Проектування одноступеневого редуктора загального призначення

Размещено на http://www.allbest.ru/

Зміст

електродвигун редуктор шпонка підшипник

Завдання на курсове проектування з предмету «Технічна механіка» розділ «Деталі машин»

Вступ

1. Вибір електродвигуна та кінематичний розрахунок передачі

2. Розрахунок зубчатої передачі

3. Проектний розрахунок валів редуктора

4. Конструктивні розміри зубчатої пари

5. Конструктивні розміри корпусу і кришки редуктора

6. Перший етап ескізного компонування редуктора

7. Підбір підшипників валів редуктора

8. Перевірочний розрахунок веденого вала

9. Другий етап ескізного компонування редуктора

10. Підбір і перевірочний розрахунок муфти

11. Підбір шпонок і перевірний розрахунок шпонкових з'єднань

12. Вибір мастила зубчатого зачеплення і підшипників

13. Порядок збирання редуктора

Список використаної літератури



Завдання на курсове проектування з предмету «Технічна механіка» розділ «Деталі машин»

Розрахувати та спроектувати одноступеневий редуктор загального призначення.

Вихідні данні: тип редуктора - циліндричний косозубий одноступеневий (див. рис. 1); потужність на веденому валу Р₃ = 3,0 кВт; частота обертання веденого валу n₃ = 60 об/хв.

Режим навантаження постійний; редуктор призначений для довготривалої експлуатації та дрібносерійного виробництва з нереверсивною передачею.

Колеса нарізані без зміщення та розміщені симетрично відносно опор.



Вступ

Машинобудуванню належить провідна роль серед інших галузей народного господарства, тому що основні виробничі процеси виконують машини. Тому і технічний рівень усіх галузей народного господарства в значній мірі визначається рівнем розвитку машинобудування. На основі розвитку машинобудування здійснюється комплексна механізація і автоматизація виробничих процесів промисловості, в будівництві, в сільському господарстві, на транспорті.

Перед машинобудуванням стоїть завдання постійно підвищувати експлуатаційні і якісні показники продукції при неперервному зрості об'єму її випуску. Одним із напрямків розв'язання цього завдання є вдосконалення конструкторської підготовки машинобудівних спеціальностей.

Редуктором називається механізм, який складається із зубчатих або черв'ячних передач, виконаний у вигляді окремого агрегату і призначений для передачі обертання від валу двигуна до робочої машини. Редуктор призначений для зменшення кутової швидкості, для підвищення обертального моменту веденого валу в порівнянні з ведучим. Механізми, які призначені для підвищення кутової швидкості, виконують у вигляді окремих агрегатів і називають мультиплікатором.

Редуктор складається з корпусу (литого чавунного або зварного стального), в якому розміщені елементи передачі: зубчаті колеса, вали, підшипники тощо. У деяких випадках у корпусі редуктора розміщують також пристрої для змащування зачеплень і підшипників або пристроїв для охолодження.



1. Вибір електродвигуна та кінематичний розрахунок передачі

Загальний ККД приводу:

;

де з - коефіцієнт корисної дії (ККД) приводу, що дорівнює добутку окремих ККД.

Значення ККД різних передач приведені в табл. 1.1. [3]:

з_П = 0,96 - ККД клинопасової передачі;

з_З = 0,98 - ККД закритої зубчатої передачі з циліндричними колесами;

з_ПП = 0,99 - втрати на тертя в парі підшипників.

Тоді загальний ККД приводу дорівнює:

Визначаємо необхідну потужність електродвигуна

кВт.

Попереднє призначення передаточних чисел ступенів передачі.

За табл. 1.2. [2] приймаємо для пасової передачі U₁ =3, для циліндричної прямозубої передачі U₂ =4.

Визначаємо загальне орієнтоване передаточне число приводу

U=U₁ ·U₂=3·4=12.

Визначаємо орієнтовне значення частоти обертання валу електродвигуна.



n_{1орієнтовне} =n₃ ·U=60 ·12=720 об/хв.

Вибір електродвигуна.

За табл. 18.36. [2] приймаємо двигун 4А 132S8 у якого:

Р_дв = 4 кВт; n_дв = 750об/хв; s=4,1%

При збільшенні навантаження частота обертання валу двигуна зменшується внаслідок ковзання s, тому номінальна частота обертання валу двигуна буде дорівнювати:

N_ном =n_дв ·(1-s)=750·(1-0.041)=719.25 об/хв.

