Разработка привода общего назначения

Размещено на http://www.allbest.ru/

Реферат

Привод, механическая передача, валы, подшипники, смазка, муфта, шпоночные соединения.

В данном курсовом проекте разрабатывается привод общего назначения, широко распространенный в технологических, транспортных, грузоподъёмных машинах. Выполнены расчеты механической передачи, валов, подшипников. Рассмотрены условия эксплуатации привода.



Содержание

Введение

1. Кинематический и силовой расчет привода

2. Расчет зубчатой передачи

3. Проектный расчет валов

4. Выбор типа подшипников

5. Описание эскизной компоновки

6. Проверочный расчет вала

7. Проверка подшипников

8. Выбор смазки зубчатого зацепления и подшипников

9. Выбор муфты

10. Выбор и проверка шпоночных соединений

11. Выбор и обоснование посадок

Список используемой литературы



Введение

Цель курсового проекта: систематизировать, закрепить и расширить теоретические знания, а также развить расчетно-графические навыки;

Ознакомиться с конструкциями типовых деталей и узлов и привить навыки самостоятельного решения инженерно-технических задач, умения рассчитать и сконструировать механизмы и детали общего назначения на основе полученных знаний по всем предшествующим общеобразовательным и общетехническим дисциплинам;

Овладеть техникой разработки конструкторских документов на различных стадиях проектирования и конструирования;

Научиться защищать самостоятельно принятое техническое решение.

Работая над проектом, выполняется следующее: производятся кинетические расчеты, определяются силы, производятся расчеты конструкции на прочность, решаются вопросы, связанные с выбором материала, двигателя. При этом используются различные справочные материалы и специализированная литература, при этом приобретаются навыки пользования ими при выборе конструкций и размера деталей.



1. Кинематический и силовой расчет привода

Выбор электродвигателя.

В соответствие с заданной кинематической схемой привода определяют общий КПД привода как произведение КПД всех составляющих частей привода, имеющих потери энергии и последовательно соединенных между собой:

з= з_ц*з_з*з_м*з_п³,

где з_р=0,95 - КПД цепной передачи[1, табл. 2.1, c. 24],

з_з =0,96 - КПД зубчатой передачи[1, табл. 2.1, c. 24],

з_м=1 - КПД муфты,

з_п=0,99 - КПД одной пары подшипников[1, табл. 2.1, c. 24].

Тогда з=1*0,95*0,96*0,99³=0,885.

Требуемая мощность электродвигателя

Р₁ = = = 9,15 кВт.

Определим частоту вращения двигателя для заданной схемы привода. В соответствии с имеющимися рекомендациями по выбору передаточных отношений [1, табл. 2.1, c. 24], для зубчатой передачи i_з=2…6, для цепной передачи i_ц=2,5. Следует иметь в виду, что при больших значениях передаточных отношений зубчатая передача имеет значительные габариты. Для получения компактного по размерам привода, а также принимая во внимание, что передаточное отношение следует выбирать из единого ряда чисел, устанавливается для зубчатой передачи i_з=5. Тогда общее передаточное отношение привода

i=i_ц*i_з=2,5*5=12,5,

и требуемая частота вращения вала двигателя должна быть

n_д=n_б*i=40*12,5=500 об/мин.

По книге [1, табл. 2.2, c. 27], в соответствии с рассчитанной мощностью Р₁=9,15 кВт и частотой вращения n_д=500 об/мин подбирается асинхронный электродвигатель. Наиболее соответствует расчетным параметрам двигатель 4А160М8Y3 с коэффициентом скольжения S=2,5%, Р=11кВт, n_o=750 об/мин. Номинальная частота вращения вала двигателя равна

n_д=n_{o =} 750 ₌ 731,25 об/мин.

При выборе этого двигателя получим окончательное значение передаточного отношения привода

i = = = 18,28

Сохраняя для закрытой зубчатой передачи рекомендованное единым рядом чисел значение передаточного отношения i_з = 5, уточняем передаточное отношение цепной передачи

I_ц = = = 3,66.

Кинематический расчет привода.

Частота вращения вала двигателя n_д=731,25 об/мин.

