Разработка конструкции одноступенчатого цилиндрического редуктора с косозубыми колесами

Размещено на http://www.allbest.ru/

РЕФЕРАТ

Курсовая работа 65 л., 6 рисунков, 7 использованных источников.

Закрытая цилиндрическая зубчатая передача, тихоходный вал, быстроходный вал, подшипник качения, муфта, шпоночные соединения.

Цель работы - рассчитать и спроектировать привод на основе цилиндрического косозубого редуктора.

В литературном обзоре курсовой работы рассмотрены схемы приводов, построенные на базе цилиндрических косозубых редукторов.

По заданной схеме привода и выходным параметрам подобран электродвигатель, проведен кинематический расчет привода, определены основные геометрические параметры колес и корпуса редуктора, рассчитаны валы, подобрана смазка и определен порядок сборки редуктора.

ВВЕДЕНИЕ

Зубчатые передачи широко применяются в машиностроительных конструкциях для понижения угловой скорости и уменьшение вращающего момента. Прямозубые колеса применяют для ответственных передач, объем их применения свыше 50% объема применения всех цилиндрических колес в машинах, подходящие минимальными коэффициентами безопасности.

В данном случае для проектирования предложена схема цилиндрической прямозубой передачи, основными деталями которой являются: вал, зубчатое колесо, шестерня, корпус.

В корпусе редуктора размещена зубчатая передача, неподвижно закрепленная на валах. Валы опираются на подшипники качения, размещенные в гнездах корпуса.

Для равномерного зацепления в зубьях, при укладке шестерни и колеса используется дистанционные втулки, распорные кольца, подшипники качения. Для предохранения от вытекания масла применены уплотнительные резиновые кольца.

Крышка корпуса крепится к основанию корпуса шестью болтами. На крышке корпуса находиться смотровое отверстие с отдушиной. Для контроля уровня масла в редукторе используется жезловой маслоуказатель, для слива масла - пробка.

Редуктор, выполненный по данной схеме, может применяться в металлорежущих станках, транспортерных лентах, грузоподъемных механизмов и т.д.

1. ЛИТЕРАТУРНЫЙ ОБЗОР

1.1 Общая характеристика цилиндрических косозубых передач

цилиндрический косозубый редуктор передача

Зубчатой передачей - это механизм или часть механизма, в состав которого входят зубчатые колеса.

Зубчатая передача - самый распространённый вид механических передач, так как могут надёжно передавать мощности от долей до десятков тысяч киловатт.

В машиностроении принято малое зубчатое колесо называть шестернёй, а большое - колесом [2].

Термин «зубчатое колесо» относится как к шестерне, так и к колесу.

Зубчатые передачи можно классифицировать по различным характеристическим признакам.

По взаимному расположению осей зубчатых колес:

- с параллельными осями, где передача осуществляется цилиндрическими колесами;

- с пересекающимися осями, где передача осуществляется коническими колесами;

- со скрещивающимися осями, где передача осуществляется винтовыми зубчатыми колесами;

- червячная;

- гипоидная.

По взаимному расположению оси зуба и оси колеса:

- прямозубые;

- косозубые;

- шевронные.

По взаимному расположению колес относительно друг друга:

- передачи внешнего зацепления;

- передачи внутреннего зацепления.

1.2 Основные достоинства и недостатки цилиндрических косозубых передач

Зубчатые передачи, как и любые другие детали, и механизмы имеют достоинства и недостатки [2, 3, 5].

Достоинства:

- высокая нагрузочная способность при малых габаритах;

- постоянство передаточного отношения;

- высокий КПД;

- простота ухода и обслуживания;

- может быть изготовлена из самых разнообразных материалов;

- сравнительно небольшие силы давления на валы и их опоры.

Недостатки:

- высокие требования в точности к изготовлению зубчатых колес (основной недостаток);

- шум при больших скоростях;

- ограниченность передаточного отношения;

- наличие осевой силы стремящейся сдвинуть колесо вдоль оси вала.

1.3 Материалы для изготовления зубчатых колёс

Перед тем, как изготовить какое-либо зубчатое колесо, производят выбор материала. Выбор материала зависит от назначения передачи и условий её работы. В качестве материалов колес применяют стали, чугуны и пластмассы [3].

Основными материалами для зубчатых колёс служат термически обрабатываемые стали, так как они по сравнению с другими материалами в наибольшей степени обеспечивают контактную прочность и прочность зубьев на изгиб [5].

По твердости рабочей поверхности стальных зубьев различают:

- с твёрдостью H ? 350 НВ,

- с твёрдостью H > 350 НВ.

При тихоходных открытых передачах рекомендуется чугун СЧ18….СЧ35, но они имеют пониженную прочность на изгиб [4].

В быстроходных слабонагруженных передачах для шестерен, работающих в паре с металлическими колесами, применяют пластмассы. Зубчатые колёса из пластмасс отличаются бесшумностью и плавностью хода. Наиболее распространён текстолит, лигнофоль, капролон [4].

1.4 Область применения косозубых цилиндрических передач

Рассматривая любой механизм, имеющий подвижные части, найдём в его составе передаточные механизмы вращательного движения - как в механизмах микромеханики и вычислительной техники (принтеры, сканеры и т.д.), так и в механизмах предельной грузоподъёмности (экскаваторы, самосвалы и т.д.) и энергонасыщенности (самолёты, корабли и т.д.).

