Конструирование узлов и деталей машин
Подбор и проверочный расчет муфты. Расчет ведомого вала и подшипников. Подбор и расчет шпоночных соединений. Выбор степеней точности и назначение допусков формы и расположения поверхностей. Расчет валов на выносливость. Описание сборки редуктора.
| Рубрика | Производство и технологии |
| Вид | курсовая работа |
| Язык | русский |
| Дата добавления | 20.09.2016 |
| Размер файла | 1,8 M |
Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже
Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.
Размещено на http://www.allbest.ru/
Введение
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.
Применение редукторов обусловлено экономическими соображениями. Масса и стоимость двигателя при одинаковой мощности понижаются с увеличением его быстроходности. Оказывается экономически целесообразным применение быстроходных двигателей с понижающей передачей, вместо тихоходного двигателя без передачи. Наиболее широко используются асинхронные двигатели с частотой 750 и 1500 оборотов в минуту.
Редуктор состоит из корпуса, в котором размещают элементы передачи - зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д.
Редукторы классифицируют по следующим основным признакам: типу передачи (зубчатые, червячные или зубчато-червячные); числу ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые и т.д.); типу зубчатых колес (цилиндрические, конические и т.д.); относительному расположению валов в пространстве (горизонтальные, вертикальные); особенностям кинематической схемы (развернутая, соосная, с раздвоенной ступенью и т.д.). В данном проекте разрабатывается одноступенчатый горизонтальный шевронный редуктор.
Зубчатые передачи являются основными видом передач в машиностроении. Их основные преимущества: высокая нагрузочная способность, и, как следствие, малые габариты; большая долговечность и надежность работы; высокий КПД; постоянство передаточного отношения; возможность применения в широком диапазоне мощностей, скоростей, передаточных отношений. Недостатки: шум при работе, невозможность бесступенчатого изменения передаточного числа, незащищенность при перегрузках, возможность возникновения значительных динамических нагрузок из-за вибрации.
Подшипники служат опорами для валов, Они воспринимают радиальные и осевые нагрузки, приложенные к валу, и сохраняют заданное положение оси вращения вала. В данном приводе используются роликовые и шариковые радиальные подшипники, которые воспринимают радиальную нагрузку в цилиндрической передаче.
Шевронные цилиндрические передачи (рисунок 1.1) имеют очень высокую плавность работы. Шестерни таких передач имеют вид сдвоенных косозубых шестерен, также они содержат больший угол зубьев, в отличие от косозубых. Цена производства шевронных зубчатых колес высокая, они нуждаются в высокой квалификации рабочих и специализированных станках.
Рисунок 1.1 - Шевронная передача
Передача механической энергии, осуществляемая гибкой связью за счет трения между ремнем и шкивом, называется ременной. Ременная передача состоит из ведущего и ведомого шкивов, расположенных на некотором расстоянии друг от друга и огибаемых приводным ремнем (рисунок 1.2). Чем больше напряжение, угол обхвата шкива ремнем и коэффициент трения, тем больше передаваемая нагрузка. В зависимости от формы поперечного сечения ремня передачи бывают: плоскоременные, клиноременные и круглоременные. Наибольшее распространение в машиностроении получили плоские и клиновидные ремни. Плоские ремни испытывают минимальное напряжение изгиба на шкивах, клиновидные благодаря клиновому воздействию со шкивами характеризуются повышенной тяговой способностью. Круглые ремни применяют в небольших машинах, например в машинах швейной и пищевой промышленности, настольных станках и приборах.
Рисунок 1.2 - Ременная передача
Цепная муфта состоит из двух полумуфт-звездочек, имеющих одинаковые числа зубьев (рисунок 1.3), охватывающей их общей цепи и защитного кожуха, заполненного пластичным смазочным материалом. Применяются цепи роликовые однорядные и двухрядные, а также зубчатые. Достоинства цепных муфт - простота конструкции и обслуживания, относительно небольшие габариты. При монтаже и демонтаже не требуется осевого смещения узлов.
Цепные муфты имеют значительные люфты. Поэтому их не применяют в реверсивных приводах (реверс будет сопровождаться ударами). Цепные муфты допускают угловое смещение валов.
Рисунок 1.3 - Цепная муфта
Привод конвейера (рис.1) предназначен для увеличения крутящего момента на звездочках конвейера.
Рисунок 1.4 - Кинематическая схема привода
Привод состоит из электродвигателя, передающий крутящий момент на входной вал редуктора через поликлиноременную передачу. Редуктор - горизонтальный цилиндрический шевронный. На ведомом валу редуктора установлена муфта, передающая вращение на приводной вал конвейера.
