Соосный двухступенчатый редуктор для привода ленточного конвейера

Размещено на http://www.allbest.ru/

Министерство науки и образования Украины

Сумский государственный университет

Кафедра ОПМ

Курсовая работа

«Детали машин и основы конструирования».

Выполнила: Греченко А.С.

Группа К-31

Проверил: Курочкин В.Б.

Сумы 2006

Содержание

1. Задание на проектирование

2. Введение

3. Кинематический расчет

4. Расчет передач

4.1. Расчет косозубой цилиндрической зубчатой передачи

5. Предварительный расчёт валов редуктора

6. Конструктивные размеры шестерни и колеса

7. Конструктивные размеры корпуса редуктора

8. Первый этап компоновки редуктора

9. Проверка прочности шпоночных соединений

10. Проверка долговечности подшипников

11. Второй этап компоновки редуктора

12. Уточненный расчет одного из валов редуктора

13. Посадки зубчатых колес и подшипников

14. Выбор сорта масла и сборка редуктора

15. Вычерчивание редуктора

Список использованных источников

1. Задание на проектирование

редуктор передача подшипник шестерня

Спроектировать соосный двухступенчатый редуктор, для привода ленточного конвейера. Редуктор цилиндрический косозубый.

Исходные данные:

Вращающий момент на тихоходном валу: Т₄ = 1000 Н·м;

Передаточное число редуктора: U = 50

Частота вращения входного вала: n₁ = 1500 об/мин

Рис 1.1 Кинематическая схема редуктора

2. Введение

Объектом курсового проекта является привод с цилиндрическим двухступенчатым редуктором с раздвоенной быстроходной ступенью, использующие большинство деталей и узлов общего назначения.

Редуктором называют механизм, выполненный в виде отдельного агрегата, служащего для понижения угловой скорости и соответственно повышения крутящих моментов. Редуктор - неотъемлемая составная часть современного оборудования. В приводах общемашиностроительного назначения, разрабатываемых при курсовом проектировании, редуктор является основным и наиболее трудоемким узлом.

Размещение передач зацепления в отдельном закрытом корпусе гарантирует достаточную точность монтажа, хорошую смазку и соответственно высокий КПД, меньший износ, а также надежную защиту передач от влияния окружающей среды. Редукторы различных типов с постоянным передаточным числом широко используют во всех отраслях хозяйства. Самыми распространенными являются редукторы, которые состоят из цилиндрических зубчатых передач.

Соосная схема позволяет получить меньше габариты по длине; это ее основное преимущество. В соосных редукторах быстроходная ступень зачастую недогружена, так как силы, возникающие в зацеплении колес тихоходной ступени, значительно больше, чем быстроходной, а межосевое расстояние ступеней одинаковое. Указанное обстоятельство является одним из основных недостатков соосных редукторов. Кроме того, к их недостаткам относятся: большие габариты, затруднительность смазывания подшипников расположенных в средней части корпуса, большое расстояние между опорами промежуточного вала.

Очевидно, применение соосных редукторов ограничивается случаями, когда нет необходимости иметь 2 выходных конца быстроходного или тихоходного вала, а совпадение геометрических осей входного и выходного валов удобно при намеченной общей компоновке привода.

3. Кинематический расчет двухступенчатого цилиндрического соосного редуктора

Исходные данные:

Вращающий момент на тихоходном валу: Т₄ = 1000 Н·м;

Передаточное число редуктора: U = 50

Частота вращения входного вала: n₁ = 1500 об/мин

1.1 Определим общий КПД привода:

_{привода} = ³_зуб ³_{подш муфты},

где: _зуб - КПД зубчатой передачи;

_подш - КПД подшипников;

_муфты - КПД муфты.