Этим и объясняется широта применения косозубых зубчатых передач - как самостоятельных механизмов, так и входящих в состав более сложных устройств.

2. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА [1]

2.1 Исходные данные

Р2=3,6 кВт - мощность на тихоходном валу,

n1=1440 об/мин - частота вращения тихоходного вала,

u1 =4.

На рисунке 2.1 изображена схема привода на основе цилиндрического косозубого редуктора.

1 - двигатель; 2 - муфта; 3 - шестерня; 4 - колесо; 5 - корпус редуктора

Рисунок 2.1 - Кинематическая схема редуктора

2.2 Выбор электродвигателя

Общий КПД редуктора равен произведению КПД последовательно соединенных подвижных звеньев, то есть двух пар подшипников качения и зубчатой передачи. Принимая ориентировочно для одной пары подшипников и для одной пары зубчатых колес , также следует учитывать КПД муфты , получаем общий КПД редуктора

(2.1)

.

Определяем требуемую мощность электродвигателя при соединении муфтой быстроходного вала редуктора с валом электродвигателя

; (2.2)

Вт.

Выбираем электродвигатель 4АМ100L4Y3, для которого n1 =1450об/мин расчетная частота вращения; Р1 =4,0кВт мощность электродвигателя [1].

2.3 Кинематический расчёт привода

Определим частоту вращения тихоходного вала

; (2.3)

об/мин.

Определяем угловые скорости

(2.4)

где щi-угловая скорость, ni- частота вращения вала.

рад/c;

рад/с.

Определяем вращающие моменты на валах

(2.5)

; (2.6)

мм.

Вращающий момент на I валу:

(2.7)

Вращающий момент на II валу:

(2.8)

3. РАСЧЕТ ВНУТРЕННЕЙ КОСОЗУБОЙ ПЕРЕДАЧИ [6]

3.1 Назначаем для изготовления зубчатых колес сталь 45 с термической обработкой: нормализация для колеса, улучшенная для шестерни

3.2 Определение допускаемых контактных напряжений

Для стали 45, нормализация, твердость НВ.

Для стали 45, улучшение, твердость НВ.

Так как срок службы редуктора не ограничен, то

Определим допускаемое контактное напряжение, соответствующее пределу контактной выносливости при числе циклов перемены напряжений

(3.1)

МПа;

МПа.

Определим допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни [у]Н1 и колеса [у]Н2

; (3.2)

, (3.3)

где - коэффициент циклической долговечности, =1.

МПа;

Примем допускаемое контактное напряжение

3.3 Определение допускаемых напряжений изгиба

Так как срок службы редуктора не ограничен, то

.

Определим допускаемое напряжение изгиба, соответствующее пределу изгибной выносливости для шестерни [у]FO1 и для колеса [у]FO2

; (3.4)

Определим допускаемое напряжение изгиба для шестерни [у]F1 и колеса [у]F2

;(3.5)

; (3.6)

МПа;

МПа.

Примем

МПа.

3.4 Проектный расчёт зубчатой передачи

Определим межосевое расстояние

(3.7)

где Кa - вспомогательный коэффициент, Кa=43;

шa - коэффициент ширины венца колеса, шa=0,28;

КНв - коэффициент неравномерности нагрузки по ширине зуба, КHв=1.

мм.

Примем

мм.

Определим модуль зацепления

(3.8)

где Кm - вспомогательный коэффициент, Кm=5,8;

d2 - делительный диаметр колеса;

b2 - ширина венца колеса.

Определим делительный диаметр колеса

(3.9)

мм.

Определим ширину венца колеса

; (3.10)

мм.

Полученные значения подставим в формулу (3.8)

мм.

Примем m=1,5 мм.

Определим угол наклона зубьев вmin для косозубой передачи

(3.11)

.

Определим суммарное число зубьев шестерни и колеса

(3.12)

Уточним действительную величину угла наклона зубьев для косозубой передачи

(3.13)

.

Определим число зубьев шестерни

(3.14)

.

Определим число зубьев колеса

(3.15)

Определим фактическое передаточное число

(3.16)

Проверим отклонение фактического передаточного числа от заданного

(3.17)

Определим фактическое межосевое расстояние

(3.18)

мм.

Определим делительный диаметр шестерни d1 и колеса d2

(3.19)

(3.20)

мм;

мм.

Определим диаметр вершин зубьев шестерни da1 и колеса da2

(3.21)

(3.22)

мм;

мм.

Определим диаметр впадин зубьев шестерни df1 и колеса df2

(3.23)

(3.24)

мм;

мм.

Определим ширину венца шестерни b1 и колеса b2

(3.25)

(3.26)

мм;

мм.

3.5 Проверочный расчет

Проверим межосевое расстояние

(3.27)

мм.

Проверим пригодность заготовок колес.

Определим диаметр заготовки шестерни

(3.28)

(3.29)

мм.

Определим толщину диска заготовки колеса

(3.30)

(3.31)

мм.

Подставим полученные данные в формулы (3.28) и (3.30)

51,7 мм<125 мм;

34,8 мм<80 мм.