1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет
Общий КПД привода [5, c.12]:
,
где - КПД зубчатой цилиндрической закрытой передачи,
- КПД пары подшипников качения,
- КПД ременной передачи,
- КПД муфты.
.
Мощность на приводном валу
Частота вращения приводного вала .
Требуемая мощность электродвигателя:
.
Передаточные числа передач привода по рекомендациям [5]:
Требуемая частота вращения электродвигателя
Выбираем электродвигатель из условия . Принимаем электродвигатель 4А112МВ8У3 (мощность Рэд=3,0 кВт, частота вращения ротора nэд=710 мин-1) [5, табл. 16.7.1].
Фактическое передаточное число .
Принимаем передаточное число редуктора .
Тогда передаточное число ременной передачи
2. Определение мощностей и передаваемых крутящих моментов
Мощности на валах привода:
Частоты вращения валов:
Крутящие моменты на валах привода
Угловые скорости на валах
Таблица 1 - Результаты кинематического расчета
|
№ вала |
Р, кВт |
n, мин-1 |
Т, Нм |
щ, с-1 |
|
|
1 |
2,96 |
710 |
39,8 |
74,3 |
|
|
2 |
2,8 |
305,6 |
87,5 |
32 |
|
|
3 |
2,73 |
76,4 |
341,25 |
8 |
|
|
3' |
2,7 |
76,4 |
337,5 |
8 |
3. Расчет передач
3.1 Расчет пликлиноременной передачи
Рисунок 3.1 - Параметры поперечного сечения поликлиновых ремней
1. Сечение ремня и размеры сечения (рис.3.1).
- сечение ремня = f(T1p),
где T1p=Т1Ср - расчетный передаваемый момент,
Ср - коэффициент, учитывающий динамичность нагружения передачи и режим ее работы, при легком режиме Ср=1. [5, табл. 2.2.2]
При моменте на ведущем шкиве выбираем ремень сечения Л и его размеры [5, табл.2.3.1]:
Размеры сечения , , , , , .
2. Минимальный расчетный диаметр ведущего шкива:
.
По рекомендациям [5, c.18] выбираем диаметр ведущего шкива на один размер больше минимального, т.е.
3. Расчетный диаметр ведомого шкива .
Действительный диаметр .
4. Действительное передаточное число проектируемой передачи
.
Отклонение действительного передаточного числа от расчетного
5. Минимальное межосевое расстояние
Принимаем
6. Расчетная длина ремня
Ближайшая стандартная длина ремня:
7. Межцентровое расстояние
8. Коэффициент, учитывающий длину ремня,
,[5, табл.2.3.3]
где для сечения Л,
9. Скорость ремня
.
10. Угол обхвата ремнем ведущего шкива
Значение коэффициента, учитывающего влияние угла обхвата на ведущем шкиве [5, табл. 2.1.3]
11. Поправка мощности, учитывающая влияние уменьшения изгиба ремня на большем шкиве ,
где - поправка к моменту на быстроходном валу при [5, табл. 2.3.2]
12. Допускаемая мощность для 10 ребер
,
где - номинальная мощность, передаваемая 10-ю ребрами ремня. [5, табл. 2.3.4]
13. Число ребер ремня
14. Сила, нагружающая валы передачи ,
где - предварительное натяжение передачи,
- окружное усилие,
- коэффициент тяги.
Окружное усилие:
3.2 Расчет зубчатой передачи
С целью понижения габаритов передачи, получения высокой изгибной и контактной выносливости зубьев выбираем для шестерни и колеса материал сталь 45. Механические характеристики сердцевины - уВ=1000МПа, уТ=800МПа [3, табл.8.8]. Термообработка шестерни и колеса - улучшение.
Твердость шестерни 240 HВ
колеса 200 HВ
3.2.2 Определение эквивалентного числа циклов перемены напряжений
Срок службы передачи:
.
Эквивалентное число циклов перемены напряжений при расчете на контактную прочность:
- для шестерни:
.
-для колеса:
.
Эквивалентное число циклов перемены напряжений при расчете на изгибную прочность:
- для шестерни:
.
-для колеса:
.
3.2.3 Определение допускаемых контактных напряжений
Предел контактной выносливости:
[3, табл. 8.9];
,
.
SH=1,2 - коэффициент безопасности [3, табл. 8.9].
Коэффициент долговечности:
.
Базовое число циклов NHO:
[3, рис. 8.40],
[3, рис. 8.40].
m - показатель степени.
Т.к. то m1=20,
m2=20.