_муфты = 0,98; _зуб = 0,98; _подш = 0,99;

_{привода} = 0,98 ² 0,99 ³ 0,98 = 0,931

1.2 Определим мощность двигателя:

Исходя из мощности ориентировочных значений частот вращения, используя табл. П1 [1, с. 390] выбираем электродвигатель закрытый обдуваемый единой серии 100L4/1430. Мощность Р_ДВ = 4 кВт; синхронная частота равна 1500 об/мин.

С учетом проскальзывания

1.3 Определим общие передаточные числа привода и разобьем его между ступенями:

Используя табл. 1.3 [2, с. 7] имеем:

u_быстр = u_ред/u_тих; u_тих = 0,95 u_ред;

Следовательно:

u_тих = 0,95 = 6,71; Принимаем U_тих=7

u_быстр = 25 / 7 = 7,1; Принимаем U_быстр=7

1.4 Определяем кинематические и силовые параметры отдельных валов привода:

Рис. 3.1 Кинематическая схема редуктора

4 вал частота вращения:

окружная скорость:

вращающий момент:

Т₄ = 1000 Нм;

3 вал частота вращении

окружная скорость:

вращающий момент:

2 вал частота вращения:

окружная скорость:

вращающий момент:

1 вал частота вращения с учетом проскальзывания:

окружная скорость:

мощность:

вращающий момент:

Все полученные данные сводим в таблицу 1.

Таблица 1

Номер вала	Частота вращения, об/мин	Окружная скорость, рад/с	Момент, Н·м
1	1430	149.7	22.5
2	1430	149.7	22.1
3	200,2	23,96	138,6
4	28,6	2,99	1000

4. Расчет передач

4.1 Расчет косозубой цилиндрической зубчатой передачи

Материал шестерни: сталь 40ХН, термообработка - объемная закалка до твердости на поверхности зубьев 50HRC;

Материал колеса: сталь 40Х, термообработка - объемная закалка до твердости на поверхности зубьев 45HRC.

Так как редуктор будет иметь продолжительное время эксплуатации, то коэффициент долговечности К_HL=1, а коэффициент безопасности

Допускаемые контактные напряжения:

;

Для косозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение рассчитывается по формуле

Допускаемое контактное напряжение для колеса

Допускаемое контактное напряжение для шестерни

Тогда допускаемое контактное напряжение:

.

Требуемое условие выполнено.

Принимаем предварительно по табл. 3.1, как в случае несимметрического расположения колес, значение K_Hв=1,35

Межосевое расстояние передачи

,

Где - коэффициент вида колес;

- момент на колесе;

- коэффициент ширины зубчатого венца.

Принимаем стандартное ближайшее значение

Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации:

Принимаем по ГОСТ 9563-60*

Предварительно примем угол наклона зубьев в = 10⁰ и определим числа зубьев шестерни и колеса:

Принимаем z₁ = 16; тогда

Уточненное значение угла наклона зубьев:

Основные размеры шестерни и колеса:

делительные диаметры:

Проверка:

диаметры вершин зубьев:

диаметры впадин:

шестерни

Колеса

ширина колеса:

ширина шестерни:

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

Окружная скорость колес и степень точности передачи:

По ГОСТ 1643-81 [1, с. 32] для косозубых колес при скорости V до 10 м/с следует назначить 8-ю степень точности.

Коэффициент нагрузки:

Значения K_Hв даны в табл.3.5 [1, с. 39] при Ш_bd=1,1, твердости НВ >350 и несимметричном расположении колес относительно опор K_Hв = 1,325.

По табл. 3.4. [1, с. 39] при v=3,742 м/с и 8-ой степени точности K_Hб = 1,06.

По табл. 3.6 [1, с. 40] для косозубых колес при V ? 5 м/с имеем K_HV = 1,0. Таким образом:

Проверка контактных напряжений по формуле:

Силы, действующие в зацеплении:

Окружная

Радиальная

Осевая

Коэффициент нагрузки:

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца см [1, с. 43, табл. 3. 7];

- коэффициент динамичности нагрузки см [1, с. 43, табл. 3. 8];

Эквивалентные числа зубьев

у шестерни:

у колеса:

.

