Размещено на http://www.allbest.ru/

Министерство образования РБ

Курсовой проект

Редуктор конический с круговыми зубьями

Введение

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.

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.

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. шпоночный подшипник редуктор

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.

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.

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. Описание работы и устройства привода

Конвейеры перемещают сыпучие и кусковые материалы или штучные однородные грузы непрерывным потоком. Их широко применяют для механизации погрузочно-разгрузочных операций, для транспортировки изделий в технологических поточных линиях и т.д.

Конвейеры состоят из следующих частей приводной станции, от которой тяговый орган получает движение и тяговый орган.

Привод состоит из редуктора с закрытой конической передачей, электродвигателя и ременной передачи, служащей для передачи вращения от электродвигателя к редуктору.

На конце выходного вала редуктора крепится полумуфта, соединяющая вал редуктора с валом рабочей машины.

Редуктор служит для передачи вращения. Назначение редуктора -- понижение угловой скорости и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.

Рис. 1 -Кинематическая схема привода

2. Выбор электродвигателя

Кинематический и силовой раcчет

Определяем требуемую мощность P₃ и частоту вращения n₃ ленточного конвейера:

P_пр=F?v

где F-тяговая сила ленты,

v-скорость ленты.

P_пр =2,3?4,2=9,66 (kH)

n_пр=

где D-диаметр барабана

n_пр=n₃==267,5 (об/мин)

Определяем общий КПД редуктора по формуле:

= ₁ • ₂ⁿ · з₃,

где ₁ - КПД ременной передачи; ₂ - КПД учитывающий потери на трение в одной паре подшипников качения; з₄ - КПД муфты; з₃ - КПД редуктора, n - число пар подшипников в редукторе.

По таблице 1.2.1.[1] выбираем, ₁ =0,96, з₃=0,96 , ₂ = 0,99 и ₄ = 0,98

После подстановки получим:

= 0,96·0,96·0,98•0,99²=0,89

Определяем требуемую мощность электродвигателя по формуле:

P_тр=,

где P_пр - мощность на ведомом валу привода;

h - КПД привода.

После подстановки получим:

P_тр = =10,85 (кВт)

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

P_дв P_тр,

Этому условию удовлетворяет электродвигатель марки 4А132М4У3 по ГОСТ 28330-90 с параметрами: мощностью P_дв = 11,0 кВт , с синхронной частотой вращения n = 1500 мин - ¹ и скольжением 2,8%(ГОСТ 19523-81). Номинальная частота вращения n_дв=1500-1500?0,028=1460об/мин, а угловая скорость

щ_дв= рад/с.

Определяем передаточное число привода по формуле:

u=,

где n_дв - частота вращения электродвигателя;

n₃ - частота вращения ведомого вала привода.

После подстановки получим:

u = = 5,46

Примем для редуктора u_р=2,5 ,тогда передаточное число ременной передачи

u_рем==2,18

Определяем угловые скорости валов:

щ_дв===153рад/c

После подстановки для каждого из валов соответственно получим:

₁ = щ_дв=153(рад/с),

₂ = =70 (рад/с),

₃ = =28 (рад/с).

Определяем частоты вращения валов редуктора:

n₁= n_дв=1460(об/мин)

n₂==669 (об/мин),

n₃==267,5 (об/мин).

Определяем вращающие моменты на валах привода по формулам:

T=,

После подстановки соответственно получим:

T₁= T_дв==71 (Н•м) =71·10³(Н•мм)

T₂=Т_двu_{ремрем пк} =71·10³?2,18?0,96?0,99=147·10³ (Н•мм)

T₃=Т₂u_{рр пк} =147·10³·2,5·0,96?0,99=349•10³(Н•мм)

T_пр=Т₃₄ =349·10³·0,98=342•10³(Н•мм)

Определяем мощность для каждого вала привода:

Р₁=Р_дв=10,85(кВт)

Р₂=Р_{1 рем пк} =10,85·0,96?0,99=10,31(кВт)

Р₃=Р_{2 р пк} =10,31?0,96?0,99=9,81(кВт)

Р_пр=Р_{3 м} =9,81?0,98=9,66(кВт)

3. Расчет передач

3.1 Расчет зубчатой передачи редуктора

Таблица 1- Кинематические характеристики редуктора

Характеристики	Единицы измерения	Обозначение	Численное значение
Мощность	кВт	P1	10,31
		Р2	9,8
Передаточное число	-	u	2,5
Частота вращения	Мин-1	n1	669
		n2	267,5
Угловые скорости	Рад/с	1	70
		2	28
Вращающий момент	Н·мм	T1	147•103
		T2	349•103

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

Примем для шестерни Сталь 40Х улучшенную с твердостью HB 270, для колеса Сталь 40Х улучшенную с твердостью HB 245.

