Проектирование одноступенчатого горизонтального цилиндрического косозубого редуктора

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Проектирование одноступенчатого горизонтального цилиндрического косозубого редуктора



Введение

Одним из важнейших факторов научно-технического прогресса, способствующих скорейшему совершенствованию общественного производства и росту его эффективности, является проблема повышения уровня подготовки специалистов.

Решению этой задачи способствует выполнение курсового проекта по «Технической механике», базирующегося на знаниях физико-математических и общетехнических дисциплин: математики, теоретической механики, сопротивления материалов, материаловедении и технологии материалов, инженерной графики, нормирования точности и технических измерений.

Объектом курсового проектирования является одноступенчатый редуктор - механизм, состоящий из зубчатой передачи, 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 валом.

Редуктор проектируется по заданной нагрузке (моменту на выходном валу) и передаточному числу без указания конкретного назначения, что характерно для специализированных заводов, на которых организовано серийное производство редукторов.



1. Выбор электродвигателя и кинематический расчёт

1.1 Составляем кинематическую схему редуктора

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рисунок 1. Кинематическая схема редуктора

1.2 Определяем общий КПД редуктора

з = з₃ · з_п², (1.1)

где з₃ - КПД пары зубчатых цилиндрических косозубых колёс, з₃ = 0,98 [2, с.5];

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

з = 0,98 · 0,99² = 0,96.

1.3 Определяем мощность на ведущем валу

з = , (1.2)

Р₁ = , (1.3)



где Р₂ - мощность на ведомом валу, Р₂ = 13,6 кВт.

1.4 Определяем частоту вращения ведущего вала

u = , (1.4)

n ₁ = n₂ · u, (1.5)

где n₂ - частота вращения ведомого вала, n₂ = 402 мин^-1;

u - передаточное число редуктора, u = 3,6.

n₁ = 402 · 3,6 = 1447,2 мин^-1

1.5 Подбираем электродвигатель по исходным данным (Р₁ = 14,1 кВт, n₁ = 1447,2 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 160S4 [4, с.321], для которого:

Р_дв = 15 кВт, n_дв = 1465 мин^-1, d_дв = 48 мм [3, с.14], [4, с.322].

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

100, (1.6)

Окончательно принимаем Р₁ = 15 кВт, n₁ = 1465 мин^-1.

1.7 Определяем мощность на ведомом валу

Р₂ = Р₁ · з, (1.7)

Р₂ = 15 · 0,96 = 14,4 кВт

1.8 Уточняем частоту вращения ведомого вала редуктора

n₂ = , (1.8)

n₂ == 406,9 мин^-1

1.9 Определяем вращающие моменты на ведущем и ведомом валах

Т_е1 = 9,55 · , (1.9)

Т_е1 = 9,55 · = 97,78 Н·м,

Т_е2 = Т_е1 · u · з, (1.10)



Т_е2 = 97,78 · 3,6 · 0,96 = 337,92 Н·м

1.10 Задаёмся предварительно углом наклона зуба, согласно рекомендации

в = 8є ч 15є для косозубых передач [2, с.37].

Принимаем в = 10є.



2. Расчёт зубчатой передачи

2.1 Выбор материалов и определение допускаемых напряжений

Поскольку в проектном задании к редуктору не предъявляется жёстких требований в отношении габаритов передачи, а изготовление колёс осуществляется в условиях мелкосерийного производства, то выбираем материалы со средними механическими свойствами. С целью сокращения номенклатуры применяемых материалов принимаем для шестерни и колеса сталь 45, так как передаваемая валом мощность невелика и для достижения лучшей приработки твёрдость колёс должна быть не более 350 НВ. Кроме того, редуктор должен быть общего назначения, а для таких редукторов экономически целесообразно применять колёса с твёрдостью меньшей или равной 350 НВ. Учитывая, что число нагружений в единицу времени зубьев шестерни в передаточное число раз больше числа нагружений зубьев колеса, для обеспечения одинаковой контактной усталости, механические характеристики материала шестерни должны быть выше, чем у колеса [5, с.52].

