Проектирование одноступенчатого коннического редуктора

Размещено на http://www.allbest.ru/

Министерство образования Республики Беларусь

Учреждение образования

«Минский государственный автомеханический колледж имени академика М.С. Высоцкого»

2-37 01 06 Техническая эксплуатация автомобилей

Курсовой проект

Техническая механика

Проектирование одноступенчатого горизонтального конического прямозубого редуктора

Разработал: В. Г. Казловский

Руководитель: Н. А. Асаёнок

2015

Содержание

Введение

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчёт

2. Расчёт зубчатой передачи

3. Предварительный расчёт валов редуктора

4. Конструктивные размеры зубчатой пары

5. Размеры элементов корпуса и крышки редуктора

6. Подбор подшипников

7. Проверка прочности шпоночных соединений

8. Уточнённый расчёт валов

9. Выбор посадок

10. Смазка редуктора

11. Описание конструкции и сборки редуктора

Заключение

Список использованных источников

Введение

В настоящее время одной из важнейших задач всех отраслей народного хозяйства, в том числе и машиностроения, является резкое улучшение качества продукции, экономичное расходование материалов, применение наукоемких технологий, изыскание путей снижения веса и габаритов машин.

Все это выдвигает повышенные требования к долговечности, прочности и надежности зубчатых передач и других узлов редукторов, являющихся неотъемлемой частью подавляющего большинства машин и механизмов.

Редуктор служит для уменьшения числа оборотов, увеличения крутящего момента и состоят из зубчатых и червячных пар, планетарных рядов или различных их сочетаний.

В основном в редукторах используют зубчатые передачи и это связано со сравнительно малой их стоимостью, возможностью обеспечения высокой надежности при минимальных весе, габаритах и потерях на трение.

Основная цель курсового проекта по деталям машин - приобретение навыков проектирования. Работая над проектом и выполняя расчеты, нужно учиться рациональному выбору материалов и форм деталей, стремясь обеспечить их высокую экономичность, надежность и долговечность. В процессе работы над проектом широко используются ГОСТы, учебная и справочная литература. При выполнении курсового проекта необходимо последовательно проходить все этапы от выбора схемы механизма до его воплощения в рабочих чертежах. Приобщаясь к инженерному творчеству, осваивая предшествующий опыт можно предвидеть новые идеи в создании машин, надежных и долговечных, экономичных в эксплуатации, удобных и безопасных в обслуживании.

Приобретенный опыт является основой для выполнения курсовых работ по специальным дисциплинам и для дипломного проектирования, а также всей дальнейшей конструкторской работы.

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчёт

Составляем кинематическую схему

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рисунок 1 - Кинематическая схема редуктора

Определяем общий КПД редуктора

з = з₃ · з_п², (1.1)

где з₃ - КПД пары зубчатых прямозубых конических колёс, з₃ = 0,96 [2, с.5];

з_п - КПД, учитывающий потери в одной паре подшипников качения, з_п = 0,99 [2, с.5].

з = 0,96 · 0,99² = 0,94

Определяем мощность на ведущем валу

з = Р₂ / Р₁ (1.2)

Р₁ = Р₂ / з , (1.3)

где Р₂ - мощность на ведомом валу, Р₂ = 6,9 кВт.

Р₁ = 6,9 / 0,94 = 7,34 кВт

Определяем частоту вращения ведущего вала

U = n₁ / n₂ (1.4)

n ₁ = n₂ · U, (1.5)

где n₂ - частота вращения ведомого вала, n₂ = 280 мин^-1;

U - передаточное число редуктора, U = 3,5 .

n₁ = 280 · 3,5 = 980 мин^-1

Подбираем электродвигатель по исходным данным (Р₁ = 7,34 кВт, n₁ = 980 мин^-1), поскольку вал двигателя соединяется с быстроходным валом редуктора муфтой.

Примечание: при подборе мощности двигателя допускается его перегрузка до 5…8% при постоянной нагрузке и до 10…12% при переменной нагрузке [3, с.13]; отклонение частоты вращения вала двигателя от заданной допускается ± 3 %.

Выбираем электродвигатель с номинальной мощностью равной или несколько превышающей Р₁ и с угловой скоростью близкой к n₁.

Принимаем электродвигатель единой серии 4А тип 132М6 [3, с.13], [4, с.321], для которого: вал редуктор подшипник

Р_дв = 7,5 кВт, n_дв = 970 мин^-1, d_дв = 38 мм [3, с.14], [4, с.322].

Проверяем отклонение частоты вращения вала двигателя от заданной для быстроходного вала редуктора

(n_дв - n₁) / n_дв · 100% (1.6)

( 970 - 980 ) / 970 · 100% = -1,03 %

Окончательно принимаем Р₁ = 7,5 кВт, n₁ = 970 мин^-1 .