Определим предельно допустимые напряжения:

[у_н]=,

где у_hlimb - предел контактной выносливости при базовом числе циклов определяемый по формуле;

K_Hl коэффициент долговечности;

S_н - коэффициент запаса.

у_Hlimb=2HB+70.

При длительной эксплуатации коэффициент долговечности K_Hl =1;

коэффициент запаса S_н =1,15.

После подстановки получим:

[у_н1] == 530(МПа)

[у_н2] ==485 (МПа)

Внешний делительный диаметр рассчитывается по формуле [2]:

, мм

где Т₂- вращающий момент на ведомом валу; для прирабатывающихся колес с круговыми зубьями коэффициент K_H=1,1;

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

_н- коэффициент вида конических колес; для колес с круговыми зубьями _н=1,85 при твердости колеса и шестерни ? 350НВ.

После подстановки получим:

d_e2=165=215,8(мм)

Ближайшее стандартное значение (по ГОСТ 12289-76) d_е2=225 (мм)

Принимаем число зубьев шестерни z₁=25. Определим число зубьев колеса по формулам:

z₂= z₁•u.

После подстановки получим:

z₂= 25•2,5=62,5

Принимаем z₂=63

Уточним передаточное число по формуле:

u===2,52

Внешний окружной модуль:

m_e=,мм

m_e==3,57 (мм).

Уточняем значение:

d_e2=m_e·z₂, мм,

d_e2=3,57·63=225 (мм)

Отклонение от заданного 0%

Углы делительных конусов:

ctgд₁=2,5; д₁=21,8є,

д₂=90є - д₁

После подстановки получим:

д₂= 90є - 21,8є=68,2є.

Внешнее конусное расстояние R_e и длина зуба b:

R_e=0,5·m_e· ,мм,

R_e=0,5·3,57·=120,98 (мм).

Принимаем R_e=121 мм

b=, мм,

b = 0,285·121 = 34,5 (мм)

Принимаем длину зуба b=35мм.

Рассчитываем внешний делительный диаметр шестерни:

d_e1 = m_e·z₁ ,мм,

d_e1 = 3,57·25 = 89,25 (мм).

Определяем средний делительный диаметр шестерни d₁ по формуле:

d₁ = 2·(R_e- 0,5·b)·sinд₁ ,мм,

d₁ = 2·(121 - 0,5·35)· sin21,8= 76,87(мм).

Определяем внешние диаметры шестерни и колеса соответственно:

d_ea1 = d_e1 + (2·m_e·cosд₁) , мм,

d_ea1 = 89,25 + (2·3,57·cos21,8) = 91,9 (мм);

d_ea2 = d_e2 + (2·m_e·cosд₂) мм,

d_ea2 = 225 + (2·3,57·cos68,2) = 227,65 (мм).

Найдем средний окружной модуль по формуле:

m = , мм,

m = =3,07 (мм) .

Коэффициент ширины шестерни по среднему диаметру:

После подстановки получаем:

= 0,46

Средняя окружная скорость колес:

v = , м/c,

v = = 2,7 (м/c).

Проверяем контактное напряжение по формуле:

у_H = [у_H], MПа.

Для проверки контактных напряжений определяем коэффициент нагрузки:

K_H=K_Hв · K_Hб · K_Hг .

При ш_bd = 0,46 консольном расположении колес и твердости НВ<350 коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине зуба K_Hв=1,1.

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями K_Hб=1.

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении K_Hг. Для колес с круговыми зубьями при v=2,7м/с K_Hг=1,04 по табл.4,3 [2].

Таким образом, подставив в формулу значения коэффициентов и получим:

K_H=1,1·1·1,04=1,14

Проверяем контактное напряжение:

у_H= 380(МПа) < [у_Н]=485 МПа.

Определим силу действующую в зацеплении по формуле:

F_t=, H,

F_t== 3102(H).

Определим окружную и радиальную силы по формулам:

F_r1 = F_a2 = F_t·tgб·cosд₁, H,

F_r1 = F_a2 = 3102·tg20є·cos21,8є = 1048(H).

