Проектирование одноступенчатого цилиндрического редуктора

Размещено на http://www.allbest.ru/

Авиационный техникум федерального государственного автономного ОБРАЗОВАТЕЛЬНОГО УЧРЕЖДЕНИЯ высшего образования

"Самарский государственный аэрокосмический университет имени академика С.П. Королева (национальный исследовательский университет)"

Пояснительная записка к курсовому проекту

По технической механике

Тема: «Спроектировать одноступенчатый цилиндрический редуктор»

Выполнил:

Студент группы ТМ-6 з

Борисов О. А.

Руководитель проекта:

Альдебенева Н.А.

Самара, 2019г.



Авиационный техникум федерального государственного автономного ОБРАЗОВАТЕЛЬНОГО УЧРЕЖДЕНИЯ высшего образования

"Самарский государственный аэрокосмический университет имени академика С.П. Королева (национальный исследовательский университет)"

Задание на курсовое проектирование по дисциплине техническая механика.

Выдано студенту: Группы: ТМ-6 з Борисову О. А.

Специальность: Технология машиностроения

Тема задания:

Спроектировать одноступенчатый цилиндрический прямозубый редуктор

С2 = 5,1 кВт

щ2 = 45 с-1

Задание рассмотрено и утверждено на заседание предметно - цикловой комиссии ____________________________________________

Протокол № _______________ «___» ______________20_______

Номер: __________________________

Дата выдачи задания: «___» _________ 201_ г.

Срок сдачи проекта: «___» __________201_г.

Руководитель проекта: _______________________________

Задание принял к исполнению: ____________________________

Кинематическая схема привода:



Рис. 1

Исходные данные для проектирования:

1.Режим работы постоянный.

2.Расположение колёс относительно опор симметричное.

3.Редуктор с не реверсивной передачей, предназначенного для длительной эксплуатации и мелкосерийного производства.

4.Зубчатые колёса нарезаны без смещения.



Содержание

Введение

1. Расчётная часть

1.1 Выбор электродвигателя и кинематический расчёт привода

1.2 Расчёт поверхности на контактную прочность

1.3 Конструктивные размеры корпуса редуктора

1.4 Первый этап эскизной компоновки редуктора

1.5 Подборка подшипников

1.6 Второй этап компоновки редуктора

1.7 Подбор муфт

1.8 Подбор шпонок

1.9 Уточнённый расчёт валов

2. Конструктивно - технологическая часть

2.1 Посадка основных деталей

2.2 Смазка редуктора

2.3 Сборка редуктора

Список литературы



Введение

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи мощности от двигателя к рабочей машине.

Назначение редуктора - понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим.

Каноническим видом механического редуктора является пара взаимозацепленных цилиндрических зубчатых колёс, из которых ведущее колесо (шестерня) меньшего размера, а ведомое - большего.

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

Редуктор проектируют либо для привода определённой машины, либо по заданной нагрузке (моменту на выходном валу) и передаточному числу без указания конкретного назначения.

Редукторы классифицируют по следующим основным признакам: тип передачи (зубчатые, червячные или зубчато-червячные); число ступений (одноступенчатые, двухступенчатые и т. д.); относительное расположение валов редуктора в пространстве (горизонтальные, вертикальные); особенности кинематической схемы (развёрнутая, соосная, с раздвоенной ступенью и т. д.).



1. Расчётная часть

1.1 Выбор электродвигателя и кинематический расчёт привода

Определим требуемую мощность электродвигателя:

;

P2 - мощность ведомого вала зобщ. - общий коэффициент КПД привода

з1 - КПД цилиндрической зубчатой передачи

з2 - потеря мощности в подшипниках на обе опоры

з1 = 0,98 з2 = 0,99

,

,

Определим ориентировочные значение частоты вращения двигателя: для этого примем передаточное число ір = 4

Определим частоту вращения ведомого вала:

n2 - частота вращения ведомого вала

щ2 - угловая скорость ведомого вала



,

Определим частоту вращения ведущего вала:

,

Подберём двигатель: АОП 2 42 - 4

n1 =1440

Рдв.= 5,5 (кВт)

Уточним передаточное число редуктора:

;

,

Уточним угловую скорость ведущего вала:

,

,

Определим вращающий момент ведущего вала:

,

,

Определим вращающий момент ведомого вала:



,

,

Занесём полученные данные в таблицу 1:

Таблица №1

Вал ведущий	n1 = 1440 (об/мин)	щ1 = 150,72 (с-1)	М1 = 36,49*103 (Н*мм)
Вал ведомый	n2 = (об/мин)	щ2 = 45 (с-1)	М2 = 122,24*103 (Н*мм)

1.2 Расчёт поверхности на контактную прочность

Для выбора материалов шестерни и колеса можно руководится данными, приведёнными в таблице 3.3 [1]. Рекомендуется назначать для шестерни и колеса сталь одной и той же марки, но обеспечивать соответствующей термообработкой твердость поверхности зубьев шестерни на 20 - 30 единиц Бринелля выше, чем колёса.

Подберём для шестерни:

сталь 45, термообработка - улучшение

твёрдость НВ = 230,

предел текучести ут = 440 (Н/мм2),

предел прочности ув = 780 (Н/мм2).

Выберем материал для зубчатого колеса:

сталь 45, термообработка - нормализация

твёрдость НВ = 190,

предел текучести ут = 290 (Н/мм2),

предел прочности ув = 570 (Н/мм2).

Определим допускаемое контактное напряжение для шестерни:



,

,

уH limв - предел контактной выносливости при базовом числе циклов

KHL - коэффициент долговечности; KHL= 1

[n]H - коэффициент безопасности; [n]H = 1,15

,

,

Определим допускаемое контактное напряжение для зубчатого колеса:

,

,

,

,

Выберем меньшее допускаемое контактное напряжение:

[у]H = 391,30 (Н/мм2)

Определим межосевое расстояние редуктора:

,

ip - передаточное число редуктора шва = - коэф. ширины зубчатого венца;

для прямозубых колес рекомендуется шва выбирать в пределах

0,125 ? шbа ? 0,25

Примем шbа = 0,25

,

Выберем из рекомендуемых интервалов значения коэффициентов:

КНб - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями; КНб = 1

КНв - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца; КНв = 1,1

КНх - динамический коэффициент, определяет зависимость окружной скорости колёс и степени точности их изготовления; КНх = 1,05

,

,

Ближайшее стандартное значение по СТСЭВ 229 - 75: ащ = 140 мм

Подберем модуль зубчатого колеса по СТСЭВ 310 - 76:

для прямозубых цилиндрических зубчатых колес стандартным модулем считается окружной mt

, 0.01 ? k?0.02

,

,

ПримемОпределим суммарное число зубьев:

,



,

Определим число зубьев шестерни:

,

Определим число зубьев колеса:

,

Определим делительный диаметр шестерни:

,

Определим делительный диаметр колеса:

,

Определим диаметр окружности вершин зубьев шестерни:

,



Определим диаметр окружности вершин зубьев колеса:

,

Определим диаметр впадин шестерни:

,

Определим диаметр впадин колеса:

,

Определим толщину зубчатого колеса:

,

Определим толщину шестерни:

,

Определим окружную скорость:



,

,

Определим силы действующие в зацеплении:

окружное усилие

,

,

,

б =20є - угол зацепления

tg 20 = 0.36

Проведём проверочный расчёт:

уточним коэффициент по таблицам

= 1 для прямозубых колёс

зависит от коэф. ширины шестерни по диаметру и твердости поверхности зубьев

,

при найденном значении и твердости ?HB 350 =1,02

зависит от окружной скорости и твердости поверхности зубьев. При скорости < 5 м/с и твердости поверхности зубьев ?HB 350 в прямозубой передаче = 1,05, степень точности - 8.

,

,

Сравним полученное напряжение с допускаемым:

,

,

Недогрузка 6,27%, что в пределах нормы.