НВ₁ = НВ₂ + (20 ч 50) (2.1)

Чтобы этого достичь при одинаковых материалах, назначаем соответствующий режим термообработки, полагая, что диаметр заготовки шестерни не превысит 90 мм, а колеса 300 мм.

Шестерня: сталь 45, термообработка - улучшение.

Принимаем: НВ₁ = 230; у_у = 440 МПа; у_u = 780 МПа [2, с.34].

Колесо: сталь 45; термообработка - нормализация.

Принимаем: НВ₂ = 190; у_у = 290 МПа; у_u = 570 МПа [2, с.34].

НВ₁ - НВ₂ = 230 - 190 = 40, что соответствует указанной рекомендации.

Определяем допускаемые контактные напряжения при расчете на контактную усталость [6, с.14]

у_нр = Z_R · Z_V · Z_L · Z_X, (2.2)

где у_нlimb - предел контактной выносливости поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов напряжений [6, с.27], МПа;

у_нlimb = 2 · НВ + 70, (2.3)

у_нlimb1 = 2 · 230 + 70 = 530 МПа,

у_нlimb2 = 2 · 190 + 70 = 450 МПа

Z_N - 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 Z_N = 1 [6, c.24];

Z_R - коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей зубьев [6, c.24];

Z_V - коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости [6, c.25];

Z_L - коэффициент, учитывающий влияние вязкости смазочного материала [6, c.25];

Z_X - коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса [6, c.25];

ГОСТ 21354-87 [6, с.57] рекомендует для колес с d < 1000 мм принимать

Z_R · Z_V · Z_L · Z_X = 0,9 (2.4)

S_H - коэффициент запаса прочности, для нормализованных и улучшенных сталей S_Н = 1,1 [6, с.24].

у_нр1 = · 0,9 = 434 МПа,

у_нр2 = · 0,9 = 368 МПа

Определяем расчётное допускаемое контактное напряжение [6, с.19]

у_нр = 0,45 · (у_нр1 + у_нр2) ? у_нрmin, (2.5)

у_нр = 0,45 · (434 + 368) = 361 MПа < у_нр2

Так как условие не выполняется, принимаем у_нр = 368 МПа.

2.2 Проектировочный расчёт передачи на контактную усталость активных поверхностей зубьев

Определяем ориентировочное значение делительного диаметра шестерни

, (2.6)

где К_d - вспомогательный коэффициент, К_d = 67,5 МПа^1/3 для косозубых и шевронных передач [6, с.57];

Ш_bd1 - коэффициент ширины шестерни относительно её диаметра [6, с.57];

Ш_bd1 = 0,5 · Ш_bа ·(u + 1), (2.7)

где Ш_ва - коэффициент ширины колеса, принимаем Ш_bа = 0,4 ч 0,5 при симметричном расположении колёс [3, с.17];

Ш_bd1 = 0,5 · 0,4 · ( 3,6 + 1) = 0,92.

К_нв - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине венца. Выбираем по графику в зависимости от твёрдости рабочих поверхностей зубьев, схемы нагружения и параметра Ш_bd1, К_нв = 1 [6, с.58].

Принимаем d₁ = 67 мм.

Определяем делительный диаметр колеса

u = , (2.8)

d₂ = u · d₁, (2.9)

d₂ = 3,6 · 67 = 241,2 мм

Принимаем d₂ = 241 мм.

Определяем межосевое расстояние передачи

a_w = , (2.10)

a_w = = 154 мм

Принимаем a_w = 160 мм по ГОСТ 2185-66 [2, с.36].

