Размещено на http://www.allbest.ru/

320

Курсовой проект

по дисциплине "Детали машин"

Тема: "Расчет и проектирование одноступенчатого конического редуктора"

2012

Техническое задание на курсовой проект по дисциплине "Детали машин"

Тема проекта: "Расчет и проектирование одноступенчатого конического редуктора"

Состав привода: Клиноременная передача; конический одноступенчатый редуктор; цепная передача

Исходные данные по варианту 4 задания:

1. Мощность на ведомой звездочке Р₄ [кВт],3,8

2. Число оборотов на ведомой звездочке N₄ [мин^-1],130

1. Электродвигатель

2. Клиноременная передача

3. Конический редуктор

4. Цепная передача

Рис.1 Кинематическая схема

Содержание

• 1. Введение
• 2. Выбор электродвигателя
• 3. Расчет клиноременной передачи
• 4. Расчет конической передачи
• 4.1 Исходные данные для проектирования
• 4.2 Выбор марки материала и назначение химико-термической обработки зубьев; определение допускаемых напряжений
• 4.3 Вычисление параметров передачи, назначение степени точности и определение сил, действующих в зацеплении
• 4.4 Проверочный расчет на контактную и изгибную выносливость зубьев
• 4.5 Ориентировочный расчет валов. Конструктивные размеры зубчатой пары
• 4.6 Конструктивные размеры элементов корпуса и компоновка редуктора
• 4.7 Проверка прочности валов
• 4.8 Подбор шпонок и проверочный расчет шпоночных соединений. Шпонки подбирают по таблице ГОСТа в зависимости от диаметра вала, затем шпоночное соединение проверяют на смятие по формуле (1, 217)
• 4.9 Подбор подшипников
• 4.10 Посадки деталей и сборочных единиц редуктора (1, см. занятия 22, 25; табл. П48)
• 5. Расчет цепной передачи
• Список используемой литературы

1. Введение

Описание конструкции проектируемого привода

Редуктором называется механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного органа и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.

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

Редуктор состоит из корпуса, в котором размещают элементы передачи - зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д. В отдельных случаях в корпусе размещают также устройства для смазывания или устройства для охлаждения.

Редуктор проектируют либо для привода определенной машины, либо по заданной нагрузке и передаточному числу без указания конкретного задания. Наиболее распространены горизонтальные редукторы. Как горизонтальные, так и вертикальные редукторы могут иметь колеса с прямыми, косыми и круговыми зубьями. Корпус чаще всего выполняют литым чугуном, реже сварным стальным. Валы монтируются на подшипниках качения или скольжения. Выбор горизонтальной или вертикальной схемы для редукторов всех типов обусловлен общей компоновкой привода.

Спроектированный в настоящем курсовом проекте редуктор соответствует условиям технического задания.

Классификация редуктора, указанного в задании на курсовое проектирование:

1. по типу передачи: зубчатый;

2. по числу ступеней: одноступенчатый;

3. по типу зубчатых колес: конический

Редуктор нереверсивный. Он может применяться в приводах быстроходных конвейеров, транспортеров, элеваторов, других рабочих машин. Конструкция редуктора отвечает требованиям техническим и сборочным. Конструкции многих узлов и деталей редуктора учитывают особенности крупносерийного производства.

В работе над курсовым проектом широко применялась стандартизация и унификация.

Корпус редуктора выполнен разъемным, литым из чугуна марки СЧ 15 ГОСТ 1412-79. Оси валов редуктора расположены в одной (горизонтальной) плоскости. Благодаря разъему в плоскости осей валов обеспечивается наиболее удобная сборка редуктора.

Валы редуктора изготовляются из стали 45. Для опор валов используются подшипники качения.

Чтобы компенсировать удлинение вала при нагреве, предусмотрен зазор между глухой крышкой подшипника и наружным кольцом подшипника.

Для свободного вращения шестерен предусмотрены подшипники качения.

2. Выбор электродвигателя

Исходные данные:

мощность на ведомой звездочке Р₄ = 3,8 кВт;

число оборотов на ведомой звездочке n₄ = 130 мин^-1;

работа односменная;

нагрузка спокойная нереверсивная.

Определяем общий КПД привода по схеме привода

з_общ=з₁з₂з₃з₀ (1)

где

[1, стр.42]: з₁=0,94 - КПД ременной передачи;

[1, стр.116]: з₂ = 0,96 - КПД конической зубчатой передачи;

[1, стр.67]: з₃ = 0,95 - КПД цепной передачи;

[1, стр. 207]: з₀= 0,992 - коэффициент, учитывающий потери на трение в опорах 2-х валов.

Сделав подстановку в формулу (1) получим:

зобщ. = 0,940,960,950,992=0,84

Определяем мощность, необходимую на входе

Р_тр = Р₄/з_{общ. (}2)

где Р_тр - требуемая мощность двигателя:

Р_тр = 3,8/0,84=4,52 кВт

Выбираем электродвигатель [1, с.392, табл. П61]

Пробуем двигатель АИР112М4:

Р_дв. = 5,5 кВт; n_с = 1500 об/мин; S = 3,7%; d_дв. = 32 мм.

Определяем номинальную частоту вращения электродвигателя по формуле (3).

nном = n_c (1 - S); (3)

nном = 1500 (1 - 0,037);

nном = 1444,5 об/мин

Определяем общее передаточное число привода

U = nном. /n4 = 1444,5/130 = 11,1

Производим разбивку передаточного числа по ступеням. По схеме привода

Uобщ. = U₁U₂U₃; (4)

Назначаем по рекомендации [2, стр.13], [1, стр.116]: U₁ = (2.5); U₂ <3,5; U₃<6

Тогда принимаем U₁ =2; U₂ =2

U3= Uобщ. / (U₁U₂); (5)

U₃ = 2,75, что входит в рекомендуемые пределы

Принимаем U₃ = 2,75.

