Проектирование привода к специальной установке

Размещено на http://www.allbest.ru/

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ

РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ

Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего профессионального образования

«Московский авиационный институт (национальный исследовательский институт)» (МАИ)

Кафедра: Механика материалов и конструкций

Расчётно-пояснительная записка к курсовому проекту

«Проектирование привода к специальной установке»

Студент Орехов А.К.

Группа 1МЕТ-3ДБ-004

Консультант Чуфистов В.А.

Москва, 2017



1. Введение

Для согласования исполнительных устройств и двигателей часто используются редуктора-устройства, позволяющие понижать частоту вращения от входного вала к выходному. При этом одновременно происходит повышение крутящего момента и падение мощности из-за потерь на трение в подшипниках и зацеплениях зубчатых колес. Редуктора бывают одно-, двух и многоступенчатые. Число ступеней редуктора зависит от передаточного числа. При передаточном числе до 5-8 используют одноступенчатые редуктора, при передаточном числе до 20-25 используют двухступенчатые редуктора. Ступень редуктора, соединенную с валом двигателя, называют быстроходной, а соединенную с исполнительным устройством - тихоходной. В соответствии с заданием необходимо спроектировать редуктор соосный цилиндрический на выходном валу Р_иу = 2,2 кВт, а n_иу= 92 об/мин



2. Выбор электродвигателя

Двигатель подбирается по мощности и числу оборотов. Мощность электродвигателя определяется по формуле:

= 0,97...0,98 - цилиндрическая ступень

= 0,99...0,995- одна пара подшипников качения

= 0,98...0,99 - соединительные муфты

з_У - общий коэффициент полезного действия, который для рассматриваемого привода равен

• где з_зб - КПД зацепления быстроходной ступени;
• з_зт - КПД зацепления тихоходной ступени;
• з_п - КПД одной пары подлинников качения;
• з_МДВ - КПД муфты, соединявшей двигатель и редуктор;
• з_МИУ - КПД муфты, соединявшей редуктор и ИУ.
• Выбираем: _з =0,97, _п =0,999, _М =0,98
• Выбор числа оборотов можно производить по номограмме или по рекомендациям максимального передаточного числа двухступенчатых редукторов различного типа. В нашем случае, цилиндрическая ступень прямозубая Uр = 6 ч 16.
• Принимаем U_р = 16
• Тогда максимальное число оборотов вала двигателя
• По таблице выбираем электродвигатель марки 4А100S4, для которого Р_дв = 3,0 кВт, а N_дв = 1435 об/мин.

3. Передаточное число редуктора и разбивка его по ступеням

Передаточное число редуктора равно произведению передаточных чисел ступеней

Передаточное число тихоходной ступени U_т определяется по формуле

Коэффициенты б и k зависят от типа редуктора.

Для соосного редуктора б = 1,0, k = 0,5

Определяем угловые скорости и крутящие моменты на валах редуктора

Угловая скорость:

Крутящие моменты:

на шестерне быстроходной ступени

промежуточный вал

на шестерне тихоходной ступени

Результаты заносим в таблицу

№	Наименование параметра	Размерность	Символ	Ступень Б	Ступень Т
1	Передаточное отношение	-	U	3,9494	3,9494
2	Угловая скорость шестерни	рад/с	1	150,273	38,05
3	Угловая скорость колеса	рад/с	2	38,05	9,63
4	Крутящий момент на шестерне	Нм	T1	16,7	63,97
5	Коэффициент ширины венца	-	b	0	1,0

Исходные параметры для расчета ступеней

4. Выбор материалов и расчет допускаемых напряжений

Выбор проводим по номограмме при наших данных:

Р_иу = 2,2 кВт, n_иу = 92 об/мин.

Ш_т = 1,0,тип редуктора 06. Рекомендуемая твердость колеса НВ = 208. По таблице П.1 для колес выбираем сталь 45, для которой НВ = 180..207. Среднее значение твердости колеса

Н₂ср = 0,5(180+207) = 193,5 (НВ)

Твердость шестерни назначаем из условия Н₁ = Н₂ + (10...40)

Н₁ =193,5+ (10...40) = 203,5...233,5 (НВ)

По таблице выбираем сталь 45, для которой НВ= 223...250 НВ

Н₁ср =0,5(203,5 + 233,5) = 218,5 (НВ)

Режим термообработки: улучшение.