Определяем рабочую ширину колёс. Учитывая неточность сборки и возможную осевую «игру» передачи выбираем

b₁ = b₂ + (2 ч 5) мм, (2.11)

b₁ = Ш_bd1 · d₁, (2.12)

b₁ = 0,92 · 67 = 61,64 мм

Принимаем b₁ = 62 мм [4, с.290].

b₂ = 62 - 5 = 57 мм.

Определяем нормальный модуль по эмпирической зависимости

m_n = (0,01 ч 0,02) · a_w, (2.13)

m_n = (0,01 ч 0,02) ·160 = 1,6 ч 3,2 мм

Принимаем m_n = 2 мм по ГОСТ 9563-60 [2, с.36].

Определяем суммарное число зубьев

Z_У = Z₁ + Z_2, (2.14)

Z_У = (2.15)

Z_У = = 156,8

Принимаем Z_У = 157.

Определяем число зубьев шестерни и колеса

Z₁ = , (2.16)

Z₂ = Z_У - Z₁, (2.17)

Z₁ = = 34,

Z₂ = 157 - 34 = 123.

По округлённым значениям Z₁ и Z₂ уточняем передаточное число

u_п = , (2.18)

u_п = = 3,61.

Проверяем отклонение передаточного числа от заданного значения

, (2.19)



= 0,27 %

Действительное значение угла наклона линии зуба

сos в = , (2.20)

cos в = ,

в = 11,4°

Определяем окружной модуль

m_t = , (2.21)

m_t = = 2,04 мм

Уточняем диаметры делительных окружностей и межосевое расстояние по формуле (2.10)

d = m_t · Z, (2.22)

d₁ = 2,04 · 34 = 69,36 мм,

d₂ = 2,04 · 123 = 250,92 мм,

a_w = = 160,14 мм

2.3 Проверочные расчёты передачи

Проверочный расчёт передачи на контактную усталость активных поверхностей зубьев выполняем по условию контактной прочности [6, с.2]



(2.23)

, (2.24)

где Z_Е - коэффициент, учитывающий механические свойства сопряженных зубчатых колес, Z_Е = 190 [6, с.15];

Z_Н - коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в зацеплении, Z_Н = 2,41 [6, с.15];

Z_е - коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий;

При е_в ? 1 [6, с.15] Z_е = , (2.25)

е_б = [1,88 - 3,2 · ( + ] · cos в, (2.26)

е_б = [1,88 - 3,2 · ( + )] · cos11,4° = 1,724,

Z_е = = 0,761.

F_t - исходная окружная сила, Н;

F_t = , (2.27)

F_t = = 2819,49 Н

К_Н - коэффициент нагрузки [6, с.15];

К_Н = К_А · К_Hv · K_Hв · K_Hб, (2.28)

где К_А - коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку,

К_А = 1 [6, с.15];

К_Hv - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении до зоны резонанса;

?? = , (2.29)

?? = = 5,08 м/с

При этой скорости следует принять 8 степень точности и тогда К_Hv =1 [2, с.40];

K_Hв - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями, K_Hв = 1,05 [6, с.58];

K_Hб - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями,

K_Hб = 1,09 [2, с.39].

К_Н = 1 · 1 · 1,05 · 1,09 = 1,144,

= 332,54 МПа

Подставляем все вычисленные значения в формулу для проверочного расчёта

у_н = 332,54 ? = 355,67 МПа

Определяем процент недогрузки (перегрузки)

· 100%, (2.30)

· 100% = - 3,35%,

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.