Тогда

;

.

По табл. 3.9 [1, с. 44-45] для стали 40ХН с объемной закалкой для колеса ;

Коэффициент безопасности

,

Где (по табл. 3.9), (для поковок и штампов).

Следовательно, .

Допускаемые напряжения:

колеса:

Находим отношения :

для шестерни

для колеса

Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.

Коэффициент наклона зубьев

При учебном проектировании можно принимать среднее значение е_б = 1,5 и степень точности 8-ю; тогда K_Fб = 0.92.

Проверяем прочность зуба колеса по формуле 3.25 [1, с. 46]:

Условие прочности выполнено.

4.2 Расчет косозубой цилиндрической зубчатой передачи

Материал шестерни: сталь 40ХН, термообработка - объемная закалка до твердости на поверхности зубьев 50HRC;

Материал колеса: сталь 40Х, термообработка - объемная закалка до твердости на поверхности зубьев 45HRC.

Так как редуктор будет иметь продолжительное время эксплуатации, то коэффициент долговечности К_HL=1, а коэффициент безопасности

Допускаемые контактные напряжения:

;

Для косозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение рассчитывается по формуле: Допускаемое контактное напряжение для колеса

Допускаемое контактное напряжение для шестерни

Тогда допускаемое контактное напряжение:

.

Требуемое условие выполнено.

Принимаем предварительно по табл. 3.1, как в случае несимметрического расположения колес, значение K_Hв=1,35

Межосевое расстояние передачи

,

Где - коэффициент вида колес;

- момент на колесе;

- коэффициент ширины зубчатого венца.

Принимаем стандартное ближайшее значение

Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации:

Принимаем по ГОСТ 9563-60*

Предварительно примем угол наклона зубьев в = 10⁰ и определим числа зубьев шестерни и колеса:

Принимаем z₁ = 12; тогда

Уточненное значение угла наклона зубьев:

Основные размеры шестерни и колеса:

делительные диаметры:

Проверка:

диаметры вершин зубьев:

диаметры впадин:

шестерни

Колеса

ширина колеса:

ширина шестерни:

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

Окружная скорость колес и степень точности передачи:

По ГОСТ 1643-81 [1, с. 32] для косозубых колес при скорости V до 10 м/с следует назначить 8-ю степень точности.

Коэффициент нагрузки:

Значения K_Hв даны в табл.3.5 [1, с. 39] при Ш_bd=1,2, твердости НВ >350 и несимметричном расположении колес относительно опор K_Hв = 1,15.

По табл. 3.4. [1, с. 39] при v=0.299 м/с и 8-ой степени точности K_Hб = 1,06.

По табл. 3.6 [1, с. 40] для косозубых колес при V ? 5 м/с имеем K_HV = 1,0. Таким образом:

Проверка контактных напряжений по формуле:

Согласно [3, с.180], если [у_H] и у_H расходятся, то их можно сблизить путём изменения ширины колеса по условию:

Силы, действующие в зацеплении:

Окружная

Радиальная

Осевая

Коэффициент нагрузки:

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца см [1, с. 43, табл. 3. 7];

- коэффициент динамичности нагрузки см [1, с. 43, табл. 3. 8];

Эквивалентные числа зубьев

у шестерни:

у колеса:

.

Тогда

;

.

По табл. 3.9 [1, с. 44-45] для стали 40ХН с объемной закалкой для колеса ;

Коэффициент безопасности

,

Где (по табл. 3.9), (для поковок и штампов).

Следовательно, .

Допускаемые напряжения:

колеса:

Находим отношения :

для шестерни

для колеса

Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.

Коэффициент наклона зубьев

При учебном проектировании можно принимать среднее значение е_б = 1,5 и степень точности 8-ю; тогда K_Fб = 0.92.

Проверяем прочность зуба колеса по формуле 3.25 [1, с. 46]:

Условие прочности выполнено.

