Силы, действующие в зацеплении тихоходной ступени:

Окружная

радиальная

осевая

2.3.2 Проверочный расчет зубьев на изгиб

Проверка зубьев тихоходной ступени на выносливость по напряжениям изгиба

Быстроходная ступень

Шестерня: d₁= 90 мм

d_а1= 95 мм

b₁= 65 мм

Колесо: d₂= 358 мм

d_a2= 363 мм

b₂= 56 мм

Шестерню изготовляем без ступицы.

Диаметр и длина вала:

d_ст2=1,6d_k2=1,6*40=64 мм

l_ст2=(1,2 ? 1,5)d_k2=48 ? 60 мм

Принимаем l_СТ2 = 60 мм;

Тихоходная ступень

Шестерня: d₃= 90 мм

d_а3= 98 мм

b₃= 96 мм

Колесо: d₄= 358 мм

d_a4= 366 мм

b₄= 90 мм

Шестерню изготовляем вала.

Диаметр вала:

d_ст4=1,6d_k4=1,6*60=96 мм

Длина ступицы

l_ст4 =b₄ = 90 мм

толщина обода д₀ = (2,5 ? 4) m_nБ = (2,5?4) 2,5. Принимаем д₀ = 12 мм. Толщина диска С = 0,3b₄ = 0,3*90 = 27 мм.

3. Конструкторская часть

д=0,025a_T+3 мм =0,025*224+3=8,6 мм

д₁ =0,02a_T+3 мм =0,02*224+3=7,48 мм

Принимаем д=д₁= 8 мм.

Толщина фланцев b= 1,5д = 1,5*8 = 12 мм; b₁ =1,5д₁=1,5*8=12 мм; р = 2,35д = 2,35*8 = 18,8 мм.

Размеры остальных элементов корпуса и крышки :

Толщина ребер основания m=(0,85?1)д=6,8?8 мм

Толщина ребер крышки m₁ =(0,85?1)д₁ =6,8?8 мм

Диаметры болтов:

У подшипников d₂=(0,7?0,75)d₁=15; Принимаем болты М16

Соединение основания d₃=(0,5?0,6)d₁=12; Принимаем М12

3.2 Первый этап компоновки

Расстояния между опорами и положение зубчатых колес относительно опор.

Чертеж выполняем тонкими линиями, масштаб 1 : 1.

Выбираем способ смазки: зубчатые зацепления окунанием зубчатых колес в масляную ванну, подшипники -- тем же маслом за счет его разбрызгивания.

Последовательность выполнения компоновки такова.

Проводим две вертикальные осевые линии на расстоянии a_щT=а_щБ=224мм

Ориентировочно намечаем для валов радиальные шарикоподшипники средней серии, подбирая их по диаметрам посадочных мест

Подшипник .......... 309 307 311

d, мм...................... 45 35 55

В, мм...................... 25 21 29

Размещаем подшипники ведущего и ведомого валов в средней опоре, приняв расстояние между их торцами 8 мм.

Намечаем ширину средней опоры t, считая, что каждый подшипник углублен от края опоры на 5 мм;

Принимаем зазоры между торцами колес и средней опорой, а также между торцами колес и внутренней стенкой корпуса 12 мм.

Вычерчиваем зубчатые колеса в виде прямоугольников и очерчиваем внутреннюю стенку корпуса.

Размещаем подшипники в корпусе редуктора, углубив их от внутренней стенки корпуса на 5 мм.

Определяем замером расстояния и проставляем их на чертеже.

3.3 Определение долговечности подшипников

Из предыдущих расчетов имеем Р = 890 Н, Р_г=320 Н и Р_a=183 Н; из первого этапа компоновки l₁=57 мм.