2.4 Определение геометрических параметров колёс

Высота головки зуба

h_a = m_n, (2.31)

h_a = 2 мм

Высота ножки зуба

h_f = 1,25 · m_n, (2.32)

h_f = 1,25 · 2 = 2,5 мм

Диаметры вершин зубьев

d_a = d + 2 · h_a, (2.33)

d_a1 = 69,36 + 2 · 2 = 73,36 мм,

d_a2 = 250,92 + 2 · 2 = 254,92 мм

Диаметры впадин зубьев

d_f = d - 2 · h_f, (2.34) 

d_f1 = 69,36 - 2 · 2,5 = 64,36 мм,

d_f2 = 250,92 - 2 · 2,5 = 245,92 мм

2.5 Определение сил, действующих в зацеплении

Окружная сила

F_t = 2819,49 Н (формула 2.27)

Радиальная сила

F_r = F_t · , (2.35)

б_w = 20є,

F_r = = 1035,73 H

Осевая сила

F_a = F_t · tg в, (2.36)

F_a = 1035,73 · 0,176 = 182,28 H



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;

ф = , (3.2)

где Т - крутящий момент, Н·м;

Ведущий вал: Т₁ = Т_e1 = 97,78 Н·м; ведомый вал: Т₂ = Т_е2 = 337,92 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 ? ? 25,35 мм

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

d_в1 ? 0,75 · dдв, (3.5)

d_в1 ? 0,75 · 48 ? 36 мм

Окончательно принимаем d_в1 = 36 мм, согласуя с ГОСТ 6636-69 [2, с.161,162].

Ведомый вал:

d_в2 ? ? 38,33 мм

Окончательно принимаем d_в2 = 40 мм, согласуя с ГОСТ 6636-69 [2, с.161,162].

Основные нагрузки, действующие на валы, возникают в зубчатом зацеплении: F_a = 2819,49 H, F_r = 1035,73 H, F_t = 182,28 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 , (3.6)

F_м = 130 = 2389,73 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.

3.3 Диаметры под подшипники и колесо

Ведущий вал

Диаметр под подшипники



d_n = d_в + 2 · t, (3.7)

где t - высота буртика, t = 2,5 мм [4, с.37].

d_n1 = 36 + 2 · 2,5 = 41 мм

Принимаем по ГОСТ 8338-75 d_n1 = 40 мм [2, с.392-394].

Ведомый вал

Диаметр под подшипники определяем по формуле (3.7)

t = 2,5 мм [4, с.37].

d_n2 = 40 + 2 · 2,5 = 45 мм

Принимаем по ГОСТ 8338-75 d_n2 = 45 мм [2, с.392-394].

Посадочный диаметр под колесо

d_k2 = d_n2 + 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: d₁ = 69,36 мм; d_a1 = 73,36 мм; d_f1 = 64,36 мм; b₁ = 62 мм.

Колесо кованое: d₂ = 250,92 мм; d_a2 = 254,92 мм; d_f2 = 245,92 мм; b₂ = 57мм.

Диаметр ступицы

d_ст = 1,6 · d_k2, (4.1)

d_ст = 1,6 · 55 = 88 мм

Принимаем d_ст = 90 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 = 80 мм.

Толщина обода

д_o = (3 ч 4) · m_n, (4.3)

д_o = (3 ч 4) · 2 = 6 ч 8 мм

Принимаем д_o = 8 мм.

Толщина диска

C = 0,3 · b₂, (4.4)



C = 0,3 · 57 = 17,1 мм

Принимаем C = 17,1 мм.

Фаска

h = 0,5 · m_n, (4.5)

h = 0,5 · 2 = 1 мм

Принимаем h = 1 мм.



5. Размеры элементов корпуса и крышки редуктора

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

Толщина стенок корпуса и крышки

д = 0,025 · a_w + 1, (5.1)

д₁ = 0,02 · a_w + 1, (5.2)

д = 0,025 · 160,14 + 1= 5,0035 мм,

д₁ = 0,02 · 160,14 + 1= 4,2028 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 = 18,8 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 = (0,03 ч 0,036) · a_w + 12, (5.8)

d₁ = (0,03 ч 0,036) · 160,14 + 12 = 16,8 ч 17,76 мм

Принимаем болты с резьбой М16.