Предварительный расчёт валов

Проведём расчёт ведущего вала:

Определим диаметр хвостовика ведущего вала.

,

Мк - крутящий момент

[ф]к - допускаемое напряжение на кручение,

для стали 45 [ф]к = 20 ч 25 (н/мм2), примем [ф]к=25

Округлив полученный результат до ближайшего значения по ГОСТ 6636-69 из ряда Ra40, получим:



,

Так как вал редуктора соединен с валом двигателя муфтой, то необходимо согласовать диаметры хвостовиков ротора и вала . Иногда принимают . Некоторые муфты, например, МУВП могут соединять валы разных диаметров в пределах одного номинального момента. У подобранного электродвигателя диаметр вала = 32 мм. Для полумуфты с диаметром под вал d = 32 мм, ответная часть в пределах одного момента может иметь минимальный диаметр также d = 32 мм. Согласно ГОСТ 21424-75 «Муфты упругие втулочно-пальцевые» по заказу потребителя допускается посадочное отверстие в одной из полумуфт выполнять меньшего диаметра, установленного для других номинальных крутящих моментов. Крутящему моменту ведущего вала 36,49 н*м, соответствует полумуфта с посадочным диаметром 22 мм. Таким образом примем:

,

Определим диаметр вала под уплотнение:

,

Определим диаметр вала под подшипник:

,

Определим диаметр вала под шестерню:



,

Определим конструкцию шестерни:

Принципиально возможны два конструктивных исполнения шестерен зубчатых передач: за одно целое с валом (вал - шестерня) и отдельно от вала (насадная шестерня).

Качество вала - шестерни (жесткость, точность зацепления и т.п.) оказывается выше, а стоимость изготовления ниже, чем вала с насадной шестерней, поэтому шестерни редукторов, как правило, выполняют за одно целое с валом.

Т.о. изготавливаем вал - шестерню.

Проведём расчёт ведомого вала

Определим диаметр хвостовика ведомого вала:

,

,

Определим диаметр вала под уплотнение:

,

,

Определим диаметр вала под подшипник:



,

Определим диаметр вала под зубчатое колесо:

,

Определим диаметр буртика:

,

Определим конструктивные размеры зубчатого колеса.

Диаметр ступицы стальных колес:

,

Длина ступицы:

,

,

Толщина обода цилиндрических колес:

,

При малых диаметрах зубчатые стальные колеса выполняют обычно коваными.

Толщина диска кованых колес:

,

1.3 Конструктивные размеры корпуса редуктора

В корпусе редуктора размещаются детали зубчатых и червячных передач.

При его конструировании должны быть обеспечены прочность и жесткость, исключающие перекосы валов. Для повышения жесткости служат ребра, располагаемые у приливов под подшипники. Корпус обычно выполняют разъемным, состоящим из основания (его иногда называют картером) и крышки. Плоскость разъема проходит через оси валов.

Ориентировочные размеры элементов литых корпусов приведены в таблице 8.3 [1]. При конструировании таких корпусов следует придерживаться установленных литейных уклонов (табл. 8.4 [1]), радиусов галтелей и переходов.

Определим толщину стенки корпуса:

,

Принимаем толщину стенки корпуса 8 мм

Определим толщину стенки крышки редуктора:



,

Принимаем толщину стенки 8 мм

Определим толщину верхнего пояса корпуса:

,

Определим толщину нижнего пояса крышки корпуса:

,

Определим толщину нижнего пояса корпуса (без бобышки):

,

Примем толщину нижнего пояса корпуса

Определим толщину рёбер основания корпуса:

,

Определим толщину рёбер крышки:

,



Определим диаметр фундаментных болтов:

,

Подобрали болт М20

Определим диаметр болтов у подшипников:

,

,

Подобрали болт М16

Определим диаметр болтов, соединяющих основания корпуса с крышкой:

,

Подобрали болт М10

Определим размер штифтов:

диаметр ; по табл. 8.5[1] примем

длина ; ; по табл. 8.5[1] примем

1.4 Первый этап эскизной компоновки редуктора

Компоновку обычно проводят в два этапа. Первый этап служит для приближенного определения положения зубчатых колёс и звёздочки относительно опор для последующего определения опорных реакций и подбора подшипников.