Тогда:
.
.
Таким образом, допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса:
;
.
Расчетные допускаемые контактные напряжения:
.
Т.к. ,
то
3.2.4 Определение допускаемых изгибных напряжений
,
Предел изгибной выносливости
[1, табл. 6,16].
[1, табл. 6,16].
SF=1,75 - коэффициент безопасности [3, табл. 8.9].
Коэффициент долговечности:
,
q=6 - показатель степени при твердости шестерни и колеса меньше 350НВ
- базовое число циклов для всех сталей:
Таким образом, допускаемые изгибные напряжения для шестерни и колеса:
;
.
3.2.5 Расчет геометрических параметров передачи
Межосевое расстояние:
. [5]
- числовой коэффициент для косозубых колес.
- крутящий момент на колесе.
- коэффициент внешней динамической нагрузки. Определяется по табл. 4.2.9 [5, стр.51]:
- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца. Зависит от расположения колёс относительно опор. [3, рис. 8.15].
Принимаем коэффициент ширины колеса относительно диаметра по таблице 4.2.6 [5, стр.50] .
Тогда коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния:
.
Принимаем по табл. 4.2.7 [5, стр.51]
Тогда
.
Принимаем .
Ширина зубчатого венца колеса (полушеврона):
, что согласуется с таблицей нормальных линейных размеров [6, табл. 18.1].
Ширина венца шестерни (полушеврона):
.
Принимаем предварительно и .
Модуль зацепления:
.
Принимаем согласно ГОСТ 9563-60 [5, табл. 4.2.1].
Суммарное число зубьев передачи:
.
Действительный угол наклона зуба:
.
Число зубьев:
,
Принимаем .
.
Фактическое передаточное число:
,
Делительные диаметры ;
,
.
Диаметры вершин ;
Диаметры впадин ;
Коэффициент торцевого перекрытия:
Средняя окружная скорость колес:
.
Принимаем 9-ю степень точности [1, табл. 6.7].
Рисунок 4 - Геометрические параметры цилиндрической передачи
3.2.6 Силы в зацеплении
Рисунок 5 - Силы в зубчатом зацеплении
Окружная сила .
Радиальная сила .
Осевая сила .
3.2.7 Проверочный расчет на выносливость по контактным напряжениям
Контактная выносливость устанавливается сопоставлением действующих в полюсе зацепления расчетного и допускаемого контактных напряжений:
.
Контактное напряжение в полюсе зацепления при определяют следующим образом:
.
Коэффициент нагрузки определяют по зависимости
,
где - коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку, [11, табл.6],
- коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку,
,
где - удельная окружная динамическая сила,
,
где , [11, табл.8,9]
.
- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями, [11, черт.13а],
- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями,
[11].
.
- коэффициент, учитывающий механические свойства сопряженных колес, для стальных колес ,
- коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления, ,
- коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий,
.
Недогрузка составляет
3.2.8 Проверочный расчет на выносливость по напряжениям изгиба
Проверка изгибной прочности для косозубых цилиндрических колес производится по формуле:
,
Определяем менее прочное зубчатое колесо.
Коэффициент, учитывающих форму зубьев [3, рис. 8.20]:
; .
Находим отношения:
,
Так как , то расчет ведем по шестерне (, .
- коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий.
- коэффициент, учитывающий наклон зубьев.
Удельная расчетная окружная сила:
.
Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями:
.
- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца, определяется по рис. 4.2.2в [5, стр. 50].
Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении:
.
Удельная окружная динамическая сила:
;
- коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи, определяется по табл. 4.2.11 [5, стр.51], .
;
Удельная расчетная окружная сила в зоне ее наибольшей концентрации:
. Тогда .
Таким образом, удельная расчетная окружная сила:
.
Тогда расчетные контактные напряжения .
Проверочный расчет выполняется, т.к. .
4. Предварительный расчет диаметров валов
При проектном расчете определяется диаметр выходного конца вала или диаметр под шестерней для промежуточных валов. Расчет ведется на чистое кручение по пониженным допускаемым напряжениям:
редуктор сборка муфта вал
,
где Т - крутящий момент на валу, Н•мм;
- допускаемое напряжение на кручение.
Для определения диаметра выходных концов валов принимаем .
Диаметр выходного конца быстроходного вала:
.
Принимаем .
Диаметр выходного конца тихоходного вала:
.
Принимаем .