Допускаемые напряжения определяем по формулам:

5. Расчет цилиндрической прямозубой передачи

1. Приближенное значение начального диаметра шестерни

K₂=1

2. Окружная скорость вращения зубчатых колес

По таблице 1.5 назначают степень точности - 9

3. Частные коэффициенты нагрузки при расчете на контактную прочность и рассчитывают по формулам

предварительно выбрав из таблицы 1.6 значения вспомогательных коэффициентов С_Н = 0,03 и _Н = 1,73, из таблицы 1.7 - _Н=0,006, из таблицы 1.8 - g₀=7,3

4. Уточненное значение начального диаметра шестерни

5. Предварительное значение рабочей ширины зубчатого венца

b_W(BW1)=Ш_bdd_W1=1,0Ч64,56=64,56 (мм)

по ГОСТ 6636-69 b_W принимаем 65 мм

6. Межосевое расстояние

б_W (AW1)=0.5d_W1(U+1)=0,5Ч64,56(3,9494+1)=159,76 (мм)

по ГОСТ 6636-69 б_W (AW) принимаем 160 мм

7. Модуль m, числа зубьев шестерни Z1 и колеса Z2

Предварительно модуль вычисляем по формуле

m?0,02a_W=0,02Ч160?3,6

По ГОСТ 9563-80 назначаем модуль m=2,5. При этом необходимо, чтобы число зубьев шестерни было больше минимального числа зубьев Z_min=21 и суммарное число зубьев Z_У = 128, было целым. Если эти условия выполняются, выбирают следующее меньшее значение модуля и вновь рассчитывают Z_У и Z₁ по нижеприведенным формулам:

Z_У=2б_W/m=2Ч160/2,5=128

Принимаем Z₁=26

Z₂=Z_У-Z₁=128-26=102

8. Реальное передаточное число Ud и его отклонение от выбранного значения U

U_d=Z₂/Z₁=102/26=3,92

9. Геометрические размеры зубчатых колес

d_W1=mZ₁=2,5Ч26=65 (мм)

d_W2=mZ₂=2,5Ч102=255 (мм)

d_б1=d_W1+2m=65+2Ч2,5=70 (мм)

d_б2=d_W2+2m=255+2Ч2,5=260 (мм)

10. Проверочный расчет на контактную прочность

10.1. Уточнение окружной скорости

10.2. Оставляем 9 степень точности. Коэффициент g₀=7,3

10.3. Частные коэффициенты нагрузки

10.4. Удельная расчетная окружная сила

10.5. Расчетное контактное напряжение

Z_M = 275 - для стальных колес, Z_H = 1,764 - для колес без смещения

10.6. Условие прочности на контактную выносливость

Условие прочности выполняется

10.7. Недогрузка по контактной прочности

11. Ширина колеса b₂ и шестерни b₁

b₂=b_W=65,0 мм

По ГОСТ 6636-69 принимаем b₁ = 70,0мм

12. Проверочный расчет на изгиб

12.1. Коэффициенты формы зубьев шестерни и колеса

Y_F1 и Y_F2 по таблице 2.2 равны 3,97 и 3,60 соответственно.

12.2 Частные коэффициенты нагрузки K_F и K_FV рассчитываем по формулам

12.3

Где дополнительно С_F = 0,234, _F = 2,26 и _F = 0,016

12.4 Удельная расчетная окружная сила при расчете на изгиб



12.5 Расчетные напряжения изгиба _F1 и _F2

Условия прочности на изгиб выполняются.