Реакции опор: в плоскости хz

В плоскости yz:

Проверка:

Суммарные реакции:

Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 1. Намечаем радиальные шариковые подшипники 309 d = 45 мм; D = 100 мм; В = 25 мм; С = 37,1 кН и С₀ = 26,2 кН. Эквивалентная нагрузка по формуле

в которой радиальная нагрузка F_г1 = 502 Н; осевая нагрузка F_a = P_а = 183 Н; V = 1 (вращается внутреннее кольцо); К_б = 1,3; K_т = 1

X=0,56; Y=1,88

Расчетная долговечность, млн. об.

Расчетная долговечность, ч,

Промежуточный вал установлен в шариковых радиальных подшипниках средней серии. Из предыдущих расчетов и компоновки известно:

Р_Б = 890 Н; Р_rБ = 320 Н; Р_аБ = 183 Н;

Р_т = 3458 Н; Р_гТ = 1282 Н; Р_аТ = 588 Н;

d₂ = 358 мм; d₃ = 90 мм; l = 310 мм;

с₁ = 57 мм; с₂ = 72 мм; n₂ = 239 об/мин.

Для уменьшения результирующей осевой нагрузки на промежуточном валу следует выбирать направление зубьев колеса быстроходной ступени и шестерни тихоходной ступени одинаковым. При этом осевые усилия Р_аБ и Р_аТ направлены в разные стороны. Также будут направлены в разные стороны и усилия Р_Б и Р_Т

Реакции опор: в

плоскости хz

Проверка:

плоскости yz:

Проверка:

Суммарные реакции:

Определяем долговечность подшипника наиболее нагруженной опоры «2». На эту опору действуют радиальная реакция R₂ =2692 Н и внешняя осевая сила F_а = Р_аТ -- Р_аБ = 405 Н.

Намечаем радиальные шариковые подшипники 307

d = 35 мм; D = 80 мм; В = 21 мм; С = 25,7 кН и С₀ = 17,6 кН.

Эквивалентная нагрузка по формуле

где коэффициенты V = 1 (вращается внутреннее кольцо); К_б = 1,3; K_т = 1

X=1; Y=0

Расчетная долговечность, млн. об.

Расчетная долговечность, ч,

что соответствует допускаемой минимальной долговечности.

Из предыдущих расчетов имеем Р = 3458 Н, Р_г=1282 Н и Р_a=588 Н, P_ц=4630 Н; из первого этапа компоновки l₁=75 мм, l₂=65 мм

Реакции опор: в плоскости хz

В плоскости yz:

Проверка:

Суммарные реакции:

Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 2. Намечаем радиальные шариковые подшипники 311

D = 120 мм; В = 29 мм; С = 54,9 кН и С₀ = 41,8 кН.

Эквивалентная нагрузка по формуле

в которой радиальная нагрузка F_г1 = 1282 Н; осевая нагрузка F_a = P_а = 588 Н; V = 1 (вращается внутреннее кольцо); К_б = 1,3; K_т = 1

X=0,56; Y=2,3

Расчетная долговечность, млн. об.

Расчетная долговечность, ч,

3.4 Второй этап компоновки

Целью второго этапа компоновки является конструктивное оформление шестерен, зубчатых колес, валов, корпуса и некоторых других деталей, а также подготовка необходимых данных для расчетов на прочность валов.

Примем следующий порядок выполнения этого этапа работы.

Оформляем конструкции шестерен и зубчатых колес по размерам, найденным ранее.

Вычерчиваем подшипники, сохраняя при этом ранее принятые зазоры. На валах остались подшипники, выбранные ранее: шариковые радиальные средней серии 309 , 307 и 311.

Вычерчиваем валы. Для фиксации зубчатых колес на валах предусматриваем буртики. Промежуточный вал с этой же целью в средней части делаем утолщенным.

Таким образом, каждое зубчатое колесо с одной стороны упирается в утолщение вала, а с другой стороны с помощью распорной втулки фиксируется ближайшим подшипником. Для того, чтобы гарантировать упор втулки в подшипник, переход от одной ступени вала к другой не совпадает с торцом втулки, а утоплен на 2--3 мм вглубь. Подшипник средней опоры ведущего вала устанавливаем в толстостенном стакане, наружный диаметр которого равен наружному диаметру подшипника ведомого вала (это упрощает расточку средней опоры).