Определяем мощность на ведомом валу

Р₂ = Р₁ · з (1.7)

Р₂ = 7,5 · 0,94 = 7,05 кВт

Уточняем частоту вращения ведомого вала редуктора

U = n₁ / n₂ (1.8)

n₂ = n₁ / U (1.9)

n₂ = 970 / 3,5 = 277,14 мин^-1

Определяем вращающие моменты на ведущем и ведомом валах Т_е1 и Т_е2

Т_е1 = 9,55 · Р₁ / n₁ (1.10)

Т_е1 = 9,55 · 7,5 · 10³ / 970 = 73,84 Н·м

Т_е2 = Т_е1 · U · з (1.11)

Т_е2 = 73,84 · 3,5 · 0,94 = 242,93 Н·м

2. Расчёт зубчатой передачи

Выбор материалов и определение допускаемых напряжений

Поскольку в проектном задании к редуктору не предъявляется жестких требований в отношении габаритов передачи, а изготовление колес осуществляется в условиях мелкосерийного производства, то выбираем материалы со средними механическими качествами.

Принимаем для шестерни и колеса одну и ту же марку стали с различной термообработкой. Так как передаваемая мощность невелика и для достижения лучшей приработки, твердость колес должна быть не более 350 НВ. Кроме того, в проектном задании указывается, что редуктор должен быть общего назначения, а для таких редукторов экономически целесообразно применять колеса с твердостью меньше или равной 350 НВ.

Учитывая, что число нагружений в единицу времени зубьев шестерни в передаточное число больше числа нагружений зубьев колес, для обеспечения одинаковой контактной выносливости механические характеристики материала шестерни должны быть выше, чем материала колеса [5, с.52].

НВ₁ = НВ₂ + (20 ч 50) (2.1)

Для выполнения этой рекомендации назначаем соответствующий режим термообработки, полагая, что диаметр заготовки шестерни не превысит 120 мм, а колеса 300 мм.

Шестерня: сталь 40Х, термообработка - улучшение.

Принимаем: НВ₁ = 270; у_у = 690 МПа; у_u = 930 МПа [2, с.34].

Колесо: сталь 40Х; термообработка - улучшение.

Принимаем: НВ₂ = 245; у_у = 540 МПа; у_u = 830 МПа [2, с.34].

НВ₁ - НВ₂ = 270 - 245 = 25,

что соответствует указанной рекомендации.

Определяем допускаемые контактные напряжения при расчёте на контактную усталость [2, с.33]

у_нр = (у_нlimb · K_HL) / S_H, (2.2)

где у_нlimb - предел контактной выносливости поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов напряжений [2, с.34], МПа;

у_нlimb = 2 · НВ + 70 (2.3)

у_нlimb1 = 2 · 270 + 70 = 610 МПа

у_нlimb2 = 2 · 245 + 70 = 560 МПа

K_HL - коэффициент долговечности, учитывающий срок службы передачи, поскольку в проектном задании указано, что редуктор предназначен для длительной работы, то есть число циклов N_N больше базового N_o, то K_HL = 1 [2, c.33];

S_H - коэффициент запаса прочности, для нормализованных и улучшенных сталей S_Н = 1,1 ч 1,2, принимаем S_Н = 1,2 [2, с.33].

у_нр1 = (610 · 1) / 1,2 = 508 МПа

у_нр2 = (560 · 1) / 1,2 = 467 МПа

В качестве расчётного допускаемого контактного напряжения принимаем

у_нр = у_нр2 = 467 МПа

Проектировочный расчёт передачи на контактную усталость активных поверхностей зубьев

Определяем средний делительный диаметр колеса [2, с.49]

, (2.4)

где К_d - вспомогательный коэффициент, К_d = 99 МПа ^1/3 для прямозубых передач [2, с.49];

К_нв - коэффициент неравномерности, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца, выбираем по таблице 3.1 [2, с.32] в зависимости от твердости рабочих поверхностей зубьев, коэффициента Ш_вd1 и расположения зубчатых колёс относительно опор; при консольном расположении шестерни К_нв = 1,2 ч 1,35, принимаем К_нв = 1,35;

Ш_вRe - коэффициент ширины венца относительно внешнего конусного расстояния, принимаем Ш_вRe = 0,285 (рекомендация ГОСТ 12289 - 76).

= 289,87 мм

Принимаем по ГОСТ12289 -76 ближайшее стандартное значение d_е2 = 280 мм [2, с.49].

Определяем углы делительных конусов [2, с.50]

д₂ = arctg U (2.5)

д₁ = 90? - д₂ (2.6)

д₂ = arctg 3,5 = 74?

д₁ = 90? - 74? = 16?

Принимаем по ГОСТ 12289 -76 число зубьев шестерни учитывая, что Z₁ = 18 ч 32, и определяем число зубьев колеса

Принимаем Z₁ = 25

Принимаем Z₂ = 88

U = Z₂ / Z₁ (2.7)

Z₂ = U · Z₁ (2.8)

Z₂ = 3,5 ? 25 = 87,5

внешний окружной модуль m_е

m_e = d_e2 / Z₂ (2.9)

m_e = 280 / 88 = 3,18 мм

Принимаем m_е = 3,18 мм.