Размеры заготовок пригодны для изготовления.

Проверим контактные напряжения

(3.32)

где К - вспомогательный коэффициент, К=376;

Ft - окружная сила в зацеплении;

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, ;

- коэффициент динамической нагрузки, =1,05;

- коэффициент динамической нагрузки.

Определим окружную силу в зацеплении

(3.33)

Н,

Подставим полученные данные в формулу (3.32)

Передача недогружена; недогруз составляет 0,6 %, что является допустимым.

Проверим напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса по формулам

(3.34)

(3.35)

где - коэффициенты формы зуба колеса и шестерни;

- коэффициент, учитывающий наклон зуба.

Примем .

(3.36)

Подставим числовые значения в формулы (3.34) и (3.35)

Напряжение изгиба зубьев колеса превышает на 4% допускаемого значения напряжения, что является допустимым, а так же напряжение зубьев шестерни меньше допускаемого напряжения, что также является допустимым.

4. РАСЧЕТ КОРПУСА РЕДУКТОРА [6]

Корпус редуктора служит для размещения и координации передачи, защиты их от загрязнения, организации системы смазки, а так же восприятие сил, возникающих в зацеплении редукторной пары, подшипниках. Наиболее распространенный способ изготовления корпусов литье из серого чугуна.

Определим конструктивные размеры элементов корпуса и крышки редуктора.

Определим толщину стенки редуктора

д = 0,025 · а+ 1…5 мм; (4.1)

мм.

Принимаем д = 8 мм.

Определяем толщину стенки крышки корпуса редуктора

д = 0,02 · а+ 5 мм; (4.2)

мм.

Принимаем д = 8 мм.

Определяем толщину верхнего пояса корпуса редуктора

s = 1,5 · д; (4.3)

s = 1,5 · 8 = 12 мм.

Принимаем д = 12 мм.

Определяем толщину пояса крышки редуктора

s= 1,5 · д; (4.4)

s= 1,5 · 8 = 12 мм.

Принимаем s= 12 мм.

Определяем толщину нижнего пояса корпуса редуктора

t = (2…2,5) · д; 4.5)

t = (2…2,5) · 8 = 16…20 мм.

Принимаем t = 18 мм.

Определяем толщину рёбер жесткости корпуса редуктора

с = 0,85 · д; (4.6)

с = 0,85 · 8 = 6,8 мм.

Принимаем с = 7 мм.

Определяем диаметр фундаментных болтов

d= (1,5…2,5) · д; (4.7)

d= (1,5…2,5) · 8 = 12…20 мм.

Принимаем d= 17 мм.

Определяем ширину нижнего пояса корпуса редуктора (ширина фланца для крепления редуктора к фундаменту)

к? 2,1 · d; (4.8)

к? 2,1 · 16 = 33,6 мм.

Принимаем к= 34 мм.

Определяем диаметр болтов, соединяющих корпус с крышкой редуктора

d= (0,5…0,6) · d; (4.9)

d= (0,5…0,6) · 16 = 8…9,6 мм.

Принимаем d= 8 мм.

Определяем ширину пояса (ширина фланца), соединяющего корпус и крышку редуктора около подшипников

к = 3 · d; (4.10)

к = 3 · 8 = 24 мм.

Ширину пояса к1 назначают на 2…8 мм меньше к , принимаем к1 = 22 мм.

Определяем диаметр болтов, соединяющих крышку и корпус редуктора около подшипников

d= 0,75 · d; (4.11)

d= 0,75 · 16 = 12 мм.

Принимаем d= 12 мм.

Определяем диаметр болтов для крепления крышек подшипников к редуктору

d= (0,7…1,4) · д; 4.12)

d= (0,7…1,4) · 8 = 4,6…11,2 мм.

Принимаем d= 6 мм, для быстроходного и тихоходного вала.

Определяем диаметр болтов для крепления крышки смотрового отверстия

d= 6…10 мм. 4.13)

Принимаем d= 8 мм.

Определяем диаметр резьбы пробки для слива масла из корпуса редуктора

d= (1,6…2,2) · д; (4.14)

d= (1,6…2,2) · 8 = 12,8…17,6 мм.

Принимаем d= 16 мм.

5. ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ [1]

5.1 Исходные данные

Допускаемые напряжения на кручения принимаем равными =10…20Н/мм².

Назначаем для быстроходного вала и тихоходного вала сталь 45, для которой принимаем = 10 Н/мм² и = 20 Н/мм².

5.2 Геометрические размеры быстроходного вала

Первая ступень выходного конца вала (рисунок 5.1)

d= , (5.1)

где - допускаемое напряжение на кручение;

M = Т

- крутящий момент, равный вращающему моменту на валу.

мм.

В соответствии с рядом Rа 40, принимаем d= 24 мм.

Определяем длину выходного конца быстроходного вала (рисунок 5.1)

l= (1,0…1,5) · d (5.2)

l= (1,0…1,5) · 24 = 24…36 мм.

В соответствии с рядом Rа 40, принимаем l= 30 мм.

Вторая ступень вала под уплотнение крышки с отверстием и подшипник (рисунок 5.1)

d= d+ 2 · t, (5.3)

где t - высоты буртика, t = 2 мм.

d= 24 + 2 · 2 = 28 мм.