Тогда уточняем передаточное число привода по формуле (5):

Uобщ. = 222,75 = 11

Принимаем окончательно электродвигатель марки АИР112М4

Угловые скорости определяем по формуле

щ=рn/30 (6)

По формуле (6) определяем угловую скорость вала двигателя

щ_дв = рn_дв/30= р1444,5/30 = 151,3 рад/с;

По схеме привода (рис.1) и формуле (6) определяем частоты вращения и угловые скорости каждого вала

n₂ = n_дв/U₁ = 1444,5/2 = 722,3 об/мин;

щ₂ = рn₂/30= р722,3/30 = 75,6 рад/с;

n₃ = n₂/U₂= 722,3/2 = 361,15 об/мин;

щ₃ = рn₃/30= р361,15/30 = 37,8 рад/с;

n₄ = n₃/U₃= 361,15/2,75 = 131,3 об/мин;

щ₄ = рn₄/30 = р131,3/30 = 13,7 рад/с.

Определяем мощность на каждом валу по схеме привода

Р₂ = Р_дв з₁ = 5,50,94 = 5,17 кВт; Р₃ = Р₂ з₂ з₀ = 5,170,960,992 = 4,86 кВт;

Р₄ = Р₃ з₃ = 4,860,95 = 4,61 кВт,

близко к заданному. Определяем вращающие моменты на каждом валу привода по формуле

(Нм) (7)

Тдв = Р_дв10³/щ_дв = 5500/151,3 = 36,35 Нм (на электродвигателе);

Т₂ = Р₂10³/щ₂ = 5170/75,6 = 68,38 Нм (быстроходная ступень);

Т₃ = Р₃10³/щ₃ = 4860 /37,8 = 128,57 Нм (тихоходная ступень);

Т₄ = Р₄10³/щ₄ = 4610 /13,7 = 336,49 Нм (ведомая звездочка).

Все рассчитанные параметры сводим в табл. 1.

Таблица 1. Параметры кинематического расчета

№ вала	n, об/мин	щ, рад/с	Р, кВт	Т, Нм	U
1 (Дв.)	1444,5	151,27	5,5	36,35	2
2	722,3	75,6	5,17	68,38
					2
3	361,15	37,8	4,86	128,57
					2,75
4	131,3	13,7	4,61	336,49

привод одноступенчатый конический редуктор

3. Расчет клиноременной передачи

Исходные данные:

Мощность на валу меньшего шкива, кВтР₁ = Р_дв = 5,5

Вращающий момент на меньшем шкиве, НмТ₁ = 36,35

Передаточное число U = 2

Частота вращения меньшего шкива, об/минn_дв = 1444,5

Угловая скорость вращения меньшего шкива, рад/сщ_дв = 151,27

По мощности и частоте вращения меньшего шкива выбираем сечение "А" клинового ремня [2, табл.4.7]. Для наглядности, используя ГОСТ1284.1-80 размеры ремня сводим в табл.2.

Размеры клинового ремняТаблица 2

Наименование	Обозначение	Величина
Обозначение ремня	А	-
Диаметр меньшего шкива, мм	d1	140
Ширина большего основания ремня, мм	W	13
Расчетная ширина ремня, мм	Wр	11
Высота ремня, мм	Т0	8
Площадь поперечного сечения, мм2	А	81
Угол клина ремня,°	б	40
Расчетная длина ремня, мм	Lр	560…4000
Масса одного метра, кг	q	0,105

Определяем диаметр большего шкива

d₂=d₁U (1-е) (8)

где

е=0,01 - относительное скольжение ремня для передач с регулируемым натяжением ремня.

Подставив значения в формулу получим

d₂ = 14020,99 = 277,2 мм

Округляем до ближайшего значения из стандартного ряда

d₂ = 280 мм

Рассчитываем уточненное передаточное отношение:

U₁ = d₂/d₁ = 280/140 = 2, т.е. оно не изменилось.

Назначаем межосевое расстояние в интервале (мм):

а_min = 0,55Т₀=0,55 (140+280) +8 = 239 мм

а_max = (d₁+ d₂) = 140+280 = 420 мм

Принимаем а=380мм

Вычисляем длину ремня:

L_р = 2а+0,5р (d₁+ d₂) + (d₁+ d₂) 2/4а (9)

L_р = 2380+0,53,14 (140+280) + (140+280) 2/1520= 1535мм

Принимаем из стандартного ряда Lр = 1600мм.

Рассчитываем угол обхвата меньшего шкива

б₁ = 180-57 (d₂ - d₁) /а, є

б₁ = 180-57 (280-140) /380 = 159є

Рассчитываем скорость ремня

; (10)

где [н] =25м/с - допускаемая скорость для клиновых ремней,

м/с.

Находим необходимое для передачи число ремней:

(11)

где Р₀ = 2 кВт - мощность, допускаемая для передачи одним ремнем "А" с диаметром меньшего шкива 140 мм и скоростью ремня 10 м/с [2, табл.2.4];

С_L = 0,95 - коэффициент, учитывающий влияние длины ремня [2, табл.2.5];

С_р = 1,2 - коэффициент динамичности нагрузки и режима работы (при среднем режиме работы, при двухсменной работе) [3, табл.2.6];

Сб = 0,93 - коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата на тяговую способность ремня;

Сz = 0,9 - коэффициент, учитывающий число ремней в комплекте

(при z = 4-6). Подставив значения в формулу (3.2) получим:

ремня

Проверим частоту пробегов ремня U_пр = н/Lр ? [U_рек]

где [U_рек] = 30 c^-1 - рекомендованное значение частоты пробегов для клиноременной передачи.

U_пр = 10,58/1,6 = 6,6 с-1.

Определяем силу предварительного натяжения одного клинового ремня:

(12)

где Сl=1 - коэффициент влияния отношения расчетной длины ремня к базовой;

Определяем окружную силу, передаваемую комплектом ремней:

F_t = Р1103/н = 5500/10,58 = 519 Н.

Определяем силы натяжения ведущей и ведомой ветвей одного клинового ремня

Определяем силу давления ремня на вал

F_оп = 2F₀z sinб₁/2= 2994sin80° = 779 Н

Параметры клиноременной передачи заносим в табл.3.