Визначаємо дійсне передаточне число приводу

Визначаємо передаточні числа ступенів приводу.

За ГОСТ 21426-76 приймаємо для циліндричної прямозубої передачі U₂=4 тоді для пасової передачі

Визначаємо частоту обертання валів приводу:

n₁ = n_дв =719,25 об/хв;

об/хв;

n₃ = об /хв.



Розходження із завданим числом складає:

< 2,5%

Визначаємо потужності на валах приводу

Р₁ =3,23 кВт;

Р₂ = Р₁ · з_п · з_пп = 2,36 · 0,96 · 0,99 = 3,07 кВт.

Р₃ =3 кВт.

Визначаємо обертальні моменти на валах приводу

Н·м.

Н·м.

Н·м.

Рис. 1. Кінематична схема приводу

2. Розрахунок зубчатої передачі

Вибір матеріалу та призначення термічної обробки

Так як редуктор загального призначення і в завданні немає особливих вимог до габаритів передачі, працює при невеликих потужностях і швидкостях, то ми вибираємо матеріал із середніми механічними характеристиками. За табл. 3.3 [5] приймаємо для шестерні сталь 40ХН ГОСТ 4543-71 з покращенням, твердістю НВ 280; для колеса - сталь 40ХН ГОСТ 4543-71 з покращенням, твердість НВ 250.

Допустимі контактні напруження визначаємо за формулою:

;

де у_{H lim b} - границя контактної витривалості при базовому числі циклів. За табл. 3.2 [5] у_{H lim b} = 2·НВ + 70.

Коефіцієнт довговічності при тривалій експлуатації редуктора K_HL=1.

Коефіцієнт запасу міцності [S]_Н = 1,15 (ст. 33 [5]).

Тоді для шестерні:

МПа.

Для колеса:

МПа.

Визначаємо розрахункове допустиме контактне напруження за формулою:

МПа.

Необхідна умова [у_Н] ? 1,23 · [у_Н]₂; 495 ? 1,23 ·495; 495 ? 608 виконана.

Визначаємо допустимі напруження згину за формулою:

.

де - границя витривалості при згині при базовому числі циклів навантаження. За табл. 3.9. [5] визначаємо за формулою:

Коефіцієнт запасу міцності . За табл. 3.9 [5] ; для поковок та штамповок .

Таким чином [S _F] = 1,75?1 = 1,75.

Допустимі напруження при розрахунку зубців на згинальну витривалість:

для шестерні: МПа;

для колеса: МПа.

Визначаємо міжосьову відстань із умови контактної витривалості активних поверхонь зубців:

.

де К_а - коефіцієнт, що враховує форму зуба.

Для прямозубих коліс К_а = 49,5.

U₂ - передаточне число зубчастої передачі. U₂ = 4.

Т₃ - обертальний момент на колесі. Т₃ = 477,5 Н·мм.

К_Н? - коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілу навантаження між зубцями. За табл. 3.1. [5] приймаємо К_Н? = 1,2.

ш_ba - коефіцієнт ширини вінця колеса по міжосьовій відстані. Приймаємо для прямозубих коліс ш_ba = 0,25 (ст. 36 [5]).

Підставляємо значення у формулу і отримаємо:

мм.

За ГОСТ 2185-66 приймаємо а_щ = 200 мм.

Визначаємо нормальний модуль зачеплення:

m_n =(0,01ч0,02) •а_щ=(0,01ч0,02)•200=2,0ч4,0мм.

За ГОСТ 9563-60 приймаємо стандартне значення m_n =2 мм.

Визначаємо кількість зубців шестерні:

приймаємо z₁ =40 .

Визначаємо кількість зубців колеса:

z₂ =z₁ ·U₂=40•4=160;

приймаємо z₂ =160.

Визначаємо основні розміри шестерні та колеса:

Діаметри ділильні шестерні та колеса:

мм;

мм.

Перевірка:



мм.

Діаметри вершин зубців шестерні та колеса:

d_а1 = d₁ + 2m_n =80+2•2=84 мм.

d_а2 = d₂ + 2m_n =320+2•2= 324 мм.

Діаметри впадин шестерні та колеса:

d_f1 = d₁ - 2,25m_n = 80 - 2,25•2 =75,5 мм.

d_f2 = d₂ - 2,25m_n = 320-2,25•2=315,5 мм.