F_r2 = F_a1 = F_t·tgб·sinд₁,H,

F_r2 = F_a1 = 3102·tg20є·sin21,8є= 419(H).

Проверку зубьев на выносливость по напряжениям изгиба выполняют по формуле:

у_F = < [у_F] ,

Коэффициент нагрузки:

K_F = K_Fв·K_Fг;

При ш_bd=0,46 несимметричном расположении колес, валах на роликовых подшипниках и твердости НВ< 350, значение K_Fв=1,1

При твердости НВ< 350, скорости v = 2,7м/c и 7-ой степени точности K_Fг = 1,07

Подставляем в формулу значения:

K_F = 1,1·1,07 = 1,18

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

а) для шестерни:

z_v1 = ,

z_v1 = = 49

б) для колеса:

z_v2 = ,

z_v2 = =308.

При этом Y_F1=3,66 и Y_F2=3,6.

Допускаемое напряжение при проверке зубьев на выносливость по напряжениям изгиба:

[у_F] = MПа

Для стали 40Х улучшенной при твердости НВ<350

у⁰_Flimb= 1,8 НВ

Для шестерни у⁰_Flimb =1,8? 270 = 490 МПа

Для колеса у⁰_Flimb=1,8 ? 245 = 440 МПа

Коэффициент запаса прочности [S_F] определим оп формуле:

[S_F]=[S_F]•[S_F];

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]== 280 (МПа)

[у_F2]== 250 (МПа)

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

= 76,5 МПа

= 70 МПа

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

Проверяем зуб колеса:

у_F2= ,МПа

у_F2 ==122,6 (МПа) ? [у_F2] = 250 МПа.

Условие прочности выполняется.

3.2 Расчет открытой ременной передачи

Определяем диаметры шкивов.

Диаметр ведущего шкива:

d₁=180 мм

Диаметр ведомого шкива:

d₂= d₁?u (1-Э)

d₂=180?2,18(1-0,015)=386(мм)

Принимаем d₂=390 (мм)

Определяем фактическое передаточное число и проверяем его отклонение от заданного:

u_ф =

?u=% ? 3%

Подставим значения и получим:

u_ф =

?u=%=0,9% ? 3%

Определяем ориентировочное межосевое расстояние:

а>1,5(d₁+d₂)

а>1,5(180+390)=855 (мм)

Определяем расчетную длину ремня:

l=2a+р/2(d₂+d₁)+(d₂-d₁)² /4a

l=2?855+3,14/2(390+180)+(390-180)²/(4?855)=2618(мм)

Значение округляем до ближайшего стандартного значения l=3000мм.

Уточняем значение межосевого расстояния по стандартной длине:

а=

а==1047(мм)

При монтаже передачи необходимо обеспечить возможность уменьшения а на 0,01l для того, чтобы облегчить надевание ремня на шкив; для увеличения натяжения ремней необходимо предусмотреть возможность увеличения а на 0,025 l.

Определяем угол обхвата ремнем ведущего шкива:

б=180є-57є

б=180є-57є =168,5є > 150є

Определяем скорость ремня:

v=

v==13,8 (м/с)

Определяем частоту пробегов ремня:

U=

где =15 c^-1 допускаемая частота пробегов.

U=

Определяем допускаемую мощность, передаваемую одним плоским ремнем:

Где - допускаемая приведенная мощность, передаваемая плоским ремнем; С- поправочные коэффициенты.

=1,6?1?0,9?0,97?0,95?0,95?0,85=1,07(кВт)

Определяем окружную силу, передаваемую комплектом клиновых ремней:

F_t=P_ном?10³/v

F_t=10,85?10³/13,8=786 (H)

Определяем ширину ремня:

=262

Принимаем b=262мм.

Определяем силу предварительного натяжения :

F₀=

Площадь поперечного сечения ремня: А==2,8?262=735мм²

F₀= =1470( Н)

Определяем силы натяжения ведущей и ведомой ветвей:

F₁=

F₂=

F₁= =1863(H)

F₂= =1077(H)

Определяем силу давления на вал:

F_оп=2F₀sin F_оп=2?1470?sin=2925(H)

Проверочный расчет по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви:

у_max= у₁+ у_и+ у_v ? [у]_р

где у₁-напряжения растяжения

у₁=F₀/A+F_t/(2A)

где А-площадь поперечного сечения клинового ремня

После подстановки значений в формулу получим:

у₁=1470/735+786/(2?735)= 2,53МПа

где у_и- напряжения изгиба

у_и=Е_и/d₁

где Е_и- модуль продольной упругости при изгибе для прорезиненных ремней

После подстановки получим:

у_и=90/180=0,5МПа

где у_v- напряжения от центробежных сил

у_v=с?х²?10^-6

После подстановки значений в формулу получим:

у_v=1100?13,8²?10^-6 =0,2МПа

где [у]_р - допускаемое напряжение растяжения

После подстановки значений в формулу получим:

у_max= 2,53+ 0,5+ 0,2=3,23МПа ? [у]_р =8МПа

Условие прочности выполнено.

