Размещено на http://www.allbest.ru/

Федеральное агентство по образованию

ГОУ ВПО "Ивановский государственный энергетический университет

имени В.И. Ленина"

Кафедра ТиПМ

Курсовой проект

Индивидуальный привод общего назначения

Студент гр. II-28

Демидов Ю.И.

Руководитель проекта

Круглов А.В.

Иваново 2013 г.

Содержание

• Введение
• 1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет
• 2. Расчет зубчатых колес редуктора
• 2.1 Проектировочный расчёт
• 2.2 Проверочный расчёт на контактную выносливость
• 2.3 Силы зацепления
• 2.4 Проверочный расчёт на выносливость зубьев по напряжениям изгиба
• 2.5 Проверочный расчет на контактную статическую прочность при пиковой нагрузке
• 2.6 Проверочный расчёт на изгибную статическую прочность при пиковой нагрузке
• 3. Предварительный расчет валов редуктора
• 4. Конструктивные размеры шестерни и колеса
• 5. Конструктивные размеры корпуса редуктора
• 6. Первый этап компоновки редуктора
• 7. Проверка долговечности подшипников
• 8. Второй этап компоновки редуктора
• 9. Проверка прочности шпоночных соединений
• 10. Уточнённый расчёт валов
• 11. Вычерчивание редуктора
• 12. Посадки зубчатого колеса и подшипников
• 13. Выбор сорта масла
• 14. Сборка редуктора
• Список литературы

Введение

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины. Кинематическая схема привода может включать, помимо редуктора, открытые зубчатые передачи, цепные или ременные передачи. Указанные механизмы являются наиболее распространенной тематикой курсового проектирования.

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

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

Редуктор проектируют либо для привода определенной машины, либо по заданной нагрузке (моменту на выходном валу) и передаточному числу без указания конкретного назначения. Редукторы классифицируют по следующим основным признакам: типу передачи (зубчатые, червячные или зубчато-червячные); числу ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые и т.д.); типу зубчатых колес (цилиндрические, конические, коническо-цилиндрические и т.д.); относительному расположению валов редуктора в пространстве (горизонтальные, вертикальные); особенностям кинематической схемы (развернутая, соосная, с раздвоенной ступенью и т.д.).

В настоящем задании мы рассмотрим проектирование горизонтального конического редуктора с техническими характеристиками и параметрами работы:

1. Мощность на тихоходном валу - Рт кВт = Рт=7кВт.

2. Угловая скорость тихоходного вала Wт=62рад/с.

3. Коэффициент перегрузки - 2,2.

4. Число смен работы за сутки-2.

I. Срок службы привода в годах - 5 лет.

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

Наибольшее распространение в промышленности получили трёхфазные асинхронные двигатели с короткозамкнутым ротором. Эти двигатели просты в конструкции и обслуживании, надёжны в эксплуатации, имеют небольшую стоимость. Расчёт привода начинают с определения общего КПД кинематической схемы, общего передаточного числа и выбора электродвигателя. По таблице 1.1 (1, стр. 5) примем:

КПД пары конических зубчатых колес ?1=0,97;

Коэффициент, учитывающий потери на трение, в паре подшипников качения вала ?2=0.99. Общий КПД привода: ? = ? 1??2 = 0,97?0,99= 0,95

Требуемая мощность электродвигателя:

Частота вращения тихоходного вала:

По таблице П1 (1) приложения (ГОСТ 19523-81), (1, стр. 390) по требуемой мощности выбираем электродвигатель 4А132S4Y3, асинхронный, серии 4А, закрытый, обдуваемый, с синхронной частотой вращения nс, с мощностью, и скольжением S%.

Рдв кВт	Типоразмер	Nc об/мин	S %	nн , об/мин	Wн	U	Up
7,5	112М2	3000	2,5	2925	306,25	4,94	х
7,5	132S4	1500	3	1455	152,34	2,46	2,5
7.5	132M6	1000	3,2	968	101,35	1,63	х
7.5	160S8	750	2,5	731.25	76,56	1,23	х

Номинальные частоты вращения:

nн = nс• (1-S/100)

nн1=3000•(1-2,5/100)=2925(об/мин)

nн2=1500•(1-3/100)=1455(об/мин)

nн3=1000•(1-3,2/100)=968(об/мин)

nн4=750•(1-2,5/100)=731.25(об/мин)

Номинальная угловая скорость двигателя:

wнnн•0,1047

wн1 = nн1•0,1047=306,2(с-1)

wн2 = nн2•0,1047=152,3(с-1)

wн3 = nн3•0,1047=101,3(с-1)

wн4 = nн4•0,1047=76,6(с-1)

U = =

Двигатели 112М2, 132М6 и 160S8 не подходят, так как передаточное число не входит в допустимый промежуток для конической передачи:

Для двигателя 132S4

Up2 = 2,5 U2 = 2,46

U2 / Up2 • 100% = 2,46/2,5• 100% =98,4%

1,6% - относительная погрешность.