Примечание: округлять m_е до стандартного значения для конических колёс не обязательно.

Определяем средний окружной модуль

m = m_e · (1 - 0,5 · Ш_вRe) (2.10)

m = 3,18 ? ( 1 - 0,5 ? 0,285) = 2,73 мм

Определяем внешнее конусное расстояние

R_e = 0,5 m_e v Z₁² + Z₂² (2.11)

R_e = 0,5 ? 3,18 v25 ² + 88 ² = 145,45 мм

Определяем ширину зубчатого венца

b = Ш_вRe · R_e (2.12)

b = 0,285 ? 145,45 = 41,45 мм

Принимаем b = 42 мм [7, с.172].

Уточняем внешние и средние делительные диаметры

d_e = m_e · Z (2.13)

d_e1 = 3,18 ? 25 = 79,5 мм

d_e2 = 3,18 ? 88 = 273,84 мм

d = m · Z (2.14)

d₁ = 2,73 ? 25 = 68,25 мм

d₂ = 2,73 ? 88 = 240,24 мм

Определяем среднее конусное расстояние

R = R_e - 0,5 · b (2.15)

R = 145,45 - 0,5 ? 42 = 124,45 мм

Проверочные расчёты передачи

Проверочный расчет передачи на контактную усталость активных поверхностей зубьев выполняем по условию контактной прочности [2, с.48]

(2.16)

где К_Н - коэффициент нагрузки [2, с.49];

К_Н = K_Hв · K_Hб · К_Hv, (2.17)

где K_Hв - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями; уточняем по таблице 3.5 [2, с.39] в зависимости от твердости рабочих поверхностей зубьев, коэффициента Ш_вd1 и расположения зубчатых колёс относительно опор;

Коэффициент ширины шестерни по среднему диаметру

Ш_вd1 = b / d₁ (2.18)

Ш_вd1 = 42 / 68,25 = 0,62

Принимаем K_Hв = 1,35 [2, с.39].

K_Hб - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, для прямозубых колёс по таблице 3.4 [2, с.39] K_Hб = 1;

К_Hv - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении до зоны резонанса, выбираем по таблице 3.6 [2, с.40];

Окружная скорость зубчатых колёс

?= 0,1· n_дв· d₁ / 2000 (2.19)

? = 0,1 · 970 · 68,25 / 2000 = 3,31 м/с

При этой скорости принимаем 8 степень точности и тогда К_Hv = 1,05 [2, с.40].

К_Н = 1,35 ? 1 ? 1,05 = 1,42

= 484,07 МПа

Определяем процент недогрузки (перегрузки)

(у_н - у_нр) / у_нр · 100 % (2.20)

( 484,07 - 467) / 467 · 100 % = 3,66 %,

Что допустимо, так как по принятым в машиностроении нормам допускаются отклонения 5% - перегрузка и 10% - недогрузка.

Примечание: если отклонение выходит за указанные пределы, то размеры и другие параметры передачи необходимо откорректировать.

Рекомендуется в небольших пределах изменить ширину колеса (при перегрузках - увеличить, при недогрузках - уменьшить). Выбрать другой режим термообработки поверхностей зубьев и, соответственно, изменить твердость поверхности зубьев, что приводит к увеличению или уменьшению у_нр.

Практика показывает, что изгибная выносливость зубьев для колёс из стали с НВ < 350 обеспечивается с большим запасом прочности, поэтому проверку на изгибную выносливость не выполняем.

Определение геометрических параметров колёс

Внешняя высота головки и ножки зуба

h_ае = m_e (2.21)

h_ае = 3,18 мм

h_fе = 1,2 · m_e (2.22)

h_fе = 1,2 ? 3,18 = 3,82 мм

Внешний диаметр вершин и впадин зубьев

d_ае = d_e + 2 · h_ae· cos д (2.23)

d_ае1 = 79,5 + 2 ? 3,18 ? 0,9612 = 85,61 мм

d_ае2 = 279,84 + 2 ? 3,18 ? 0,2756 = 281,59 мм

d_fe = d_e - 2 · h_fe· cos д (2.24)

d_fe1 = 79,5 - 2 ? 3,82 ? 0,9612 = 72,16 мм

d_fe2 = 279,84 - 2 ? 3,82 ? 0,2756 = 277,73 мм

Угол головки и ножки зуба

и_а = arctg (h_ae / R_e) (2.25)

и_а = arctg (3,18 / 145,45 ) = 1,1?

и_f = arctg (h_fe / R_e) (2.26)

и_f = arctg (3,82 / 145,45 ) = 1,5?

Определение сил, действующих в зацеплении

Окружная сила

F_t = 2 · T_e1 / d₁ (2.27)

F_t = 2 ? 73,84 ? 10³ / 68,25 = 2163,81 H

Радиальная сила

F_r1 = F_t · tg б_w · cos д₁, (2.28)

где б_w - угол зацепления, б_w = 20?.