Параметры клиноременной передачиТаблица 3

Параметр	Обозначение	Значение
Тип ремня	-	А
Количество ремней, шт	z	4
Межосевое расстояние, мм	а	380
Скорость ремня, м/с	н	10,58
Частота пробегов ремня, с-1	Uпр	6,6
Диаметр ведущего шкива, мм	d1	140
Диаметр ведомого шкива, мм	d2	280
Предварительное натяжение, Н	F0	99
Окружная сила, Н	Ft	519
Сила давления ремня на вал, Н	Fоп	779

4. Расчет конической передачи

4.1 Исходные данные для проектирования

Вращающий момент на тихоходном валу редуктора Т₃ =129 Нм. Частота вращения тихоходного вала n₃ = 361 мин^-1. Нагрузка переменная с умеренными толчками. Редуктор проектируется для мелкосерийного изготовления с нереверсивной передачей.

Рис.2

4.1.1 Выбор электродвигателя и кинематический расчет.

Вычерчиваем кинематическую схему проектируемого редуктора (рис.2). На этой схеме: М-электродвигатель, клиноременная передача, конический редуктор, цепная передача.

4.1.2 КПД редуктора определяю з₂= з₂ з₀= 0,960,992=0,94

Общий КПД редуктора равен произведению КПД последовательно соединенных подвижных звеньев: двух пар подшипников и зубчатой пары (см. рис.2). Принимая для одной пары подшипников качения з₀ = 0,99 и для одной пары зубчатых колес з₂ =0,96.

4.1.3 Частота вращения тихоходного вала n₃ = 361 мин^-1. Передаточное отношение редуктора U_ред=2, было рассчитано ранее.

4.1.4 Частота вращения тихоходного вала n₃ = 361 мин^-1.

4.1.5 По формуле (17) вычисляем вращающий момент, а затем и мощность на быстроходном валу редуктора:

n, об/мин =722; щ, рад/с = 75,6; Р, кВт = 5,17; Т, Нм =68,38

4.1.6. При Р₂ = 5,17 кВт и n₂ = 722 мин^-1, был выбран электродвигатель общего назначения в закрытом обдуваемом исполнении типа АИР112М4, для которого Рэ = 5,5 кВт, n=1500 мин^-1.

4.2 Выбор марки материала и назначение химико-термической обработки зубьев; определение допускаемых напряжений

4.2.1 Используя (1, табл. П21 и П28), назначаем для изготовления зубчатых колес сталь 45, термообработка-нормализация (НВ180.220) для колеса и улучшение (НВ240.280) для шестерни.

Допускаемые напряжения на контактную и изгибную выносливость зубьев вычисляем по (1, формулам (98) и (101)). По (1, табл. П28) для стали 45 НВ180.220: = 420 МПа, = 10⁷, = 155 МПа (передача нереверсивная), = 410⁶ - для колеса; для стали НВ240.280: = 600 МПа, = 1,510⁷, = 195 МПа (передача нереверсивная), = 410⁶-для шестерни. Назначаем ресурс передачи ч и по (1, формуле (100)) находим число циклов перемены напряжений:

Так как N_HE> N_H0 и N_FE>N_F0 то значения коэффициентов долговечности [1, см. формулы (99), (102)] K_HL = 1 и K_FL=1 (1, см. занятие 8).

Итак, допускаемые напряжения: для колеса

МПа; МПа;

для шестерни

МПа, МПа.

4.3 Вычисление параметров передачи, назначение степени точности и определение сил, действующих в зацеплении

4.3.1 Определяем значения коэффициентов, входящих в формулу (1, 124):

k_be=b/R_e=0,285 (1, занятие 12); k_beu/ (2 - k_be) = 0,2852,5/ (2-0,285) = 0,4 и по табл. (1, П29) K_Hв = 1,14 для предполагаемых шариковых опор. Итак, по формуле (1, 124)

принимаем d=105 мм.

4.3.2 Определяем число зубьев и находим внешний окружной модуль [1, см. формулу (114)]. Из z₁ = 18.30 (1, см. занятие 12) принимаем z₁ = 18; z₂ = uz₁ = 218= 36 (u = z₂/z₁ = 36/18 = 2). Следовательно, m_te = d_e1/z₁= 103/18= 5,7 мм (стандартный модуль равен 6 мм - его и принимаем, см.1, табл. П23).

Рис.3

4.3.3 Находим углы делительных конусов шестерни и колеса [1, см. формулу (120)]:

д₂ = arc tg u = arc tg 2 = 63°70';

д₁ = 90° - д₂ = 90° - 63°70' = 26°30'.

4.3.4 По формуле (1, 116) находим внешнее конусное расстояние:

мм.

4.3.5 Определяем ширину венца зуба, вычисляем среднее конусное расстояние [1, см. формулу (121)] и уточняем значение k_be:

b=k_beR_e=0,285120=34,2 мм принимаем b=34 мм;

R_m=Re-b/2=120 - 34/2 = 103 мм;

k_be=b/R_e= 34/120 = 0,283, что соответствует 0,25 < k_be < 0,3.

4.3.6 По формуле (1, 115) находим значение нормального модуля на середине ширины венца:

мм.

Найденное значение m_tm округлять нельзя.

4.3.7 По формулам [1, (114), (118), (119)] вычисляем внешний делительный диаметр, средние делительные диаметры, диаметры вершин и впадин зубьев шестерни и колеса:

а) для шестерни

d_m1=m_tmz₁= 5,218= 93,6 мм; d_e1=m_tez₁= 618=108 мм;

d_ae1=d_e1+2m_tecosд₁=108+26cos26°30'=108+120,89=118,68 мм;

d_fe1=d_e1-2,4m_tecosд₁=108-2,460,89=95,2 мм;

б) для колеса

d_m2=m_tmz₂= 5,236= 187,2 мм;

d_e2=m_tez₂= 636=216 мм;

d_ae2=d_e2+2m_tecosд₂=216+2663°70'=216+120,44=221,3 мм;

d_fe2=d_e2-2,4m_tecosд₂=216-2,460,44=209,7 мм;

4.3.8 Вычисляем скорость точки на окружности среднего делительного диаметра шестерни и назначаем степень точности передачи:

м/с.