Для двигателя 132S4 погрешность единственно-допустимая, следовательно выбираем этот двигатель (ГОСТ 2185-66).

Частоты вращения и угловые скорости валов редуктора:

ведущего вала

n1 = nн =1455 (об/мин)

w1 = wн =152,34 (рад/с)

ведомого вала

n2 = n1 / Up= 582 (об/мин)

w2 = w1/ Up =60,94 (рад/с)

Вращающие моменты на валах редуктора:

на валу шестерни:

T1 = = = 49,23 (Н ?м)

на валу колеса

T2 = T1? Up ? з = 116,92(Н ?м)

Вал	Рдв, (кВт)	n , (об/мин)	W, с-1	Т, (Н ?м)
1	7,37	1455	152,34	49,23
2	7	582	60,94	116,92

2. Расчет зубчатых колес редуктора

Примем для шестерни и колеса одну и ту же марку стали с различной термообработкой.

По таблице 3.3 принимаем материалы со средними механическими характеристиками, для шестерни сталь 40Х улучшенную с твердостью НВ 270; для колеса - сталь 40X улучшенную с твердостью НВ 245.

2.1 Проектировочный расчёт

По табл.3.2 принимаем для шестерни и колеса пределы контактной выносливости:

уHlimb = 2?HB +70=2?245+70=560МПа;

Срок службы привода в часах

.

Число циклов нагружений зубьев колеса

;

Базовое число циклов для материала колеса (по табл. 3.2(1))

;

Коэффициент долговечности

;

Следовательно, при длительной эксплуатации коэффициент долговечности . Примем коэффициент безопасности [SH] = 1,15, тогда

Допускаемые контактные напряжения (по формуле (3.9)):

[уH] =

где уHlimb -- предел контактной выносливости при базовом числе циклов.

Коэффициент KHB при консольном расположении шестерни примем равным KHв=1,35 (1,табл. 3.1, стр. 32).Коэффициент ширины венца по отношению к внешнему конусному расстоянию шbRe=0,285 (рекомендация ГОСТ 12289-76(1)).

Внешний делительный диаметр колеса (по формуле (3.29), стр. 49)

В этой формуле для прямозубой передачи Kd=99; передаточное число U =2,5;

.

Принимаем по ГОСТ 12289-76 ближайшее стандартное значение de2=200 мм (1,стр. 49).

Отклонение от заданного , погрешность меньше предельно допустимой 2%.

Число зубьев шестерни из интервала 18-32 примем z1=25.

Число зубьев колеса

z2=z1• U =25•2,5=62,5

Тогда примем z2=63.

Отклонение от заданного , погрешность меньше предельно установленных ГОСТ 12289-76, допустимых 3%.

Внешний окружной модуль(1,стр.50)

Примем me = 3,2 уточняем значение de2=mez2=201,6 мм.

Отклонение от стандартного значения , что менее допустимых 2%.

Углы делительных конусов

Внешнее конусное расстояние Re и длина зуба b:

Принимаем b=31мм.

Внешний делительный диаметр шестерни

de1=me?z1=3,2?25=80 мм.

Средний делительный диаметр шестерни

d1=2(Re-0,5b)sinд1 = 2•(108.45-0,5•31)sin2139' = 68,59 мм;

Внешние диаметры шестерни и колеса (по вершинам зубьев):

dae1=de1+2me cosд1=80+2?3.2cos2139';

dae1=85,9 мм;

dae2=de2+2me cosд2=201,6+2?3.2cos6821';

dae2=203 мм.

Средний окружной модуль

Коэффициент ширины шестерни по среднему диаметру

.

Средняя окружная скорость колёс

Для конических передач обычно назначают 7-ю степень точности.

2.2 Проверочный расчёт на контактную выносливость

Для проверки контактных напряжений определяем коэффициент нагрузки:

KH=KHв KHбKHх =1.2•1•1.05=1,26.

По таблице 3.5 (стр. 39) при Шbd=0,451 консольном расположении колёс и твёрдости HB<350 коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине зуба, KHв=1,2.