F_r1 = 2163,81 ? 0,364 ? 0,9612 = 757,07 H

Осевая сила

F_a1 = F_t · tg б_w · cos д₂ (2.29)

F_a1 = 2163,81 ? 0,364 ? 0,2756 = 217,07 H

F_r2 = F_a1 = 217,07 Н

F_a2 = F_r1 = 757,07 Н

3. Предварительный расчёт валов редуктора

Вал редуктора испытывает совместное действие изгиба и кручения, причём характер изменения напряжений - повторно-переменный, поэтому основным расчётом валов является расчёт на выносливость, но в начале расчёта известны только крутящий момент Т, который численно равен передаваемому вращающему моменту Т_е. Изгибающие моменты М_и оказывается возможным определить лишь после разработки конструкций вала, когда, согласно чертежу, выявляется его длина. Кроме того, только после разработки конструкции определяются места концентрации напряжений: галтели, шпоночные канавки и т.д.

Поэтому, прежде надо сделать предварительный расчёт валов, цель которого - определить диаметры выходных концов валов.

Расчёт проводим условно только на кручение, исходя из условия прочности при кручении

ф ? ф_adm, (3.1)

где ф - касательное напряжение, возникающее в расчётном сечении вала, МПа;

, (3.2)

где Т - крутящий момент, Н·м;

Ведущий вал: Т₁ = Т_e1 = 73,84 Н·м; ведомый вал: Т₂ = Т_е2 = 242,93 Н·м.

W_р - полярный момент сопротивления сечения при кручении, мм³;

W_р = 0,2 · d_ві (3.3)

ф_adm - допускаемое напряжение на кручение, МПа.

Поскольку мы заведомо пренебрегаем влиянием изгиба и концентрацией напряжений, то эту ошибку компенсируем понижением допускаемых напряжений.

Выбираем материал для валов: ведущий вал - сталь 40Х; ведомый вал -

сталь 45, для которых ф_adm = 25…35 МПа [7, с.294].

Подставляя значения в условие прочности, получим формулу для расчёта диаметров выходных концов ведущего и ведомого валов

d_в (3.4)

Ведущий вал:

d_в1 = = 24,53 мм

Ведущий вал редуктора соединяем с валом двигателя. Чтобы осуществить соединение валов стандартной муфтой, необходимо уравнять диаметр ведущего вала с валом двигателя из соотношения d_в1 / d_дв ? 0,75.

d_в1 = 0,75 · dдв (3.5)

d_в1 = 0,75 · 38 = 28,5 мм

Окончательно принимаем d_в1 = 30 мм, согласуя с ГОСТ 6636-69 [2, с.161, 162].

Ведомый вал:

d_в2 = = 36,49 мм

Окончательно принимаем d_в2 = 38 мм, согласуя с ГОСТ 6636-69 [2, с.161, 162].

Основные нагрузки, действующие на валы, возникают в зубчатом зацеплении: F_a = 757,07 H, F_r = 757,07 H, F_t = 2163,81 H.

Собственный вес вала и насаженных на нем деталей не учитываем, поскольку они играют роль лишь в весьма мощных передачах, где сила тяжести деталей выражаются величиной того же порядка, что и силы в зацеплении.

Силы трения в опорах не учитываются. Большинство муфт, вследствие неизбежной несоосности соединяемых валов, нагружают вал дополнительной силой F_м.

При расчёте валов можно приблизительно считать

F_м = 130 vТ_е2 (3.6)

F_м = 130 v 242,93 = 2026,21 Н

На тихоходном валу редуктора, где вращающий момент значителен, должна быть предусмотрена расчетная консольная нагрузка F_м, приложенная к середине выступающего конца вала.

Направление силы F_м в отношении окружной силы F_t может быть любым, так как это зависит от случайных неточностей монтажа.

Поэтому в расчётных схемах силу F_м направляем так, чтобы она увеличивала напряжение от окружной силы F_t (худший случай).

На расчётных схемах все силы, действующие на вал, а так же вращающие моменты как сосредоточенные, приложенные к середине ступиц, хотя в действительности они распределены по длине ступицы.

Диаметры под подшипники и колесо

Ведущий вал

Диаметр под подшипники

d_п = d_в + 2 · t, (3.7)

где t - высота буртика, t = 2,2 мм [4, с.37];

d_п1 = 30 + 2 · 2,2 = 34,4 мм

Принимаем по ГОСТ 8338-75 d_п1 = 35 мм [2, с.402].

Ведомый вал

Диаметр под подшипники определяем по формуле (3.7)

t = 2,5 мм [4, с.37].

d_п2 = 38 + 2 · 2,5 = 43 мм

Принимаем по ГОСТ 8338-75 d_п2 = 45 мм [2, с.402].

Посадочный диаметр под колесо

d_k2 = d_п2 + 3,2 · r, (3.8)

где r - радиус галтели, r = 3 мм [4, с.37].

d_k2 = 45 + 3,2 · 3 = 54,6 мм

Принимаем по ГОСТ 6636-69 d_к2 = 55 мм [2, с.161, 162].