Ширина колеса:

b₂ = ш_ba • a_щ = 0,25 •200=50 мм;

приймаємо b₂=50 мм.

Ширина шестерні:

b₁ = b₂ + 5 =50+5=55 мм;

приймаємо b₁ =55мм.

Визначаємо кутова швидкість коліс та степінь точності передачі:

м/с.

Приймаємо 8 степінь точності виготовлення передачі.

Визначаємо сили, які діють в зачепленні:

Рис. 2. Сили, які діють в зачепленні

Окружна сила:

Н;

Радіальна сила:

H;

Визначаємо коефіцієнт ширини шестерні по діаметру:

.

Перевірку контактних напружень проводимо за формулою:

;

де K_H - коефіцієнт навантаження, який визначаємо за формулою:



K_H = K_Hб · K_HЯ · K_HV;

K_Hб - коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілення навантаження між зубцями. За табл. 3.4. [5] приймаємо K_Hб =1,0.

K_HЯ - коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілення навантаження по ширині вінця. За табл. 3.5. [5] приймаємо K_HЯ =1,06.

K_HV - коефіцієнт динамічності. За табл. 3.6. [5] приймаємо K_HV = 1,05.

Таким чином, K_H =1,0•1,06•1,05=1,11

Тоді:

=МПа < [у_Н] = 495 МПа.

Обчислимо величину недовантаження передачі за формулою:

,

що знаходиться в межах норми.

Перевіряємо зубці на витривалість по напруженням згину за формулою:

? [у _F];

де К_F - коефіцієнт навантаження, який визначається за формулою:

К_F = К_Fв · К_FV;

За табл. 3.7. [5] приймаємо: К_Fв = 1,12.

К_FV - коефіцієнт динамічності.

За табл. 3.8. [5] приймаємо: К_FV=1,1.

Тоді:

К_F =1,12·1,1=1,232.

Y_F - коефіцієнт форми зуба; за ГОСТ 21345-75 приймаємо

Y_F1 =3,9; Y_F2 = 3,60.

- коефіцієнт нахилу зубів; для прямозубих коліс приймаємо

Подальший розрахунок будемо проводити для зубців колеса.

Визначаємо коефіцієнт К_Fб.

К_Fб - коефіцієнт торцевого перекриття.

В навчальних цілях приймаємо К_Fб = 0,92.

Підставивши дані, отримаємо:

=МПа < [у _F2] = 257 МПа.

Умову міцності виконано.

3. Проектний розрахунок валів редуктора

Розрахунок виконуємо на кручення по пониженим допустимим напруженням.

Крутні моменти в поперечних перерізах валів:

ведучого Т₂ = 62,85 10 ³ Н мм;

веденого Т₃ = 247,2 10 ³ Н мм.

Ведучий вал:

Діаметр вихідного кінця при допустимому напруженні [ф]_к = 25 МПа:

мм.



Приймаємо діаметр валу найближчим стандартним: d_в1 =30 мм.

Діаметр валу під підшипниками приймаємо d_п1 = d_В1 + 5=30+5=35 мм.

Приймаємо діаметр валу найближчим стандартним: d_п1 =35 мм.

Шестерню виконуємо за одне ціле із валом.

Рис. 3. Конструкція ведучого валу

Ведений вал:

Діаметр вихідного кінця вала d_в2 визначаємо при меншому [ф]_к = 20 МПа:

мм.

Приймаємо діаметр валу найближчим стандартним: d_в2 = 50 мм.

Діаметр валу під підшипниками приймаємо d_п2 = d_В2 + 5 = 50+ 5 = 55 мм.

Приймаємо діаметр валу найближчим стандартним: d_п2 =55 мм.

Діаметр валу під зубчастим колесом приймаємо d_к2 = 60 мм.



Рис. 4. Конструкція веденого валу

4. Конструктивні розміри зубчатої пари

Вал-шестерня.

По технологічним міркуванням вал-шестерню виконуємо за одне ціле із валом. Розміри шестерні розраховано вище:

d₁ =80 мм; d_a1 =84 мм; b₁ =55 мм.

Колесо.

Зубчате колесо коване [мал. 10.2. та табл. 10.1.]:



Рис. 5. Конструкція зубчатого колеса

Його розміри: d₂ =320 мм; d_a2 =324 мм; d_f2 =315,5 мм; b₂ =50 мм.