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между прямыми зубьями, KHб=1,0 (таблица 3.4).

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении, для прямозубых колёс при х5 м/с KHх=1,05 (таблица 3.6).

Таким образом, KH=1.2•1•1,05=1,26.

Проверяем контактное напряжение по формуле 3.27 (стр. 47).



2.3 Силы зацепления

Силы в зацеплении:

окружная сила

;

радиальная для шестерни, равная окружной для колеса,

осевая для шестерни, равная радиальной для колеса,

2.4 Проверочный расчёт на выносливость зубьев по напряжениям изгиба

Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба (ф. 3.31, стр. 50)

.

Здесь =0,85 - опытный коэффициент, учитывающий понижение нагрузочной способности конической прямозубой передачи по сравнению с цилиндрической.

- коэффициент нагрузки у .

KFв=1,11 - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине зуба, берётся из таблицы 3.7 при Шbd=0,451 консольном расположении шестерни, валах на роликовых подшипников и твёрдости HB<350.

KFх=1,45-коэффициент, учитывающий распределение нагрузки в зацеплении для прямозубых колёс берётся по таблице 3.8 при твердости HB<350, скорости х=5.0 м/с и седьмой степени точности.

Итак,

YF-коэффициент формы зуба выбираем в зависимости от эквивалентных чисел зубьев:

для шестерни

;

для колеса

.

При этом YF2=3.6(1, стр. 42). Допускаемое напряжение при проверке зубьев на выносливость по напряжениям изгиба:



Предел выносливости при изгибе по таблице 3.9 для стали 40Х улучшенной при твердости НВ < 350

Для шестерни:

= 1,8?270 = 486 МПа;

Для колеса:

= 1,8?245 = 441 МПа.

Коэффициент запаса прочности [SF] = [SF]'[SF]''. По таблице 3.9

[SF]' = 1,75, учитывая нестабильность механических свойств для поковок и штамповок

[SF]" = 1. [SF] = 1.75?1=1.75.

Допускаемые напряжения при расчёте зубьев на выносливость:

для шестерни:

для колеса:



Находим отношение :

для шестерни:

для колеса:

Дальнейший расчет ведём для зубьев колеса, так как полученное отношение для него меньше.

Проверяем зуб шестерни:

Условие прочности выполняется.

2.5 Проверочный расчет на контактную статическую прочность при пиковой нагрузке

Расчётные контактные напряжения при пиковой нагрузке по формуле

.

Допускаемое контактное напряжение под действием максимальной нагрузки для стальных колес с улучшением

,

где предел текучести для стали Ст 40Х при диаметре заготовки >160мм.

Условие прочности выполняется.

2.6 Проверочный расчёт на изгибную статическую прочность при пиковой нагрузке

Расчётные изгибные напряжения при пиковой нагрузке

.

Допускаемые изгибные напряжения при действии максимальной нагрузки для стальных колес с улучшением:

;

.

Условие прочности выполнено.

Таким образом, все условия прочности выполняются.

3. Предварительный расчет валов редуктора

Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Крутящие моменты в поперечных сечениях валов:

Ведущего вала: Tk1=T1=49,23 Н•м;

Ведомого вала: T2 = Tк1?i?з = 116,92 Н?м.

Диаметр выходного конца вала при допускаемом напряжении

[фk] = 25МПа по формуле (стр. 161):

редуктор вал подшипник шпоночный

dB1 ? =

Для соединения ведущего вала с помощью МУВП с валом электродвигателя 132S4 с внутренним диаметром dдв =38 мм, принимаем: dв1=32 мм; [Т] =250 Н•м; nмах=3800 (об/мин); муфта упругая втулочно-пальцевая; (стр.278).

Проверка муфты:

n< nмах; 1455(об/мин)<3800(об/мин);

по условию прочности:

k•T1=2,2•49,23=108,306Н•м.?[Т] =290 Н•м.

Диаметр вала под уплотнение

dy1=dв1+(25)= 34 37мм.

Выбираем манжету резиновую армированную (по ГОСТ 8752-79), (стр. 209)

c dy1=36 мм,

D=58 мм,

h1 =10 мм,

h2 =14 мм.

Выбираем диаметр вала под подшипник (по ГОСТ 333-79).

Выбираем роликоподшипники конические однорядные легкой серии 7208 (по ГОСТ 333-79), (1, стр. 401). dп1=40 мм.

Для крепления подшипника на валу используем кольцо пружинное, упорное и круглую гайку шлицевую (по ГОСТ 11871-80), (стр. 188,191).