Диаметры валов в местах установки подшипников
Рисунок 6 - Эскизы валов редуктора:
а) быстроходного, б) тихоходного
5. Подбор и проверочный расчет муфты
Зубчатые муфты (рис.5.1) применяются для соединения валов нагруженных большими крутящими моментами при различной комбинации радиальных, угловых и осевых смещений.
Рисунок 5.1 - Зубчатая предохранительная муфта
Зубчатую муфту выбираем по ГОСТ 5006-94 по крутящему моменту на выходном валу редуктора [5, табл. 13.2.1].
Проверку муфты производим по напряжениям смятия рабочих поверхностей зубьев [2, с.182].
;
где К =1,3 - коэффициент режима работы для неравномерно нагруженных механизмов (2, с. 181); - модуль зацепления; - число зубьев; - длина зуба [5, табл. 13.2.1].
, что меньше предельно допустимых .
Усилие на вал от муфты
6. Предварительный выбор подшипников
На входной вал редуктора устанавливаем роликовые радиальные подшипники (рис. 8). На выходной вал редуктора устанавливаем шариковые радиальные подшипники (рис. 9). Предварительно выбираем подшипники легкой серии 2207 и 210. Основные размеры и характеристики представлены в таблице 2.
Таблица 2 - Характеристики подшипников
|
Марка подшипника |
d, мм |
D, мм |
В, мм |
C, Н |
|
|
2207 |
35 |
72 |
17 |
31900 |
|
|
210 |
50 |
90 |
18 |
38900 |
Рисунок 8 - Роликовый радиальный подшипник
Рисунок 9 - Шариковый радиальный подшипник
7. Компоновочная схема и выбор способа смазывания передач и подшипников, определение размеров корпусных деталей
Компоновку обычно проводят в два этапа. Первый этап служит для приближенного определения положения зубчатых колес и звездочки относительно опор для последующего определения опорных реакций и подбора подшипников.
Компоновочный чертеж выполняем в одной проекции - разрез по осям валов при снятой крышке.
Примерно посередине листа параллельно его длинной стороне проводим горизонтальную осевую линию; затем вертикальную линию, и из точки пересечения линии под углами зацепления конической передачи.
Вычерчиваем упрощенно шестерню и колесо в виде трапеций; шестерня выполнена за одно целое с валом.
Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса:
а) принимаем зазор между торцом ступицы и внутренней стенкой корпуса А=8 мм;
б) принимаем зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса А=8 мм.
Предварительно намечаем радиально-упорные шарикоподшипники легкой серии; габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников dп1 = 35 мм и dп2 = 50 мм.
Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 25 мм. Смазывание подшипников осуществляется жидким маслом путем разбрызгивания. Объем масла определяем из расчета 0,25 дм3 масла на 1 кВт передаваемой мощности:
.
По таблице 10.8 [1] устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях и скорости рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна . По табл. 10.10 [1] принимаем масло индустриальное И-30А ГОСТ 20799-75.
Для контроля уровня смазки предусмотрена установка маслоуказателя.
Высота масла Hм=0,25da2=0.25x230,2=58 мм.
Корпус редуктора выполняем литым из чугуна марки СЧ 15
ГОСТ 1412-79.
Для удобства сборки корпус выполняем разборным. Плоскость разъема проходит через ось выходного вала, что позволяет использовать глухие крышки для подшипников. Плоскость разъема для удобства обработки располагаем параллельно плоскости основания.
Для соединения корпуса и крышки редуктора по всему контуру плоскости разъема выполняем фланцы. Фланцы объединены с приливами для подшипников.
Для предотвращения взаимного смещения корпусных деталей при растачивании отверстий под подшипники и обеспечения точного расположения их при повторных сборках, крышку фиксируем относительно корпуса двумя коническими штифтами.
Толщина стенок корпуса и крышки.
Принимаем 8 мм
Толщина поясов корпуса и крышки.
нижнего пояса
Принимаем 21мм
Диаметры болтов:
- фундаментных
Принимаем болты М16,
- крепящих крышку корпуса у подшипников
Принимаем болты с М10
- соединяющих крышку с корпусом
Принимаем болты с М8
4. Диаметр штифта .
Расчет производился в соответствии с табл. 6.18 [1].
8. Расчет валов по эквивалентному моменту
8.1 Расчет подшипников ведущего вала
Определяем реакции опор валов из уравнений равновесия.
Рисунок 8.1 - Расчетная схема ведущего вала
Плоскость XZ:
: ;
.
: ;
.
Проверка:
:
.
Плоскость YZ:
: ;
;
: ;
Проверка:
:
.
Строим эпюры.
Суммарные реакции на опорах:
; .
Диаметр вала в опасном сечении
где - допускаемые эквивалентные напряжения.