Частота вращения входного вала редуктора равна частоте вращения вала двигателя, так как между ними нет передачи, а они соединены муфтой

n₁ = n_д= 731,25 об/мин.

Частота вращения выходного вала редуктора

n₂ = = =549 об/мин.

Частота вращения третьего вала

n₃ = = = 40 об/мин.

Силовой расчет привода.

Вычисление вращающих моментов на валах привода производят при номинальном режиме работы с учетом схемы привода. Момент на валу электродвигателя

Т_д = = = = 119,6 Нм.

На входном валу редуктора

Т₁=Т_д*з_м*з_п=119,6*1*0,99=118,4Нм.

На выходном валу редуктора

Т₂=Т₁*i_з*з_з*з_п=118,4*5*0,96*0,99=562,64 Нм.

На третьем валу

Т₃=Т₂*i_ц*з_ц*з_п=562,64*3,66*0,95*0,99=1936,74 Нм.

2. Расчет зубчатой передачи

Выбор материала шестерни и колеса и определение способа упрочнения зубчатых колес [1, c.114-118].

Несущая способность зубчатых колес зависит от твердости поверхности их зубьев. Малые габариты передачи получают при изготовлении зубчатых колес из сталей, которые подвергаются термической или химико-термической обработки до высокой твердости. Однако применение таких технологий упрочнения материала усложняют производство и повышают трудоемкость.

Поскольку по исходным данным габариты редуктора не лимитированы, целесообразно выбирать материалы, которые подвергают улучшению до твердости менее НВ 350. Основным материалом для изготовления зубчатых колес редуктора являются сталь 45 и сталь 45Л.

Выбор материала зубчатых колес, термообработка и механические характеристики выбранного материала представлены в таблице.

Таблица 1

Шестерня	Колесо
Сталь 45	Сталь 45Л
Улучшение	Улучшение
НВ=235…262 НВ1=(235+262)/2=249	207…235 НВ2=(207+235)/2=221
?в=780 МПа ?т =540 МПа	?в=680 МПа ?т =440 МПа

Поскольку за один оборот колеса шестерня выполняет несколько оборотов, соответственно несколько нагружений одного и того же зуба, это приводит к более интенсивной наработке усталостных повреждений на зубьях шестерни. Чтобы обеспечить равнопрочность материала колеса и шестерни, материал шестерни принимается с повышенными механическими характеристиками и твердостью зуба.

Определение допускаемых усталостных напряжений [1, c. 118-120].

Допускаемые напряжения при расчете на выносливость получают делением пределов выносливости на коэффициенты запаса прочности, принимаем их равными S_H=1,1 и S_F=1,75 [1, табл. 4.6, c.119].

Допускаемые контактные усталостные напряжения рассчитываются [1, табл. 4.6, c.119] по следующей формуле

[?_H]₂ = = = 466 МПа,

Где ?⁰_{Н lim 2} - предел усталости по контактным напряжениям зубьев колеса,

= 2*+70 = 2*+70 = 512 МПа.

Циклическое изгибное напряжение для шестерни:

[?_F]₁ = = =256 МПа,

= 1,8* ₁=1,8*249 =448 МПа.

Допускаемые усталостные напряжения изгиба зуба определяются [1, табл. 4.6, c.119] по зависимости

[?_F]₂ = = = 227 МПа,

где - предел усталостной прочности по изгибным напряжениям зубьев

= 1,8* ₂= 1,8* = 398 МПа.

Определение допускаемых максимальных напряжений.

Допускаемые максимальные контактные напряжения [?_{H max}]₂ и изгибные напряжения [?_{F max}]₂ для проверки статической прочности определяются [1, c. 120] по следующей зависимости:

[?_{H max}]₂ = 2,8*?_T = 2,8*440 = 1232 МПа,

[?_{F max}] = 2,7* ₂= 2,7*221 = 596 МПа.

Определение межосевого расстояния, ширины зубчатых колес, модуля зацепления и числа зубьев шестерни и колеса.