По (1, табл.2 стр.96) принимаем 8-ю степень точности передачи.

4.3.9 Вычисляем силы, действующие в зацеплении: окружная сила на окружности среднего делительного диаметра

F_t=2T₂/d_m1 = 268,3810³/93,6 = 1461 Н;

осевая сила для шестерни и радиальная для колеса [1, см. формулу (122)]

F_a2 =F_r3=F_t tgб sinд₁= 14610,3640,44= 233 Н;

радиальная сила для шестерни и осевая для колеса [1, см. формулу (123)]

F_r2=F_a3= Ft tgб cosд₁= 14610,3640,89 = 473 Н.

4.4 Проверочный расчет на контактную и изгибную выносливость зубьев

4.4.1 Определяем значения коэффициентов, входящих в формулу (1, 126):

Z_H=1,76 (1, см. занятие 12), Z_М=27410³ Па^1/2 (1, см. табл. П22). По формулам (1, (96а), (129)) находим

По табл. (1, П26) при м/с и 8-й степени точности передачи, интерполируя, получаем K_Hх?1,08. Итак, коэффициент нагрузки

K_H=K_HвK_Hх=1,141,08 = 1,23.

Следовательно,

4.4.2 По формуле (1, 127) проверяем выносливость зубьев при изгибе. Коэффициент формы зубьев шестерни и колеса найдем интерполированием по (1, табл. П27) в зависимости от эквивалентного числа зубьев [1, см. формулу (128)] и :

Следовательно,

для колеса.

Сравним прочность зуба шестерни и колеса (1, см. занятие 8):

Так как прочность зуба шестерни оказалась выше, то проверку выносливости зубьев при изгибе следует выполнить по зубьям колеса [1, см. формулу (127)]:

K_Fх=2K_Hх - 1= 21,08-1=1,16 (см. примечание 2 к табл. П26); К_Fв = 1,29

(см. табл. П29) для шариковых опор. Итак, коэффициент нагрузки

K_F= К_Fв K_Fх = 1,291,16=1,5 Следовательно,

4.5 Ориентировочный расчет валов. Конструктивные размеры зубчатой пары

Конструктивные размеры зубчатой пары (длина и диаметр ступицы зубчатых колес, диаметр внутреннего кольца, ширина подшипника и др.) принимают в зависимости от диаметра выходного конца вала. Этот размер определяют приближенно (ориентировочный расчет) из расчета на прочность при кручении по заниженным допускаемым напряжениям [ф_к] =20.40 МПа. Принимаем для быстроходного вала [ф_к] ' =25 МПа (сталь 45; шестерня изготовлена вместе с валом); для тихоходного вала назначим сталь 40, для которой примем [ф_к] =20МПа.

Быстроходный вал. Из уравнения прочности (1, 193) определяем диаметр выходного конца вала:

получаем

В соответствии с рядом R_a40 (1, см. занятие 20) принимаем диаметр выходного конца вала d_B1 = 26 мм.

Назначаем посадочные размеры под уплотнения и подшипники. Диаметр вала под уплотнение =30 мм. При небольшой окружной скорости вала можно применить какое-либо контактное уплотнение-монтажное или сальниковое, принимаем сальниковое фетровое уплотнение.

Диаметр резьбы = 33 мм (М33 х 1,5) внутреннее кольцо подшипника закреплено круглой гайкой.

Диаметр под дистанционную шайбу =34 мм. Постановка такой шайбы между кольцом подшипника и гайкой необходима, так как в противном случае гайка задевает ее сепаратор, например конического роликового подшипника. Диаметр вала под подшипники =35 мм (шариковые радиально-упорные или конические роликоподшипники). Диаметр опорного бурта = 45 мм или распорной втулки, соответствующий требованию (1, табл. П63) для средней серии подшипника.

Диаметр вала под подшипник =25мм (шариковый радиальный для конструкции по рис.304). Диаметр опорного бурта = 32 мм (1, см. табл. П63) (размеры и уточним при подборе подшипников для быстроходного вала).

Длину выходного конца вала принимаем из соотношения

l₁? (1,5.2) d_B1 = (1,5.2) 26 = 39.52 мм,

предварительно принимаем l₁= 35 мм.

Тихоходный вал. Крутящий момент в поперечных сечениях выходного конца вала Т₃ = 129 Нм.

Из уравнения прочности на кручение (1, 193) определяем диаметр выходного конца вала:

В соответствии с рядом R_a40 (1, см. занятие 20) принимаем:

диаметр выходного конца вала d_B2 = 36 мм; диаметр вала под сальниковое уплотнение = 38 мм; диаметр вала под подшипник =40 мм; диаметр вала под ступицу зубчатого колеса =45 мм: диаметр опорного участка вала (1, см. табл. П63) =50 мм; диаметр ступицы d_СТ? (1,5.1,7) = (1,5.1,7) 45 = 67,5.76,5 мм; принимаем d_СТ = 72 мм; длина ступицы колеса (0,7.1,8) = (0,7.1,8) 45 = 31,5.81 мм; принимаем = 60 мм;

толщина диска зубчатого колеса е? (0,1.0,17) Re = (0,1.0,17) 120 = =12.20,4 мм, принимаем е = 20 мм; толщина обода д₀= (2,5.4) m_te = (2,5.4) 6 = 15.24, принимаем д₀=16 мм; длина выходного конца тихоходного вала l₂? (1,5.2) d_B2= (1,5.2) 36 = =54.72 мм, принимаем l₂ = 65 мм.

4.6 Конструктивные размеры элементов корпуса и компоновка редуктора

Корпус и крышку редуктора изготовим литьем из серого чугуна.

4.6.1 Толщина стенки корпуса редуктора д?0,03Re+3.5 мм = 0,03120 + + 3.5 мм = 3,6+3.5 мм, принимаем д=8 мм.

4.6.2 Толщина стенки крышки редуктора д₁?0,025Re+3.5 мм = 0,025120+ +3.5 мм = 3+3.5 мм, принимаем д₁=8 мм.

4.6.3 Толщина верхнего пояса корпуса редуктора s?1,5 д = 1,58 = 12 мм, принимаем s= 12мм.