5. Предварительный расчёт валов редуктора

Предварительный расчёт проведём на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Быстроходный вал:

Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении на кручение [_к] = 20 МПа по [1, c.161] по формуле (8.16) [1. стр. 161]:

d_в1 =

Так как вал редуктора соединен муфтой с валом электродвигателя, то согласовываем диаметры ротора d_дв и вала d_в1. Принимаем d_в1=20 мм. У подобранного электродвигателя диаметр вала d_дв = 30 мм, тогда выбираем муфту упругую со звездочкой по ГОСТ 14084 - 76. Принимаем под подшипники d_п1=25 мм. Шестерню выполним за одно целое с валом.

Промежуточный вал:

Диаметр вала:

d_в3 = =

Принимаем большее значение из стандартного ряда [1, с. 161] d_в2 = 35 мм. Под подшипники принимаем d_п2 = 40 мм, а под оба колесо d_к2 = 45 мм. Шестерню выполним за одно с валом.

Тихоходный вал:

Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении на кручение

[_к] = 20 МПа : d_в3 =

Принимаем d_в3=65мм. Выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую по ГОСТ 21424 - 75. Принимаем диаметры под подшипники d_п3=70мм,Под колесо принимаем d_k3=75 мм Шестерню выполним за одно с валом.

Диаметры остальных участков валов назначают исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора.

6. Конструктивные размеры шестерни и колеса

Быстроходный вал:

Определяем размеры шестерней.

Шестерни выполняем за одно целое с валом; её размеры определены выше:

делительный диаметр d₁ = 25 мм;

диаметр вершин d_а1 = 29мм;

ширина шестерни b₁ = 30 мм.

Промежуточный вал:

Шестерню выполняем за одно целое с валом, размеры определены выше:

делительный диаметр d₁ =50мм;

диаметр вершин d_а1 =56 мм;

ширина шестерни b₁ = 55 мм.

Колеса кованые (1, рис. 10.2 и табл. 10.1)

d₂ = 175 мм;

d_а2 = 179 мм;

b₂= 25 мм.

Диаметр ступицы

,

принимаем 60 мм.

Длину ступицы

,

принимаем 45 мм.

Толщина обода

.

В соответствии с [1, с.233], принимаем б_О = 8 мм.

Толщина диска

,

принимаем 8 мм.

Тихоходный вал:

Колесо кованое (1, см. рис. 10.2 и табл. 10.1):

d₂ = 350 мм;

d_а2 = 356 мм;

b₂= 50 мм.

Диаметр ступицы

.

Длину ступицы

,

принимаем 80 мм.

Толщина обода

Принимаем б_О = 8 мм.

Толщина диска

,

принимаем 15 мм.

7. Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщина стенок корпуса и крышки:

, принимаем 8 мм;

, принимаем 7 мм;

Толщина верхнего пояса (фланца) корпуса:

Толщина пояса (фланца) крышки корпуса:

Товщина нижнего пояса корпуса

,принимаем р=20 мм

Толщина ребер основания корпуса:

Принимаем m =7 мм.

Диаметр:

- фундаментальных болтов:

,

принимаем болты с резьбой М20.

- крепящих крышку к корпусу у подшипников:

,

принимаем болты с резьбой М16.

- соединяющих основание крышки с корпусом:

, принимаем болты с резьбой М12

8. Первый этап компоновки редуктора

Компоновку обычно выполняют в два этапа. Первый этап служит для приближенного определения положения зубчатых колес и звездочки относительно опор для последующего определения опорных реакций и подбора подшипников.

Компоновочныё чертеж выполняется в одной проекции - разрез по осям валов при снятой крышке редуктора; желательный масштаб 1:1, чертить тонкими линиями.

Примерно посередине листа параллельно его длинной стороне проводим горизонтальную осевую линию; затем три вертикальные линии - оси валов на расстоянии a_W = 100 мм, и a_W = 200 мм.