4. Конструктивные размеры зубчатой пары

Расчет конструктивных размеров зубчатой пары производится по [2, с.233].

Шестерню выполняем за одно целое с валом: b = 42 мм; d_e1 = 79,5 мм; d_ae1 = 85,61 мм; d_fe1 = 72,16 мм.

Колесо кованое: d_e2 = 279,84 мм, d_ае2 = 281,59 мм; d_fe2 = 277,73 мм.

Диаметр ступицы

d_ст = 1,6 · d_k2 (4.1)

d_ст = 1,6 · 55 = 88 мм

Принимаем d_ст = 88 мм.

Длина ступицы

L_ст = (1,2 ч 1,5) · d_k2 (4.2)

L_ст = (1,2 ч 1,5) · 55 = 66 ч 82,5 мм

Принимаем L_ст = 66 мм.

Толщина обода

д_о= (3 ч 4) · m (4.3)

д_о = (3 ч 4) · 2,73 = 8,19 ч 10,92 мм

Принимаем д_о = 10 мм.

Толщина диска

С = (0,1 ч 0,17) · R_е (4.4)

С = (0,1 ч 0,17) · 145,45 = 14,55 ч 24,73 мм

Принимаем С = 15 мм.

Фаска

h = 0,5 · m (4.5)

h = 0,5 · 3,18 = 1,59 мм

Принимаем h = 1,6 мм.

5. Размеры элементов корпуса и крышки редуктора

Расчет конструкций корпусных деталей производится по [2, с.241].

Толщина стенок корпуса и крышки

д = 0,05 · R_е + 1 (5.1)

д₁ = 0,04 · R_е + 1 (5.2)

д = 0,05 · 145,45 + 1 = 8,27 мм

д₁ = 0,04 · 145,45 + 1 = 6,8 мм

Принимаем д = 8 мм, д₁ = 8 мм.

Толщина фланцев поясов корпуса и крышки

Верхнего пояса корпуса и пояса крышки

b = 1,5 · д (5.3)

b₁ = 1,5 · д₁ (5.4)

b = 1,5 · 8 = 12 мм

b₁ = 1,5 · 8 = 12 мм

Принимаем b = 12 мм, b₁ = 12 мм.

Нижнего пояса корпуса (без бобышек)

p = 2,35 · д (5.5)

p = 2,35 · 8 = 18,8 мм

Принимаем p = 20 мм.

Толщина рёбер основания корпуса и крышки

m = (0,85 ч 1) · д (5.6)

m₁ = (0,85 ч 1) · д₁ (5.7)

m = (0,85 ч 1) · 8 = 6,8 ч 8 мм

m₁= (0,85 ч 1) · 8 = 6,8 ч 8 мм

Принимаем m = 8 мм, m₁ = 8 мм

Диаметр фундаментных болтов

d₁ = 0,072 · R_e + 12 (5.8)

d₁ = 0,072 · 145,45 + 12 = 22,47 мм

Принимаем болты с резьбой М 24 .

Диаметр болтов у подшипников

d₂ = (0,7 ч 0,75) · d₁ (5.9)

d₂ = (0,7 ч 0,75) · 24 = 16,8 ч 18 мм

Принимаем болты с резьбой М 20 .

Диаметр болтов, соединяющих крышку с основанием корпуса

d₃ = (0,5 ч 0,6) · d₁ (5.10)

d₃ = (0,5 ч 0,6) · 24 = 12 ч 14,4 мм

Принимаем болты с резьбой М 12 .

6. Подбор подшипников

Ведущий вал

Подбираем подшипники по диаметру цапфы вала d_п1 = 35 мм.

Намечаем роликовые конические подшипники лёгкой серии № 7207 по

ГОСТ 333-79 [2, с.402], [5, с.436-437], для которых: d = 35 мм; D = 72 мм;

Т = 18,25 мм; В = 17 мм.

Практика показывает, что номинальная долговечность подшипников ведущего вала значительно превышает требуемую (10000 часов), так как диаметр выходного конца ведущего вала, а, соответственно, и диаметр вала под подшипниками, был преднамеренно увеличен. Это обеспечивает работоспособность подшипников ведущего вала с запасом долговечности, поэтому их расчёт не производим.

Ведомый вал

Силы в зацеплении: F_t = 2163,81 H; F_a = 757,07 H; F_r = 217,07 H.

Средний делительный диаметр зубчатого колеса: d₂ = 240,24 мм.

Из первого этапа компоновки: f₁ = 0,139 м; c₁ = 0,056 м; L = 0,119 м.

Нагрузка от муфты: F_м = 2026,21 H.