4. Предварительный расчет валов

Диаметры выходных концов ведущего и ведомого валов определим по формуле:

d ? ,

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

Ведущий вал.

Для ведущего вала примем [ф_K]=25 МПа.

После подстановки получим:

d_В1? = 30,9 (мм)

Примем d_В1=32 мм.

Принимаем диаметр под уплотнение dy1=35мм,

под подшипники d_П1=40мм.

Рисунок 2- Ведущий вал

Ведомый вал (рис.3).

Для ведомого вала примем [ф_K]=25МПа.

После подстановки получим:

d_В2? = 40 (мм)

Примем диаметр выходного конца вала d_В2= 40мм,

диаметр под уплотнение dy2=45 мм,

под подшипники d_П2=45 мм,

диаметр под колесо d_К2=50 мм.

Рисунок 3 -Ведомый вал

5. Конструктивные размеры шестерни и колеса

Шестерня.

Шестерню выполним за одно с валом. Ее основные размеры: d_aе1= 91,9мм, ширина b₁=35 мм.

Колесо.

Колесо кованое. Его основные размеры: d_aе2= 227,65мм, b₂=35мм

Диаметр ступицы определим по формуле:

d_ст= 1,6?d_к2,

где d_к2-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_k2

После подстановки получим:

L_ст=(1,2…1,5)?50 = 60…75 (мм)

Принимаем L_ст = 60 мм.

Толщину обода определим по формуле:

д₀=(3…4)?m

После подстановки получим:

д₀=(3…4)?3,57 = 10,7…14,3 (мм)

Принимаем д₀=12 (мм).

Толщину диска С определим по формуле:

C =(0,1…0,17)?R_e

После подстановки получим:

C = (0,1…0,17)•121=12,1…20,6 (мм)

Принимаем С = 15 мм.

6. Конструктивные размеры корпуса редуктора

Определим толщину стенок корпуса и крышки редуктора по формулам:

д=0,05?R_e+1;

д₁=0,04?R_e+1.

После подстановки соответственно получим:

д=0,05?121+1= 7,05 (мм)

д₁=0,04?121+1= 5,84 (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;

пояса крышки:

b₁=1,5?д₁;

нижнего пояса редуктора:

p=2,35?д.

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.

Определим диаметры болтов:

фундаментальных:

d₁=0,055?R_e+12

крепящих крышку к корпусу у подшипников:

d₂=(0,7…0,75)?d₁;

соединяющих крышку с корпусом:

d₃=(0,5…0,6)?d₁.

После подстановки соответственно получим:

d₁= 0,055?121+12 =18,7 (мм)

Принимаем фундаментные болты с резьбой М20.

d₂=(0,7…0,75)?20 = 14…15 (мм)

Принимаем болты с резьбой М16.

d₃=(0,5…0,6)? 20 = 10…12 (мм)

Принимаем болты с резьбой М12.

7. 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.

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 попадание вместе с маслом частиц метала.

Камеры подшипников отделяем от внутренней полости корпуса мазеудерживающими кольцами.

Проводим посередине листа горизонтальную линию - ось ведущего вала. Намечаем положение вертикальной линии - оси ведомого вала. Из точки пересечения проводим под углом д₁ = 21,8є осевые линии делительных конусов и откладываем на них отрезки R_e = 121 мм.

По найденным размерам в пункте №3 оформляем шестерню и колесо, вычерчиваем их в зацеплении.

Ступицу колеса выполняем несимметричной относительно диска, чтобы уменьшить расстояние между опорами ведомого вала.

Подшипники ведущего вала расположим в стакане. Намечаем для валов роликоподшипники конические однорядные, габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников dп1=35 мм и dп2=45мм. Характеристики подшипников представим в виде таблицы:

Таблица 2-характеристики подшипников.