Діаметр маточини:

d_М = (1,6 ч 1,8) d_к2 = (1,6 ч 1,8) 60= (96ч108) мм;

приймаємо d_М =100 мм.

Довжина маточини:



l_М = (1,2 1,6) d_к2 = (1,2 1,6) 60= (72 96) мм;

приймаємо l_М =80 мм.

Товщина обода:

д_о = (2,5 4) m_n = (2,5 4) 2= (5 8) мм;

приймаємо д_о =8 мм.

Товщина диску:

С = 0,3 b₂ = 0,3 50 = 16 мм;

приймаємо С =16 мм.

Внутрішній діаметр обода:

D₀ = d_f2 - 2д₀ =315,5-2·8=299,5 мм;

приймаємо D₀ = 300 мм.

Діаметр центрового кола:

мм.

Діаметр отворів в диску:

мм;

приймаємо d_k=50 мм.

Розмір фасок розраховуємо за формулою:

n = 0,5 · m_n =0,5 ·2=1мм.

приймаємо n=1.

5. Конструктивні розміри корпусу і кришки редуктора

Корпус та кришку редуктора виготовляють литвом з чавуну.

Товщина стінок корпусу і кришки:

о = 0,025 а_щ + 1 = 0,025 200+1 =6 мм; приймаємо о = 8 мм.

о₁ = 0,02 а_щ + 1 = 0,02 200 +1 =5 мм; приймаємо о₁ = 8 мм.

Товщина фланців (поясів) корпуса і кришки:

Верхній пояс корпуса:

b = 1,5 о = 1,5 8 = 12 мм.

Пояс кришки:

b₁ = 1,5 о₁ = 1,5 8 = 12 мм.

Нижній пояс корпуса:

р = 2,35 о = 2,35 8 = 18,8 мм;

приймаємо р = 20 мм.

Діаметр болтів:

Фундаментних:

d₁ = (0,03ч0,036) а_щ + 12 = (0,03ч0,036) 200+12 = (18 ч 19,2) мм;

приймаємо фундаментні болти з різьбою М20.

Болтів, які кріплять кришку до корпусу біля підшипника:

d₂ = (0,7 0,75) ₁ = (0,7 0,75) 20= (14 15) мм;

приймаємо болти з різьбою М16.

Болтів, які кріплять кришку до корпусу:

d₃ = (0,5 0,6) d₁ = (0,5 0,6) 20= (10 12) мм;

приймаємо болти з різьбою М12.

Болтів, які кріплять кришки підшипника:

d₄= (0,25 ч 0,3)^.d₁= (0,25 ч 0,3) 20= (5ч6) мм;

приймаємо болти з різьбою М6.

Вибираємо за табл. 10.3 [5] ширину фланців:

нижнього пояса редуктора: К₁ =48 мм;

верхнього пояса редуктора: К₂ =39 мм.

поясу кришки редуктора: К₃ =33 мм.

Довжина штифта:

l_шт = b + b₁ + 5 = 12 + 12 + 5 = 29 мм.

Діаметр маслозливної пробки:

d_п = (1,6 2,2) д = (1,6 2,2) 8 = (12,8 ч17,6) мм;

приймаємо пробку з різьбою М16Ч1,5.

6. Перший етап ескізного компонування редуктора

Компоновку звичайно проводять в два етапи. Перший етап служить для наближеного визначення положення зубчатих коліс і шківа пасової передачі відносно опор для подальшого визначення опорних реакцій та підбору підшипників.

Компоновочне креслення виконуємо в одній проекції - розріз по осям валів редуктора при знятій кришці, масштаб 1:1. Креслення виконуємо тонкими лініями.

Креслення починаємо з проведення осей валів на відстані а_щ =160 мм. Викреслюємо спрощено шестерню і колесо у вигляді прямокутників. Шестерня виконується за одне ціле із валом. Довжина маточини веденого колеса, більше за ширину колеса і тому виступає за межі прямокутника.

Викреслюємо спрощено шестерню та колесо у вигляді прямокутників; шестерня виконана за одне ціле з валом.

Викреслюємо внутрішню стінку корпусу:

а) приймаємо зазор між торцем маточини колеса та внутрішньою бічною стінкою корпусу А₁ = 1,2 д = 1,2 8 = 9,6 мм. Приймаємо А₁ = 10 мм.