8.2 Расчет ведомого вала
Рисунок 8.2 - Расчетная схема ведомого вала
Плоскость XZ:
: ;
.
: ;
.
Проверка:
:
.
Плоскость YZ:
: ;
;
: ;
Проверка:
:
.
Суммарные реакции на опорах:
; .
Диаметр вала в опасном сечении
где - допускаемые эквивалентные напряжения
9. Подбор подшипников по динамической грузоподъемности
9.1 Подбор подшипников ведущего вала
Эквивалентная динамическая нагрузка ,
где X - коэффициент радиальной нагрузки, V - коэффициент вращения кольца(V=1 при вращении относительно нагрузки внутреннего колеса),
Fr - радиальная нагрузка на подшипник, Y - коэффициент осевой нагрузки,
Fa - осевая нагрузка на подшипник, =1,3 - коэффициент безопасности,
- коэффициент влияния температуры ( при ).
Эквивалентная динамическая нагрузка равна:
;
.
Т.к. , то расчет долговечности ведем по второму подшипнику.
где - частота вращения вала;
- динамическая грузоподъемность;
p - показатель степени (p=3,33 для роликовых подшипников).
.
9.2 Подбор подшипников ведомого вала
Эквивалентная динамическая нагрузка ,
где X - коэффициент радиальной нагрузки, V - коэффициент вращения кольца(V=1 при вращении относительно нагрузки внутреннего колеса),
Fr - радиальная нагрузка на подшипник, Y - коэффициент осевой нагрузки,
Fa - осевая нагрузка на подшипник, =1,3 - коэффициент безопасности,
- коэффициент влияния температуры ( при ).
Эквивалентная динамическая нагрузка равна:
;
.
Т.к. , то расчет долговечности ведем по первому подшипнику.
где - частота вращения вала;
- динамическая грузоподъемность;
p - показатель степени (p=3 для шариковых подшипников).
.
10. Подбор и проверочный расчет шпоночных соединений
10.1 Методика расчета
Для закрепления на валах зубчатых колес и муфт применены призматические шпонки, выполненные по ГОСТ 23360-78 (рис. 12).
Рисунок 12 - Шпоночное соединение
Так как высота и ширина призматических шпонок выбираются по стандартам, расчет сводится к проверке размеров по допускаемым напряжениям при принятой длине [2. с.73]:
,
где T - крутящий момент на валу,;
d - диаметр вала, мм;
h - высота шпонки, мм;
t1 - заглубление шпонки в валу, мм;
l - полная длина шпонки, мм;
b - ширина шпонки, мм.
10.2 Шпонка под шкивом
Для заданного диаметра вала () выбираем сечение призматической шпонки , [5, табл. 9.1.2]. Принимаем длину шпонки .
Тогда
, что меньше предельно допустимых
Принимаем шпонку 8732 ГОСТ 23360-78.
10.3 Шпонка под колесом
Для заданного диаметра вала () выбираем сечение призматической шпонки , [5, табл. 9.1.2]. Принимаем длину шпонки .
Тогда
, что меньше предельно допустимых
Принимаем шпонку 161063 ГОСТ 23360-78.
10.4 Шпонка под муфтой
Для заданного диаметра вала () выбираем сечение призматической шпонки , [5, табл. 9.1.2]. Принимаем длину шпонки .
Тогда
, что меньше предельно допустимых
Принимаем шпонку 12850 ГОСТ 23360-78.
11. Назначение посадок, шероховатости поверхностей, выбор степеней точности и назначение допусков формы и расположения поверхностей
Единая система допусков и посадок -ЕСДП (ГОСТ 25346-82 и ГОСТ 25347-82) регламентирована стандартами СЭВ и в основном соответствует требованиям Международной организации по стандартизации. Основные определения:
-номинальный размер-размер изделия, полученный по расчету или выбранный по конструктивным соображениям;
Изготовленные детали всегда имеют некоторые отклонения от номинальных размеров. Для того, чтобы изделие отвечало своему целевому назначению, его размеры должны быть выдержаны между двумя допустимыми предельными размерами, разность которых образует допуск. Зону между наибольшим и наименьшим предельными размерами называют полем допуска. К различным соединениям предъявляют неодинаковые требования в отношении точности. Поэтому система допусков содержит 19 квалитетов, расположенных в порядке убывания. Характер соединения деталей называют посадкой. Посадки могут обеспечивать в соединении зазор S или натяг N.
Для определения численного отклонения размера и поля допуска пользуемся
[1, табл.17.3.4, стр.286].