Условное обозначение подшипников	d, мм	D, мм	Т, мм	C0, кН	C, кН
7208	40	80	19,25	32,5	46,5
7209	45	85	20,75	33,0	50.0

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

В однорядных роликовых конических подшипниках радиальные реакции считаются приложенными к валу в точках пересечения нормалей, проведенных к серединам контактных площадок. Расстояние между этой точкой и торцом подшипника для однорядных роликовых конических подшипников вычисляется по формуле:

а = +, мм.

Для подшипников 7208 размер:

а₁ = +=17,2 (мм).

Размер от среднего диаметра шестерни до реакции подшипника f₁=60мм.

Принимаем размер между реакциями подшипников ведущего вала с₁=(1,4…2,3)f₁=(1,4…2,3)?60=84…138 мм. Принимаем с₁=100 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 у₂=15 мм ( для размещения мазеудерживающего кольца).

Для подшипников 7209 размер:

а₂= +=18,6 (мм).

Определяем замером размер А-от линии реакции подшипника до оси ведущего вала. Корпус редуктора выполним симметричным относительно оси ведущего вала и примем размер А^ґ=А=87,5 мм. Нанесем габариты подшипников ведомого вала.

Замером определим расстояние f₂=50 мм и с₂=125 мм.

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

8. Проверка прочности шпоночного соединения

Ведущий вал.

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

Рисунок 4- Схема шпоночного соединения

Определим основные размеры шпонки: при диаметре выходного конца вала d_в=32мм и длине полумуфты L_м=60 мм, L_ш=L_м-10=60-10=50 мм. Отношение ширины, высоты и длины шпонки:

bЧhЧl=10Ч8Ч50 мм.

Проверим шпонки на напряжения смятия по формуле:

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:

?72,9 (МПа)

Т.к. шкив изготовлен из Стали 45 для которой - [у_см]=110…120МПа, условие прочности выполнено.

Ведомый вал.

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 получим:

=110 (МПа)

Т.к. колесо изготовлено из Стали 45 для которй - [у_см]=110…120 МПа, условие прочности выполнено.

Определим основные размеры шпонки: при диаметре на конце вала d_в2=40 мм и длине L=80 мм, отношение ширины, высоты и длины шпонки:

bЧhЧl=12Ч8Ч70мм.

После подстановки данных в формулу получим:

=100 (МПа)

Условие прочности выполнено.

9. Проверка долговечности подшипников

Ведущий вал (рис.5)

Из предыдущих расчетов известно:

а) Силы действующие в зацеплении:

окружная F_t1=3102Н;

радиальная F_r1 =1048Н,

осевая F_a1= 419Н

б) Первый этап компановки дал f₁=60 мм и с₁=100 мм.

Сила от консольной нагрузки (ременной передачи) на входном конце вала:

F_оп=2925Н. l_оп=80мм.

Реакции опор (левую опору обозначим индексом “1”)

Плоскость xz:

R_x2?c₁=F_t?f₁;

R_x2=F_t?,H,

После подстановки получим:

R_x2=3102?= 1861(Н)

R_x1?c₁= F_t?(c₁+f₁);

R_x1=F_t? ,H,

Подставим значения и получим:

R_x1=3102?=4963 (H).

Проверка:

R_x2-R_x1+F_t =1861-4963+3102=0.

Плоскость yz:

-R_y2?c₁-F_r1?f₁+F_a1? +F_оп (l_оп+с₁) =0

R_y2= ,H,

R_y2==4797(H);

-R_y1?c₁-F_r1(c₁+f₁)+F_a1 +F_опl_оп =0

R_y1= , H,

R_y1= =824 (H).

Проверка: R_y2-R_y1-F_r1-F_оп=4797-824-1048-2925=0.

Суммарные реакции определим по формуле:

R₁= P_r1=.

R₂= P_r2=.

После подстановки получим:

R₁= P_r1= ? 5030(Н)

R₂= P_r2= ? 5156(H).

Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников определяются по формуле:

S₂=0,83?e?P_r2 ,H,

S₁=0,83?e?P_r1 ,H,

Подставим числовые значения:

S₂=0,83?0,38?5156=1583 (H);

S₁=0,83?0,38?5030=1545(H).

Здесь для подшипников 7208 параметр осевого нагружения е=0,38.

Осевые нагрузки подшипников. В нашем случае S₁<S₂; F_a1> S₂- S₁ , тогда P_a1=S₁=1545 H ;

P_a2=S₁+F_a1=1545+419=1964H.