Вычерчиваем упрощенно шестерню и колесо в виде прямоугольников.

Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса:

а) принимаем зазор между внутренними стенками корпуса и вращающимися деталями:

б) принимаем зазор между дном корпуса и зубчатым колесом:

в) принимаем зазор между деталями, которые вращаются:

г) принимаем зазор между торцевыми поверхностями зубчатых колес:

Предварительно намечаем подшипники легкой и особолегкой серии, габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников:

d_п1=25 мм;

d_п2 =40 мм;

d_п3 =65 мм

По таблице П3 [1, с. 393] имеем:

7205: d = 25мм; D = 52мм; B = 15мм; r = 1,5мм; C = 24 кН; C₀ = 17,5кН;

7208: d = 40мм; D = 80мм; B = 19мм; r = 2,0мм; C = 46,5кН; C₀ = 32,5кН;

72114 d = 70мм; D = 125мм; B = 26мм; r = 2,5мм; C = 96кН; C₀ = 82 кН.

Принимаем для подшипников пластичный смазочный материал. Для предотвращения вытекания смазки внутрь корпуса устанавливаем мазеудерживающие кольца. Их ширина составляет 8 ч 12 мм.

9. Проверка прочности шпоночных соединений

Шпонки призматические по ГОСТ 23360 - 78 [1, с. 169]. Материал шпонок - сталь 45 нормализованная. Допускаемое напряжение при стальной ступице 100 - 120 МПа.

Напряжение смятия и условие прочности по формуле:

.

Вал 2:

На валу находится шестерня

Диаметр вала d = 20 мм;

сечение шпонки b х h = 6 х 6 мм;

глубина паза вала t₁ = 3,5 мм;

глубина паза втулки t₂ = 2,8мм;

длина шпонки l = 16 мм;

момент на валу T₂ = 22,1·10³ Н·мм.

Вал 3:

Одна шпонки находятся под зубчатыми колесами и одна шпонка под шестерней.

Диаметр вала под колесо d = 35 мм;

сечение шпонки b х h = 10 х 8 мм;

глубина паза вала t₁ = 5,0 мм;

глубина паза втулки t₂ = 3,3 мм;

длина шпонки l = 36 мм;

момент на валу T₃ = 138,6·10³ Н·мм.

.

минимальный диаметр вала под шестерню d = 40 мм;

сечение шпонки b х h = 12 х 8мм;

глубина паза вала t₁ = 5,0 мм;

глубина паза втулки t₂ = 3,3 мм;

длина шпонки l = 32 мм;

момент на валу T₂ = 97,02·10³ Н·мм.

.

Вал 4:

для колеса:

минимальный диаметр вала d = 70 мм;

сечение шпонки b х h = 20 х 12 мм;

глубина паза вала t₁ = 7,5 мм;

глубина паза втулки t₂ = 4,9мм;

длина шпонки l = 90мм;

момент на валу T₂ = 1000·10³ Н·мм.

.

Условие выполнено.

10. Проверка долговечности подшипников

Полный расчет делаем для промежуточного вала, так как он является самым нагруженным. Для остальных валов сделаем только проверку подшипников, без построения эпюр.

Промежуточный вал.

После эскизной компоновки получаем следующие значения расстояний:

l₁ = 65 мм; l₂ = 165 мм.

Имеем:

Т₁ = 138,6·10³ Н·мм, F_t = 1584 Н, F_r = 601 Н, F_а = 462 Н;

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рис 8.1 Расчетная схема входного вала

Определяем реакции опор в плоскости XOY:

;

;

;

Проверка:

;

Определяем реакции опор в плоскости YOZ:

;

Проверка:

;

Суммарные радиальные реакции:

;

Строим эпюру М_Х:

; - M_U + R_Y2 ·z = 0;

при z = 0: M_U =0;

при z = l₁:

Размещено на http://www.allbest.ru/

;

при z = 0:

при z =l₂:

Размещено на http://www.allbest.ru/

при z = 0:

Размещено на http://www.allbest.ru/

Строим эпюру М_Y:

; M_U - R_X2 ·z = 0;

при z = 0: M_U =0;

при z = l₁:

Размещено на http://www.allbest.ru/

; M_U - R_X2 · (z + l₁) - F_t · z = 0;

при z = 0:

при z = l₂: M_U = R_X2 · (z + l₁) + F_t · l₂ =1584•(65+165)+1584•165=625680 (H·мм).