б) приймаємо зазор від кола вершини зубців колеса до внутрішньої стінки корпусу та відстань між зовнішнім діаметром підшипника ведучого вала і внутрішньою стінкою А = д = 8 мм.

Попередньо намічаємо для валів шарикопідшипники однорядні середньої для ведучого та легкої серії для веденого; габарити підшипників вибираємо по діаметру вала в місті посадки підшипників d_п1 = 30 мм, d_п2 = 45 мм.

По табл. П₃. маємо:



Таблиця 1

Умовне позначення підшипника	d	D	Вп	С	С0
	Розміри, мм	кН
307	35	80	21	33,2	18
211	55	100	21	43,6	25

Визначаємо мащення підшипників.

Швидкість обертання коліс дорівнює V= 1,003 м/с. В цьому випадку підшипники будуть змащуватись консистентним мастилом марки "солідол синтетичний" ГОСТ 4366 - 76. Температура експлуатації від -20°С до +65°С, температура краплепадіння 85-105°С.

Для захисту від рідкого масла встановлюємо маслозатримуючі кільця, для чого приймаємо зазор між торцем підшипника і внутрішньою стінкою у = 8…10мм.

Приймаємо у = 10 мм.

Ширина гнізда підшипника:

l_г = К₂ + д + (3…5) = 39 + 8 + (3…5) = 50…52 мм;

приймаємо l_г = 50 мм.

Викреслюємо фланець корпуса редуктора.

Викреслюємо кришки підшипників.

На вихідному кінці веденого валу зображаємо схематично напівмуфту, при dв₂ =50 мм; lм =110 мм.

Заміром на кресленні визначаємо відстані між точкою прикладання сил в зачепленні і точкою прикладання реакцій опори в підшипниках:

- ведучий вал а₁=70мм;

- ведений вал а₂ =71 мм.

Відстань між точкою прикладання реакції опори в підшипнику і консольною силою (силою від муфти на веденому валу і силою від пасової передачі на ведучому валу):

- ведучий вал l₁ =79 мм;

- ведений вал l₂=165 мм.

7. Підбір підшипників валів редуктора

Швидкохідний вал.

Із попередніх розрахунків:

Сили в зачепленні:

- колова F_t =3058 H;

- радіальна F_r =1113 H;

- сила від дії пасової передачі визначається формулою

F_в =Н;

- частота обертання вала n₂ =об/хв.;

- обертальний момент на валу Т₂ =122,32Н?м.

Із першого ескізного компонування:

- а₁ =70 мм;

- l₁ =79 мм;

Складаємо розрахункову схему валу. Вважаємо, що пасова передача розташована горизонтально, тому сила від дії пасової передачі співпадає за напрямком із радіальною силою як показано на схемі.



Рис. 6. Розрахункова схема ведучого валу

Визначаємо реакції опор у вертикальній площині. Складаємо рівняння рівноваги:

M₂(F_i) = F_B l₁ + F_r a₁ - R₁2a₁= 0.

M₁(F_i) = F_B (l₁ +2 a₁ )- F_r a₁ +R₂2a₁ = 0

Перевірка:

F_iY =- F_B ++ F_r - = -884,78 +827,54 +1113 -1055,76 =0

=813,4 Н, =630,6 Н.

Визначаємо реакції опор у горизонтальній площині.

Так як, у площині діє одна сила F_{t ,} яка розташована відносно опор - симетрично.



R_X1 = R_X2 = F_t / 2 =3058/2 = 1529 Н.

Визначаємо сумарні радіальні реакції опор.

Н;

Н;

Подальший розрахунок ведемо по найбільш навантаженій опорі 1.

Знаходимо еквівалентне навантаження на опори.

Р_екв = V ? R ? К_б ? К_т;

де V = 1, так як, обертається внутрішнє кільце підшипника;

К_т - коефіцієнт температури, К_т = 1,0 (табл. 9.20. [5])

К_б - коефіцієнт безпеки, К_б = 1,2 (табл. 9.19. [5]);

Р_екв = 1 ?1858.08 ? 1,2 ? 1,0 =2229.69 Н;

Визначаємо потрібну вантажопід'ємність.

;

де L_H - необхідна довговічність редуктора, L_H = 20 ? 10³ годин;

Кінцево приймаємо попередньо прийнятий підшипник 307, у якого С=33.2 кН.

Тихохідний вал.