Предварительное межосевое расстояние рассчитываетcя [1, c.127] из условия контактной выносливости рабочих поверхностей зубьев

a = (u + 1) ,

где u - передаточное число редуктора, u=i_з;

Т_2р - средний режим нагрузки редуктора

Т_2р = Т₂*К_Н =562,64*1,2 = 675,2 Нм,

К_Н - коэффициент нагрузки по контактным напряжениям, в данном случае выбирается из справочной литературы [1, c.121],

Ш_а - коэффициент ширины колеса выбирается в зависимости от его расположения относительно опор [1, табл. 2.5, c.35], при симметричном расположении колеса ш_а = 0,4.

Тогда предварительное межосевое расстояние примет значение

а = (5 + 1) =193,9 мм.

Полученное значение предварительного межосевого расстояния округляется до ближайшего значения по единому ряду [1, c.33], а = 200 мм.

Скорость вращения зубчатой передачи вычисляется по эмпирической формуле

V = *,

Где С_V = 13[1, табл. 4.9, c.124].

V = = 2,2 м/с.

Предварительная ширина зубчатых колес определяется по формулам

b₂ = ш_a * a = 0,4 * 200 = 80 мм,

b₁ = 1,12 * b₂ = 1,12 * 80 = 90 мм.

Полученные значения ширины зубчатых колес округляют для ближайших значений по единому ряду b₂ = 80 мм, b₁ = 90 мм [1, c.33]. Предварительно значение модуля зубчатого зацепления вычисляется по следующей формуле:

m = (0,01…0,02) * a = (0,01…0,02) * 200 =2… 4 мм.

Величина модуля округляется по сокращенному ряду чисел [1,с. 35] до ближайшего большего значения, m = 3,15 мм.

Предварительное суммарное количество зубьев определяется по зависимости

z_У = = 100.

Тогда число зубьев шестерни находится из соотношения

z₁ = = 17,

число зубьев колеса определяется как разность

z₂ = z_У - z₁ = 102 - 17 = 83.

u=z₂/z₁=83/17=4,9.

*100% =2%

Проверка прочности зубьев по контактным и изгибным напряжениям.

Условие прочности по контактным напряжениям [1, c.127] имеет вид:



_Н = ,

?_Н = 315 = 463 < 466 МПа.

Отношение расчетного напряжения к допускаемому составляет

.

В данном случае присутствует допустимая перегрузка, не превышающая 4%. Максимальные контактные статические напряжения определяют по зависимости

?_{H max2} = 463 * =655 < 1232 МПа.

Условие прочности по изгибным усталостным напряжениям имеет вид

,

Где Y_F2 - коэффициент формы зуба колеса [1, табл. 4.13, с. 130], Y_F2 = 3,6

F_t =

F_tp = F_t * K_F = 3389* 1,2 =4066,8H

?_F2 =

,

_F1 = 4,28[1, табл. 4.13, с. 130],

Максимальные напряжения изгиба при пиковых нагрузках вычисляется

?_{F max2} = ?_F2 * K_П =48,8 * 1,6 = 78,1 < 597 МПа.

Таким образом, условия прочности по напряжениям изгиба выполняются, что обеспечивает работоспособность зубчатой передачи.

Расчет основных геометрических размеров шестерни и колеса.

Делительные диаметры шестерни и колеса составляют

d₁ = m * z₁ = 4 * 17 = 68мм,

d₂ = m * z₂ = 4 * 83 = 332мм.

Диаметры вершин зубьев

d_a1 = d₁ + 2m =68 + 2*4 = 76мм,

d_a2 = d₂ + 2m = 332+ 2*4 = 340мм.

Диаметры впадин зубьев

d_f1 = d₁ - 2,5m =68 - 2,5*4 = 58мм,

d_f2 = d₂ - 2,5m = 332 - 2,5*4 = 322мм.

Вычисление усилия в зубчатом зацеплении.

В зацеплении прямозубых колес нормальная сила F_n раскладывается на окружную силу и радиальную. При расчете модуля зацепления была найдена окружная сила F_t = 3389 Н. Радиальная сила рассчитывается из зависимости

F_r = F_t * tg 20° =1234 Н.