6. Расчет быстроходной ступени соосного редуктора

1. Расчетная ширина зубчатого венца

Выбираем большее и округляем по ГОСТ 6636-69 b_WБ=24

2. Приближенное значение начального диаметра шестерни

K₂=1

3. Окружная скорость вращения зубчатых колес

По таблице 1.5 назначают степень точности - 8

4. Частные коэффициенты нагрузки при расчете на контактную прочность и рассчитывают по формулам

предварительно выбрав из таблицы 1.6 значения вспомогательных коэффициентов С_Н = 0,0805 и _Н = 1,42, из таблицы 1.7 - _Н=0,006, из таблицы 1.8 - g₀=5,6

5. Уточненное значение начального диаметра шестерни

6. Предварительное значение рабочей ширины зубчатого венца

b_W=Ш_bdd_W1=0,4Ч65=27,6 (мм)

по ГОСТ 6636-69 b_W принимаем 26,0 мм

7. Межосевое расстояние

б_W=0,5d_W1(U+1)=0,5Ч65(3,9494+1)=160,85 (мм)

по ГОСТ 6636-69 б_W принимаем 160 мм

8. Модуль m, числа зубьев шестерни Z1 и колеса Z2

Предварительно модуль вычисляем по формуле

m?0,02a_W=0,02Ч180=3,6

По ГОСТ 9563-80 назначаем модуль m=3,0. При этом необходимо, чтобы число зубьев шестерни было больше минимального числа зубьев Z_min=21 и суммарное число зубьев Z_У = 128, было целым. Если эти условия выполняются, выбирают следующее меньшее значение модуля и вновь рассчитывают Z_У и Z₁ по нижеприведенным формулам:

Z_У=2б_W/m=2Ч160/2,5=128

Принимаем Z₁=26

Z₂=Z_У-Z₁=128-26=102

9. Реальное передаточное число Ud и его отклонение от выбранного значения U

U_d=Z₂/Z₁=102/26=3,92

10. Геометрические размеры зубчатых колес

d_W1=mZ₁=2,5Ч26=65 (мм)

d_W2=mZ₂=2,5Ч102=255 (мм)

d_б1=d_W1+2m=65+2Ч2,5=70 (мм)

d_б2=d_W2+2m=255+2Ч2,5=260 (мм)

11. Проверочный расчет на контактную прочность

11.1. Уточнение окружной скорости

11.2. Оставляем 8 степень точности. Коэффициент g₀=5,6

11.3. Частные коэффициенты нагрузки

11.4. Удельная расчетная окружная сила

11.5. Расчетное контактное напряжение

Z_M = 275 - для стальных колес, Z_H = 1,764- для колес без смещения

11.6. Условие прочности на контактную выносливость

Условие прочности выполняется

11.7. Недогрузка по контактной прочности

12. Ширина колеса b₂ и шестерни b₁

b₂=b_W=24 мм

По ГОСТ 6636-69 принимаем b₁ = 26 мм

13. Проверочный расчет на изгиб

13.1. Коэффициенты формы зубьев шестерни и колеса

Y_F1 и Y_F2 по таблице 2.2 равны 3,97 и 3,60 соответственно.

13.2 Частные коэффициенты нагрузки K_F и K_FV рассчитываем по формулам

13.3

Где дополнительно С_F = 0,162, _F = 1,37 и _F = 0,016

13.4 Удельная расчетная окружная сила при расчете на изгиб

13.5 Расчетные напряжения изгиба _F1 и _F2

7. Расчет усилий в зацеплении

Усилия в зацеплении тихоходной ступени

б_щ =20є- стандартный угол зацепления

Усилия в зацеплении быстроходной ступени

Размещено на http://www.allbest.ru/

Схема усилий в зацеплении

						Тихоходный вал
		VБ=4,88 м/с
						l2t=(Brp+b2t)/2+a+K= 53
						l3t=Brp+b2t+2(a+K)=106
						Промежуточный вал
						l1p=(Brp+b2t)/2+a+K= 53
						l2p=l3-((Brp+b2b)/2+a+K)= 160,5
VТ= 1,24 м/с
						l3p=3Brp+b2b+b2t+4(a+K)+Kp= 193
						Быстроходный вал
l1						l1b=(Brp+b2b)/2+a+K= 32,5
		l2
		l3				l3b=Brp+b2b+2(a+K)= 65