Із попередніх розрахунків:

Сили в зачепленні:

- колова F_t =3058 H;

- радіальна F_r =1113 H;

- частота обертання вала n₃ =59.9 об/хв.;

- обертальний момент на валу Т₃ =477.5 Н?м.

Із першого ескізного компонування:

- а₂ =71 мм;

- l₂ =165 мм;

За схемою на ведений вал редуктора діє сила F_м від муфти.

Направлення сили невідоме. Воно може бути різним, тому реакції опори від сили Fм визначаємо окремо, і вважаємо, що напрямок реакції опори від дії сили Fм, співпадає з напрямком сумарних реакцій опори від сил в зачеплені.

Складаємо розрахункову схему навантаження валу.

Рис. 7. Розрахункова схема веденого валу

Визначаємо реакції опор у зачепленні - у вертикальній площині.

Ry₃= Ry4=Fr /2=1113/2=556.5Н

- у горизонтальній площині

Rx₃ = Rx₄ = F_t / 2 =3058/ 2 =1529Н.

Визначаємо реакції опор від консольного навантаження сили F_м. Складаємо рівняння рівноваги:

M₄ = F_м (2a₂ +l₂) - R₃2a₂ = 0.

M₃= F_м l₂ - R₄2a₂ = 0.

Перевірка:

M_Y = -F_M-Rм₄+ Rм₃ =-1965,3-2539,8+4505= 0.

Визначаємо сумарні радіальні реакції опор.

Подальший розрахунок ведемо по найбільш навантаженій опорі 3

Знаходимо еквівалентне навантаження на опори.



Р_екв = V ? R_a ? К_б ? К_т;

де V = 1, так як, обертається внутрішнє кільце підшипника;

К_т - коефіцієнт температури, К_т = 1,0 (табл. 9.20 [5])

К_б - коефіцієнт безпеки, К_б = 1,2 (табл. 9.19 [5]);

Р_екв =1 ?7532.41?1,2 ?1,0=8822.892 Н;

Визначаємо потрібну вантажопід'ємність.

де L_H - необхідна довговічність редуктора, L_H = 20 • 10³ годин;

Кінцево приймаємо попередньо прийнятий підшипник 211, у якого С=43.6 кН.

8. Перевірочний розрахунок веденого вала

Призначення матеріалу вала.

Призначаємо матеріал валу: сталь 45 ГОСТ 1055-88 нормалізована. Границя міцності НВ190.

Границя витривалості:

Згину:

Кручення:

Складаємо розрахункову схему вала (рис. 8).

Визначаємо згинальні та крутні моменти і будуємо їх епюру.

Із попередніх розрахунків:

Величина згинальних моментів від сил в зачеплені.

Визначаємо згинальні моменти відносно характерних перерізів.

Вертикальна площина:

Горизонтальна площина:

Від консольного навантаження муфти:

по отриманим результатах згинальних моментів і величини крутного момента будуємо їх епюри.



Рис. 8. Епюри згинальних і крутних моментів

У відповідності з епюрами згинальних і крутних моментів і наявність напруження, встановлюємо небезпечні перерізи, які підлягають перевірочному розрахунку на втомленість.

Такими перерізами будуть: перерізи під серединою зубчастого колеса та підшипником 3.

Переріз А-А.

Визначаємо сумарний згинальний момент М_А-А. В перерізі під серединою зубчастого колеса. Приймаємо, що момент від консольної сили F_м в гіршому випадку співпадає по направленню з сумарним моментом від сил в зачепленні зубчастої передачі:

Осьовий момент опору вала з урахуванням шпоночного пазу.

Для вала з зубчастим колесом

За ГОСТ 23360-78 табл. 8.9.(5) ширина шпонкового пазу в=17мм,

глибина пазу на валу

Полярний момент опору перерізу вала з урахуванням шпонкового пазу:

Амплітуда нормальних напружень вважаємо, що нормальні напруження згину змінюються по симетричному циклу:



Амплітуда дотичних напружень. Вважаємо, що вони змінюються по пульсуючому циклу:

Концентрація напружень обумовлена шпонковим пазом і

встановленням зубчастого колеса на вал з натягом.

При знаходженні коефіцієнту зниження границі витривалості для кожного концентратора напружень. За розрахункові приймаються ті коефіцієнти, які мають більші значення.

Коефіцієнт зниження границі витривалості розраховуємо за формулами:

де іефективні коефіцієнти концентрації напружень з урахуванням шпонкового пазу.