Рассмотрим левый подшипник.

Отношение =0,38>е, поэтому следует учитывать осевую нагрузку.

Эквивалентную нагрузку определим по формуле:

Р_э2=(X?V•P_r2+Y•P_a2)К_б•К_т

В которой радиальная нагрузка F_r2= 5156 Н; при вращении внутреннего кольца подшипника коэффициент V=1; по таблице 9.19 К_б=1,0; по табл.9.20. температурный коэффициент К_т=1. Для конических подшипников Х=0,4 и Y=1,64.

Р_э2 =(0,4?1?5156+1,64?1964)•1,0•1? 5280Н

Определим расчетную долговечность млн.об., :

L=, млн.об.,

L== 1410(млн.об.).

Определяем расчетную долговечность :

L_h=,ч,

После подстановки получим:

L_h= ?35?10³ (часов).

Расчетная долговечность приемлема.

Рассмотрим первый подшипник быстроходного вала.

Отношение =0,3<е, поэтому при подсчете эквивалентной нагрузки осевые силы не учитывают.

Определяем эквивалентную нагрузку:

P_э1=V?P_r1?K_б?К_т, Н,

P_э1=1?5030?1,0?1=5030 (Н).

Определяем расчетную долговечность:

L= =1658 (млн.об.).

Определяем расчетную долговечность:

L_h= =41,3?10³ (ч) .

Найденная долговечность приемлема.

Определяем изгибающие моменты :

М_х1=F_a1==16,1 (H?м); M_х4=0;

M_x2= F_a1-F_r1f₁ =419·0,028475-1048?0,060=-46,8(H?м);

M_x3= - F_оп (l_оп+с₁) =-2925·0,18=-526,5(H?м)

M_y1=0; M_y3=0;

M_y2=F_t1?f₁=3102?0,060=186,1(H?м);

M_z=F_t1==119 (H?м).

Рисунок 5 - Расчетная схема быстроходного вала

Ведомый вал. Из предыдущих расчетов F_t=3102 H; F_a2=1048 H; F_r2=419H.

Первый этап компановки дал: f₂=50 мм, с₂=125 мм.

Реакции опор (левую опору обозначим индексом 3)

Сила от консольной нагрузки (муфты) на выходном конце вала:

F_м=125=2335Н. l_м=90 мм.

Вертикальная плоскость

Определяем опорные реакции:

?М₃=0; -R_y3?(f₂ +c₂)+F_a2d₂/2-F_r2 f₂=0

R_y3=(F_a2d₂/2-F_r2 f₂)/ (f₂ +c₂)=(1048?190/2-419?50)/175=449(H)

?М₁=0; -R_y4?(f₂ +c₂)+F_a2d₂/2+F_r2 c₂ =0

R_y4=(F_a2d₂/2+F_r2 c₂)/ (f₂ +c₂)=(1048?190/2+419?125)/175=868(H)

Проверка: -R_y3+ R_y4 - Fr = -449+868 -419=0

Горизонтальная плоскость:

Определяем опорные реакции:

?М₃=0; F_мl_м+F_t2 f₂-R_x3?(f₂ +c₂)=0

R_x3= (F_мl_м+F_t2 f₂)/(f₂ +c₂)=(2335?90+3102?50)/175=2087 (H)

?М₁=0; F_м(l_м+ f₂ +c₂)-F_t2 c₂-R_x4?(f₂ +c₂)=0

R_x4= [F_м(l_м+ f₂ +c₂)-F_t2 c₂]/ (f₂ +c₂)= [2335?(90+175)-3102?125)/175=1320(H)

Проверка: R_x3- R_x4- F_t2+ F_м=2087-1320-3102+2335=0

Определяем суммарные реакции:

P_r3=

P_r4=

После подстановки получим:

P_r3= ?2135(Н)

P_r4= ?1580 (Н).

Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников определяются по формуле:

S₃=0,83?e?P_r3 ,H,

S₄=0,83?e?P_r4 ,H,

Подставим числовые значения:

S₃=0,83?0,41?2135=726 (H);

S₄=0,83?0,41?1580=538(H).

Здесь для подшипников 7209 параметр осевого нагружения е=0,41.

Осевые нагрузки подшипников. В нашем случае S₃>S₄; F_a2>0, тогда P_a3=S₃=726H ; P_a4=S₃+F_a2=726+1048=1774 H.