Выбираем диаметр вала под шестерню (по ГОСТ 6630-60) dk1=25 мм.

Ведомый вал.

Диаметр выходного конца ведомого вала dВ2 определяем при меньшем значении

[фk]=20 МПа.

dB2 ? = .

Принимаем по ГОСТ 6630-60(1, стр. 162)

dв2=32 мм.

Выбираем диаметр вала под уплотнение

dy2=dв2+(25)=34 37 мм.

Выбираем манжету резиновую армированную (по ГОСТ 8752-79), (1, стр. 209)

c dy2=36 мм. D=58 мм, h1 =10 мм, h2 =14 мм.

Диаметр вала под подшипник (по ГОСТ 333-79).

Выбираем роликоподшипники конические однорядные особо легкой серии 2007108 (по ГОСТ 333-79), (1, стр. 401).

dп2=40 мм.

Выбираем диаметр вала под зубчатое колесо

dк2=dп2+(36)=43 - 46 мм.=45 мм. (по ГОСТ 6630-60), (1, стр. 162).

4. Конструктивные размеры шестерни и колеса

Шестерня: сравнительно не большие размеры шестерни по отношению к диаметру вала позволяют не выделять ступицу.

Длина посадочного участка вала (назовём его по аналогии lст)

; примем lст1=31 мм.

Колесо: коническое зубчатое колесо кованое (таблица 10.1 стр. 233). Его размеры:

dae2 = 203 мм; b2 = 31мм.

Диаметр ступицы

dст2 = 1,6?dk2 = 1,6?45 = 72 мм;

Длина ступицы

lст = (1,2 1,5)?dk2 =(1,2 1,5)?45 = 54 67,5 мм;

принимаем lст2 = 65 мм.

Толщина обода

до = (3 4)?m = 9,6 12,8 мм;

принимаем до = 10 мм.

Толщина диска

С = (0.1 0,17)•Re = 10,8418,44 мм;

принимаем С=16 мм.

5. Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщина стенок корпуса и крышки:

д = 0,05?Re + 1 = 6,42 мм;

принимаем д = 7 мм;

д1 = 0,04? Re + 1 = 5,34 мм;

принимаем д1 =6 мм.

Толщина фланцев (поясов) корпуса и крышки:

верхнего пояса корпуса и крышки:

b = 1,5?д = 1,5?7 = 10,5 мм;

b1 = 1,5?д1 = 1,5?6 = 9 мм;

нижнего пояса корпуса:

p = 2,35?д = 2,35?7 = 16,45(мм);

принимаем p = 17 мм.

Диаметры:

болтов фундаментных

d1 = 0,055•Re + 12 =17,97 мм;

принимаем фундаментные болты с резьбой M18;

болтов, крепящих крышку к корпусу у подшипника:

d2 = (0,7 0,75)?d1 = 12,6 13,5 мм;

принимаем болты с резьбой М12;

болтов, соединяющих крышку с корпусом:

d3 = (0,5 0,6)?d1 = 9 10,8 мм;

принимаем болты с резьбой М10.

6. Первый этап компоновки редуктора

Компоновочный чертеж выполняем в одной проекции -- разрез по осям валов при снятой крышке редуктора.

Выбираем способ смазывания: зацепление зубчатой пары - окунанием зубчатого колеса в масло; для подшипников пластичный смазочный материал. Раздельное смазывание принято потому, что один из подшипников ведущего вала удален, и это затрудняет попадание масляных брызг. Кроме того, раздельная смазка предохраняет подшипники от попадания вместе с маслом частиц металла.

Камеры подшипников отделяем от внутренней полости корпуса мазе удерживающими кольцами.

Проводим посередине листа горизонтальную осевую линию - ось ведущего вала. Намечаем положение вертикальной линии - оси ведомого вала. Из точки пересечения проводим под углом д1 = осевые линии делительных конусов и откладываем на них отрезки Re = мм.

Конструктивно оформляем по найденным выше размерам шестерню и колесо. Вычерчиваем их в зацеплении. Ступицу колеса выполняем несимметричной относительно диска, чтобы уменьшить расстояние между опорами ведомого вала.

Подшипники валов расположим в стаканах.

Намечаем для валов роликоподшипники конические однорядные особо легкой серии (таблица П7):

Условное обозначение подшипника	d	D	T	С	С0	e	В
	мм	КН		мм
7208	40	80	19,25	40.5	32,5	0.38	19
2007108	40	68	19	40	28,4	0.3	18

Наносим габариты подшипников ведущего вала, наметив предварительно внутреннюю стенку корпуса на расстоянии х1 = 10 мм от торца шестерни и отложив зазор между стенкой корпуса и торцом подшипника у1= 15 мм (для размещения мазе удерживающего кольца).