Компоновочный чертёж выполняется в одной проекции - разрез по осям валов при снятой крышке редуктора; желательный масштаб 1:1, вычертить тонкими линиями.

Примерно посередине листа параллельно его длиной стороне проводим горизонтальную осевую линию; затем две вертикальные линии - оси валов на расстояние aщ = 140 мм.

Вычерчиваем упрощённо шестерню и колесо в виде прямоугольников; шестерня выполнена за одно целое с валом; длина ступицы колеса равна ширине венца и не выступают за пределы прямоугольника.

Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса:

а) принимаем зазор между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса А1 = 1,2*; при наличии ступицы зазор берётся от торца ступицы;

А1 = 1,2*8 = 9,6 (мм)

примем А1 = 10 (мм)

б) принимаем зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса A = ;

в) принимаем расстояние между наружным диаметром подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса A = ; если диаметр окружности вершин зубьев шестерен окажется больше наружного диаметра подшипника, то расстояние A надо брать от этого диаметра.

Предварительно намечаем радиальные шарикоподшипники лёгкой серии; габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников dп1 = 30 мм и dп2 = 40 мм.

По таблице П8 [1] имеем:

Таблица № 2

Условные обозначения подшипников	d	D	B	Грузоподъёмность, кН
		Размеры, мм		С	С0
206	30	62	16	15,0	10,0
208	40	80	18	25,1	17,8

Наружный диаметр подшипника D = 62 мм оказался меньше диаметра окружности вершин зубьев d1 = 68 мм

Решаем вопрос о смазке подшипников. Принимаем для подшипников пластичную смазку. Для предотвращения вытекания смазки внутрь корпуса и вымывания, устанавливаем мазеудерживающие кольца. Их ширина определяет размер у = 10 мм. привод вал редуктор подшипник

Замером находим расстояние на ведущем валу l1 = 54 мм и на ведомом валу l2 = 55 мм.

Примем окончательно ?1 = ?2 = 55 мм.

Рис. 2. Первый этап компоновки редуктора.

1.5 Подборка подшипников

Проверка долговечности подшипника.

В цилиндрической прямозубой передаче силу в зацеплении одной пары

зубьев раскладывают на две взаимно перпендикулярные составляющие:

окружное усилие



(Н)

радиальное усилие

,

где Pдв - мощность двигателя в Вт, х - окружная скорость в м/с, - угол зацепления (по СТ СЭВ 308-76 ) Ведущий вал.

,

,

,

Рис. 3. Расчетная схема ведущего вала.

Суммарные реакции:



,

,

,

Подбираем подшипники по более нагруженной опоре. В нашем случае опоры нагружены одинаково. Намечаем радиальные шариковые подшипники 206 (см. табл. П8 [1]): d =30 мм; D = 62 мм; B = 16 мм; C = 15,0 кН; C0 = 10,0 кН.

Определим эквивалентную нагрузку:

где:

,

,

V = 1 (вращающиеся внутренние кольца) - коэффициент учитывающий вращение колец;

K? = 1,2 - коэф. безопасности. (табл. 7.2 [1]);

KT = 1 - температурный коэф. (табл. 7.1 [1]);

X = 1 - коэф. радиальной нагрузки (табл. 7.3 [1]);

Y = 0 - коэф. осевой нагрузки (табл. 7.3 [1]);

,

Определим долговечность подшипника в млн. об.:



,

Определим долговечность подшипника в часах:

где - частота вращения подшипника, об/мин.

,

Ведомый вал.

Ведомый вал несёт такие же нагрузки, как и ведущий:

Рис. 4. Расчетная схема ведомого вала.



,

,

Суммарные реакции:

,

,

,

,

Подбираем подшипники по более нагруженной опоре. В нашем случае опоры нагружены одинаково. Намечаем радиальные шариковые подшипники 208 (см. табл. П8 [1]): d = 40 мм; D = 80 мм; B = 18 мм; C = 25,1 кН; C0 = 17,8 кН.