В соответствии с рядом Rа 40, принимаем d= 30 мм.

Определяем длину ступени вала под подшипники и крышку (рисунок 5.1)

l= 1,5 · d; (5.4)

l= 1,5 · 30 = 42 мм.

В соответствии с рядом Rа 40, принимаем l= 42 мм.

Третья ступень вала под шестерню (рисунок 5.1)

d= d+ 3,2 · r, (5.5)

где r - фаска подшипника, r = 2 мм.

d= 30 + 3,2 · 2 = 34 мм.

В соответствии с рядом Rа 40, принимаем d= 34 мм.

Длину ступени вала l под шестерню определяем графически на эскизной компоновке (рисунок 5.3).

Четвертая ступень вала под подшипник (рисунок 5.1)

d= d; (5.6)

d= d= 30 мм.

Определяем длину ступени вала под подшипник (рисунок 5.1)

l= В + С, (5.7)

где В - ширина шарикового радиального подшипника №206, В = 16 мм;

С - ширина фаски вала d1 = 30 мм, С = 1,5 мм.

l= 16 + 1,5 = 17,5 мм.

В соответствии с рядом Rа 40, принимаем l=18 мм.

5.3 Геометрические размеры тихоходного вала

Первая ступень выходного конца вала (рисунок 5.2)

d= , (5.8)

где - допускаемое напряжение на кручение;

M = Т

- крутящий момент, равный вращающему моменту на валу.

мм.

В соответствии с рядом Rа 40, принимаем d= 30 мм.

Определяем длину выходного конца тихоходного вала (рисунок 5.2)

l= (1,0…1,5) · d; (5.9)

l= (1,0…1,5) · 30 = 30…45 мм.

В соответствии с рядом Rа 40, принимаем l= 32 мм.

Вторая ступень вала под уплотнение крышки с отверстием и подшипник (рисунок 5.2)

d= d+ 2 · t, 5.10)

где t - высоты буртика, t = 2,2 мм.

d= 30 + 2 · 2,2 = 34,4 мм.

В соответствии с рядом Rа 40, принимаем d= 35 мм.

Определяем длину ступени вала под подшипник и крышку (рисунок 5.2)

l= 1,25 · d; (5.11)

l= 1,25 · 35 = 42 мм.

В соответствии с рядом Rа 40, принимаем l= 42 мм.

Третья ступень вала под колесо (рисунок 5.2)

d= d+ 3,2 · r, (5.12)

где r - фаска подшипника, r = 2,5 мм.

d= 35 + 3,2 · 2,5 = 42 мм.

В соответствии с рядом Rа 40, принимаем d= 42 мм.

Длину ступени вала l под колесо определяем графически на эскизной компоновке (рисунок 5.3).

Четвертая ступень вала под подшипник (рисунок 5.2)

d= d; (5.13)

d= d= 35 мм.

Определяем длину ступени вала под подшипник (рисунок 5.2)

l= В + С, (5.14)

где В - ширина шарикового радиального подшипника №207, B = 17 мм;

С - ширина фаски вала d = 35 мм, С = 2 мм.

l= 17 + 2 = 19 мм.

В соответствии с рядом Rа 40, принимаем l= 19 мм.

На рисунке 5.1 и 5.2 приведены эскизы быстроходного и тихоходного валов.

Рисунок 5.1 - Эскиз быстроходного вала

Рисунок 5.2 - Эскиз тихоходного вала

5.4 Предварительный выбор подшипников

Принимаем подшипники радиальные шариковые однорядные (при ):

- для быстроходного вала выбираем подшипники №206 ГОСТ 8338-75 легкая серия, для которого мм, мм, В=16 мм, кН, мм, r = 1,5 мм;

- для тихоходного вала выбираем подшипники №207 ГОСТ 8338-75 легкая серия, для которого мм, мм, В=17мм, кН, кН,

5.5 Эскизная компоновка редуктора

Эскизная компоновка редуктора устанавливает положение колес редукторной пары, элемента открытой передачи и муфты относительно опор (подшипников); определяется расстояние lб и lт между точками приложения реакций подшипников быстроходного и тихоходного валов, а также точками приложения силы давления элемента открытой передачи и муфты на расстоянии lоп и lм от реакции смежного подшипника. В конструкции цилиндрического колеса предусматривают ступицу.

Определяем наружный диаметр и длину ступицы

d = (1,55…1,6) · d (5.15)

l = (1,0…1,5) · d, 5.16)

где d - внутренний диаметр ступицы,

d = d3 = 55 мм.

d = (1,55…1,6) · 42 = 64,1…67,2 мм;

l =(1,0…1,5) · 55 = 55…82,5 мм.

Принимаем d = 66 мм, l = 60 мм.

Определяем зазор x, от вращающихся поверхностей колеса до корпуса редуктора

(5.17)

мм.

Принимаем x = 9 мм.

Определяем расстояние от шестерни до внутренней поверхности контура

(5.18)

где D - диаметр наружного кольца подшипника быстроходного вала, D = 62 мм.

мм.

Принимаем f = 40 мм.