При установке радиально-упорных подшипников необходимо учитывать, что радиальные реакции считают приложенными к валу в точках пересечения нормалей, проведенных к серединам контактных площадок (таблица 9.21). Для однорядных конических роликоподшипников по формуле ((9.11) [1])

Размер для подшипников 7208 размер

.

Размер от среднего диаметра шестерни до реакции подшипника f1=67 мм.

Принимаем размер между реакциями подшипников ведущего вала

.

Примем с1 = 106 мм.

Размещаем подшипники ведомого вала, наметив предварительно внутреннюю стенку корпуса на расстоянии х = 10 мм от торца ступицы колеса и отложив зазор между стенкой корпуса и торцом подшипника у = 20 мм (для размещения мазе удерживающего кольца).

Размер для подшипников 2007108 размер

.

Определяем А- от линии реакции нижнего подшипника до оси ведущего вала А=122мм.

Определяем А' - от линии реакции вала верхнего подшипника до оси ведущего вала А'=98мм. Замером определяем расстояния f2 = 87 мм и с2 = 133 мм.

Очерчиваем контур внутренней стенки корпуса, отложив зазор между стенкой и зубьями колеса, равный 1,5x, т. е. 15 мм.

7. Проверка долговечности подшипников

Силы, действующие в зацеплении:

H;

H.

H.

Примем: Ст.П.М.=40 мм

мм

d1=68,59 мм; Примем: d1=70 мм;

Первый этап компоновки дал мм; мм;

Реакции опор (левую опору, воспринимающую внешнюю осевую силу ), обозначим индексом 2.

В плоскости x0z

Проверка

В плоскости y0z

Cуммарные реакции

Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников по формуле (9.9 стр. 216):



Осевые нагрузки подшипников (таблица 9.21). В нашем случае S1>S2; Fa>0; тогда Pa1=S1=905,57 H; Pa2 = S1 + Fa2 = 905,57+ 486=1391,57 H.

Рассмотрим левый подшипник:

Отношение =0.38, поэтому следует учитывать осевую нагрузку.

Эквивалентная нагрузка по формуле 9.3 (стр. 212):

из заданных условий V=1; Km=1 (по таблице 9.20 стр. 214); коэффициент безопасности ; для конических подшипников при коэффициент X=0,4 и коэффициент Y=1,6 (по таблице 9.18 и П7 приложения)

Эквивалентная нагрузка

Pэ2=(0.4•1918,5+1,6•1391,57) •1,48=4523 Н=4,523 кН.

Рассмотрим правый подшипник.

Отношение , поэтому при подсчёте эквивалентной нагрузки осевые силы не учитывают.

Эквивалентная нагрузка

.

Так как, расчет на долговечность будет определяться по

Расчётная долговечность, млн. об. [1, стр. 211]

2363 (млн. об).

Расчётная долговечность, ч

ч, Lh =27068 > t = 21000ч,

где n=1445 (об/мин) - частота вращения ведущего вала.

Полученная долговечность более требуемой. Подшипники приемлемы.

Ведомый вал:

Силы, действующие в зацеплении:

H;

H;

H;

Первый этап компоновки дал мм. мм. мм.

d2=d1u =175мм.

Реакции опор

Н.

Н.мм

В плоскости xz:



Проверка

В плоскости yz:

Проверка

Суммарные реакции:

,

.

Осевые составляющие радиальных реакций подшипников по формуле (9.9 стр. 216):

;

.

Осевые нагрузки подшипников (таблица 9.21). В нашем случае S3>S4; Fa>S2-S1; тогда Pa3=S3=287H;

Pa4 = S3+ Fa2 +mg,

где m- масса вала.

,

кг;

Pa4 = S3+ Fa2 +mg = 287+486+48,98=789,7Н

Так как редуктор с вертикальным валом, то для расчёта долговечности подшипника необходимо учитывать вес этого вала + вес колеса

Рассмотрим верхний подшипник.

Отношение , поэтому следует учитывать осевую нагрузку.

Эквивалентная нагрузка:

;

.

Рассмотрим нижний подшипник.

Отношение , поэтому следует учитывать осевую нагрузку.

Эквивалентная нагрузка

;

где х = 0,41; y = 1,77. (стр. 212 табл.9.18)

рассчитываем долговечность нижнего подшипника.