,

где: ,

,

V = 1 (вращающиеся внутренние кольца) - коэффициент учитывающий вращение колец;

K? = 1,2 - коэф. безопасности. (табл. 7.2 [1]);

KT = 1 - температурный коэф. (табл. 7.1 [1]);

X = 1 - коэф. радиальной нагрузки (табл. 7.3 [1]);

Y = 0 - коэф. осевой нагрузки (табл. 7.3 [1]);



,

Определим долговечность подшипника в млн. об.:

,

Определим долговечность подшипника в часах:

где - частота вращения подшипника, об/мин.

,

Для зубчатых редукторов ресурс работы подшипников может превышать 36000 ч (таков ресурс самого редуктора), но не должен быть менее 10 000 ч (минимально допустимая долговечность подшипника). В нашем случае под-шипники ведущего вала 206 имеют ресурс 101000 ч, а подшипники ведо-мого вала 208 имеют ресурс 1584975 ч.

1.6 Второй этап компоновки редуктора

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

Вычерчиваем шестерню и колесо по конструктивным размерам. Шестерню выполняем за одно целое с валом.

Конструируем узел ведущего вала:

наносим осевые линии, удалённые от середины редуктора на расстоянии ?1. Используя эти осевые линии, вычерчиваем в разрезе подшипники качения (можно вычерчивать одну половину подшипника, а для второй половины нанести габариты);

между торцами подшипников и внутренней поверхностью стенки корпуса вычерчиваем мазеудерживающие кольца. Их торцы должны выступать внутрь корпуса на 1- 2 мм от внутренней стенки. Тогда эти кольца будут выполнять одновременно роль маслоотбрасывающих колец. Для уменьшения числа ступеней вала кольца устанавливаем на тот же диаметр, что и подшипники (ээ? 30мм). Фиксация их в осевом направлении осуществляются заплечиками вала и торцами внутренних колец подшипников;

вычерчиваем крышки подшипников с уплотнительными прокладками (толщиной 1 мм) и болтами. Размеры конструктивных элементов крышек, кроме высоты бурта, примем по ГОСТ 18511-73 «Крышки торцовые глухие». Наружный диаметр гнезда под подшипник Dк = D2 + 2…5 мм, D2 - диаметр фланца крышки; длина гнезда l = + c2 + Rб + 3…5 мм, Rб = K2 - c2, но не менее 1,1*d2, где d2 - диаметр болтов у подшипников, - толщина стенки корпуса, K2 и c2 выбираются по таблице 8.3 [1]. Болт условно заводится в плоскость чертежа, о чём свидетельствует вырыв на плоскости разъёма.

Войлочные и фетровые уплотнения применяют главным образом в узлах, заполненных пластичной смазкой. Уплотнения манжетного типа широко используют как при пластичных, так и при жидких смазочных материалах;

переход вала ? 30мм к присоединительному концу ? 25 мм выполняют на расстоянии 10 - 15 мм от торца крышки подшипника так, чтобы ступица муфты не задевала за головки болтов крепления крышки.

Длина присоединительного конца вала ? 19 мм определяется длиной ступицы муфты.

Аналогично конструируем узел ведомого вала. Обратим внимание на следующие особенности:

для фиксации зубчатого колеса в осевом направлении

предусматриваем утолщение вала с одной стороны и установку распорной втулки с другой; место перехода вала от ээ? 40 мм к ? 35 мм смещаем на 2 - 3 мм внутрь распорной втулки с тем, чтобы гарантировать прижатие мазеудерживающие кольца к торцу втулки (а не к заплечику вала!);

отложив от середины редуктора расстояние ?2, проводим осевые линии и вычерчиваем подшипники;

вычерчиваем мазеудерживающие кольца, крышки подшипников с прокладками и болтами;

На ведущем и ведомом валах применяют шпонки призматические со скруглёнными торцами по СТ СЭВ 189 - 75. Вычерчиванием шпонки, принимая их длины на 5 - 10 мм меньше длин ступиц.