Посадки основных деталей [3, стр.263].
- подшипник - вал, - отверстие-подшипник;
- зубчатое колесо; - распорные кольца;
-отверстие - крышка подшипника,
- муфта; - шкивы и звездочки;
Шероховатость поверхности- это совокупность неровностей поверхности с относительно малыми шагами, выделенная с помощью базовой длины. ГОСТ 2789-73 полностью соответствует международной рекомендации по стандартизации. Параметры шероховатости выбирают из приведенной номенклатуры среднее арифметическое отклонение геометрического профиля; высота неровностей профиля по десяти точкам.
При определении шероховатостей на рабочих валах пользуемся:
Погрешности формы и расположения поверхностей возникают при обработке деталей вследствие деформаций оборудования, инструмента и деталей, неоднородности материала заготовки и др. Допуски формы и расположения указывают на чертежах условными обозначениями в соответствии с ГОСТ 2.308-79.
РАБОЧИЙ ЧЕРТЕЖ ВАЛА - [1, п.3, стр.69]:
Базой является ось вала.
А) допуск радиального биения
-поверхностей установки подшипников качения-0,5 допуска круглости;
-поверхностей установки ступиц различного вида колес, муфт и т. д. [1, табл.7.3.1., стр.69]:
Б) допуск осевого биения заплечиков вала для установки:
-подшипников качения [1, табл.8.8.10, стр.103]:
-колес зубчатых передач [1, табл.7.3.2, стр.69]
-колес незубчатых передач, муфт и т. д. [1, табл.7.3.3, стр. 69]
В) допуск круглости и цилиндричности подшипников качения [1, табл. 8.8.9, стр.103]
Г) допуски параллельности и симметричности элементов соединений «вал-ступица» [1, п. 10.1, 10.2, стр.125]:
-параллельность шпоночного паза к оси вала (втулки)-0,5ITn его ширины;
- симметричность шпоночного паза 2 ITn его ширины.
РАБОЧИЙ ЧЕРТЕЖ ЦИЛИНДРИЧЕСКОГО КОЛЕСА - [1, стр.140]:
-допуск радиального биения , мкм поверхности заготовки под диаметр вершин зубьев относительно поверхности А [1, табл. 11.2.5, стр.140]:
-допуск осевого биения , мкм, ступицы колеса и базовых поверхностей венца относительно поверхности А [1, табл. 1.2.6, стр.140]:
12. Расчет валов на выносливость
12.1 Расчет ведущего вала
Производим расчет для опасного сечения (рис.10) (канавка для выхода шлифовального круга):
где - коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;
- коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям.
,
где - предел выносливости материала вала (сталь 40Х) при симметричных циклах изгиба [2, табл.3.5];
а - амплитуде значения нормальных напряжений:
.
где - изгибающий момент в сечении:
.
W - момент сопротивления сечения вала:
.
m=0 - средние значения нормальных напряжений;
- эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе для выточки при соотношении . [2, табл. 3.6];
=0,83 - масштабный фактор, т.е. коэффициент, учитывающий влияние поперечных размеров вала [2, табл. 3.7].
m=1 - фактор качества поверхности (для шлифованной детали равен 0).
=0,1 - коэффициенты, характеризующий чувствительность материал к асимметрии цикла нагружения [3, табл. 3.5];
.
,
где - предел выносливости материала вала (сталь 40Х) при симметричных циклах изгиба [2, табл.3.5];
а, m - амплитуда и средние напряжения циклов касательных напряжений;
,
где - крутящий момент на валу,
Wс - полярный момент сопротивления сечения вала:
.
- эффективные коэффициенты концентрации напряжений при кручении для выточки при соотношении .[2, табл. 3.6];
=0,89 - масштабный фактор, [2, табл. 3.7].
m=1 - фактор качества поверхности (для шлифованной детали равен 0).
=0,05 - коэффициенты, характеризующий чувствительность материал к асимметрии цикла нагружения [3, табл. 3.5];
.
Тогда коэффициент запаса прочности равен:
.
, что больше предельно допускаемых
12.2 Расчет ведомого вала
Производим расчет для опасного сечения (рис.11) (канавка для выхода шлифовального круга):
где - коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;
- коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям.
,
где - предел выносливости материала вала (сталь 40Х) при симметричных циклах изгиба [2, табл.3.5];
а - амплитуде значения нормальных напряжений:
.
где - изгибающий момент в сечении:
.