Размещено на http://www.allbest.ru/

; - M_U + R_X1 · z = 0;

при z = 0: M_U = 0 (H·мм).

при z = l₁: M_U = R_X1 · l₁ = 1584•65 = 102960 (H·мм).

Размещено на http://www.allbest.ru/

Выбираем предварительно роликоподшипниковые конические однорядные подшипники 7207: d = 35мм; D = 72мм; B = 17мм; r = 2,0мм; C = 15кН; C₀ = 26,3кН;

Эквивалентная нагрузка:

где - радиальная нагрузка, [2, с. 83-84]

P_а = 303 Н - осевая нагрузка (в связи с раздвоением ступени);

V = 1 - вращается внутреннее кольцо;

K_б = 1 - коэффициент безопасности для приводов ленточных конвейеров [1, с. 214];

K_т = 1 - температурный коэффициент [1, с. 214].

Отношение

Отношение

По табл. 9.18 [1, c.212] коэффициент радиальной нагрузки Х = 0,56, коэффициент осевой нагрузки Y = 2,17Отсюда:

Расчетная долговечность, млн. об., ч.:

млн. об.;

ч,

что соответствует ГОСТ 16162 - 85 [1, с. 307].

Входной вал.

После эскизной компоновки получаем следующие значения расстояний:

a = b = 78,5 мм.

Имеем:

Т₂ = 22,1 ·10³ Н·мм, F_t2 = 2180 Н, F_r2 = 808 Н, F_а2 = 418 Н.

Определяем реакции опор в плоскости XOY:

;

;

;

;

Проверка:

; 1090+1090-2180 = 0.

Определяем реакции опор в плоскости YOZ:

;

;

;

;

Проверка:

; 449,7 + 358,3 - 808 = 0.

Суммарные радиальные реакции:

;

.

Выбираем предварительно радиальные шариковые однорядные подшипники 7205: d = 25 мм, D = 52 мм, В = 15 мм, С = 24 кН, С₀ = 17,5кН.

Эквивалентная нагрузка:

Р_э = (X · V · P_r1 + Y · P_а) · K_б · K_т,

где P_r1 = 1179,1 Н - радиальная нагрузка;

P_а = 418 Н - осевая нагрузка;

V = 1 - вращается внутреннее кольцо;

K_б = 1 - коэффициент безопасности для приводов ленточных конвейеров [1, с. 214];

K_т = 1 - температурный коэффициент [1, с. 214].

Отношение ; тогда е = 0,26 [1, с. 212];

Отношение > е = 0,26 [1, с. 212].

Х = 0,56; Y = 1,90.

Отсюда:

Р_э = (1 · 0,56 · 1179,1 + 1,90 · 418) · 1 · 1 = 1454,5 H.

Расчетная долговечность, млн. об., ч.:

млн. об.;

ч,

что соответствует ГОСТ 16162 - 85 [1, с. 307].

Выходной.

После эскизной компоновки получаем следующие значения расстояний:

a = b = 78,5 мм.

Имеем:

Т₂ = 1000 ·10³ Н·мм, F_t2 = 5714 Н, F_r2 = 2166 Н, F_а2 = 1667 Н.

Определяем реакции опор в плоскости XOY:

;

;

;

;

Проверка:

; 5714+5714-2857 = 0.

Определяем реакции опор в плоскости YOZ:

;

;

;

;

Проверка:

; 1348,4 + 817,6 - 2166 = 0.