Эскизную компоновку выполним следующим образом:

- наметим расположение проекций компоновки в соответствии с кинематической схемой привода и наибольшими размерами колес;

- проводим оси проекций и осевые линии валов;

- вычерчиваем редукторную пару в соответствии с геометрическими параметрами;

- вычерчиваем ступени быстроходного вала на соответствующих осях по размерам;

- вычерчиваем ступени тихоходного вала на соответствующих осях по размерам.

На рисунке 5.3 приведена эскизная компоновка цилиндрического косозубого редуктора.



Рисунок 5.3 - Эскизная компоновка цилиндрического косозубого редуктора

По результатам разработки эскизной компоновки получены следующие данные:

78 мм (для быстроходного вала);

78 мм (для тихоходного вала);

6. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЁТ ПОДШИПНИКОВ [1]

6.1 Силы в зацеплении передачи

Окружная сила в зацепление косозубой передачи была определена в п. 3.4 настоящего расчета

Ft1= Ft2=1230,9 Н.

Радиальную силу, определим

(6.1)

где б - угол зацепления, б=20°.

Н.

Осевая сила в зацепление

(6.2)

Н.

Усилия, действующие на выходной конец быстроходного вала со стороны муфты, соединяющей ротор двигателя и вал редуктора

(6.3)

Н.

Усилия, действующие на выходной конец тихоходного вала со стороны муфты, соединяющей вал редуктора с валом рабочей машины

(6.4)

Н.

6.2 Быстроходный вал

Исходные данные: = 1230,9 Н, = 456,5 H, = 1000 Н, d1=0,024 м, lоп = 0,049 м, lб = 0,094 м.

Вертикальная плоскость

Определяем реакции опор в вертикальной плоскости

УМА = 0: -F· + RBY · lб = 0. (6.5)

Находим RBY

RBY = ; (6.6)

RBY = Н;

УMB = 0: -F· + RAY · l=0. (6.7)

Находим RAY

RAY = ; (6.8)

RAY = Н.

Проверка

(6.9)

228,25 - 456,5 + 228,25 = 0;

0 = 0.

Реакции опор найдены верно.

Определяем значение изгибающего момента в характерных точках А, В, С, D и строим эпюру (MX)

I участок

= 0,049 м;

MX(z1) = RBY · z1; (6.10)

MX(z1) = .

II участок

= 0,047 м;

MX(z2) = RAY · z2; (6.11)

MX(z2) = .

III участок

= 0,049 м;

MX(z3) = 0. (6.12)

Горизонтальная плоскость

Определяем реакции опор в горизонтальной плоскости

УМА = 0: = 0. (6.13)

Находим RBX

RBX = ; (6.14)

RBX = Н;

УMB = 0: . (6.15)

Находим RAX

RAX = ; (6.16)

RAX = Н.

Проверка

= 0; (6.17)

-1000 + 2159,89 - 1230,9 +71 = 0;

0 = 0.

Реакции опор найдены верно.

Определяем значение изгибающего момента в характерных точках А, В, С, D и строим эпюру (MY)

I участок

= 0,047 м;

MY(z1) = RBX · z1; (6.18)

MY(z1) = .

II участок

= 0,047 м;

MY(z2) = -Fм1 · (lоп + z2) + RAX · z2; (6.19)

MY(z2) = .

III участок

= 0,00,049 м;

MY(z3) = -Fм1 · z3; (6.20)

MY(z3) = .

Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях

; (6.21)

.

; (6.22)

Н · м.

Определяем крутящий момент

; (6.23)

Н м.

Определяем радиальные силы действующие на подшипник

; (6.24)

; (6.25)

Н;

= 397,2 Н.

Вычерчиваем схему вала и строим эпюры изгибающих и крутящих моментов (рисунок 6.1).

Рисунок 6.1 - Расчетная схема быстроходного вала.

Как видим, сильнее нагружено сечение А, поэтому проверочный расчет подшипников будем проводить по нему.

6.3 Тихоходный вал

Исходные данные: F= 1230,9 H, F= 456,2 H, F= 1253,1 Н, = 0,035 м, = 0,0655 м, = 0,095 м.

Вертикальная плоскость

Определяем реакции опор в вертикальной плоскости

: Н. (6.26)

Находим RBY

RBY= ; (6.27)

RBY = = 230, 7 Н;

УМB = 0: . (6.28)

Находим RAY

RAY = ; (6.29)

RAY = Н.

Проверка

(6.30)

230,7 - 456,45 + 230,7 = 0;

0 = 0.

Реакции опор найдены верно.

Определяем значение изгибающего момента в характерных точках А, В, С, D и строим эпюру (MX)

I участок

= 0,047 м;

MX(z1) = RBY · z1; (6.31)

MX(z1) = Н · м.

II участок

= 0,047 м;

MX(z2) = RAY · z2; (6.32)

MX(z2) = Н · м.

III участок

= 0,0655 м;

MX(z3) = 0. (6.33)

Горизонтальная плоскость

Определяем реакции опор в горизонтальной плоскости

УМА = 0: = 0. (6.34)

Находим RBX

RBX = ; (6.35)

RBX = Н;

УMB = 0: = 0. (6.36)

Находим RAX

= ; (6.37)

= = 2770 Н.