W - момент сопротивления сечения вала:
.
m=0 - средние значения нормальных напряжений;
- эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе для выточки при соотношении . [2, табл. 3.6];
=0,83 - масштабный фактор, т.е. коэффициент, учитывающий влияние поперечных размеров вала [2, табл. 3.7].
m=1 - фактор качества поверхности (для шлифованной детали равен 0).
=0,1 - коэффициенты, характеризующий чувствительность материал к асимметрии цикла нагружения [3, табл. 3.5];
.
,
где - предел выносливости материала вала (сталь 40Х) при симметричных циклах изгиба [2, табл.3.5];
а, m - амплитуда и средние напряжения циклов касательных напряжений;
,
где - крутящий момент на валу,
Wс - полярный момент сопротивления сечения вала:
.
- эффективные коэффициенты концентрации напряжений при кручении для выточки при соотношении .[2, табл. 3.6];
=0,89 - масштабный фактор, [2, табл. 3.7].
m=1 - фактор качества поверхности (для шлифованной детали равен 0).
=0,05 - коэффициенты, характеризующий чувствительность материал к асимметрии цикла нагружения [3, табл. 3.5];
.
Тогда коэффициент запаса прочности равен:
.
, что больше предельно допускаемых .
Производим расчет для опасного сечения (шпоночный паз под колесом):
,
где - предел выносливости материала вала (сталь 40Х) при симметричных циклах изгиба [2, табл.3.5];
а - амплитуде значения нормальных напряжений:
.
где изгибающий момент в сечении:
.
W - момент сопротивления сечения вала:
.
m=0 - средние значения нормальных напряжений;
- эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе для шпоночного паза [2, табл. 3.6];
=0,77 - масштабный фактор, [3, табл. 3.7].
m=1 - фактор качества поверхности (для шлифованной детали равен 0).
=0,1 - коэффициенты, характеризующий чувствительность материал к асимметрии цикла нагружения [3, табл. 3.5];
.
,
где - предел выносливости материала вала (сталь 40Х) при симметричных циклах изгиба [2, табл.3.5];
а, m - амплитуда и средние напряжения циклов касательных напряжений;
,
где - крутящий момент на валу,
Wс - полярный момент сопротивления сечения вала:
.
- эффективные коэффициенты концентрации напряжений при кручении для шпоночного паза. [2, табл. 3.6];
=0,86 - масштабный фактор[3, табл. 3.7].
m=1 - фактор качества поверхности (для шлифованной детали равен 0).
=0,05 - коэффициенты, характеризующий чувствительность материал к асимметрии цикла нагружения [3, табл. 3.5];
.
Тогда коэффициент запаса прочности равен:
.
, что больше предельно допускаемых .
13. Описание сборки редуктора
Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку производят в соответствии с чертежом общего вида редуктора, начиная с узлов валов:
- на быстроходный вал устанавливают подшипники, предварительно нагретые в масле до 80-100С, после чего устанавливают муфту, фиксируют ее в осевом направлении и помещают собранный узел в корпус редуктора;
- на тихоходный вал устанавливают колесо через шпонку, после чего напрессовывают предварительно нагретые в масле подшипники, на выходной конец вала напрессовывают звездочку и фиксируют ее в осевом направлении.
После этого ставят манжеты и устанавливают крышки подшипников. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами.
Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой. Заливают в корпус масло и заворачивают заливное отверстие отдушиной.
Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.
14. Регулировка подшипников и зацепления
Регулировка зацеплений осуществляется посредством изменения числа регулировочных прокладок, установленных между корпусом и крышками подшипников.
Для начала следует собрать все узлы валов редуктора. Установить их в основание корпуса. Надеть крышку корпуса на основание. Установить крышки подшипников с наборами прокладок.
Далее следует проверить проворачиваемость валов. Они должны вращаться без стуков и заедания. При необходимости следует переместить какое-то количество прокладок из-под одной крышки подшипников под противоположную.
Добившись требуемой плавности вращения валов, необходимо снять крышку корпуса и покрасить все зубья большего колеса первой ступени специальной краской. Затем необходимо надеть крышку корпуса и крышки подшипников. Далее необходимо провернуть входной вал редуктора так, чтобы большее колесо первой ступени сделало полный оборот. Теперь следует проверить пятно контакта на меньшем колесе первой ступени. Оно должно составлять не менее 50%.
Такую же операцию необходимо произвести и для колес второй ступени.
На всех валах установлены шариковые радиальные подшипники. В таких подшипниках осевые зазоры между кольцами и телами вращения создаются при изготовлении, поэтому нет необходимости в регулировке.
Литература
1. Курсовое проектирование деталей машин, часть 1; А.В.Кузьмин, Н.Н.Макейчик, В.Ф. Калачёв и др. - Мн.: Высшая школа, 1982г.