3. Проектный расчет валов

привод подшипник муфта вал

Проектирование вала начинается с определения диаметра входного конца вала. Этот диаметр рассчитывается из условия прочности на чистое кручение, а изгиб вала, цикличность действия напряжений, концентрация напряжений и другие факторы учитываются понижением основных допускаемых напряжений, которые выбираются в пределах [ф] = 15…20 МПа [1, c. 330]. Наименьший диаметр ведущего вала определяется из условия прочности на кручение при [ф] = 15 МПа:

d₁

d₁ 34 мм.

Полученный расчетом диаметр вала округляется до стандартного значения [1, табл. 11.1, с. 324]. В данном случае ведущий вал редуктора соединяется с валом электродвигателя муфтой d_дв=48 мм, полученный расчетом диаметр выходного участка согласуется с ним, поэтому d₁ = 40 мм. Диаметры остальных участков назначаются из конструктивных соображений, учитывая удобство монтажа деталей на валу. При этом диаметры участков выбираются из стандартного ряда чисел.

Поскольку наибольший полученный диаметр ведущего вала незначительно отличается от диаметра окружности впадин шестерни, целесообразно изготовить вал заодно с шестерней в виде детали вал - шестерня.

Диаметра выходного конца ведомого вала

d₂

d₂ 52,3 мм.

Полученный расчетом диаметр вала округляется до стандартного значения d₂ = 55 мм [1, табл. 11.1, с. 324]. Диаметры остальных участков ступенчатого вала определяются по стандартному ряду чисел путем увеличения размеров к середине вала для обеспечения условия удобства монтажа деталей на валу. При этом учитывается, что опорные поверхности под подшипники должны иметь одинаковые размеры.

4. Выбор типа подшипников

Для опор валов цилиндрических редукторов с прямозубыми передачами принимаются радиальные шарикоподшипники, поскольку на таких валах отсутствует осевая нагрузка. Основным параметром, по которому выбирается номер подшипника, является диаметр опорной поверхности вала. По нагрузочной способности целесообразно выбирать подшипники легкой серии на валах с одной передачей и средней серии с двумя передачами. Для валов проектируемого редуктора, пользуясь стандартом ГОСТ 8338 - 75 [1, табл. П14, с. 572].

Таблица 2

Наименование параметра	Ведущий вал	Ведомый вал
Номер подшипника	№ 209	№ 312
Внутренний диаметр	d = 45мм	d = 60 мм
Внешний диаметр	D = 85 мм	D = 130 мм
Ширина подшипника	В = 19мм	В = 31 мм
Динамическая грузоподъемность	С = 33,2 кН	С =81,9 кН
Статическая грузоподъемность	С0 = 18,6 кН	С0 =48 кН

5. Описание эскизной компоновки

Предпочтительным является масштаб 1:1. Примерно посередине листа параллельно длинной стороне проводится вертикальная осевая линия; затем откладывается межосевое расстояние зубчатой передачи а = 200 мм. Вычерчиваются упрощенно контуры шестерни и зубчатого колеса в виде прямоугольников по размерам, рассчитанным ранее.

Для начала следует рассчитать толщину стенки редуктора, поскольку она используется в дальнейшем проектировании д = 0,025*а+1=0,025*200+1=6<8 мм.

Затем очерчивают внутреннюю поверхность картера редуктора, принимая осевой зазор = 1,2 * д = 1,2 * 8 = 9 мм. Радиальный зазор = 1,5 * д = 1,5 * 8 = 12 мм откладывается от окружности вершин зубьев колеса. Вниз откладывается 40 мм, величина равная масляной ванне. Вычерчиваются ведущий и ведомый валы, прочерчивают габариты подшипников, учитывая способ смазки. На ведомом валу располагаются два подшипника, которые необходимо смазывать. Для этого применяется консистентная смазка, тогда от внутренней поверхности картера откладывается зазор 8 - 10 мм для размещения мазеудерживающих колец. Нижний пояс редуктора проектируется в соответствии с рекомендуемыми расчетами [1, с. 459 - 460]. Диаметр фундаментального болта d_ф =(0,03…0,036)*а+12=(18…19,2).Тогда диаметр фундаментального болта будет равен 18 мм, но в связи со стандартными размерами болтов принимается 20 мм. Толщина лапы фундаментального болта д_ф = 1,5 * d_ф = 1,5 * 20 = 30 мм. Толщина фланца принимается в соответствии [3, табл. 10.3, с. 305] с расчетами b = 1,5*д = 1,5*8 = 12 мм.