Проверка

= 0; (6.38)

-286,6- 1230,9 + 2770 - 1253,1 = 0;

0 = 0.

Реакции опор найдены верно.

Определяем значение изгибающего момента в характерных точках А, В, С, D и строим эпюру (MY).

I участок

= 0,047 м;

MY(z1) = - · z1; (6.39)

MY(z1) =.

II участок

= 0,047 м;

MY(z2) = -Fм2 · (lм + z2) + RAX · z2; (6.40)

MY(z2) = .

III участок

= 0,0655 м;

MY(z3) = -Fм2 · z3; (6.41)

MY(z3) = .

Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях

; (6.42)

;

; (6.43)

Н · м.

Определяем крутящий момент

; (6.44)

Н · м.

Определяем радиальные силы действующие на подшипник

; (6.45)

; (6.46)

Н;

Н.

Вычерчиваем схему вала и строим эпюры изгибающих и крутящих моментов (рисунок 6.2).



Рисунок 6.2 - Расчетная схема тихоходного вала.

Как видим, сильнее нагружено сечение А, поэтому проверочный расчет подшипников будем проводить по нему.

6.4 Проверочный расчет подшипников

6.4.1 Быстроходный вал

Пригодность подшипников определяем путем сопоставления расчетной динамической грузоподъемности с базовой по условию

. (6.47)

Расчетная динамическая грузоподъемность определяется

, (6.48)

где - эквивалентная динамическая нагрузка, Н;

m - показатель степени, m=3;

- коэффициент надежности, а=1;

- коэффициент учитывающий влияние качества подшипника и качество его эксплуатации, =0,75;

n - частота вращения внутреннего кольца подшипника соответствующего вала, n=1440 об/мин;

- требуемая долговечность подшипника, предусмотрена ГОСТ 16162-93 и составляет для зубчатых редукторов 10000 ч.

Базовая динамическая грузоподъемность =19,5 Н.

Эквивалентная динамическая нагрузка вычисляется по формулам

, (6.49)

при ;

, (6.50)

при ,

где Х - коэффициент радиальной нагрузки, Х=0,56;

У - коэффициент осевой нагрузки;

Е - коэффициент влияния осевого нагружения;

- осевая нагрузка подшипника, Н;

- радиальная нагрузка подшипника, Н;

- коэффициент безопасности, =1,25;

- температурный коэффициент;

V - коэффициент вращения, V = 1.

Определим коэффициент влиянии осевого нагружения е =0,21, У =2,1.

Определим осевые составляющие радиальные нагрузки

; (6.51)

Н;

Н.

Определяем осевые нагрузки подшипников

; (6.52)

Н;

; (6.53)

Н.

Вычислим отношения

; (6.54)

;

; (6.55)

.

По результату сравнения (6.49) и (6.50) выбираем формулу, по которой определим эквивалентную динамическую нагрузку

Н;

Н.

Рассчитаем динамическую грузоподъемность по наибольшему из по формуле (6.48)

кН.

Сравним расчетную динамическую грузоподъемность с базовой по формуле (6.47)

13,2 кН < 19,5 кН.

Условие (6.47) выполняется.

Рассчитаем долговечность подшипника

; (6.56)

ч.

Определим расчетную долговечность с базовой

; (6.57)

32166 ч > 10000 ч.

Условие (6.57) выполняется.

6.4.2 Тихоходный вал

Определим коэффициент осевого нагружения е = 0,20, у = 2,25.

Определим осевые составляющие радиальной нагрузки по формуле (6.50)

Н;

Н.

Определим осевые нагрузки подшипников по формулам (6.54) и (6.55)

;

.

По результату сопоставления по формулам (6.49) и (6.50) выбираем соответствующую формулу по которой определим эквивалентную динамическую нагрузку

Н;

Н.

Рассчитаем динамическую грузоподъемность по наибольшему из

кН.

Сравним расчетную динамическую грузоподъемность с базовой по формуле (6.47)

16,9 кН < 25,5 кН.

Условие (6.47) выполняется.

Рассчитаем долговечность подшипника по формуле (6.56)

ч.

Сравним расчетную долговечность с базовой по формуле (6.57)

34315,5 ч > 10000 ч.

Условие (6.57) выполняется.

7. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ [1]

Общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении

S = ? [S], (7.1)

где S - общий коэффициент запаса прочности;

Sи S? соответственно коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям;

[S] - рекомендуемый коэффициент запаса прочности.

Коэффициент запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям

; (7.2)

, (7.3)

где , - придел выносливости при симметричном цикле напряжений изгиба и кручения;

, - амплитудные значения напряжений цикла при изгибе и кручении.

Приделы выносливости в расчетном сечении вала

; (7.4)

, (7.5)

где , - приделы выносливости при симметричном цикле изгиба и кручения,

, - коэффициенты концентраций нормальных и касательных напряжений для валов без поверхностного упрочнения.

Коэффициенты концентраций нормальных и касательных напряжений для валов без поверхностного упрочнения определяем по формулам

; (7.6)

, (7.7)

где и - эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении;

К- коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения;

К - коэффициент шероховатости;

- коэффициент влияния поверхностного упрочнения.