2. Курсовое проектирование деталей машин, часть 2; А.В.Кузьмин, Н.Н.Макейчик, В.Ф. Калачёв и др. - Мн.: Высшая школа, 1982г.
3. Детали машин; М.Н.Иванов - 5-е изд., - М.: Высшая школа., 1991г.
4. Расчёты Деталей Машин; А.В.Кузьмин, И.М.Чернин, Б.С.Козинцов.-Мн.:Вышая.школа.,1986г.
5. Детали машин, проектирование; Л.В.Курмаз, А.Т.Скойбеда. - Мн.: УП «Технопринт», 2001г.
6. Детали машин. Курсовое проектирование: Учеб. пособие для машиностроит. спец. техникумов; Дунаев П.Ф. Леликов О.П. - М.: Высшая школа, 1984г.
7. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя: В 3-х т.; Анурьев В.И. - 8-е изд., перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 2001г.
8. Детали машин и основы конструирования ; А.Т. Скойбеда, А.В. Кузьмин. - Мн.: Вышэйшая школа, 2000г.
9. Дунаев П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин. - М.: Высшая школа, 1978г.
10. Курсовое проектирование деталей машин; С.А.Чернавский, К.Н.Боков, И.М.Чернин и др. - 2-е изд., - М.: Машиностроение, 1988г.
Размещено на Allbest.ru
Подобные документы
Редуктор: понятие, назначение, виды. Расчет мощности и выбор электродвигателя. Кинематический и силовой анализ. Расчет валов и червячной передачи, подбор подшипников. Подбор и проверочный расчет шпоночных соединений, выходного вала, соединительной муфты.
курсовая работа [648,5 K], добавлен 14.06.2011Энерго-кинематический расчет привода и редуктора. Подбор и проверочный расчет подшипников. Смазывание редуктора. Конструирование корпуса и деталей редуктора. Подбор и проверочный расчет муфт. Расчет шпоночных соединений. Технический уровень редуктора.
курсовая работа [529,4 K], добавлен 06.11.2008Кинематический расчет и конструирование привода, зубчатых передач редуктора, открытой зубчатой передачи, валов привода, подшипниковых узлов, шпоночных соединений, корпусных деталей. Выбор материала, термообработки, муфты, манжет. Компоновка редуктора.
курсовая работа [631,8 K], добавлен 27.03.2011Определение механических свойств материалов электродвигателя, расчет параметров передачи. Конструирование валов редуктора: расчет диаметров валов, шпоночных соединений и чертежа вала редуктора. Расчет быстроходного вала и подбор подшипников качения.
контрольная работа [315,2 K], добавлен 09.08.2010Проектные и проверочные расчеты закрытых передач привода. Расчет клиноременной передачи. Проектировочный расчет валов. Подбор и расчет подшипников, шпонок. Проверочный расчет ведомого вала. Конструктивные размеры корпуса редуктора. Выбор способа смазки.
курсовая работа [1,7 M], добавлен 16.07.2009Кинематический расчет привода. Расчёт цилиндрической зубчатой передачи и клиноремённой передачи. Первый этап компоновки редуктора. Расчет и подбор муфты. Проверочный расчет долговечности подшипников и тихоходного вала на выносливость. Выбор сорта масла.
курсовая работа [1,2 M], добавлен 22.11.2015Выбор электродвигателя и кинематический расчет, определение мощностей и передаваемых крутящих моменты. Проектный и проверочный расчеты передачи. Подбор и проверочный расчет муфт, подшипников, шпоночных соединений. Описание сборки и регулировки редуктора.
курсовая работа [2,5 M], добавлен 24.09.2014Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода. Определение мощностей и передаваемых крутящих моментов на валах. Подбор и проверочный расчет муфт. Расчет валов на выносливость. Описание сборки редуктора. Регулировка подшипников и зацеплений.
курсовая работа [448,1 K], добавлен 28.03.2012Кинематический расчет привода и подбор электродвигателя. Расчет зубчатой передачи. Проектный расчет валов редуктора. Выбор и расчет подшипников на долговечность. Выбор и расчет муфт, шпонок и валов. Выбор смазки редуктора. Описание сборки редуктора.
курсовая работа [887,5 K], добавлен 16.02.2016Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет привода. Описание конической прямозубой и цилиндрической косозубой передачи. Подбор и проверочный расчет шпоночных и шлицевых соединений. Расчет валов на выносливость, элементов корпуса редуктора.
курсовая работа [429,7 K], добавлен 14.10.2011