Так как в качестве опор ведомого вала применены одинаковые подшипники 7209, то долговечность определим для более нагруженного правого подшипника.

Опношение , поэтому осевые силы учитываются.

Определяем эквивалентную нагрузку по формуле:

P_э3=(0,4?1?1580+1,565?1774) ?1?1=3408(Н).

Определяем расчетную долговечность по формуле:

L==7730 (млн.об.).

Определяем расчетную долговечность по формуле:

L_h==48?10⁴ (ч).

Полученная долговечность более чем требуется. Подшипники 7209 пригодны.

Находим изгибающие моменты:

М_х1=0, М_х2=-R_y3 c₂=-449?0,125=-56,1(H?м), M_x3=0,

M_x2=R_y4 f₂=868?0,050=43,4 (H?м).

M_y1=0, M_y2=-R_x3 c₂=-2087?0,125=-260,9 (H?м),

M_y3==- F_мl_м=-2335?0,090=-210,1 (Н?м)

M_z=F_t2d₂/2=3102?0,190/2=295(H?м).

10. Второй этап компоновки редуктора

В развитие 1-й компоновки вычерчиваем валы, с насажанными на них деталями. Шестерню выполняем за одно целое с валом.

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 М36х1,5 с предохранительной шайбой. Толщину стенки втулки назначают (0,1…0,15) ? d_п , принимаем ее равной 8 мм.

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

Для фиксации наружных колец подшипников от осевых перемещений у стакана сделан упор величиной К=10мм.

У второго подшипника наружное кольцо фиксируем торцовым выступом крышки подшипника.

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

Очерчиваем всю внутреннюю стенку корпуса , сохраняя величины зазоров, принятых в первом этапе компановки х=10мм и у=15мм.

Используя расстояния f₂ и с₂ вычерчиваем подшипники.

Для фиксации зубчатое колесо упирается с одной стороны в утолщение вала Ш50мм, а с другой - в мазеудерживающее кольцо. Участок вала под зубчатым колесом делаем короче ступицы колеса, чтобы мазеудерживающее кольцо упиралось в торец колеса, а не в буртик вала.

Наносим толщину стенки корпуса 8мм и определяем размеры основных элементов корпуса.

11. Уточненный расчет валов

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

Ведущий вал-шестерня изготовлен из Стали 40Х улучшенной.

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба определим по формуле:

,

где для Стали 40Х нормализованной у_в=900 МПа.

После подстановки получим:

у_-1=0,43·900=387(МПа)

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений определим по формуле:

После подстановки получим:

ф_-1=0,58·387=224 (МПа).

У ведущего вала определять коэффициент запаса прочности в нескольких сечениях нецелесообразно, достаточно выбрать одно сечение с наименьшим коэффициентом запаса, а именно сечение в месте посадки подшипника, ближайшего к шестерни. В этом опасном сечении действуют максимальные изгибающие моменты М_у и М_х и крутящий момент Т_z=Т₁.

Концентрация внутренних напряжений вызвана напресовкой внутреннего кольца подшипника на вал.

Крутящий момент:

Т_к=147000 (Н?мм).

Суммарный изгибающий момент определим по формуле:

М=,Н?мм,

М=191?10³ (Н?мм).

Момент сопротивления сечения определим по формуле:

W=, мм³,

Где d_п1- диаметр под подшипник.

W==6,2?10³ (мм³).

Амплитуду нормальных напряжений определяем по формуле:

у_v=у_max= , МПа,

где М- изгибающий момент.

у_v=(191?10³)/(6,2?10³)=30,4 (МПа).

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

S_у=,

Где =3,0

S_у=387/(3,0?30,4)=4,2

Полярный момент сопротивления определяем по формуле:

W_с=2?W ,МПа,

W_с=2?6,2?10³=12,4 ?10³ (МПа).

Амплитуду и среднее напряжение циклов касательных напряжений определим по формуле:

ф_v=ф_m== ,МПа,

где Т₁-вращающий момент на валу.

После подстановки получим:

ф_v=(147?10³)/(2?12,4?10³)=6 (МПа).

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям определим по формуле:

,

Где =0,6 ?+0,4=0,6?3,0+0,4=2,2

ш_ф -коэффициент 0,1.

После подстановки получим:

S_ф=224/(2,2?6+0,1?6)=16,2

Коэффициент запаса прочности определяем по формуле:

S=,

S=4,2?16,2/=4,1

Учитывая требования жесткости рекомендуют [S]=2,5…3,0 , найденное значение S=4,1 приемлемо.