Суммарные радиальные реакции:

;

.

Выбираем предварительно радиальные шариковые однорядные подшипники 7714: d = 70 мм, D = 125 мм, В = 26 мм, С = 96 кН, С₀ = 82, кН.

Эквивалентная нагрузка:

Р_э = (X · V · P_r1 + Y · P_а) · K_б · K_т,

где P_r1 = 3159,2 Н - радиальная нагрузка;

P_а = 1667 Н - осевая нагрузка;

V = 1 - вращается внутреннее кольцо;

K_б = 1 - коэффициент безопасности для приводов ленточных конвейеров [1, с. 214];

K_т = 1 - температурный коэффициент [1, с. 214].

Отношение ; тогда е = 0,26 [1, с. 212];

Отношение > е = 0,26 [1, с. 212].

Х = 0,56; Y = 1,1

Отсюда: Р_э = (1 · 0,53 · 3159,2 + 1, · 1667) · 1 · 1 = 3341,4 H.

Расчетная долговечность, млн. об., ч.:

млн. об.;

ч,

что соответствует ГОСТ 16162 - 85 [1, с. 307].

11. Второй этап компоновки редуктора

Второй этап компоновки имеет целью конструктивно оформить зубчатые колеса, валы, корпус, подшипниковые узлы. Примерный порядок выполнения следующий.

Вычерчиваем шестерни и колеса по конструктивным размерам, найденным ранее (см. Раздел 4).

Конструируем узел ведущего вала.

1. наносим осевые линии, удаленные от середины редуктора на расстоянии l₁ и l₂. Используя эти линии, вычерчиваем в разрезе подшипники качения;

2. 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 роль маслоотбрасывающих колец;

3. вычерчиваем крышки подшипников. Также ставим уплотнения манжетного типа, которые широко используются как при пластичном, так и при жидких смазочных материалах.

Аналогично конструируем узел промежуточного вала. Обратим внимание на следующие особенности.

1. отложив от середины редуктора расстояния l₁ и l₂, проводим осевые линии и вычерчиваем подшипники;

2. между корпусом и подшипником ставим стопорные кольца, для предотвращения случайного смещения подшипника.

При конструировании ведомого вала также следует учитывать определенные особенности.

1. наносим осевые линии, удаленные от середины редуктора на расстоянии l₁. Используя эти линии, вычерчиваем в разрезе роликоподшипники;

2. для фиксации зубчатого колеса в осевом направлении предусматриваем утолщение вала с одной стороны и установку распорной втулки с другой;

3. вычерчиваем крышки подшипников. Также ставим уплотнения манжетного типа.

На всех валах применяем шпонки призматические по ГОСТ 23360 - 70. Вычерчиваем шпонки, принимая их длины на 5 - 10 мм меньше длин ступиц.

12. Уточненный расчет одного из валов редуктора

Расчет проведем для промежуточного вала, как для самого нагруженного - на нем находятся два зубчатых колеса и шестерня.

Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности S для опасных сечений и сравнении их с требуемыми значениями [S]. Прочность соблюдена при S ? [S].

Будем производить расчет для предположительно опасных сечений.

Опасное сечение. А - А. Концентрацию напряжения вызывает наличие шпоночной канавки. Поскольку на валу находятся два одинаковых зубчатых колеса, то следовательно опасным будет и сечение Б - Б, расчет для которого будет аналогичен как и для сечения А - А.

Материал вала тот, же что и для шестерни, т.е. сталь 40ХН. По табл. 3.3. [ 1, c. 34] при диаметре заготовки 150 - 180 мм (в нашем случае d_a1 = 169,2 мм) среднее значение предела прочности у_в = 880 МПа, предела текучести у_т = 590 МПа, средняя твёрдость НВ 280.