Составляем расчётную схему вала

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рисунок 2 - Расчётная схема вала

Определяем реакции опор в горизонтальной и вертикальной плоскостях

Горизонтальная плоскость

УМ₁ = 0; F_t · c₁ - R_x2 · (c₁ + f₁) + F_м · (c₁ + f₁ + L) = 0

R_x2 = [F_t · c₁ + F_м · (c₁ + f₁ + L)] / (c₁ + f₁)

R_x2 = [2163,81 · 0,056 + 2026,21 · (0,056 + 0,139 + 0,119)] / (0,056+0,139) =3884,1 H

УМ₂ = 0; F_м · L - F_t · f₁ - R_x1 · (c₁ + f₁) = 0

R_x1 = (F_м · L - F_t · f₁) / (c₁ + f₁)

R_x1 = (2026,21·0,119 - 2163,81 ·0,139 ) / (0,056 + 0,139 ) = - 305,9 H

Проверка

УF_ix = 0; - R_x1 - F_t + R_x2 - F_м = 0

305,9 - 2163,81 + 3884,1 - 2026,21 = 0

0 = 0

Вертикальная плоскость

m = F_a ? d₂ / 2 (6.1)

m = 757,57 ? 240,24 ? 10^-3 / 2 = 90,94 Н?м

УМ₁ = 0; R_y2 · (c₁ + f₁) - F_r · c₁ - m = 0

R_y2 = (F_r · c₁ + m) / (c₁ + f₁)

R_y2 = ( 217,07 · 0,056 + 90,94 ) / (0,056 + 0,139 ) = 528,72 H

УМ₂ = 0; R_y1 · (c₁ + f₁) + F_r · f₁ - m = 0

R_y1 = (m - F_r · f₁) / (c₁ + f₁)

R_y1 = ( 90,94 - 217,07 · 0,139 ) / ( 0,056 + 0,139 ) = 311,64 H

Проверка

УF_iy =0; R_y1 + F_r - R_y2 = 0

0 = 0

Суммарные реакции

R = v R_х² + R_у² (6.2)

R₁ = v -305,9 ² + 311,64 ² = 436,69 Н

R₂ = v3884,1 ² + 528,72 ² = 3919,92 Н

Подбираем подшипники по диаметру цапфы вала d_п2 = 45 мм и рассчитываем правый (нижний) подшипник на долговечность.

Намечаем роликовые конические подшипники лёгкой серии № 7209 по

ГОСТ 333-79 [2, с.402], [5, с.436-437], для которых: d = 45 мм; D = 85 мм;

Т = 20,75 мм; В = 20 мм.

Осевые составляющие от радиальных реакций конических подшипников определяем по формуле

S = 0,83 · e · R (6.3)

где е - параметр осевого нагружения, е = 0,41 [2, с.402], [5, с.436-437].

S₁ = 0,83 · 0,41 · 436,69 = 148,61 H

S₂ = 0,83 · 0,41 · 3919,92 = 1333,95 H

При S₂ > S₁; F_a < S₂ > S₁ осевые нагрузки подшипников определяют по формулам

F_a1 = S₂ - F_a (6.4)

F_a2 = S₂ (6.5)

F_a1 = 1333,95 - 757,07 = 576,88 H

F_a2 = 1333,95 Н

Определяем отношение осевой нагрузки к радиальной правого подшипника

F_a2 / R₂ = 1333,95 / 3919,92 = 0,34 < e (6.6)

Следовательно, при расчёте эквивалентной нагрузки на подшипник осевую нагрузку не учитываем.

Эквивалентная нагрузка

F_red = V · R · K_д · K_т, (6.7)

где V - коэффициент вращения кольца, V = 1 при вращении внутреннего кольца подшипника [2, с.212];

K_б - коэффициент безопасности, K_б = 1,8 [2, с.214];

К_т - температурный коэффициент, K_т = 1 при рабочей температуре подшипника менее 100є С [2, с.214].

F_red2 = 1 · 3919,92 · 1,8 · 1 = 7055,86 Н

Расчётная долговечность в миллионах оборотов [2, с.211]

(6.8)

где С - динамическая грузоподъёмность подшипника, С = 50 кH [2, с.402], [5, с.436-437].

= 356,4 млн.об.

Расчётная долговечность в часах [2, с.211]

, (6.9)

где n - частота вращения ведомого вала редуктора, n₂ = 277,14 мин^-1.

Номинальная долговечность подшипников лёгкой серии № 7209 превышает требуемую, что обеспечивает их работоспособность в течение требуемого срока службы.

7. Проверка прочности шпоночных соединений

Шпонки призматические со скруглёнными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок - по ГОСТ 23360-78 [2, с.169], [5, с.449, 450].

Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.

Напряжение смятия и условие прочности определяется по формуле [2, с.170]

у_{см. max} у_см.adm, (7.1)

где у_{см. max} - максимальное напряжение смятия, МПа;

Т - вращающий момент, Н?м;

d - диаметр вала в месте установки шпонки, мм;

h - высота шпонки, мм;

t₁ - глубина паза вала под шпонку, мм;

? - длина шпонки, мм;

b - ширина шпонки, мм;

у_см.adm - допускаемое напряжение смятия, при чугунной ступице у_см.adm = 50…70 МПа; при стальной ступице у_см.adm = 100…120 МПа.