Ведомый вал.

Примем для изготовления ведомого вала Сталь 45, нормализованная.

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба определим по формуле:

,

где 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:

После подстановки получим:

ф_-1=0,58·335=194 (МПа).

У ведомого вала проверим прочность в сечении под подшипником d_п2=45мм, через это сечение передается крутящий момент Т₂=349 (Н?м).

Определяем крутящий момент:

Т_к=349000 (Н?мм).

В сечении действует максимальный изгибающий момент М_и2=266000(Н?мм).

Момент сопротивления сечения определяем по формуле:

W=(3,14?45³)/32=8,9 ?10³ (мм³).

Амплитуду нормальных напряжений определяем по формуле:

у_v= 266?10³/8,9?10³=29,9 (МПа).

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям определяем по формуле:

S_у=335/(3,2?29,9)=3,5

Полярный момент сопротивления определяем по формуле:

W_с=(3,14?45³)/16= 17,8?10³(мм³).

Амплитуду и среднее напряжение циклов касательных напряжений определим по формуле:

ф_v =ф_m=(349?10³)/(2?17,8?10³)=9,8

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям определим по формуле:

S_ф=194/(3,2?9,8+0,1?9,8)=6

Коэффициент запаса прочности определяем по формуле:

S=(6?3,5)/=3,05 >[S].

Полученное значение приемлемо.

12. Посадки зубчатых колес и подшипников

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, конические отверстия под штифты R_a0,8

Поверхности выступов зубьев колес, фаски, нерабочие торцы поверхностей зубчатых колес R_a 6,3

Согласно ГОСТ 3325-89 допуск торцевого биения заплечников валов не более 25 мкм.

Отклонение от круглости и профиля продольного сечения 4 мкм, посадочных поверхностей под подшипники.

Отклонение от параллельности шпоночных пазов колес не более 20 мкм и отклонение от симметричности 160 мкм.

13. Выбор сорта масла

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

По таблице 10.8 [2] установим вязкость масла. При у_H=380 МПа и средней скорости х=2,7м/с, вязкость масла должна быть приблизительно равна 28•10^-6 м²/с. По таблице 10.10 [2] принимаем масло индустриальное И-30А (по ГОСТ 20799-75).

Подшипники смазываем пластичным смазочным материалом, закладываемым в подшипниковые камеры при сборке редуктора. Сорт смазки выбираем по таблице 9.14 [2] - солидол марки УС-2.

14. Сборка 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 мазеудерживающее кольцо и роликоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80-100 єС. От осевого перемещения подшипники удерживаются с одной стороны буртиком вала, с другой шайбой и гайкой М36х1,5.

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

Собранные узелы валов укладываем в основание нижней части корпуса и надеваем крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центрировки устанавливаем крышку на корпус с помощью двух конических штифтов и затягиваем болты, крепящие крышку к корпусу.

В подшипниковые камеры закладываем пластичную смазку, ставим крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки.

Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладываем манжеты уплотнения. Проверяем проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников и закрепляем крышки болтами.

Затем ввертываем пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель. Заливаем в корпус масло и закрываем смотровое отверстие крышкой с прокладкой из технического картона, закрепляем крышку винтами. Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническим условиями.

15. Выбор муфты

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

Расчетный крутящий момент определим по формуле:

,

где k - коэффициент, учитывающий условия работы; k =1,5.

Т_ном - номинальный вращающий момент на ведущем валу; находим по формуле:

Расчётный крутящий момент равен:

(Н•м)

Для муфты соединяющей валы диаметром 40 мм и 45 мм,

[Т] = 710 Н•м. Условие выполнено.

Проверим резиновые втулки на смятие поверхностей их соприкосновения по формуле:

,

где D₁ - диаметр окружности расположения пальцев;

z - число пальцев; d_п - диаметр пальца; l_п - длина пальца.

D₁ = 160 мм, z = 8, d_п = 18 мм, l_п = 42 мм (табл. К22, ст. 402 [2]).

После подстановки получим:

(МПа)

Допускаемое напряжение смятия для резины МПа.

Условие выполнено.

Выбираем:

Муфта упругая втулочно-пальцевая 710-40.1.1-45.1.1-У3 ГОСТ 21424-75.

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. Курсовое проектирование деталей машин. Учебное пособие.

/А.Е. Шейнблит М: Высш. школа. 1991 - 432 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

...