоскости Xz:

(89)

(90)

10.2.5 Строим эпюру крутящего момента (рисунок 6):

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рисунок 6 - Расчетная схема ведущего вала



10.3.6. Наиболее опасным является сечение вала под шестерней, т.к. в нем действуют максимальные изгибающие моменты M_xz и M_yz и через него передается крутящий момент Т₂=254,32·10³ Н·мм, концентрация напряжений так же вызвана наличием шпоночного паза.

Изгибающий момент определим по формуле:

М_и=, (91)

После подстановки получим:

М_и==83,12 (Н?м)

Находим амплитуду изгибающих напряжений по формуле:

, (92)

где- момент сопротивления изгибу, определяется по формуле:

, (93)

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

= =10740 (мм³)



После подстановки получим в формулу(92) получим:

=7,7 (МПа)

Амплитуду и среднее напряжение цикла касательных напряжений определим по формуле:

, (94)

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

=, (95)

После подстановки получим:

= =23006 (мм³)

После подстановки в формулу (94) получим:

=5,5 (МПа)

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям определим по формуле:

, (96)



После подстановки получим:

Определяем коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям по формуле:

, (97)

где предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений, по формуле ( 59 ) (МПа).Подставив значения получим:

Результирующий коэффициент запаса прочности сечения определим по формуле:

, (98)

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. Подбор муфты

11.1 Муфту подбираю в зависимости от: условий работы, диаметров соединяемых валов и величины расчетного крутящего момента.

В приводах испытывающих ударные нагрузки рекомендуют использовать муфты упругие втулочно-пальцевые (МУВП).

Расчетный крутящий момент определим по формуле:

Т_р=k_p•Т₁?[T_p], (99)

где Т₁ - вращающий момент на ведущем валу; k_p - коэффициент учитывающий условия работы. В нашем случае k_p=1,5. После подстановки получим:

Т_р=1,5•52,16=78 (Н•м)

По таблице 11.5 [1] для муфты соединяющей валы диаметром 32 мм., Т=250 (Н•м). 1-е условие выполнено.

11.2. Проверим резиновые втулки на смятии по поверхности их соприкосновения по формуле:

, (100)

где D₁ - диаметр установки пальцев; z - число пальцев; d_п - диаметр пальца; l_п - длинна пальца. По таблице 13.3.1.[2] D₁=100 мм., z=6, d_п=16 мм. По таблице 13.3.2.[2] l_в=25 мм. После подстановки получим:

(МПа)

Т.к. для резины [у_cм]=2 МПа, условие прочности выполнено.



12. Выбор посадок основных деталей редуктора

Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала k6, внутренние поверхности редуктора под наружные кольца подшипников по H7.

Посадка колеса на вал: по ГОСТ 25347-82.

Посадки распорных втулок и мазеудерживающих колец на валы - .

Крышки подшипниковых камер выполняем с отклонением вала k7. Остальные посадки назначаются по таблице 10.13 [1]



13. 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=409,09 МПа и скорости х=2,69 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 на ведомом валу N₂=5,05 кВт, примем объем масляной камеры V=3,0 дм.

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).



14. 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.

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 ведущго вала укладываем в основание нижней части корпуса и надеваем среднюю часть корпуса.

Собранный узел ведомого вала укладываем в основание средней части корпуса редуктора и надеваем крышку корпуса редуктора.

Прикручиваем к корпусу крышки подшипниковых узлов.

Затем ввертываем пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловый 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.



Список литературы

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

...