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба:

Предел выносливости при симметричном цикле (изгиба) касательных напряжений:

Коэффициент запаса прочности:

где амплитуда и среднее напряжение от нулевого цикла:

При d = 48 мм; b = 14 мм; t₁ = 6 мм:

Амплитуда и среднее напряжение:

Принимаем [1, с. 165-166].

Отсюда коэффициент запаса прочности:

Изгибающий момент в горизонтальной плоскости:

Изгибающий момент в вертикальной плоскости:

Суммарный изгибающий момент в сечении А - А

Амплитуда нормальных напряжений изгиба:

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

Результирующий коэффициент запаса прочности:

Сечение С - С. Концентрацию напряжения вызывает наличие шпоночной канавки.

Коэффициент запаса прочности:

где амплитуда и среднее напряжение от нулевого цикла:

При d = 55 мм; b = 16 мм; t₁ = 9 мм:

Амплитуда и среднее напряжение:

Принимаем [1, с. 165-166].

Отсюда коэффициент запаса прочности:

Изгибающий момент в горизонтальной плоскости:

Изгибающий момент в вертикальной плоскости:

Суммарный изгибающий момент в сечении А - А

Амплитуда нормальных напряжений изгиба:

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

Результирующий коэффициент запаса прочности:

13. Посадки зубчатых колес и подшипников

Посадки назначаем в соответствии с указаниями, данными в табл. 10.13 [1, с. 263].

Посадки зубчатых колес на вал по ГОСТ 25347 - 82.

Распорную втулку устанавливают по .

Внутренние кольца подшипников качения на валы отклонение .

14. Выбор сорта масла и сборка редуктора

Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 10 мм. [1, с.321]. Объем масляной ванны V определяется из расчета 0,25 дм³ масла на 1 кВт передаваемой мощности: По таблице 10.8 [1, с. 253] устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях _Н > 600 МПа и средней скорости до 2 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 60 10 ^-6 м ²/с. По таблице 10.10 принимаем масло индустриальное ИА-70.

Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом УТ - 1. [1, табл. 9.14, с. 203 - 204].

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

На ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца и роликоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80 - 100 ⁰С.

На промежуточный вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатые колеса; после этого надевают вторую распорную втулку и устанавливают роликоподшипники.

В ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку и устанавливают роликоподшипники.

Крышки подшипников выбираем врезные сквозные и врезные глухиепо [3, с. 127 - 130].

Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком, затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.

Затем ввертывают пробки масло - спускного отверстия и контрольных отверстий. 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.

15. Вычерчивание редуктора

Редуктор вычерчиваем в трех проекциях, с той целью, чтобы можно было показать все конструктивные размеры редуктора на листе формата А1 (594Ч841 мм) в масштабе 1:1, если это позволяют сделать габаритные размеры редуктора. Если это сделать невозможно необходимо взять масштабы уменьшения, приведенные в ГОСТ 2.302 - 68( СТ СЭВ 1180 - 78) [4, с. 4].

Список использованных источников

1. Чернавский С.А., Боков К.Н. Курсовое проектирование деталей машин; Учебное пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов. 2-е изд., перераб. и доп. М.; Машиностроение, 1987. 416 с.

2. Иванов М.Н. Детали машин; Учебник для студентов высших технических учебных заведений.-5-е изд., перераб. М.; Высшая школа, 1991. 383 с.

3. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин; Учебное пособие для вузов. 4-е изд., перераб. и доп. М.; Высшая школа, 1985. 416 с.

4. Годик Е.И. Техническое черчение. 5 - е изд., перераб. И доп. Киев: Вища школа. Головное изд - во, 1983. 440 с.

5. Приводи машин. Атлас конструкцій: У5г.-Типові вироби приводів. Конструкція, параметри і основи констуювання. Навчальний посібник / П.М. Учаєв, А.В. Васильєв, С.О. Дорошенко та інші; Під загальною редакцією П.М. Учаєва, Суми: Видавництво - фірма “АЛАН - ЕКСІ”,2002. 4.2. 456 с.

Размещено на Allbest.ru