Вычерчиваем крышки подшипников с прокладками и болтами (можно показывать только один болт). Штриховыми линиями вычерчиваем наружные очертания стенки корпуса и бобышки под болты. Наносим контур верхнего фланца (пояса).

Конструктивно оформляем среднюю опору и намечаем расположение шпилек, с помощью которых будет крепиться крышка этой опоры.

Для передачи вращающих моментов применяем шпонки призматические со скругленными торцами по СТ СЭВ 189--и вычерчиваем их:

ведущий вал -- O 32 мм, b?h?l = 10?8?50 мм;

O 50 мм, b?h?l = 14?9?56 мм;

промежуточный вал -- O 40 мм, b?h?l = 12?8?50 мм;

O 40 мм, b?h?l = 12?8?90 мм;

ведомый-вал -- O 60 мм, b?h?l = 18?11?80 мм;

O 50 мм, b?h?l = 14?9?36 мм;

3.5 Проверка прочности шпоночных соединений

Материал шпонок -- сталь 45 нормализованная.

1) ведущий вал

Прочность обеспечена.

Прочность обеспечена.

2) промежуточный вал

Прочность обеспечена.

Прочность обеспечена.

3) ведомый вал

Прочность обеспечена.

Подбираем щлицевое соединение

Намечаем z?d?D= 8?42?48 мм; f=0,4; l=40

Прочность шлицевого соединения обеспечена.

3.6 Уточненный расчет 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]. Прочность соблюдена при n > [n].

Будем производить расчет для предположительно опасных сечений каждого из валов.

Ведущий вал Материал вала тот же, что и для шестерни (шестерня выполнена заодно с валом), т. е. сталь 45, термообработка -- улучшение.

При диаметре заготовки до 90 мм среднее значение у_в = 780 Н/мм².

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений

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

Коэффициент запаса прочности

где амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла

При d= 32 мм; b = 10 мм; t₁ = 5 мм

Принимаем k_ф = 1,68, е_ф = 0,84 и ш_ф =0,1.

После подстановки

Такой большой коэффициент запаса прочности объясняется тем, что диаметр вала был увеличен при конструировании для соединения его муфтой с валом электродвигателя.

По той же причине проверять прочность в сечениях Б -- Б и В -- В нет необходимости.

Промежуточный вал

Материал вала -- сталь 45 нормализованная, у_в = 590 Н/мм², у_-ф = 254 Н/мм² и ф_-1= 147 Н/мм².

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

Определим коэффициент запаса прочности для сечения Л--Л, в котором возникает наибольший изгибающий момент; концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки

Изгибающие моменты;

относительно оси у ;

относительно оси х .

Результирующий изгибающий момент

Моменты сопротивления сечения нетто:

Амплитуда номинальных напряжений изгиба

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

k_у = 1,6 и k_ф = 1,5; е_у = е_ф = 0,77; ц_ф = 0,1.

Коэффициенты запаса прочности по формулам

Общий коэффициент запаса прочности

Аналогично определяем коэффициент запаса прочности в сечении Б--Б. Опуская вычисления, приведем окончательный результат: п = 5,9. Концентрация напряжений в сечении Б -- Б вызвана напрессовкой шестерни. Наибольшая концентрация совпадает с краем шестерни.

Ведомый вал

Материал вала -- сталь 45 нормализованная, у_в = 590, Н/мм².

Пределы выносливости у _-1 = 0,43*590 = 254 Н/мм² и ф_-1 = 0,58*254 = 147 Н/мм².

Сечение А -- А. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки: k_у= 1,59 и k_ф=1,49 масштабный фактор е_у =е_ф = 0,74; коэффициенты ц_у=0,15; ц_ф=0,1.