Непосредственным измерением уточняем расстояния между опорами и расстояния, определяющие положение зубчатых колёс и звёздочки относительно опор. При значительном измерении этих расстояний уточняем реакции опор и вновь проверяем долговечность подшипников.

1.7 Подбор муфт

Для демпфирования рывков при пуске двигателя, а также возможных ударных нагрузок со стороны рабочей машины выберем упругие муфты МУВП по ГОСТ 21424-75 «Муфты упругие втулочно-пальцевые».

Подберём муфту для ведущего вала (соединяет вал двигателя с валом редуктора):

,



Подберём муфту для ведомого вала (соединяет вал редуктора с валом рабочей машины):

,

,

,

1.8 Подбор шпонок

Будем использовать шпонки призматические со скругленными торцами по СТ СЭВ 189 - 75.

Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.

Допускаемое напряжение смятия :

при чугунной ступице (н/мм2);

при стальной ступице (н/мм2).

Допускаемое напряжение среза :

*

(н/мм2).

Подберём шпонку для хвостовика ведущего вала:

Рис 5. Сечение А-А(рис. ) хвостовик ведущего вала.



,

Шпонка 6 х 6 х 40 СТ СЭВ 189 - 75

где d - диаметр вала в месте установки шпонки, h - высота шпонки, t1 - глубина паза вала, lp - рабочая длина шпонки (для шпонки со скругленными торцами lp = lшп - b, где lшп - полная длина шпонки, b - ширина шпонки); ступица МУВП выполняется из чугуна СЧ20;

,

Таким образом выбранная шпонка удовлетворяет условию прочности на смятие.

;

,

Таким образом выбранная шпонка удовлетворяет условию прочности на срез. Подберём шпонку для хвостовика ведомого вала:

,

Шпонка 8 х 8 х 70 СТ СЭВ 189 - 75



Рис 6. Сечение Г-Г(рис. 9 ) хвостовик ведомого вала.

,

,

Таким образом выбранная шпонка удовлетворяет условию прочности на смятие.

, ,

Таким образом выбранная шпонка удовлетворяет условию прочности на срез. Подберём шпонку под зубчатое колесо ведомого вала:

Рис 7. Сечение Ж-Ж(рис. 9 ) ступень ведомого вала под посадку зубчатого колеса.



,

Шпонка 12 х 8 х 46 СТ СЭВ 189 - 75

,

Таким образом выбранная шпонка удовлетворяет условию прочности на смятие.

,

Таким образом выбранная шпонка удовлетворяет условию прочности на срез.

1.9 Уточнённый расчёт валов

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

Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности n для опасных сечений и сравнении их с требуемыми (допускаемыми) значениями [n]=2,5. Прочность соблюдена при n ? [n].



.

- коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

.

- коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

.

- эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений;

- эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений;

в - коэффициент, учитывающий влияние на шероховатости поверхности, примем в=0,9;

- масштабный фактор для нормальных напряжений;

- масштабный фактор для касательных напряжений;

ух - амплитуда цикла нормальных напряжений;

- амплитуда цикла касательных напряжений;

уm - среднее напряжение цикла нормальных напряжений;

- среднее напряжение цикла касательных напряжений;

= 0,2 для углеродистых сталей, 0,25…0,3 для легированных;

= 0,1

Будем производить расчет для предположительно опасных сечений каждого из валов.

Ведущий вал

Материал ведущего вала тот же, что и у шестерни (вал-шестерня) сталь 45, термообработка - улучшение.

При диаметре заготовки до 90 мм (в нашем случае ) среднее значение ув = 780 Н/мм2 (табл 3.3[1]).

у-1 - предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба:

для углеродистой стали:

,

ф-1 - предел выносливости стали при симметричном цикле кручения:

,

Рис 8. Ведущий вал

Уточним коэффициент запаса прочности для хвостовика ведущего вала. Сечение А-А (рис 5).