Знаходимо за табл. 8.5.[5], для сталі:

при маємо ;

е_д; е_ф - коефіцієнти впливу абсолютних розмірів поперечного перерізу за табл. 7.10(5) інтерполяцією приймаємо е_д =0,79 , е_ф=.0,675

К_F - коефіцієнт впливу шорсткості поверхні, (стор.162[5]

при R_a=0,32-2,5 мкм;

приймаємо К_F =1,07.

К_V - коефіцієнт впливу поверхневого зміцнення. За табл.7.12.(5) приймаємо К_V =1.

Від установки колеса на валу з натягом коефіцієнт зниження межі витривалості в місцях напресовки колеса на вал знаходимо по відношенню:

За табл. 8.7. (5) при, приймаємо:

В подальших розрахунках використовуємо

Визначаємо коефіцієнт запасу витривалості по нормальним і дотичним напруженням.

Знаходимо коефіцієнт запасу міцності небезпечного перерізу А-А:



Переріз Б-Б:

Концентрація напружень обумовлена посадкою внутрішнього кінця підшипника на валу з натягом. В перерізі з'являється згинальний момент М_Б-Б=М_м4=450,693 Нм і крутний момент Т₃=477,5 Нм, d_П2=55 мм.

Осьовий момент опору перерізу вала:

Полярний момент опору перерізу вала:

Амплітуда нормальних напружень циклу:

Амплітуда дотичних напружень цикла:

Концентрація напружень зумовлена посадкою внутрішнього кінця підшипника на валу з натягом при цьому коефіцієнти зниження границі витривалості:



Знаходимо відношення ; для вала в місцях пресовки підшипника.

За табл. 8.7.(5) при d_П2=55 мм,_в=570МПа;

приймаємо .

Тоді:

Коефіцієнт запасу витривалості по нормальним і дотичним напругам.

Результуючий коефіцієнт запасу витривалості перерізу Б-Б:

Розрахункове значення коефіцієнтів запасу опору втомленому руйнуванню небезпечного перерізу, перевищує допустимий коефіцієнт запасу витривалості, тому розміри діаметрів валу і вибраний матеріал залишаємо без змін.



9. Другий етап ескізного компонування редуктора

Метою другого етапу компоновки є конструктивне оформлення зубчатих коліс, валів, корпусу, підшипникових вузлів та підготувати данні для перевірки міцності валів та деяких інших деталей.

Викреслюємо шестерню та колесо по конструктивним розмірам знайденим раніше. Шестерню виконуємо за одне ціле із валом. В розрізі викреслюємо підшипники кочення.

Викреслюємо маслоутримуючі кільця, установочні гайки та шайби кришок підшипників та ущільнення. Діаметри ділянок валів викреслюємо у відповідності до попередніх розрахунків.

Маслоутримуючі кільця встановлюємо так, щоб вони виходили за торець стакана чи стінки всередину корпусу на 1-2 мм. Тоді ці кільця будуть одночасно виконувати роль масловідкидаючих кілець. Для зменшення числа ступенів вала кільця встановлюємо на той же діаметр, що і підшипники.

Викреслюємо кришки підшипників із ущільнюючими прокладками товщиною 1 мм. та болтами.

На ведучому та веденому валах застосовуємо призматичні шпонки зі округленими торцями. Викреслюємо шпонки, приймаючи їх довжини на 5 - 10 мм менше за довжину маточин.

Безпосередніми вимірюванням уточнюємо відстані між опорами та відстані, які визначають положення зубчатих коліс відносно опор.

10. Підбір і перевірочний розрахунок муфти

Враховуючи діаметр валу та момент, який через нього передається, вибираємо муфту пружну втулково-пальцеву (МУВП)

з М_ном =477,5 Н м, та діаметром вала 50 мм по ГОСТ 21424 - 75.

За табл. 11.5 [5] приймаємо муфту з наступними розмірами:

D =190 мм.; [T_p] =700 Н·м; B=55 мм; d_п=18мм; Z= 8; d_o=35 мм; l=112 мм; L=226 мм; l_b=42 мм; C=5 мм.

Перевіряємо гумові втулки на зминання:

;

де T_р - розрахунковий момент на валу;

К_р - коефіцієнт режиму роботи, який приймаємо за табл. 11.3[5]:

1,2; [у_зм] - допустиме напруження зминання для гуми,

[у_зм] = 2 МПа.