6. Проверочный расчет вала

Производится проверочный расчет ведомого вала, на котором закреплены зубчатое колесо и шкив ременной передачи. В точке зацепления колеса с шестерней прикладываются силы F_t и F_r. Параллельно вектору силы F_t направляем силу F_в

F_t=3389Н,

F_r=1234Н,

F_в=Н

Поскольку силы в зацеплении зубчатых колес действуют в двух взаимноперпендикулярных плоскостях xoy и xoz, рассмотрим их действия в каждой плоскости отдельно. В плоскости xoy действует внешняя сила F_r, реакции V_А и V_В. Сумма моментов всех сил относительно опоры А должна быть равна нулю

УМ_А = -F_r*0,075 - V_B*(0,075+0,075) = 0

Из уравнения находим V_B: V_B =

Сумма моментов всех сил относительно опоры В также должна быть ровна нулю

УM_B = V_A*(0,075+0,075) +F_r*0,075 = 0

Находим реакцию V_A :

V_A = -

Определив реакции опор, можно перейти к расчету внутренних силовых факторов, методом сечений.

Сечение х₁ не рассматривается т.к. в нем не действует никаких сил.

Сечение х₂: М₂ = -V_A*x₂ 0 ? x₂ ? 0,075 м

При x₂=0 M₂=0Нм

При x₂=0,075 м М-₂= -731*0,075= -54,8Нм

Сечение х₃: М₃ = - V_в *x₃ 0,075 м ? х₃ ? 0

При х₃=0,075 м М₃= -54,8Нм

При х₃=0 М₃=0

В плоскости хоz действуют две внешние силы F_в и F_t и реакции Н_А и Н_В. Сумма моментов всех сил относительно опоры А должна быть ровна нулю

УМ_А = -F_t*0,075-H_B*(0,075+0,075)+F_в*0,121 = 0

Из уравнения находим Н_В: Н_В =

Сумма моментов всех сил относительно опоры В должна быть ровна нулю

УМ_В = H_A*(0,075+0,075) +F_в*0,271 -F_t*0,075 = 0

Из уравнения находим Н_А

Н_А =

Определив реакции опор, можно перейти к расчету внутренних силовых факторов, методом сечений.

Сечение х₁: М₁ = F_b *x₁ 0 ? х₁ ? 0,121м

При х-₁ = 0 М₁ = 0

При х₁ = 0,121 м М₁ = 389,6 Нм

Сечение х₂: М₂ = -Н_А *x₂+ F_b *(0,121+x₂ ) 0 ? х₂ ? 0,075 м

При х₂ = 0 М₂ = 389,6 Нм

При х₂ = 0,075 м М₂ = 345,52Нм

Сечение х₃: М₃ = H_b *х₃ 0,075 м ? х₃ ? 0

При х₃ = 0,075 м М₃ = 44,1 Нм

При х₃ = 0 М₃ = 0

Определяются суммарные изгибные моменты

М_У = = 349Нм

Для проверки усталостной прочности вала вычисляется коэффициент запаса прочности, который определяется

S = ,

где S_? и S_ф коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям

S_? =

S_ф =



Здесь ?_-1 и ф_-1 - пределы выносливости материала при симметричных циклах изгиба и кручения;

k_?, k_ф - коэффициенты трансформации напряжений по нормальным и касательным напряжениям;

?_а,ф_а - амплитуды циклического нагружения по нормальным и касательным напряжениям;

ш_?,ш_ф - коэффициенты чувствительности материала к ассиметрии цикла;

?_m,ф_m - средние напряжения циклов.

Пределы выносливости материала вала при изгибе и кручении определяются по эмпирическим зависимостям [1, табл. 11.13, с. 335], но с учетом того, что для стали 40 с термообработкой имеем

?_-1 = 380 МПа,?_в = 900 МПа

ф-1 = 230 МПа[4,табл. 12.7, с. 208].