5.5 Диаметр болтов у подшипников

d₂ = (0,7 ч 0,75) · d₁, (5.9)

d₂ = (0,7 ч 0,75) · 16 = 11,2 ч 12 мм

Принимаем болты с резьбой М12.

Диаметр болтов, соединяющих крышку с основанием корпуса

d₃ = (0,5 ч 0,6) · d₁, (5.10)

d₃ = (0,5 ч 0,6) · 16 = 8 ч 9,6 мм

Принимаем болты с резьбой М8.



6. Подбор подшипников

6.1 Ведущий вал

Подбираем подшипники по диаметру цапфы вала d_п1 = 40 мм.

Намечаем шариковые радиальные однорядные подшипники средней серии № 308 по ГОСТ 8338-75 [2, с.392-394], [5, с.432-433], для которых: d = 40 мм; D = 90 мм; B = 23 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.

6.2 Ведомый вал

F_t = 2819,49 H, F_r = 1035,73 H, F_a = 182,28 H, d₂ = 250,92 мм;

Нагрузка на вал от муфты F_м = 2389,73 Н;

Из первого этапа компоновки:

? ₁ = 0,0685 м;

? ₂ = 0,1105 м.

Составляем расчётную схему вала



Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рисунок 2. Расчётная схема вала

Определяем реакции опор

Горизонтальная плоскость

УМ₁ = 0; - F_t ? ? ₁ + R_x2 ? 2 ? ₁ - F_м ? (2 ? ₁ + ? ₂) = 0,

R_x2 = ,

R_x2 = = 5726,95 Н.

УМ₂ = 0; R_x1 ? 2 ? ₁ + F_t ? ? ₁ - F_м ? ? ₂ = 0,

R_x1 = ,

R_x1 = = 517,73 Н.

Проверка



УF_iх = 0; R_x1 + F_t - R_x2 + F_м = 0,

517,73 + 2819,43 - 5726,95 + 2389,73 = 0,

0 = 0

Вертикальная плоскость

m = , (6.1)

m = = 22,86 Н?м.

УМ₁ = 0; m + F_r ? ? ₁ - R_y2 ? 2 ? ₁ = 0,

R_y2 = ,

R_y2 = = 684,72 Н.

УМ₂ = 0; m - F_r ? ? ₁ + R_y1 ? 2 ? ₁= 0,

R_y1 = ,

R_y1 = = 351,00 Н.

Проверка

УF_iу = 0; R_y1 - F_r + R_y2 = 0,

351,00 - 1035,73 + 684,72 = 0,

0 = 0

Суммарные реакции

R = , (6.2)

R₁ = = 625,49 H

R₂ = = 5767,73 H

Подбираем подшипники по диаметру цапфы вала d_п2 = 45 мм и рассчитываем по более нагруженной опоре 2.

Намечаем шариковые радиальные однорядные подшипники средней серии №309 по ГОСТ 8338-75 [2, с.392-394], [5, с.432-433], для которых: d = 45 мм; D = 100 мм; B = 25 мм; динамическая грузоподъёмность: C = 52,7 кН; статическая грузоподъёмность: C_о = 30,0 кН.

Определяем отношение

Этой величине подбираем коэффициент осевого нагружения е = 0,19 [2, с.212].

Сравниваем отношение с коэффициентом е [2, с.212]

= 0,031 < e.

Определяем эквивалентную динамическую нагрузку на подшипник

F_red = (Х · V · R₂ + Y · F_a) ? K_д ? K_т, (6.3)

где Х - коэффициент радиальной нагрузки, Х = 1,0 [2, с.212]

V - коэффициент вращения кольца, V = 1,0 при вращении внутреннего кольца подшипника относительно направления радиальной нагрузки [2, с.212];

Y - коэффициент осевой нагрузки, Y = 0 [2, с.212];

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

К_т - температурный коэффициент, K_т = 1,0 при рабочей температуре подшипника менее 100є С [2, с.214].