Расчётная долговечность, млн. об. (стр. 211)

(млн. об)

Расчётная долговечность, ч

ч,

Полученная долговечность более требуемой. Подшипники приемлемы.

8. Второй этап компоновки редуктора

Второй этап компоновки имеет целью конструктивно оформить зубчатые колёса, валы, корпус, подшипниковые узлы и подготовить данные для проверки прочности валов и некоторых других деталей.

В развитие первой компоновки на формате А1 вычерчивают валы с насаженными на них деталями; размеры мазеудерживающих колец, установочных, гаек и шайб, крышек и уплотнений определяют по таблицам гл. IX; размеры шпонок - по таблицам гл. VIII.

Диаметры участков валов под зубчатые колеса, подшипники и пр. назначают в соответствии с результатами предварительного расчета и с учетом технологических требований на обработку и сборку.

Взаимное расположение подшипников фиксируем распорной втулкой и установочной гайкой с предохранительной шайбой.

Мазеудерживающие кольца устанавливают так, чтобы они выходили за торец стакана или стенки внутрь корпуса на 1-2 мм.

Подшипники размещаем в стакане.

Для фиксации наружных колец подшипников от осевых перемещений у стакана сделан упор.

У второго подшипника наружное кольцо фиксируем торцовым выступом крышки подшипника через распорное кольцо.

Для облегчения посадки на вал подшипника, прилегающего к шестерне, диаметр вала уменьшаем на 0,5-1 мм на длине, несколько меньшей длины распорной втулки.

Очерчиваем всю внутреннюю стенку корпуса, сохраняя величины зазоров, принятых в первом этапе компоновки: х = 10 мм, у2 = 20 мм и др.

Используя расстояния с1 и с2, вычерчиваем подшипники.

Для фиксации зубчатое колесо упирается с одной стороны в утолщение вала, а с другой - в мазеудерживающее кольцо.

Наносим толщину стенки корпуса д=7 мм, толщину стенки крышки д=6 мм и определяем размеры основных элементов корпуса.

В последствии будем использовать вторую компоновку как часть главного вида.

9. Проверка прочности шпоночных соединений

Шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок - по ГОСТ 23360-78 (стр.169). Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.

Шпонки:

1 - (под зубчатым колесом) - 14х9х55;

2, 3 - (на выходных концах ведомого вала) - 10х8х35;

4 - (под шестернёй) - 8х7х25;

5 - (на выходном конце ведущего вала) - 10х8 30

Напряжение смятия и условие прочности по формуле (стр. 171)

.

Допускаемые напряжения при стальной ступице МПа.

Ведущий вал:

Шпонка 4

d= 25 мм; сечение и длина шпонки b x h = 8x 7; t1=4 мм; l= 25 мм; (при длине посадочного участка 31мм.)

момент на ведущем валу 49,23 Н м;

(МПа) =100-120 МПа.

Шпонка 5

d= 32 мм; сечение и длина шпонки b x h = 10x 8; t1=5 мм; l= 30 мм; (при длине ступицы полумуфты 40мм.)

Момент на ведущем валу 49,23 Н м;

(МПа) =100-120 МПа.

Ведомый вал:

Шпонка 1

d= 45 мм; сечение и длина шпонки b x h = 14 x 9; t1=5.5 мм; l=55 мм; (при длине ступицы 60мм.)

момент на ведомом валу 116,92 Н м;

(МПа) =100-120 МПа.

Шпонка 2,3

d = 32 мм; сечение и длина шпонки b x h = 10 x 8; t1=5мм; l=35 мм; (при длине выходного конца 40мм.)

момент на ведомом валу 116,92 Н м;

(МПа) =100-120 МПа.

10. Уточнённый расчёт валов

Считаем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения - по отнулевому (пульсирующему).

Материал валов - сталь 45 нормализованная ув=570 МПа.

Пределы выносливости у-1 = 0,43ув = 0,43·570 = 245,1 МПа;

ф-1 = 0,58у-1 = 0,58·245,1 = 142,158 МПа.

Ведущий вал:

Рассмотрим сечение вала под подшипником, ближайшим к шестерне, так как в этом сечении будут действовать наибольшие изгибающие моменты Мх и Му , а Тz =Т1 по всей длине. Концентрация вызвана напресовкой внутреннего пальца на вал. Изгибающие моменты в двух взаимно перпендикулярных плоскостях.

Н·мм. Н·мм.

Суммарный момент

Н·мм.