Коэффициенты концентрации напряжения в опасном сечении определяются в зависимости от следующих параметров [4, табл. 12.15, с. 214]: t = - высота буртика вала в зоне концентрации

Тогда k_? = 2,2, k_ф = 1,75 и е_? = 0,84,е_ф = 0,72.

По найденным параметрам максимальные напряжения при изгибе в опасном сечении вала

?_а = ?_max =

Максимальные напряжения при кручении вала

ф_а = ф_max = .

Коэффициент ш_ф = 0,05 [1, табл. 11.11, с. 334], а коэффициент ш_? можно не определять, так как этот коэффициент умножается на величину ?_m = 0.

S_? =

S_ф =

S = .

Полученный результат больше нормативного коэффициента запаса прочности [S] = 2,5…3,5[1, табл. 11.12, с. 335], что значит усталостная прочность вала обеспечена. Проверка вала на статическую прочность

?_max =

Допускаемые напряжения [?] = 0,8 * ?_ф = 0,8*440 = 352 МПа. Следовательно, условие прочности вала выполняется.

7. Проверка подшипников

Номинальная долговечность определяется в часах по формуле:

L = , где

n - частота вращения

C - динамическая грузоподъемность

Р_э - эквивалентная нагрузка на подшипник

m - показатель степени, для шариковых подшипников равен 3.

Р_э = (X*V*F_r+Y*F_a)*К_б*К_Т,

для шарикового подшипника X = 1, Y = 0, V = 1 - коэффициент кольца,

F_a = 0 - осевая нагрузка на валу,

К_б = 1,2 - коэффициент безопасности[1, табл. 12.27 с. 404],

К_Т = 1 - температурный коэффициент[1, с. 401].

F_rв =

Тогда Р_э = 1*1*938*1,2*1 = 1125,6 Н

L =

Срок службы привода в соответствии с техническим заданием составляет 4,5 года.

[L] = 4,5*250*2*8 = 63000 часов.

Срок службы подшипника оказался недостаточным, следовательно в ходе работы редуктора нужно заменить подшипники несколько раз.

8. Выбор смазки зубчатого зацепления и подшипников

Смазывание зубчатой передачи в редукторе осуществляется картерным способом. Для смазывания подшипников расположенных на ведущем валу применяется консистентная смазка. При таком способе смазывания подшипника, он изолируется от картера редуктора мазеудерживающими кольцами, препятствующими вымыванию консистентной смазки. В данном случае скорость зубчатой передачи 2,2 м/с, что обеспечивает наличие масляного тумана и смазывание подшипников ведомого вала.

В данном случае вязкость жидкого масла определяется по контактному напряжению и окружной скорости [4, табл. 8.1, с. 135]: ?_Н = 472 МПа, V = 2,2 м/с, сорт выбранного масла И-Г-А-46 по ГОСТ 20799-75. Сорт консистентной смазки - солидол марки УС-2 [3, табл. 7.15].

В процессе работы редуктора масло может загрязняться излишками отходов производства. Поэтому в редукторе предусмотрено сливное отверстие, позволяющее периодически сливать масло. Но для того чтобы масло не поступало наружу под пробку ставят прокладку. Так же может возникнуть повышение давления внутри корпуса, что приведет к поступлению масла на поверхность закрытой передачи. Для предотвращения этого, устанавливают пробку отдушину, соединяющую внешнюю и внутреннюю среды.

Для обеспечения постоянной смазки конструируется жезловый маслоуказатель.

Объем масляной ванны в редукторе V = (0,3…0,7)*Р = (0,3…0.7)*9,15 = 6,5л.

Высота масляной ванны

h = , где

b = b₁ + 2a=90+2*200=490 мм -ширина

a - межосевое расстояние,

b₁ - ширина шестерни.

L = d_a2 + 2?r=340+2*12=364 мм- длина

d_a2 - диаметр выступа зубьев колеса,

?r - радиальный зазор.

h =

9. Выбор муфты

Муфтами приводов называют устройства, соединяющие валы совместно работающих агрегатов и передающие вращающий момент. Основной характеристикой нагруженности является вращающий момент.