8. Ориентировочный расчет валов и предварительный выбор подшипников

редуктор подшипник передача напряжение

C = 7,0 для промежуточного вала

С = 5,9 для выходного вала

Для промежуточного вала принимаем d_b2 = 28 мм

Для выходного вала принимаем d_b3 = 38 мм

Диаметры шеек валов под подшипники выбирают из условия d = dв - (1…5). Диаметр d должен соответствовать внутреннему диаметру подшипника. Принимаем на I и II валу d = 25 мм, на III валу d = 35 мм. По рекомендациям принимаем для выходного вала подшипники легкой серии № 207, для быстроходного и промежуточного валов подшипники средней серии № 305.

9. Подбор подшипников и расчет валов

1. Тихоходный вал

Тихоходный вал
Вертикальная плоскость (ZOY)		Горизонтальная плоскость (XOY)
?MA=Fr2*l2t-FA2*dw2t/2-ZB*l3t=0			?MA=Ft2*l2t-XB*l3t=0
ZB=(Fr2*l2t-Fa2*dw2t/2)/l3t=	350,07 Н		XB=Ft2*l2t/l3t=	961,82 Н	Н
?MB=-ZA*l3t+Fr2*(l3t-l2t)+FA2*dw2t/2=0			?MB=-XA*l3t+Ft2*(l3t-l2t)=0
ZA=(Fr2*(l3t-l2t)+FA2*dw2t/2)/l3t=	350,07 Н		XA=Ft2*(l3t-l2t)/l3t=	961,82 Н	Н
YA-Fa2+YB=0
YA=Fa2-YB=	0 Н		YB=Fa2-YA=	0 Н
?FZOY=-ZA+Fr2-ZB=	0,00 Н		?FXOY=-XA+Ft2-XB=	0,00 Н	Н
Определение суммарных реакций тихоходного вала
		1023,54 Н				1023,54 Н
							Н
Построение эпюр тихоходного вала
MA=-ZA*0=	0,00 Нм		MA=-XA*0=	0,00 Нм	Нм
MCл=ZA*l2t=	18,55 Нм		MCл=-XA*l2t=	-50,98 Нм	Нм
MCпр=ZA*l2t-Fa2*dw2/2=	18,55 Нм		MCпр=-XA*l2t=	-50,98 Нм	Нм
MB=ZA*l3t+Fa2*dw2/2-Fr2*(l3t-l2t)=	0,00 Нм		MB=-XA*l3t+Ft2*(l3t-l2t)=	0,00 Нм	Нм

Расчет подшипников

Осевая сила Fa = 0 Н

Рэкв_A =R_AЧVЧK_TЧК_Б =1023,54Ч1,24Ч1Ч1,3 = 1649,94 H

Рэкв_B =R_BЧVЧK_TЧК_Б =1023,54Ч1,24Ч1Ч1,3 = 1649,94 H

Определяем долговечность подшипника

Несмотря на то, что долговечность подшипника превышает рекомендуемую, оставляем ранее выбранный подшипник, как наиболее дешевый.

Определение запаса прочности в опасных сечениях

Расчет проводим по тем же формулам, что использовались для промежуточного вала.

Сечение 1-1 - выходной конец вала. Концентратор - шпоночный паз. В сечении действует только крутящий момент. Выбираем материал вала сталь 40Х с пределом прочности _В = 800МПа. Пределы выносливости:

_-1 = 0,43Ч_В = 0,43Ч800 = 344 МПа;

_-1 = 0,6Ч_-1 = 0,6Ч344 = 206,4 МПа

Диаметр вала в опасном сечении d = 29мм. Тогда Wр = 7,01см³

По таблицам находим K_V =1; K_F = 0,957; Kd = 0,82; K = 2,06

= 0,02 + 2Ч10^-4Ч800 = 0,18; = /2 = 0,09

K_Д = (1,89/0,82 + 1/1,0 - 1) = 2,30

a = m = T/Wp = 228,992/7,01= 32,66 Па

Требуемое значение S = 1,5…1,8 обеспечено

Сечение 2-2 с максимальным изгибающим моментом

Концентратор - шпоночный паз. Диаметр вала d = 35мм.