Момент сопротивления сечения

;

Амплитуда нормальных напряжений

.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

,

по таблице 8.7 (стр. 166) отношение .

Полярный момент сопротивления:

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

где ;

 (для данной стали)

Коэффициент запаса прочности.

Удовлетворяет условиям прочности, s должен быть не менее .

Рассмотрим сечение вала под шестерней.

мм, мм, мм.

Н·мм. Н·мм.

Суммарный момент

Н·мм.

Момент сопротивления сечения

;

Амплитуда нормальных напряжений

.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

по таблице 8.7 (стр. 166) отношение .

Полярный момент сопротивления:

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям (стр. 164)

где ;

(для данной стали)

Коэффициент запаса прочности.



Удовлетворяет условиям прочности, s должен быть не менее .

Ведомый вал:

У ведомого вала следует проверить прочность в сечениях под колесом. Сечение передаётся Т2 /z = 58,225 Н·мм под колесом

Суммарный изгибающий момент

Н?мм

Момент сопротивления сечения

Амплитуда нормальных напряжений

.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

, где .

Полярный момент сопротивления:



Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных сопротивлений

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям (стр. 164)

,

По таблице 8.7

;

.

Результирующий коэффициент запаса прочности:

.

Удовлетворяет условиям прочности, s должен быть не менее .

Рассмотрим сечение на выходном конце вала.

мм, мм, мм.

Н·мм. Н·мм.

Суммарный момент

Н·мм.

Момент сопротивления сечения

;

Амплитуда нормальных напряжений

.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

по таблице 8.7 (стр. 166) отношение .

Полярный момент сопротивления:

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям (стр. 164)

где ;

(для данной стали)

Коэффициент запаса прочности.

Удовлетворяет условиям прочности, s должен быть не менее .

11. Вычерчивание редуктора

Вычерчиваем редуктор в двух проекциях в масштабе 1:1 с основной надписью и спецификацией.

Укажем некоторые конструктивные особенности проектируемого редуктора.

Подшипники ведущего вала смонтированы в общем стакане.

Рассмотрим, как передается осевая сила. От шестерни осевая сила передается через заплечник вала, мазеудерживающее кольцо, внутреннее кольцо правого подшипника, распорную втулку, левый подшипник, промежуточное кольцо, крышку подшипника и болты. С болтов осевая сила передается на корпус редуктора.

Подшипниковый узел ведущего вала уплотнен с одной стороны мазеудерживающим кольцом, а с другой - манжетным уплотнением.

Подшипники ведомого вала уплотнены так же, как подшипники ведущего вала. Осевая сила от зубчатого колеса передается через мазеудерживающее кольцо на внутреннее кольцо подшипника, через ролики на наружное кольцо, далее через промежуточную втулку, крышку подшипника и болты на корпус редуктора.

Радиально-упорные подшипники регулируют набором металлических прокладок, устанавливаемых между подшипниковыми крышками и фланцами стаканов.

Зубчатое зацепление регулируют набором металлических прокладок, устанавливаемых между фланцем стакана ведущего вала и бобышкой корпуса редуктора, а также прокладками на ведомом валу, которые могут изменять расположение зубчатого колеса.

Для осмотра зацепления и заливки масла служит окно в верхней части корпуса редуктора. Окно закрыто крышкой; для уплотнения под крышку окна помещают прокладку из технического картона.

Маслоспускное отверстие закрывают пробкой. Уровень масла проверяется жезловым маслоуказателем.

Относительное расположение корпуса и крышки редуктора фиксируется двумя штифтами.

Редуктор крепят к фундаменту четырьмя болтами.

12. Посадки зубчатого колеса и подшипников

Посадки назначаем в соответствии с указаниями, данными в таблице 10.13.

Посадка зубчатого колеса на вал по ГОСТ 25347-82.

Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала к6. Отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца по Н7.

Остальные посадки назначаем, пользуясь данными табл. 10.13, тем самым, составляя свою таблицу допусков и посадок:

Вид соединения и условное обозначение посадки	Условное обозначение полей допусков отв. и вала	Отклонение (мкм.)	Предельные размеры	Натяг (мкм.)	Зазор (мкм.)
		Верхн. ES es	Нижн. EI Ei	Наибольшие	Наименьшие	наиб.	наим.	наиб.	наим.
1.Подшипник-ведомый вал 40 k6	отв. 40L0 вал. 40 k6	0 +18	-10 +2	40.000 40.018	39.990 40.002	28	2	----	---
2.Стакан-подшипник 80 H7-js6	отв. 80 H7 вал. 80 js6	+30 0	0 -15	80.030 80.000	80.000 79.985	----	----	45	0
3.Колесо-вал 45 H7-p6	отв. 45 H7 вал. 45 p6	+25 +42	0 +26	45.025 45.042	45.000 45.026	42	1	----	---
4.Подшипник-ведущий вал 40 k6	отв. 40 L0 вал. 40 k6	0 +18	-10 +2	40.000 40.018	40.990 40.002	28	2	----	---
5.Мазеудерживающее кольцо- ведущий вал 40 H7-k6	отв. 40H7 вал. 40 к6	+25 +18	0 +2	40.025 40.018	40.000 40.002	18	----	23	---
6.Мазеудерживающее кольцо- ведомый вал 40H7-k6	отв. 40H7 вал. 40 k6	+25 +18	0 +2	40.025 40.018	40.000 40.002	18	----	23	---
7.Шестерня-вал 25H7-p6	отв. 25H7 вал 25p6	+21 +35	0 +22	25.021 25.035	25.000 25.022	35	1	---	---
8. Корпус-подшипник 68H7-h6	отв. 68H7 вал 68h6	+30 0	0 -19	68.030 68.000	68.000 68.981	----	----	49	0
9. Корпус-стакан 96H7-h7	отв. 96H7 вал 96h6	+35 0	0 -22	96.035 96.000	96.000 95.978	----	----	57	0
10. Сальник - вал 40H7-h7	отв. 40H8 вал 40h8	+39 0	0 -39	40.039 40.000	40.000 39.961	78	0	---	---

13. Выбор сорта масла

Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечиваемого погружение зуба колеса в масло целиком. Объём масляной ванны V определим из расчёта 0.5 дм³ масла на 1кВт передаточной мощности:

V= 0.5•7,5=3,75 дм³

По таблице 10.8 устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях до 600 МПа и скорости v=5,2 рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 22 м/с². По табл. 10.10[1] принимаем масло индустриальное И - 20А (по ГОСТ 20799 - 75).

Подшипники смазываем пластичным смазочным материалом, закладываемым в подшипниковые камеры при монтаже. Применяем солидол синтетический (от 200-650C)ГОСТ 21150-75(по табл. 9.14[1]).

V=S•h

h=V/S

h=3,75/2,1375=0.57 дм=57 мм

14. Сборка редуктора

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку производят в соответствии со сборочным чертёжом редуктора, начиная с узлов валов:

на ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца, подшипники, предварительно нагретые в масле до 80-С;

в ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку, мазеудерживающие кольца и устанавливают подшипники, предварительно нагретые в масле.

Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух штифтов; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу. После этого в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку; ставят крышки подшипников с комплектом прокладок для регулировки. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки болтами. Далее ввёртывают пробку маслоспускного отверстия и жезловой маслоуказатель. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой из технического картона; закрепляют крышку болтами. Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.

Для нормальной работы подшипников следует следить за тем, чтобы, с одной стороны, вращение подвижных элементов подшипников проходило легко и свободно и, с другой стороны, чтобы в подшипниках не было излишне больших зазоров. Соблюдение этих требований, т.е. создание в подшипниках зазоров оптимальной величины, производится с помощью регулировки подшипников, для чего применяют наборы тонких металлических прокладок, устанавливаемых под фланцы крышек подшипников. Необходимая толщина набора прокладок может быть составлена из тонких металлических колец толщиной 0,2; 0,4; 0,8 мм. Для регулирования осевого положения конической шестерни обеспечивают возможность перемещения при сборке стакана, в котором обычно монтируют узел ведущего вала редуктора. Это перемещение также осуществляется с помощью набора металлических прокладок, которые устанавливают под фланцы стаканов. Поэтому посадка таких стаканов в корпус должна обеспечивать зазор или в крайнем случае небольшой натяг.

Список литературы

1. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов / С.А Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин и др. - 2-е изд., перераб. И доп. - М.: Машиностроение, 1988. - 416 с.

2. Допуски и посадки: Методические указания по курсовому проекту / Сост. Ю.Е. Филатов. - Иваново, 1983. - 32 с.

3. Методические указания по выполнению и оформлению курсового проекта по прикладной механике. Сост. А.Ю. Покровский. - Иваново, 1986. - 32 с.

4. Курсовое проектирование деталей машин: Методическое пособие. Сост. И.Н. Солдатов. - Иваново, 2003 - 88 с.

5. Соединения: Методические указания / А.М. Федотов.

Размещено на Allbest.ru

...