Крутящий момент М_к4 = 620*1О³ Нмм.

Изгибающий момент в горизонтальной плоскости

изгибающий момент в вертикальной плоскости

суммарной изгибающий момент в сечении А -- А

Момент сопротивления кручению

Момент сопротивления изгибу

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

Амплитуда нормальных напряжений изгиба

; среднее напряжение у_т = 0.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А--А

3.7 Смазка зубчатых зацеплений и подшипников

Зацепления смазывают окунанием зубчатых колес в масло. Уровень масла должен обеспечивать погружение колес на высоту зуба. Объем масляной ванны (из расчета 0,5 дм³ на 1 кВт передаваемой мощности) V_м = 0,25*4 = 1 дм³. Подшипники смазываются тем же маслом за счет разбрызгивания.

Вязкость масла выбираем в зависимости от окружной скорости, В быстроходной паре v =5,7 м/с и рекомендуемая вязкость масла н₅₀ = 59 сСт; в тихоходной н = 1 ,33 м/с и рекомендуемая вязкость н₅₀=118 сСт. Среднее значение н₅₀ = 88 сСт. Выбираем масло индустриальное И-1ООА с вязкостью н_5о = 90 сСт.

Уровень масла контролируют жезловым маслоуказателем при остановке редуктора.

3.8 Процесс сборки редуктора

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

Сборку производят в соответствии с чертежом общего вида редуктора, начиная с узлов валов.

На ведущий вал насаживают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80-- 100° С; крайний 309 подшипник запрессовывается в стакан для удобного крепления с 311 подшипником ведомого вала; в промежуточный вал закладывают шпонки 12?8?50 и 12?8?90 и напрессовывают зубчатые колеса до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку и устанавливают шарикоподшипники; в ведомый вал закладывают шпонку 18?11?80 и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку и устанавливают шарикоподшипники, 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 распорное кольцо, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок. Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают войлочные уплотнения, пропитанные горячим маслом. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами. Далее на конец ведомого вала в шпоночную канавку закладывают шпонку, устанавливают звездочку и закрепляют.

Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой; закрепляют крышку болтами.

Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.

Список использованной литературы

1. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя: в 3-х томах. Т.1-3. - 6-е изд., перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 2001.

2. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование: Учеб. пособие для машиностроительных специальностей вузов.- 2-е изд., перераб. и доп. - М.: Высшая школа, 1990 - 2004 г., ил., 496 с.

3. Иванов М.Н. Детали машин: Учеб. для студентов вузов. - 6-е изд., перераб. - М.: Высш. шк., 2000 - 383 с., ил.

4. Методические указания к курсовому проектированию по деталям машин. Ч.2. Оформление рабочих чертежей деталей / Сост. В.Н Рубцов,-Уфа: изд. Уфимского ордена Ленина авиационного института им. С. Орджоникидзе, 2005.-37 с.

5. Ноготков О.Ф. Измерительные размеры зубчатых колес: Методические указания к курсовому проектированию по деталям машин и основам конструирования/ Уфимск. гос. авиац. техн. ун-т. - Уфа, 2004 г. - 17 с.

6. Писаренко Г.С. Справочник по сопротивлению материалов. - Киев: Наукова думка, 1975. - 705 с.

7. Прокшин С.С., Беляев В.А. Методические указания к курсовому проектированию по дисциплине «Детали машин и основы конструирования»: Уфимск. гос. авиац. техн. ун-т. - Уфа, 2006 г. - 58 с.

8. Чернавский и др. Курсовое проектирование деталей машин: - М.; Машиностроение, 1979. - 416 с.

9. Н.Г. Куклин, Г.С. Куклина. Детали машин: - М.; Высшая школа, 1979. - 311 с.

10. А.Е. Шейнблит. Курсовое проектирование деталей машин: - М; Высшая школа, 1991. - 432 с.

Размещено на Allbest.ru