4.6.4 Толщина пояса крышки редуктора s₁?1,5 д₁ = 1,58 = 12 мм, принимаем s₁= 12мм.

4.6.5 Толщина нижнего пояса корпуса редуктора t? (2.2,5) д = (2.2,5) 8 = = 16.20 мм, принимаем t = 20 мм.

4.6.6 Толщина ребер жесткости C¹?0,85 д = 0,858 = 6,8 мм, принимаем С¹ = 8мм.

4.6.7 Диаметр фундаментных болтов d_Ф? (1,5.2,5) д = (1,5.2,5) 8 = (12.. 20) мм, принимаем d_Ф = 18 мм.

4.6.8 Диаметр болтов (шпилек), соединяющих корпус с крышкой редуктора около подшипников, и диаметр резьбы пробки d_K?0,75d_Ф = 0,7518 = 13,5 мм, принимаем d_K = 14 мм;

диаметр остальных болтов или шпилек крепления крышки к корпусу редуктора можно принимать на 2.4 мм меньше d_K; принимаем болты с резьбой М12;

диаметр резьбы пробки (для слива масла из корпуса редуктора) d_ПР ? (1,6.2,2) д = (1,6.2,2) 8 = 12,8.17,6 мм, принимаем d_ПР=16 мм.

4.6.9 Ширина пояса соединения корпуса и крышки редуктора около подшипников К?3d_K = 314 = 42 мм, принимаем K = 40 мм;

ширина пояса крепления крышки и корпуса редуктора К' <2,5 d_K = 2,514 = =35 мм, принимаем K' =30 мм.

4.6.10. Ширина нижнего пояса корпуса редуктора К₁ = (2,2.2,5) d_Ф = (2,2..2,5) 18 = 39,6.45 мм, принимаем К₁=42 мм.

4.6.11. Диаметр болтов для крепления крышки подшипника к корпусу редуктора d_П? (0,7.1,4) д = (0,7.1,4) 8 = 5,6.11,2 мм, принимаем d_П = 10 мм.

4.6.12. Диаметр болтов для крепления крышки смотрового отверстия d_КС = = 6.10 мм, принимаем d_КС = 8 мм.

4.6.13. Расстояние между внутренней стенкой основания корпуса редуктора и окружностью вершин зубьев колеса y'? (4.6) д = (4.6) 8 = 32.42 мм, принимаем у' =40 мм.

4.6.14. Расстояние между внутренней стенкой крышки редуктора и окружностью вершин зубьев колеса y? 1,5д= 1,58 = 12 мм, принимаем у = 12 мм.

4.6.15. Тип и размеры подшипников качения.

Для редуктора с консольным расположением конической шестерни (см. рис.4) назначаем на тихоходный и быстроходный валы конические роликоподшипники средней серии. По (1, табл. П43) при , D=D'= =80 мм, T_max =23 мм. Размер x₁ = 2,5d_П = 2,510 = 25 мм.

Рис.4

Тихоходный вал. Для редукторов по рис.4 при по табл. П43 получаем D" = 90 мм, T_max= 25,5 мм. Размер x"? =2d_П = 210 = 20 мм.

4.6.16. Определение конструктивных размеров вдоль оси вала.

Быстроходный вал.

а) Размер = 15.30 мм, принимаем =20 мм;

б) крепление внутреннего кольца подшипника осуществляется с помощью круглой гайки, высота Hг и наружный диаметр Dг которой при М33Х1,5: Нг = 10 мм, Вг = 52 мм. Толщина стопорной шайбы s_Ш?1,5 мм. Ширина дистанционной шайбы между внутренним кольцом подшипника и стопорной шайбой s_ВТ?0,5Нг=0,510 = 5 мм, принимаем s_ВТ = 4 мм.

Следовательно, ?Нг+s_Ш+s_ВТ = 10+1,5+4 = 15,5 мм, принимаем =16 мм;

в) толщину маслозащитной шайбы и ширину бурта можно получить из соотношения ?8.12 мм, принимаем = 10 мм;

г) длина ступицы шестерни b+1.5 мм = 34+1.5 мм, принимаем = 38 мм;

д) 5.10 мм, принимаем =6 мм;

е) точка приложения активных сил (сил, возникающих в зацеплении) находится на окружности среднего делительного диаметра шестерни;

ж) точки приложения реакций опор вала ориентировочно находятся на уровне торцов радиально-упорных подшипников и на середине ширины радиального подшипника. По рис.4

Ширина мазе - удерживающего кольца y₁?8.20 мм. При y₁ = 12 мм получаем

a₁? (2/3) b+y₁ + T_max= (2/3) 34+12+23=58 мм, принимаем a₁=60 мм;

c₁? (1,2.2,2) a₁ = (1,2.2,2) 60 = 72.132 мм, принимаем c₁ = 100 мм;

=35 + 20+16 + 23+100+60+103 = 357 мм, принимаем L_б=360 мм.

Тихоходный вал.

а) Принимая внутренние боковые стенки корпуса редуктора и подшипников тихоходного вала симметрично расположенными относительно оси быстроходного вала, определяем расстояния а₂ и с₂ от точки зацепления А до точек приложения опорных реакций. По рис.4

108 мм, принимаем d_e1=110 мм;

a₂?y₁+0,6=12+0,660=48 мм,

принимаем а₂=50 мм;

с₂?d_m1+a₂=93,6+50=143,6 мм,

принимаем с₂=145 мм. Размер 20.25 мм, принимаем =20 мм;

65+20+25,5+50+0,593,6=207,2 мм

принимаем L_T=210 мм.

4.6.17. Определяем габаритные размеры редуктора.

а) по рис.4

360+0,5221,3+12+8+30=520,6 мм

принимаем длину редуктора L_Р = 520 мм;

210+ (145-0,593,6) +25,5+20=353,7 мм,

принимаем ширину редуктора В_Р = 355 мм;

б) по рис.4 при толщине нижнего пояса корпуса редуктора t = 20 мм получаем высоту проектируемых редукторов:

20+40+221,3+12+8+10.15=

=311,.3+10.15 мм,

принимаем высоту редукторов H_P = 325 мм.