Т_р=Т₃ · К_р=477,5 ·1,2=572,4 Н·м.

D₀ =D-(1,5ч1,6) ·d_o=190-(1,51,6)·35=137,5134 мм.

Приймаємо D₀ = 115 мм та обчислюємо напруження зминання:

МПа < [у_зм] = 2 МПа - умову міцності виконано.

Рис. 9. Муфта пружна втулочно-пальцьова



11. Підбір шпонок і перевірочний розрахунок шпонкових з'єднань

Для передачі обертаючих моментів застосуємо призматичні шпонки з округленими торцями.

Матеріал шпонок - сталь 45 нормалізована.

Ведучий вал: 30 мм, шпонка bхhхl =8х7х56 мм.

Ведений вал: 50 мм, шпонка bхhхl =14х9х100 мм.

60 мм, шпонка bхhхl =18х11х63 мм.

Шпонкові з'єднання перевіряємо на зминання.

Проведемо перевірку міцності з'єднання валу із зубчатим колесом. Напруження зминання знайдемо за формулою 8.12 [5]:

Проведемо перевірку міцності з'єднання, яке передає обертаючий момент від веденого валу на муфту:

Допустиме напруження становить = 100 ч 120 МПа, що нас задовольняє в обох випадках. Отже шпонки підібрано вірно.



Рис. 10. Шпонкове з'єднання

12. Вибір мастила зубчатого зачеплення і підшипників

Змащення зубчатого зачеплення проводиться зануренням зубчатого колеса в масло, яке заливається в середину корпусу, до занурення колеса приблизно на 10 мм.

По табл. 10.8 [5] встановлюємо в'язкість мастила в залежності від середньої швидкості

v=1,003 та контактних напругах

у_Н до 600 МПа. В'язкість повинна бути 34·10^-6 м²/с.

За табл. 10.10 [5] приймаємо мастило індустріальне И40А

по ГОСТ 20799-75.

Підшипники змащуємо пластичним мастилом, яке закладаємо в підшипникові камери при монтажі.

Сорт мастила вибираємо по табл. 9.14 [5] пресс-солідол з температурою експлуатації -25 до +65єС ГОСТ 1033-79.

13. Порядок збирання редуктора

Перед збиранням редуктора внутрішню порожнину корпусу редуктора ретельно очищають і покривають маслостійкою фарбою.

Збирання проводять відповідно до складального креслення редуктора, починаючи з вузлів валів: на ведучий вал насаджують маслоутримуючі кільця і шарикопідшипники, заздалегідь нагріті в маслі до 80 ч 100єС; у ведений вал закладають шпонку і напресовують зубчате колесо до упору в бурт валу; потім надягають маслозатримуючі кільця і встановлюють шарикопідшипники, заздалегідь нагріті в маслі.

Зібрані вали укладають в підставу корпусу редуктора і надягають кришку корпусу, заздалегідь покриваючи поверхні стику кришки і корпусу спиртним лаком. Для центрування встановлюють кришку на корпус за допомогою двох штифтів, затягують болти, що кріплять кришку до корпусу.

Після цього в підшипникові камери закладають мастило, ставлять кришки підшипників з комплектом металевих прокладок для регулювання.

Перед установкою наскрізних кришок в проточки закладають гумові манжетні ущільнення. Перевіряють провертання валів, відсутність заклинювання підшипників (вали повинні провертатися від руки) і закріплюють кришки гвинтами.

Далі на кінець ведучого валу в шпонкову канавку закладають шпонку і надягають шків пасової передачі.

Потім вкручують пробку масловипускного отвору з прокладкою та жезловий маслопоказчик.

Заливають в корпус масло і закривають оглядовий отвір кришкою з прокладкою з технічного картону; закріплюють кришку болтами.

Зібраний редуктор піддають випробуванню на стенді за програмою, встановленою технічними умовами.



Список використаної літератури

1. Атлас “Редуктори”.

2. Дунаєв П.Ф. „Деталі машин”, Москва, 1984 р.

3. Куклін Н.Г. „Деталі машин”, Москва, 1981 р.

4. Устюгов І.І. “Деталі машин”, Москва, 1981 р.

5. Чернавський С.А. “Курсове проектування деталей машин ”, Москва, 1987 р.

6. Малащенко В.О. “Деталі машин. Курсове проектування”, Москва, 1987 р.

Размещено на Allbest.ru

...