Тогда W_ОС = 5,506 см³, а W_Р= 11,01 см³. Из таблиц

K_V = 1; K_F = 0,957; Kd = 0,926; K = 1,89

= 0,02 + 2Ч10^-4Ч800 = 0,18; = /2 = 0,09

K_F = 0,926; Kd = 0,73; K = 0,926

K_Д = (K/Kd+1/K_F-1)/K_V= (2,11/0,73 + 1/0,926 - 1)/1 = 2,97

Kd = (Kф/Kdф+1/K_Fф-1)/K_V= (1,89/0,73 + 1/0,957 - 1)/1 = 2,63

m = 0; a = Миз/Woc = 37,87/5,51 = 6,87 МПа

a = m = T/Wp = 228,992/6,87 = 33,33 МПа

Запас прочности в сечении обеспечен.

2. Промежуточный вал

Вертикальная плоскость (ZOY)	Горизонтальная плоскость (XOY)
?MA=Fr1*l1p+Fa1*dw1/2+Fr2*l2p-Fa2*dw2/2-ZB*l3p=0	?MA=Ft1*l1p-Ft2*l2p-XB*l3p=0
ZB=(Fr1*l1p+Fa1*dw1/2+Fr2*l2p-Fa2*dw2/2)/l3p= 340,68 Н	XB=(Ft1*l1p-Ft2*l2p)/l3p=120,48 Н	120,48	Н
?MB=-ZA*l3p+Fr1*(l3p-l1p)-Fa1*dw1/2+Fr2*(l3p-l2p)+Fa2*dw2/2= 0	?MB=-XA*l3p+Ft1*(l3p-l1p)-Ft2*(l3p-l2p)=0
ZA=(Fr1*(l3p-l1p)-Fa1*dw1/2+Fr2*(l3p-l2p)+Fa2*dw2/2)/l3p= 537,93 Н	XA=(Ft1*(l3p-l1p)-Ft2*(l3p-l2p))/l3p=1312,87 Н	1312,81	Н
?Y=-YA+Fa1-Fa2+YB= 0
YA=Fa1-Fa2+YB= 0,00	YB=Fa1-Fa2+YA=0Н	0,00
?FZOY=ZA-Fr1-Fr2+ZB=0,00Н	?FXOY=-XA+Ft1-Ft2-XB=0 Н
		0,00	Н
Определение суммарных реакций промежуточного вала
		1418,75 Н	361,36 Н
				361,36	Н
	Построение эпюр промежуточного вала
MA=-ZA*0=0,00 Нм	MA=XA*0=0 Нм	0,00	Нм
MCл=ZA*l1p=28,51 Нм	MCл=XA*l1p=69,58 Нм	69,58	Нм
MCпр=ZAl2p+Fa1dw1/2=28,51 Нм	MCпр=XA*l1p=65,58 Нм	69,58	Нм
MDл=ZAl2p+Fa1dw1/2-Fr1(l2p-l1p)=11,07 Нм	MDл=XA*l2p-Ft1(l2p-l1p)=3,92 Нм	3,92	Нм
MDпр=ZAlp2+Fa1dw1/2-Fr1(l2p-l1p)-Fa2dw2/2=11,07 Нм	MDпр=XA*l2p-Ft1(l2p-l1p)=3,92 Нм	3,92	Нм
MB=ZAl3p+Fa1dw1/2-Fr1(l3p-l1p)-Fa2dw2/2-Fr2(l3p-l2p) =0 Нм	MB=XAl3p-Ft1(l3p-l2p)+Ft2(l3p-l2p)=0 Нм	0,00	Нм



Производим расчет подшипников

Осевая сила Fa = 0 Н

Рэкв_A =R_AЧVЧK_TЧК_Б =1418,75Ч1,24Ч1Ч1,3 = 2287 H

Рэкв_B =R_BЧVЧK_TЧК_Б =361,36Ч4,88Ч1Ч1,3 = 2292,46 H

Более нагружена опора В, для которой делаем окончательный расчет. Предварительно поставлен подшипник №305, для которого С = 22500Н

Определяем долговечность подшипника

Так как долговечность должна быть не менее 10 тыс. час, то оставляем выбранный ранее подшипник.