4.6.18. На рис.4, показана компоновка конструкции редуктора. Вычерчиваю аналогичную компоновку на миллиметровке в масштабе 1:

1. При этом ориентировочно полученные конструктивные размеры редуктора и его деталей могут незначительно измениться.

Компоновку начинаю вычерчивать с осей валов, пересекающихся в точке О под углом 90° (см. рис.4,) затем из точки О провожу луч ОА (общую образующую начальных конусов) под углом д₁ к оси быстроходного вала (д₂ к оси тихоходного вала). От начала луча ОА откладываю размеры Rm = ОА, b, Rе=OA+0,5b и вычерчивают шестерню в зацеплении с зубчатым колесом, потом валы, подшипники и т.д.

4.7 Проверка прочности валов

Прочность валов проверим по гипотезе наибольших касательных напряжений. Быстроходный вал.

Изготовление шестерни предусмотрено вместе с валом. Для материала вал-шестерня предел выносливости при симметричном цикле [1, см. формулу (199)]

Принимаем [n] =2,2, Kу = 2,2, k_РИ=1 (1, см. занятие 20), по формуле (196) вычислим допускаемое напряжение изгиба при симметричном цикле:

4.7.1 Вычерчиваю схему нагружения быстроходного вала и строю эпюры изгибающих и крутящих моментов:

а) определяю реакции опор в вертикальной плоскости z0y от сил Fa2 и Fr2 для редуктора:

;

;

б) определяю реакции опор в горизонтальной плоскости x0z от силы Ft

;

;

;

;

в) определяю размер изгибающих моментов в характерных сечениях А, В, С:

в плоскости y0z

M_A=Y_Bc₁=-2820,1=28,2 Нм; М_В=0;

M_C=F_a20,5d_m1=2330,50,0936=10,9 Нм.

Следовательно, M_{Fa, Fr}=-28,2 Нм.

В плоскости x0z

M_B=M_C=0;

M_A=-X_Bc₁=-8760,100=-87,6 Нм.

Следовательно, M_Ft=-87,6 Нм.

Крутящий момент Т=Т₂=68,4 Нм.

Эпюры изгибающих моментов построены на рис.5.

4.7.2 Вычисляю суммарный изгибающий момент и определяю нормальные напряжения изгиба в опасном сечении A при

4.7.3 Напряжения сжатия от силы F_a2 крайне малы и потому их можно не учитывать.

4.7.4 Определяю напряжения кручения в сечениях С и А: для схемы по рис.5

4.7.5 По гипотезе наибольших касательных напряжений находим эквивалентное напряжение [1, см. формулу (196)] и сравниваем его с допускаемым:

Рис.5

Так как расчетные напряжения оказались существенно ниже допускаемых, то коэффициенты запаса прочности валов будут высокими и, следовательно, проверку их жесткости можно не выполнять.

Тихоходный вал

Для изготовления тихоходного вала принята сталь 40 (термообработка - нормализация), для которой по (1, табл. П3) при d < 100 мм у_B= 550 МПа и, следовательно, предел выносливости [1, см (199)]

Принимаем [n] =2,2, Kу = 2,2, k_РИ=1 (1, см. занятие 20), по формуле (196) вычислим допускаемое напряжение изгиба при симметричном цикле:

Так как проверка прочности тихоходного вала для проектируемого конического.

1. Вычерчиваем схему нагружения тихоходного вала и строим эпюры изгибающих и крутящих моментов (рис.,

6):

а) определяем реакции опор в вертикальной плоскости y0z от сил F_а3 и F_r3:

б) определяем реакции опор в горизонтальной плоскости x0z от силы Ft:

в) определяем размер изгибающих моментов в характерных сечениях A,C и B:

в плоскости y0z

Следовательно,

в плоскости x0z

Следовательно, M_Ft = 54,3 Нм.

Крутящий момент Т = T₃ = 128,6 Н м.

Эпюры изгибающих и крутящих моментов построены на рис.6.

Рис.6

2. Вычисляем суммарный изгибающий момент и определяем нормальные напряжения изгиба в опасном сечении С:

Так как вал в опасном сечении С ослаблен ( = 45 мм) шпоночной канавкой (зубчатое колесо посажено на вал с помощью шпонки), то при расчете следует уменьшить его диаметр на 8.10%. Принимая = 40 мм, получаем

3. Напряжения сжатия ввиду их малости (при Fа3 = 473 Н и d = 40 мм) можно не учитывать.

4. Определяем касательные напряжения кручения в сечении С:

5. Вычисляем эквивалентное напряжение и сравниваем его с допускаемым:

4.8 Подбор шпонок и проверочный расчет шпоночных соединений. Шпонки подбирают по таблице ГОСТа в зависимости от диаметра вала, затем шпоночное соединение проверяют на смятие по формуле (1, 217)

Быстроходный вал. Для выходного конца вала диаметром =26 мм по табл. П49 подбираем призматическую шпонку bхh=8х7 мм при t₁ = 4 мм. Так как длина выходного конца вала l₁ = 35 мм, то принимаем длину шпонки l = 30 мм, соответствующую ряду стандартных значений по СТ СЭВ 189-75 (см. ряд чисел в последних двух столбцах табл. П49). Расчетная длина шпонки со скругленными торцами

lр =l-b=30-8 = 22 мм.

Так как на выходные концы валов возможна посадка чугунной детали, то допускаемое напряжение смятия следует принять для чугунных ступиц, для которых [у_см] =60.90 МПа (1, см. занятие 24):

Тихоходный вал.

а) Для выходного конца вала при d_B2 = 36 мм по табл. (1, П49) подбираем призматическую шпонку bxh = 10x8 мм при t₁ = 5 мм. Так как длина выходного конца вала l₂=65 мм, то по СТ СЭВ 189-75 принимаем длину шпонки l = 56 мм. Расчетная длина шпонки со скругленными торцами

lр =l-b=56-10 = 46 мм.