Предел выносливости гладких образцов при симметричном цикле кручения

. (7.8)

Определим амплитуды циклов нормальных и касательных напряжений

уa = уи = ; (7.9)

фa = , (7.10)

где М - суммарный изгибающий момент в рассматриваемом сечении;

- крутящий момент;

- расчетное напряжение изгиба;

- расчетное напряжение кручения;

- осевой момент сопротивления сечения вала;

- полярный момент сопротивления кручения.

Определяем осевой и полярный момент сопротивления

Wнетто = 0,1 ; (7.11)

W= 0,2· . (7.10)

7.1 Расчет быстроходного вала

Для изготовления быстроходного вала выбрали сталь 45.

Как видно, из рисунка 6.1, сечение А нагружено сильнее, поэтому проверочный расчет проводим по нему.

Подставим значения в формулы (7.11) и (7.12) для определения осевого и полярного момента сопротивления сечения вала

;

.

Подставим значения в формулы (7.9) и (7.10) для определения амплитуды циклов нормальных и касательных напряжений

;

.

Подставим числовые значения в формулы (7.6) и (7.7)

;

.

Подставим числовые значения в формулу (7.8)

.

Подставим числовые значения в формулу (7.4) и (7.5) для определения выносливости вала в рассматриваемом сечении

;

.

Подставим числовые значения в формулы (7.2) и (7.3) для определения коэффициента запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям

;

.

Определим общий коэффициент запаса прочности по формуле (7.1). Примем [S]=2.

Подставим числовые значения

.

Таким образом, условие (7.1) выполняется.

7.2 Расчет тихоходного вала

Для изготовления быстроходного вала выбрали сталь 45.

Как видно, из рисунка 6.2, сечение А нагружено сильнее, поэтому проверочный расчет проводим по нему.

Определим осевой и полярный моменты сопротивления по формулам

; (7.13)

. (7.14)

Подставим числовые значения

;

.

Подставим значения в формулы (7.9) и (7.10) для определения амплитуды циклов нормальных и касательных напряжений

;

.

Подставим числовые значения в формулы (7.6) и (7.7)

;

.

Подставим числовые значения в формулу (7.8)

.

Подставим числовые значения в формулу (7.4) и (7.5) для определения выносливости вала в рассматриваемом сечении

;

.

Подставим числовые значения в формулы (7.2) и (7.3) для определения коэффициента запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям

;

.

Определим общий коэффициент запаса прочности по формуле (7.1). Примем [S]=2.

Подставим числовые значения

.

Таким образом, условие (7.1) выполняется.

8. ВЫБОР И ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ШПОНОК [6]

8.1 Расчет шпонки для быстроходного вала

Выбираем призматические шпонки по ГОСТ 23360-78, исполнения А.

Под муфту на выходном конце быстроходного вала выбираем шпонку сечением мм, длину шпонки примем l=25 мм, глубина паза вала .

Определим расчетную длину шпонки

, (8.1)

где l - длина шпонки;

b - ширина шпонки.

мм.

Проверим выбранную шпонку на смятие

, (8.2)

где h - высота шпонки;

[ ] - допускаемое напряжение на смятие. Примем [ ]=110 .

.

Таким образом, выбираем шпонку ГОСТ 23360-78.

8.2 Расчет шпонок для тихоходного вала

Под муфту на выходном конце тихоходного вала выбираем шпонку сечением мм, длину шпонки примем l=25 мм, глубина паза вала .

Определим расчетную длину шпонки по формуле (8.1)

мм.

Проверим выбранную шпонку на смятие по формуле (8.2)

.

Таким образом, выбираем шпонку ГОСТ 23360-78.

Для посадки колеса на вал выбираем шпонку сечением мм, длину шпонки примем l = 38 мм, глубина паза вала мм.

Определим расчетную длину шпонки по формуле (8.1)

мм.

Проверим выбранную шпонку на смятие по формуле (8.2)

.

Таким образом, выбираем шпонку ГОСТ 23360-78.

9. ВЫБОР МУФТ [1]

В проектируемом приводе применены компенсирующие разъемные муфты нерасцепляемого класса в стандартном исполнении.

Для соединения ротора двигателя и выходного конца быстроходного вала редуктора, выходного конца тихоходного вала и вала рабочей машины установленных, как правило, на общей раме, применяют муфты с торообразной оболочкой. Эти муфты обладают достаточной податливостью, позволяющей компенсировать значительную несносность валов. Кроме того, к ним не предъявляются требования малого момента инерции.

Муфты упругие с торообразной оболочкой просты по конструкции и обладают высокой податливостью, что позволяет применять их в конструкциях, где трудно обеспечить соосность валов, при переменных ударных нагрузках, а так же при значительных кратковременных перегрузках. При предельно допустимых для муфты смещениях радиальная сила и изгибающий момент от нее невелики, поэтому при расчете валов и их опор этими нагрузками можно пренебречь.

Для выходного конца быстроходного вала с двигателем и выходного конца тихоходного вала с валом рабочей машины используем муфты упругие с торообразной оболочкой.

На быстроходный вал выбираем муфту

40-1-24-1-У2 ГОСТ 20884-93.