В этом сечении при передаче вращающего момента от электродвигателя через муфту возникают только касательные напряжения. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.

Коэффициент запаса прочности

= 1,68

в = 0,9

= 0,82

,

,

;

,

,

Уточним коэффициент запаса прочности для ступени под подшипник. Сечение Б-Б.

Концентрация напряжений в этом сечении обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом.

, тогда по табл. 6.7[1]

,

,

равна наибольшему напряжению изгиба в рассматриваемом сечении

;

Т.к. на консольном участке вала радиальные нагрузки отсутствуют, на него будет действовать только реакция от полумуфты двигателя. Для упрощения расчета условно примем изгибающий момент в рассматриваемом сечении равным максимальному моменту в пролете между опорами, тем самым гарантировано получим завышенное значение изгибающего момента.

;

,

;,

,

,

,

,

уm = 0

в = 0,9

,

,

,

Уточним коэффициент запаса прочности для перехода от ступени под подшипник к ступени под посадку шестерни. Сечение В-В.

Концентрация напряжений в этом сечении обусловлена переходом от D = 40 мм к d = 29,5 мм (канавка под выход шлифовального круга)

При и



,

,

,

уm = 0

в = 0,9

Условно примем изгибающий момент в рассматриваемом сечении равным максимальному моменту в пролете между опорами, тем самым гарантировано получим завышенное значение изгибающего момента. Тогда

,

,

,

,

,

,

,

Ведомый вал.

Материал ведомого вала - сталь 45, термообработка - нормализация.

При диаметре заготовки до 90 мм (в нашем случае ) среднее значение ув = 590 Н/мм2.

,

,



Рис 9. Ведомый вал

Уточним коэффициент запаса прочности для хвостовика ведомого вала. Сечение Г-Г (рис 6).

В этом сечении при передаче вращающего момента рабочей машине через муфту возникают только касательные напряжения. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.

= 1,48

в = 0,9

= 0,77

,

,

,

Уточним коэффициент запаса прочности для перехода от хвостовика к ступени под подшипник. Сечение Д-Д.

Концентрация напряжений в этом сечении обусловлена переходом от D = 40 мм к d = 30 мм.

В данном сечении также возникают только касательные напряжения.



При и

,

,

в = 0,9

,

,

,

Уточним коэффициент запаса прочности для ступени под подшипник. Сечение Е-Е.

Концентрация напряжений в этом сечении обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом.

, тогда по табл. 6.7[1]

,

,

Т.к. на консольном участке вала радиальные нагрузки отсутствуют, на него будет действовать только реакция от полумуфты рабочей машины. Для упрощения расчета условно примем изгибающий момент в рассматриваемом сечении равным максимальному моменту в пролете между опорами, тем самым гарантировано получим завышенное значение изгибающего момента.



,

,

,

,

,

уm = 0

в = 0,9

,

,

,

Уточним коэффициент запаса прочности для ступени под зубчатое колесо. Сечение Ж-Ж(рис. 7).

Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.

,

,

,

уm = 0

в = 0,9



,

,

,

,

,

,

,

,

Сведем полученные результаты проверки в таблицу:

Таблица №3

Сечение	А-А	Б-Б	В-В	Г-Г	Д-Д	Е-Е	Ж-Ж
Коэффициент запаса n	8,34	12,15	19,67	5,25	6,27	12,31	10,24

Во всех сечениях n ? [n].



2. Конструктивно - технологическая часть

2.1 Посадка основных деталей

Посадки основных деталей редуктора, а также шкивов, звездочек и муфт даны в таблице 3. При всех посадках для передач вращающего момента следует применять шпонки или шлицы.