F_red2 = (1,0 · 1,0 · 5767,73 + 0 ·182,28) · 1,1 · 1,0 = 6344,503 Н.

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

L = , (6.4)

L = = 573,11 млн.об.

Расчётная долговечность в часах [2, с.211]

L_h =

где n₂ - частота вращения ведомого вала редуктора, n₂ = 402 мин^-1.

L_h = = 23760 часов

Номинальная долговечность подшипников средней серии № 309 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_е - 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 = 36 мм; b Ч h = 12 Ч 8 мм; t₁ = 5 мм; ? = 50 мм; Т_е1 = 97,78 Н·м.

у_{см. max} = = 47,65 МПа,

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 = 40 мм; b Ч h = 12 Ч 8 мм; t₁ = 5 мм; ? = 60 мм; Т_е2 = 337,92 Н·м.

у_{см. max} = = 117,33 МПа,

у_cм.max ? у_cм.adm



8. Уточнённый расчёт валов

8.1 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.

8.2 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].



S = , (8.2)

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

S_у = , (8.3)

S_ф = , (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 = , (8.7)

где М_и - результирующий изгибающий момент, Н?м;

М_и = , (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 = = , (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_F = 1,07 [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 · ? ₁ = 517,73 · 0,0685 = 35,46 Н·м,

М_xIII = R_x1 · 2·? ₁ + F_t · ? ₁ = 517,73 · 2 · 0,0685 + 2819,49 · 0,0685 = 264,06 Н·м,

М_{xIII (спр)} = F_м · ? ₂ = 2389,73 · 0,105 = 250,92 Н·м,

М_xIV = 0

Вертикальная плоскость

М_yI = 0,

М_yII = R_y1 · ? ₁ = 351,00 · 0,0685 = 24,04 Н·м,

М_yII(c) = R_y1· ? ₁ + m = 351,00 · 0,0685 + 22,86 = 46,90 Н·м,

М_{yII (спр)} = R_y2 · ? ₁ = 684,72 · 0,0685 = 46,90 Н·м,

М_yIII = 0.

Строим эпюру крутящих моментов.

Т = Т_е2 = 337,92 Н·м

Из эпюр

М _xIII = 264,06 Н·м,

М_yIII = 0,



М_и = M _xIII = 264,06 H·м,

у_a = у_и = = 29,53 МПа,

ф_а = ф_m = = 9,44 МПа,

= 4,74,

= 8,13,

= 4,09,

S ? S_adm



Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рисунок 3. Расчётная схема вала с эпюрами моментов



9. Выбор посадок

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

Посадка зубчатого колеса на вал по ГОСТ 25347-82.

Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала k6.

Отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца Н7.

Отклонения диаметров валов под мазеудерживающие кольца k6.

Отклонения диаметра вала под распорную втулку k6.

Отклонения диаметров валов под сквозную крышку с жировыми канавками k6.



10. Смазка редуктора

Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 10 мм. 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 · 15 ? 3,75 дм³

Устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях у_H = 355,67 МПа и скорости ?? = 5,08 м/с, рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 22 ? 10^-6 мІ/с [2, с.253].

Принимаем масло индустриальное И-20А [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 корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.

Сборка производится в следующей последовательности:

На ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца и шариковые радиальные однорядные подшипники, предварительно нагретые в масле до 80 … 100° С.

В ведомый вал закладывают шпонку b Ч h Ч ? = 16 Ч 10 Ч 70 и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку, мазеудерживающие кольца и устанавливают шариковые радиальные однорядные 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.

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 манжеточные уплотнители, пропитанные горячим маслом.

Проверяют заклинивание подшипников.

Ввёртывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и закрепляют фонарный маслоуказатель.

Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой.

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 цилиндрического косозубого 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 сборочный чертеж. Сборочный чертеж выполнен на полнокомплектный редуктор и сопровождается соответствующей спецификацией.

Пояснительная записка и чертеж 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

...