Пальцевая муфта передает вращающий момент пальцами и упругими втулками или дисками. Во втулочно - пальцевой муфте допускаемые радиальное и угловое смещения осей составляют не более 0,3 мм и 0,5⁰. Материал полумуфт СЧ21, палец сталь 45, упругих втулок - резина с сопротивлением разрыва не менее 0,8 МПа и твердостью 60…70 единиц. Пальцевая муфта имеет особую форму резинового диска, что обеспечивает оптимальное распределение в ней напряжений. Муфта имеет резинокордный диск, обеспечивающий высокую несущую способность, радиальное и угловое смещения валов составляют 1…3 мм, 0,2…1 мм и <1,5⁰.

В данном курсовом проекте используется именно такая муфта[5, с. 281], насаживаемая на вал с диаметром 40 мм и передаваемым вращающим моментом Т = 139 Нм.

10. Выбор и проверка шпоночных соединений

Шпонка - стандартное изделие, предназначенное для того чтобы деталь не проворачивалась на валу. Выбор шпонки на прямую зависит от диаметра вала, на котором она находится[1, с. 344, табл. 11.23]. На данном редукторе находится 3 шпонки: 1 - на консольном участке вала, куда насаживается полумуфта, 2 - на участке вала, куда насаживается колесо, 3 - на втором консольном участке вала, куда насаживается вторая передача.

Расчет на смятие:

Участок 1

Т₁=118,4 Нм , d=40 мм, l_p = l - b = -12=54 мм, h =8 мм

?_см = < [?_см](590 МПа - для стальной шпонки [1,табл. 11.23, с. 344])

Участок 2

Т₁=563 Нм , d=65 мм, l_p = l - b = -18=54 мм, h =11 мм

?_см = < [?_см](590 МПа - для стальной шпонки [1,табл. 11.23, с. 344])

Участок 3

Т₁=563 Нм , d=55 мм, l_p = l - b = -16=54 мм, h =10 мм

?_см = < [?_см](590 МПа - для стальной шпонки [1,табл. 11.23, с. 344])

11. Выбор и обоснование посадок

Выбираем следующие виды посадок основных деталей редуктора:

H7/p6 - сопряжение цилиндрических прямозубых колёс с валом при передачи вращающего момента шпоночным соединением с натягом, потому что наличие зазора может привести к разбалтыванию соединения, появлению динамических нагрузок, шума при работе и выхода из строя. Посадка выполняется в системе отверстия.

H7/n6 - сопряжение полумуфты с валом. Переходная посадка предназначена для неподвижных соединений деталей подвергающихся при ремонте или по условиям рабочей сборке и разборке. Взаимная неподвижность обеспечивается шпонкой. Выполнена в системе отверстия.

H7/k6 - переходная посадка, предназначенная для установки звездочки открытой передачи на вал. Выполнена в системе отверстия.

L0/k6 - посадку внутреннего кольца подшипника осуществляют по системе отверстия при постоянном отклонении внутреннего диаметра подшипника, различные посадки получают за счет изменения размеров вала. При расположении поля допуска внутреннего кольца, появляется возможность получения посадок с гарантированным натягом.

H7/l0 - сопряжение наружного кольца подшипника с отверстием в корпусе выполняют с переходной посадкой, позволяющей кольцу при работе немного проворачиваться относительно своего посадочного места.

P9/h9 - посадка шпонок осуществляется с натягом, так как при передаче вращающего момента шпоночным соединениям применение посадок на вал с зазором недопустимо, а переходных посадок не желательно, из-за этого происходит обкатывание со скольжением поверхностей, которое приводит к износу.



Список используемой литературы

1. Проектирование механических передач ;Учебник/Чернавский С.А.-М.;ООО ТИД «Альянс»,2008-416с.

2. Проектирование механических передач ;Учебник/Чернавский С.А, ИцковичГ.М.- М.; Машиностроение,1976-608с.

3. Проектирование механических передач ;Учебник/Чернавский С.А , Боков К.Н., Киселев В.А. -М.; Машиностроение,1988

4. Детали машин, курсовое проектирование; Учебник/ Дунаев П.Ф., Лёликов О.П.- М.; Высшая школа,1990-399с.

Размещено на Allbest.ru

...