Таблица №4

По СТ СЭВ144-75	По ОСТ	Примеры применения
	Прессовая	Зубчатые и червячные колеса на валы при тяжелых ударных нагрузках
	Легкопрессовая	Зубчатые и червячные колеса и зубчатые муфты на валы. Венцы червячных колес на центр.
	Глухая	Шестерни на валах электродвигателей, фрикционные и кулачковые муфты, червячные венцы.
	Тугая	Конические шестерни и колеса при частом демонтаже для уменьшения износа посадочных мест.
	Скользящая	Стаканы под подшипники качения в корпус, распорные втулки.
		Крышки торцовые узлов на подшипниках качения.
		Распорные кольца, сальники, валы, под подшипники на конических закрепительных втулках.
Отклонения вала k 6	Напряженная подшипниковая Нп	Внутренние кольца подшипников качения на валы.
Отклонение отверстий H7	Скользящая подшипниковая Сп	Наружные кольца подшипников качения в корпус.
		Шкивы и звездочки.
		Муфты.

2.2 Смазка редуктора

Смазка зубчатых и червячных зацеплений и подшипников уменьшает потери на трение, предотвращает повышенный износ и нагрев деталей.

По способу смазки к зацеплению различают картерную и циркулярные смазки.

Картерная смазка осуществляется окунанием зубчатых и червячных колёс в масло, заливаемое внутрь корпуса. Эту смазку применяют при окружных скоростях в зацеплении зубчатых передач до , в зацеплении червячных передач .

Циркуляционная смазка применяется при окружной скорости н ? 8 м/с. Масло из картера или бака подаётся насосом в места смазки по трубопроводу через коллекторы.

Объем масляной ванны V определяем из расчета масла на 1 кВт передаваемой мощности: .

Зубчатые и червячные колеса погружают в масло на высоту зуба, а червяк (расположенный внизу) -- на высоту витка, но не выше центра нижнего тела качения подшипника.

Выбор сорта масла начинают с определения необходимой кинематической вязкости масла: для зубчатых передач - в зависимости от окружной скорости. Затем выбирают соответствующее масло. По табл. 8.8[1] устанавливаем вязкость масла. При и скорости v = 4,8 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть равна 81,5 сСт. По табл. 8.10[1] принимаем масло индустриальное И-70А (по ГОСТ 20799-75).

Контроль уровня масла, находящегося в корпусе редуктора производят с помощью маслоуказателей. Простейший жезловый маслоуказатель используется для контроля уровня масла. Во время работы редуктора применяют закрытые жезловые маслоуказатели.

Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом УТ-1 (см. табл. 7.15[1]), периодически пополняем его шприцем через пресс-масленки.

2.3 Сборка редуктора

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

Сборку производят в соответствие с чертежом общего вида редуктора, начиная с узлов валов: на ведущий вал насаживают маслоудерживающие кольца и шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80 - 100 оС.

Ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала, надевают распорную втулку, мазеудерживающие кольца и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле.

Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышки 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 в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок. Перед стыковкой сквозных крышек, в проточки закладывают войлочные уплотнения, пропитанные горячим маслом. Проверяют проворачивание валов на отсутствие залипания подшипников и закрепляют крышки винтами.

Затем ввёртывают пробку масловыпускного отверстия с прокладкой и ставят жезловый маслоуказатель. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой, закрепляют крышку болтами.



Список литературы

1. Курсовое проектирование деталей машин: учебное пособие для техникумов С.А. Чернавский, Г.М. Ицкович, К.Н. Боков и др.: машиностроение 1979 г.

2. Детали машин: Ю.Н. Березовский, Д.В. Чернилевский, М.С. Петров: машиностроение 1986 г.

3. Машиностроительное черчение: Г.Н. Попов, С.Ю. Алексеев: машиностроение 1986 г.

4. Детали машин: учебное пособие для учащихся средних специальных учебных заведений: машиностроение 1986г.

5. Детали машин, курсовое проектирование, высшая школа 1986 г.

6. Детали машин, Я.М. Павлов.

7. Детали машин: учебное пособие для техникумов. К.Г. Куклин, Г.С. Куклина.

8. Расчёты и конструирование деталей машин, Д.С. Левятов, Г.Б. Соскин.

9. Справочник по машиностроительному черчению, В.А. Фабаренко, А.И. Шошин.

10. Орлов П.И. Основы конструирования. Справочно-методическое пособие.

Размещено на Allbest.ru

...