Расчет коэффициентов запаса прочности

Коэффициенты запаса прочности рассчитываем по формулам

Общий коэффициент запаса прочности

В этих формулах:-1,-1 - пределы выносливости при изгибе и кручении

, - коэффициенты асимметрии цикла нагружения, определяемые как

= 0,02 + 2Ч10^-4ЧВ; =/2

Коэффициенты К_Д и К_Д рассчитываются по формулам:

К_Д = К/К_d + 1/К_F -1/К_V

К_Д = К/К_d + 1/К_F-1/К_V

Коэффициенты в формулах выбираются из таблиц

Действующие напряжения рассчитываем по формулам:

а = Миз/Wос; m = 0; a = m = T/Wp.

Опасное сечение I-I под шестерней, в котором действует максимальный изгибающий момент

Концентратором в этом сечении является шпоночный паз. Материал вал - сталь 40Х с пределом прочности В= 800МПа. Пределы выносливости материала:

-1 = 0,43В = 0,43Ч800 = 344МПа

-1 = 0,58Ч-1 = 0,58Ч344 = 200Мпа

Диаметр вала в опасном сечении d = 28мм. Тогда моменты сопротивления

Wp = 1,855 см³, Wос = 3,71 см³

Из таблиц находим

К = 2,11; К = 1,89; Кd = 0,83; Кd = 0,83; К_F = 0,926;

К_F = 0,957; К_V = 1,0

= 0,02 + 2Ч10^-4Ч800 = 0,18; = 0,18/2 = 0,09

K_Д = (K/Kd+1/K_F-1)/K_V= (2,11/0,83 + 1/0,926 - 1)/1 = 2,62

Kd = (Kф/Kdф+1/K_Fф-1)/K_V= (1,89/0,83 + 1/0,957 - 1)/1 = 2,32

m = 0; a = Миз/Woc = 75,19/3,71 = 20,26 МПа

a = m = T/Wp = 63,97/1,855 = 34,48 МПа

Тогда



Общий коэффициент запаса прочности

Рекомендуется допускаемое значение [S] = 1,5….1,8 - обеспечено.

3. Быстроходный вал

	Быстроходный вал
Вертикальная плоскость (ZOY)		Горизонтальная плоскость (XOY)
?MA=Fr1*l1b+Fa1*dw1/2-ZB*l3b=0	?MA=Ft1*l1b-XB*l3b=0
ZB=(Fr1*l1b+Fa1*dw1/2)/l3b=89,23Н	XB=Ft1*l1b/l3b=245,17 Н
?MB=-ZA*l3b+Fr1*(l3b-l1b)-Fa1*dw1/2=0	?MB=-XA*l3b+Fb1*(l3b-l1b)=0
ZA=(Fr1*(l3b-l1b)-Fa1*dw1/2)/l3b=89,23Н	XA=Ft1*(l3b-l1b)/l3b=245,17 Н
?Y=-YA+Fa1b-Yb=0
YA=Fa1-YB=0,00Н	YB=Fa1-YA=0,00 Н
?FZOY=-ZA+Fr1-ZB=0,00 Н	?FXOY=-XA+Ft1-XB=0,00 Н
Определение суммарных реакций быстроходного вала
260,90 Н	260,90 Н
Построение эпюр быстроходного вала
MA=-ZA*0=0,00 Нм	MA=-XA*0=0,00 Нм
MDл=-ZA*l1b=-2,90 Нм	MDл=-XA*l1b=-7,97 Нм
MDпр=-ZA*l1b+Fa1*dw1/2=-2,90 Нм	MDл=-XA*l1b=-7,97 Нм
MB=-ZA*l3b+Fa1*dw1/2+Fr1*(l3b-l1b)=0,00 Нм	MB=-XA*l3b+Ft2*(l3b-l1b)=0,00 Нм

Определение запаса прочности в опасных сечениях

Расчет проводим по тем же формулам, что использовались для промежуточного вала.