Проверяем соединение на смятие:

б) для посадки ступицы зубчатого колеса на вал при =45 мм по (1, табл. П49) подбираем призматическую шпонку bxh = 14x9 мм при t₁=5,5 мм. Для стальной ступицы [у_СМ] = 100.150 МПа. Так как длина ступицы колеса l_CТ = 60 мм, то длину шпонки примем l=50 мм (1, см. табл. П49). Расчетная длина шпонки со скругленными торцами

lр =l-b=50-14 = 36 мм.

Проверяем запроектированное шпоночное соединение на смятие:

Итак, для тихоходного вала принимаем шпонку 10x8x56 (СТ СЭВ 189-75) и шпонку 14x9x50 (СТ СЭВ 189-75).

4.9 Подбор подшипников

Быстроходный вал.

1. Редуктор с консольным расположением конической шестерни (см. рис.5 и 6):

а) определяем суммарные радиальные нагрузки подшипников:

б) вал шестерни предполагается смонтировать на радиально-упорных конических роликоподшипниках. По формуле (1, 212) определяем осевые составляющие реакций конических роликоподшипников при е=0,319 для ориентировочно назначенной средней серии с d=35 мм (1, см. табл. П43):

S_A=0,83еF_rA=0,830,3192426=642 Н;

S_B=0,83еF_rB=0,830,319917=242 Н;

в) по табл.5 (1, см. рис.177, а) находим суммарные осевые нагрузки. Так как S_A > S_B = 95 Н > 0, то

F_aA=S_A=642 H и F_aB=S_A+F_a2=642+233=875 H;

г) назначаем долговечность подшипника и определяем значения коэффициентов в формуле (1, 209):

(1, занятие 22). Принимаем L_h=1510³ ч; K=1,6; К_Т=1 при температуре меньше 100°С (1, табл. П47); =10/3 для роликовых подшипников (1, занятие 22), n=n₂=722 мин^-1.

При F_aA/ (VF_rА) = 642/ (12426) =0,26<e=0,319 по табл. П43 принимаем Х=1 и Y=0 (V=1, см.1, табл. П45);

При F_aB/ (VF_rB) = 875/ (1917) =0,95>e получаем X=0,4, а Y=1,881,для подшипника 7307.

д) по формуле (1, 210) определим, на какую опору действует наибольшая эквивалентная нагрузка:

P_A= (XVF_rA+YF_aA) KуK_T= (112426+0) 1,61=3882 Н = Pmax;

P_B= (XVF_rB+YF_aB) KуK_T= (0,41917+2,158792) 1,61=3322 Н.

Следовательно, требуемую динамическую грузоподъемность [см. формулу (209)] найдем для опоры А, как наиболее нагруженной:

С_ТР=P_А (610^-5n₃L_h) ^1/=3882 (610^-57221510³) ^3/10 =28 кН,

Итак, долговечность назначенного подшипника не ниже требуемой.

Тихоходный вал

а) Определяем размер суммарных радиальных нагрузок подшипников:

б) принимаем установку тихоходного вала на радиально-упорных конических роликоподшипниках при осевой нагрузке F_а = 479 Н;

в) по формуле (212) определяем осевые составляющие реакций конических роликоподшипников при е = 0,278 для ориентировочно назначенной средней серии с d=40 мм (1, см. табл. П43):

S_A=0,83еF_rA=0,830,2781122=258 Н;

S_B=0,83еF_rB=0,830,278410=95 Н;

г) по табл.5 (1, см. рис.177, а) находим суммарные осевые нагрузки. Так как S_A > S_B и Fа=F_а3 = 479 Н > 0, то

F_aA=S_A=258 H и F_aB=S_A+F_a3=258+479=737 H;

д) назначаем долговечность подшипника и определяем значения коэффициентов в формуле (1, 209):

L_h=1510³ ч; K=1,6; К_Т=1 при температуре меньше 100°С (1, табл. П47); =10/3 для роликовых подшипников (1, занятие 22), n=n₃=361 мин^-1.

При F_aA/ (VF_rА) = 258/ (11122) =0,23<e=0,278 по табл. П43 принимаем Х=1 и Y=2,158 (V=1, см.1, табл. П45);

Принимаю: подшипника 7308.

е) по формуле (1, 210) вычислим эквивалентную нагрузку, действующую на опоры А и В:

P_A= (XVF_rA+YF_aA) KуK_T= (111122+0) 1,61=1795 Н;

P_B= (XVF_rB+YF_aB) KуK_T= (0,41410+1,881776) 1,61=2598 Н = Pmax.

Следовательно, требуемую динамическую грузоподъемность найдем для опоры В, как наиболее нагруженной:

С_ТР=P_В (610^-5n₃L_h) ^1/=2598 (610^-53611510³) ^3/10 =15 кН,

ж) по табл. П43 принимаем конический роликоподшипник 7308 средней серии, для которого (d=40 мм, D = 90 мм, Тmax = 25,5 мм, С = 59,8 кН, n_ПР> 410³мин-1, е = 0,278.

4.10 Посадки деталей и сборочных единиц редуктора (1, см. занятия 22, 25; табл. П48)

Внутренние кольца подшипников насаживаем на валы с натягом, значение которого соответствует полю допуска k6, а наружные кольца подшипников-в корпус по переходной посадке, значение которой соответствует полю допуска Н7.

Для ступицы детали, насаживаемой на выходной конец вала (шкив, звездочка, полумуфта и др.), и для ступицы зубчатого колеса принимаем посадки с натягом, значение которого соответствует полю допуска k6 и Н7/р6.

4.11. Смазка зубчатых колес и подшипников (1, см. занятия 18, 22).

Для тихоходных и среднескоростных редукторов смазка зубчатого зацепления осуществляется погружением зубчатого колеса в масляную ванну картера, объем которой V_K ? 0,6Р₂ = 0,6.5,17 = 3,2 л.

По табл.4 при от = 4,78 м/с принимаем масло марки И-70А, которое заливается в картер редуктора так, чтобы зубчатое колесо погружалось в него более чем на длину зуба.

При работе редуктора на рис.4 предусматриваем смазку всех подшипников солидолом УС-1, который периодически закладывают в свободное пространство подшипниковых узлов.