Ведущий вал: d_в1 = 30 мм; b Ч h = 8 Ч 7 мм; t₁ = 4 мм; ? = 40 мм;

Т_е1 = 73,84 Н·м.

у_cм.max < у_cм.adm

Ведомый вал:

Из двух шпонок - под зубчатым колесом и на выходном конце вала - более нагружена вторая (меньше диаметр вала и поэтому меньше размеры поперечного сечения шпонки). Проверяем шпонку на выходном конце вала:

d_в2 = 38 мм; b Ч h = 10 Ч 8 мм; t₁ = 5 мм; ? = 56 мм; Т_е2 = 242,93 Н·м.

у_cм.max < у_cм.adm

8. Уточнённый расчёт валов

Ведущий вал

Выполнение уточнённого расчёта ведущего вала не имеет смысла, так как его диаметр был преднамеренно увеличен для того, чтобы соединить вал двигателя и выходной конец ведущего вала стандартной муфтой, чем был обеспечен запас прочности.

Ведомый вал

Составляем расчётную схему нагружения вала, используя значения реакций опор в двух плоскостях, полученные при подборе подшипников.

Устанавливаем два предполагаемых опасных сечения, подлежащих проверке на усталостную прочность: сечение А-А, проходящее через середину венца зубчатого колеса (d_k2 = 55 мм) и сечение Б-Б, проходящее через опору у выходного конца вала (d_п2 = 45 мм).

Наиболее опасным сечением, подверженным усталостному разрушению является сечение Б-Б, где концентратором напряжения является прессовая посадка и площадь поперечного сечения вала меньше, чем под колесом, поэтому производим расчёт на усталостную прочность наиболее опасного сечения Б-Б.

Для этого сечения должно соблюдаться условие [5, с.267]

S ? S_adm, (8.1)

где S - расчётный коэффициент запаса прочности;

S_adm - заданный или требуемый коэффициент запаса прочности, S_adm = 1,6 … 2,1 [5, с.267].

, (8.2)

где S_у, S_ф - коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям;

(8.3)

, (8.4)

где у_-1 и ф-₁ - пределы выносливости гладких стандартных цилиндрических образцов при симметричном цикле изгиба и кручения, МПа;

Для углеродистых конструкционных сталей

у_-1 = 0,43 · у_u (8.5)

ф-₁ = 0,58 · у_-1 (8.6)

Для стали 45 предел прочности у_u = 560 МПа [4, с.125].

у_-1 = 0,43 · 560 = 240,8 МПа

ф-₁ = 0,58 · 240,8 = 139,7 МПа

у_а и ф_а - амплитуды напряжений цикла, МПа;

у_m и ф_m - средние напряжения цикла, МПа;

Ш_у и Ш_ф - коэффициенты чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений, Ш_у = 0,2; Ш_ф = 0,1 [2, с.164];

К_у и К_ф - эффективные коэффициенты концентраций напряжений;

К_d - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения;

К_F - коэффициент влияния параметров шероховатости поверхности.

В расчётах валов принимают, что нормальные напряжения изменяются по симметричному, а касательные по отнулевому циклу.

Для симметричного цикла [4, с.126]

у_m = 0

у_a = у_и = M_и / W_x, (8.7)

где М_и - результирующий изгибающий момент, Н?м;

М_и = v М_х² + М_y², (8.8)

где М_х, М_у - изгибающие моменты в горизонтальной и вертикальной плоскостях, Н?м;

W_х - осевой момент сопротивления сечения при изгибе, мм³.

Для отнулевого цикла [4, с.126]

ф_а = ф_m = ф / 2 = T / 2W_p, (8.9)

где ф - касательные напряжения кручения, МПа;

Т - крутящий момент, Н?м;

W_р - полярный момент сопротивления сечения при кручении, мм³.

Сечение Б-Б:

Концентратор напряжений - прессовая посадка.

К_у / К_d = 2,8 ; К_ф / К_d = 1,7 ; К_F = 0,9 [5, с.272].

(8.10)

(8.11)

= 8941,64 мм³

= 17883,28 мм3

Для определения изгибающего момента в опасном сечении строим эпюры моментов вала в горизонтальной и вертикальной плоскостях.

Горизонтальная плоскость

М_xI = 0

М_xII = - R_x1 · с₁ = 305,9 · 0,056 = 17,13 Н·м

М_xIII = - R_x1 · (с₁ + f₁) - F_t · f₁ =305,9 · (0,056 + 0,139) - 2163,81 · 0,139 = - 241,12 Н·м

М_{xIII (спр)} = - F_м · L = - 2026,21 · 0,119 = - 241,12 Н·м, М_xIV = 0

Вертикальная плоскость

М_yI = 0

М_yII = R_y1 · с₁ = 311,64 · 0,056 = 17,45 Н·м

М_yII(c) = R_y1· с₁ - m = 311,64 · 0,056 - 90,94 = - 73,49 Н·м

М_{yII (спр)} = - R_y2 · f ₁ = - 528,72 · 0,139 = - 73,49 Н·м

М_yIII = 0

Строим эпюру крутящих моментов.