На тихоходный вал выбираем муфту

200-1-30-1-У2 ГОСТ 20884-93.

Усилия, действующие со стороны муфты определили в п.6.3.

10. ВЫБОР СМАЗКИ И СМАЗОЧНЫХ МАТЕРИАЛОВ [1]

Для смазывания редуктора применим непрерывное смазывание жидким маслом картерным непроточным способом (окунанием).

Применим масло марки И-Г-А-46 ГОСТ 17479-87.

Объем масляной ванны определим из расчета 0,4…0,8 л масла на 1 кВт мощности

V= л.

Уровень масла контролируется жезлом маслоуказателем, установленным в основании редуктора.

Для слива масла в корпусе предусматриваем сливное отверстие, закрываемое пробкой с конической резьбой.

В нашем случае при смазывании зубчатых колес окунанием подшипники качения смазываются из картера в результате разбрызгивания масла колесами, образование масляного тумана и растекания масла по валам.

11. НАЗНАЧЕНИЕ ПОСАДОК ДЕТАЛЕЙ [6]

В случае шпоночного соединения принимаем следующие посадки:

- для цилиндрических косозубых колес H7/r6;

- для полумуфты H7/k6.

Посадки неподвижных относительно радиальной нагрузки наружных колец подшипника выбираем более свободными, допускающими наличие небольшого зазора. Поле допуска вала для внутреннего кольца подшипника при циркуляционном нагружении: для шариковых k6.

Поле допуска отверстия для наружного кольца шариковых и конических подшипников при местном нагружении - Н7.

12. ПОРЯДОК СБОРКИ РЕДУКТОРА [7]

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса очищают и покрывают маслостойкой краской.

Сборку редуктора производят в соответствии с чертежом общего вида редуктора, начинают с узлов валов:

- в ведущий вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала, затем надевают распорное кольцо и насаживают подшипники, предварительно нагретые в масле до 80-100;

- на ведомый вал устанавливают подшипники, предварительно нагретые в масле.

Собранные валы укладывают в основание корпуса 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.

Проверяют проворачиваемость валов отсутствие заклинивания подшипников и закрепляют крышки болтами.

Затем вворачивают пробку маслоиспускного отверстия с прокладкой и устанавливают жезловой маслоуказатель. Заливаю в корпус масло и закрывают смотровой отверстие крышкой с прокладкой, закрепляют крышку болтами.

С помощью упругой муфты с торообразной оболочкой выходной вал редуктора соединяют с выходным валом машины.

Производиться обкатка редуктора 6 часов в холостую, затем 8 часов под нагрузкой. После обкатки производится ревизия и при удовлетворительном состоянии редуктор допускается в работу.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

В курсовой работе разработана конструкция одноступенчатого цилиндрического редуктора с косозубыми колесами.

Рассмотрены общие характеристики цилиндрических косозубых редукторов, их основные достоинства и недостатки, материалы для изготовления колес, область применения цилиндрических зубчатых передач.

По заданным параметрам передачи принят электродвигатель типа 4А100L4Y3. Рассчитаны основные силовые кинематические параметры привода: мощность, число оборотов, угловая скорость и вращающий момент.

В расчёте внутренней зубчатой передачи выбрана сталь 45 с нормализацией для изготовления зубчатых колёс и с улучшением для изготовления шестерни. Определены основные геометрические параметры: межосевое расстояние, модуль зацепления, ширина зубчатого венца, число зубьев, угол наклона зубьев. Проведен проверочный расчет. Определены основные геометрические параметры валов: длина и диаметры соответствующих ступеней. Проведен уточненный расчет валов.

Проведен проверочный расчет шпонок на основании которого выбрали шпонку , шпонку , шпонку ГОСТ 23360-78.

Для смазывания редуктора применили непрерывное смазывание жидким маслом картерным непроточным способом (окунанием). Масло марки И-Г-А-46 ГОСТ 17479-87

Разработан порядок сборки привода.

Назначены посадки деталей редуктора.

Разработана графическая часть, которая включает в себя: сборочный чертеж редуктора, деталировочные чертежи.

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ

1 Шейнблит, А.Е. Курсовое проектирование деталей машин / А.Е. Шейнблит - Учеб. пособие. Изд-е 2-е, перераб. и дополн. - Калининград: Янтар. Сказ, 2002. - 454 с.

2 Куклин, Г.С. Детали машин / Г.С. Куклин - М.: Высшая школа, 1987. - 489 с.

3 Дунаев, П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин / П.Ф. Дунаев - М.: издательский центр «Академия», 2003. - 496 с.

4 Боков, В.И. Детали машин. Учебное пособие для технических и специальных вузов / В.И. Боков - М.: Высшая школа,1960. - 412 с.

5 Решетов, Д.Н. Детали машин. Учебник для студентов машиностроительных и механических специальностей вузов / Д.Н. Решетов - Изд-е 4-е, перераб. И дополн. - М.: «Машиностроение», 1989. - 496 с.

6 Устюгов, И.И. Детали машин / И.И. Устюгов - М.: Высш. школа, 1981. - 399 с.

7 Чернавский, С.А. Проектирование механических передач / С.А. Чернавский - М.: «Машиностроение», 1984. - 557с.

Размещено на Allbest.ru