4.12. Вычерчивание общего вида редуктора.

4.12.1 На листе чертежной бумаги вычерчиваем рамку для формата А1: 841х594 мм.

4.12.2 В нижнем правом углу (по основанию 841 или 594 мм) вычерчиваем основную надпись (1, см. рис.297, а).

4.12.3 По ориентировочно полученным габаритным размерам редуктора в масштабе 1: 1 вычерчиваем общий вид редуктора (рис.4). Если обе проекции редуктора не размещаются на одном листе указанного формата, следует каждую из них выполнить на отдельном листе формата А1.

Спецификация к рис.4 составлена по стандартному образцу (1, см. рис.297, б) и приведена в приложении.

5. Расчет цепной передачи

Исходные данные:

передаточное число U₃ = 2,75;

вращающий момент на ведущей звездочке Т₃ = 128 Нм;

частота вращения ведущей звездочки n₃ = 361 об/мин:

угловая скорость щ₃ = 37,8 рад/с.

Вычисляем число зубьев на ведущей и ведомой звездочке:

z₃ = 31 - 2U₃;

z₄ = z₃U₃;

z₃ = 31 - 22,75 = 25

z₄ = 252,75 = 68

Рассчитываем коэффициент эксплуатации [2, c.155]:

К_э=к_Д х к_а х к_Н х к_Р х к_СМ х к_П;

где к_Д = 1 - динамический коэффициент при спокойной нагрузке;

к_а = 1 - коэффициент, учитывающий влияние межосевого расстояния (при а? (30…60) хt);

к_Н = 1 - коэффициент, учитывающий влияние угла наклона линии центров (угол не превышает 60є);

к_Р = 1,25 - при периодическом регулировании натяжения цепи;

к_СМ = 1 - при капельной смазке;

к_П = 1,25 - коэффициент, учитывающий продолжительность работы в сутки, при двухсменной работе.

К_э = 1111,2511,25 = 1,56

Определяем шаг цепи:

где [p_н] = 31 МПа - допускаемое давление в шарнирах цепи (при частоте вращения ведущей звездочки до 300 об/мин и шаге цепи 19,05);

й = 1 - число рядов цепи типа ПР.

= 16 мм

Принимаем р = 19,05 мм, выбираем цепь ПР-19,05-31,8 [2, табл.3.1], параметры цепи заносим в табл.4. Обозначения параметров см. рис.7.

Рис.7 Рисунок роликовой цепи

Параметры приводной роликовой двухрядной цепиТаблица 4

Параметр	Обозначение	Значение
Шаг, мм	t	19,05
Расстояние между пластинами внутреннего звена, мм	Ввн	12,70
Диаметр оси ролика, мм	d	5,94
Диаметр ролика, мм	d1	11,91
Высота цепи, мм	h	18,2
Ширина цепи, мм	b	18
Разрушающая нагрузка, кН	Q	31,8
Масса одного метра цепи, кг/м	q	1,9

Определяем скорость цепи:

;

х = 2519,05361/6010³ = 2,86 м/с.

Определяем окружную силу:

;

F_t3 = 12837,8/2,86 = 1700 Н.

Определяем давление в шарнире:

;

р = 17001,56/106 = 25 Мпа.

Уточняем значение [р_Н] = 32 МПа [2, табл.3.3] и проверяем условие: условие выполнено, т.е.25 МПа < 32 МПа;

Выполнив приведенные расчеты, мы исключили разрыв и быстрый износ выбранной цепи. Определяем длину цепи в шагах:

;

L_t = 2570/19,05+ (25+68) /2+ ( (68-25) /23,14) ²19,05/570 = 108 звеньев

где а = 30t = 3019,05 = 570 мм - оптимальное межосевое расстояние передачи, принятое из условия долговечности цепи.

Уточняем межосевое расстояние:

;

Для свободного провисания цепи предусматривается возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,4%, т.е. на 5700,004 = 3 мм.

Определяем диаметры делительных окружностей звездочек:

;

d_д3 = 19,05/sin (180/25) = 152 мм;

d_д4 = 19,05/sin (180/68) = 412 мм.

Определяем диаметры наружных окружностей звездочек:

;

D_e3 = 19,05 (ctg (180/25) +0,7) - 0,311,91 = 161 мм;

D_e4 = 19,05 (ctg (180/68) +0,7) - 0,311,91 = 422 мм;

где d₁ = 11,91 мм; [см выше табл.4]. Определяем силы, действующие на цепь: окружная сила: F_t3 = 1700 Н

От центробежных сил:

;

F_V3 = 1,92,86² = 5,4 Н;

От провисания:

;

F_f3 = 9,811,51,90,57 = 16 Н.

где k_f = 1,5 - коэффициент, учитывающий расположение цепи, в данном случае принят для наклонной цепи, под углом 45.

Рассчитываем расчетную нагрузку на валы:

F_B3 = F_t3+2F_f3;

F_B3 = 1700+216 = 1732 Н

Проверяем коэффициент запаса прочности:

;

;

Условие выполняется, т.е. ;

где [s] = 8,4 - нормативный коэффициент запаса прочности, при выборе зависящий от шага цепи и частоты вращения ведущей звездочки [2, табл.2.4];

Параметры цепной передачи заносим в табл.5.

Параметры цепной передачи

Таблица 5

Параметр	Обозначение	Значение
Скорость цепи, м/с	н	2,86
Межосевое расстояние, мм	аЦ	570
Диаметры делительных окружностей, мм: ведущей звездочки ведомой звездочки	dД3 dД4	152 412
Диаметры наружных окружностей, мм: ведущей звездочки ведомой звездочки	Dе3 Dе4	161 422
Окружная сила, Н	Ft3	1700
Центробежная сила, Н	Fv3	3,2
Сила от провисания, Н	Ff3	16
Нагрузка на вал, Н	FВ3	1732

Список используемой литературы

1. Устюгов И.И., Детали машин, 1981.

2. Курмаз Л.В., Детали машин, Курсовое проектирование. МН.: УП и Технопринт, 2001.

Размещено на Allbest.ru