Т = Т_е2 = 242,93 Н·м

Из эпюр

М _xIII = 241,12 Н·м

М_yIII = 0

М_иIII = M _xIII = 241,12 H·м

у_a = у_и = 241,12 ? 10³ / 8941,64 = 27,08 МПа

ф = 242,93?10³ / 17883,28 = 13,58 МПа

ф_а = ф_m = ф / 2 = 13,58 / 2 = 6,79 МПа

S > S_adm

9. Выбор посадок

Выбор посадок основных деталей производим по [2, с.263].

Посадка зубчатого колеса на вал H7/p6 по ГОСТ 25347-82.

Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала k6.

Отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца H7.

Отклонения диаметров валов под мазеудерживающие кольца H7/h6.

Отклонения диаметра вала под распорную втулку H7/h6 .

Отклонения диаметров валов под манжеты армированные H8/h8.

10. Смазка редуктора

Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием конического зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса на всю длину зуба.

Объем масляной ванны V определяем из расчета 0,25 дм³ масла на 1 кВт передаваемой мощности.

V = 0,25 · P₁ (10.1)

V = 0,25 · 7.34 ? 1.84 дм³

Устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях у_H = 484.07 МПа и скорости V = 3.31 м/с, рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 28 ? 10^-6 мІ/с [2, с.253].

Принимаем масло индустриальное И-30А [2, с.253].

Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом УТ-1, периодически пополняем его шприцем через пресс-маслёнки.

11. Описание конструкции и сборки редуктора

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

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

На ведущий вал насаживают мазеудерживающее кольцо и роликоподшипник, предварительно нагретый до 80 … 100° С в масле. Затем устанавливают распорную втулку, которая будет препятствовать перемещению подшипников. Далее устанавливают второй подшипник аналогично первому. Второй подшипник фиксируют гайкой круглой шлицевой и запрессовывают полученный узел в стакан.

Закладывают шпонку b Ч h Ч l = 16 Ч 10 Ч 50 в шпоночную канавку ведомого вала и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала, надевают мазеудерживающие кольца, устанавливают роликоподшипники, 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 конических штифтов; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.

После этого на ведомый вал надевают распорные кольца, в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки.

Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают манжеты резиновые армированные, пропитанные горячим маслом.

Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами.

Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловый 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.

Заключение

В результате выполнения задания по курсовому проектированию была разработана типовая конструкция одноступенчатого горизонтального конического прямозубого редуктора общего назначения. Данный редуктор предназначен для длительной работы.

Выполнение задания разделено на 2 этапа. Первым этапом задания является пояснительная записка, а вторым - графическая часть.

Пояснительная записка состоит из необходимых расчетов отдельных деталей и узлов редуктора и содержит пояснения этих расчетов.

Графическая часть включает в себя два чертежа: один рабочий и один сборочный. Рабочий чертеж выполнен на ведомый вал. Сборочный чертеж выполнен на полнокомплектный редуктор и сопровождается соответствующей спецификацией.

Пояснительная записка и чертежи выполнены в соответствии со всеми требованиями, предъявляемыми к нормативно-технической документации на производстве.

В процессе проектирования редуктора были усвоены и закреплены знания по следующим учебным дисциплинам: техническая механика; инженерная графика; нормирование точности и технические измерения; материаловедение и технология материалов.

Спроектированный редуктор может применяться для привода различных типов рабочих машин - например ленточных конвейеров - и соответствует всем нормам, предъявляемым к данному типу редукторов.

Список использованных источников

1. ГОСТ 1.105-95. Общие требования к текстовым документам. Минск, 1995.

2. Чернавский, С.А. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов / С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин и др. - 2-е изд., - М.: Высшая школа, 1987. - 416 с.

3. Соколовская, В.П. Техническая механика. Детали машин. Курсовое проек-тирование: пособие / В.П. Соколовская. - Минск: Высшая школа, 2010. - 103с.

4. Дунаев, П.Ф. Детали машин. Курсовое проектирование: Учебное пособие для машиностроительных специальностей техникумов / П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов. - М.: Высшая школа, 1984. - 336с.

5. Шейнблит, А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие / А.Е Шейнблит. - 2-е изд., - Калининград: Янтар. сказ, 2003. - 454 с.

6. ГОСТ 21354 - 87. Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные внешнего зацепления. Расчёт на прочность.

7. Кузьмин, А.В. Расчёты деталей машин: Справочное пособие / А.В.Кузьмин, М.Н.Чернин, Б.С.Козинцов. - 3-е изд., - Минск: Высшая школа, 1986.- 400с.

8. Курмаз, Л.В. Детали машин. Проектирование: учебное пособие / Л.В.Курмаз, А.Т.Скойбеда.- 2-е изд., - Минск: УП «Технопринт» , 2002.- 290с.

Размещено на Allbest.ru

...