Сечение 1-1 - выходной конец вала. Концентратор - шпоночный паз. В сечении действует только крутящий момент. Выбираем материал вала сталь 40Х с пределом прочности _В = 800МПа. Пределы выносливости:

_-1 = 0,43Ч_В = 0,43Ч800 = 344 МПа;

_-1 = 0,6Ч_-1 = 0,6Ч344 = 206,4 МПа

Диаметр вала в опасном сечении d = 35мм. Тогда Wр = 7,01см³

По таблицам находим K_V =1; K_F = 0,957; Kd = 0,82; K = 2,06

= 0,02 + 2Ч10^-4Ч800 = 0,18; = /2 = 0,09

K_Д = (1,89/0,82 + 1/1,0 - 1) = 2,30

a = m = T/Wp = 410,5/7,01= 58,6 Па

Требуемое значение S = 1,5…1,8 обеспечено

Сечение 2-2 с максимальным изгибающим моментом

Концентратор - шпоночный паз. Диаметр вала d = 40мм.

Тогда W_ОС = 5,506 см³, а W_Р= 11,01 см³. Из таблиц

K_V = 1; K_F = 0,957; Kd = 0,73; K = 1,89

= 0,02 + 2Ч10^-4Ч800 = 0,18; = /2 = 0,09

K_F = 0,926; Kd = 0,73; K = 2,11

K_Д = (K/Kd+1/K_F-1)/K_V= (2,11/0,73 + 1/0,926 - 1)/1 = 2,97

Kd = (Kф/Kdф+1/K_Fф-1)/K_V= (1,89/0,73 + 1/0,957 - 1)/1 = 2,63

m = 0; a = Миз/Woc = 87,3/5,51 = 17,2 МПа

a = m = T/Wp = 410,5/11,09 = 37,3 МПа

Запас прочности в сечении обеспечен.

10. Расчет шпонок на смятие

Допускаемое напряжение []_СМ = 140….200 МПа.

Тихоходный вал

Шпонки устанавливаются на выходном конце и под колесом

Шпонка на выходном конце вала bЧhЧt =8Ч7Ч5 (мм); длина шпонки L =50мм.

Диаметр вала d = 29мм

Шпонка под колесом bЧhЧt =10Ч8Ч5 (мм); длина шпонки L=53 мм.

Диаметр вала d =38 мм

Промежуточный вал

Шпонки устанавливаются под колесом и под шестерней

Шпонка под колесом bЧhЧt =12Ч8Ч5 (мм); длина шпонки L = 34 мм.

Диаметр вала d = 28 мм

Шпонка под шестерней bЧhЧt =8Ч7Ч5 (мм); длина шпонки L=60 мм.

Диаметр вала d =28 мм

Быстроходный вал

Шпонки устанавливаются на выходном конце и под шестерней

Шпонка на выходном конце вала bЧhЧt =8Ч7Ч5 (мм); длина шпонки L = 38 мм.

Диаметр вала d = 19 мм

Шпонка под шестерней bЧhЧt =8Ч7Ч5 (мм); длина шпонки L=19 мм.

Диаметр вала d =25мм



11. Смазка редуктора

Смазке подвергают зубчатые колеса и подшипники. Система смазки определяется по окружной скорости быстроходной ступени V = 5,17м/с. В этом случае смазка зубчатых колес осуществляется окунанием в масляную ванну, а подшипники смазываются за счет образования «масляного тумана». Объем масляной ванны выбирается из расчета 0,5...0,7 л на 1 кВт мощности. В нашем случае V=(0,5…0,7)Ч4,88 = 2,4…3,4 л. Принимаем V = 3,4 л.

Сорт масла определяется по средней окружной скорости

Vср =(V_ТБ + V_ТТ)/2 = (4,88 + 1,24)/2 = 3 (м/с).

Для колес, выполненных из стали с пределом прочности _В до 1000МПа, при V =(1,0…2,5) м/с кинематическая вязкость масла ₅₀ = 81,5сСТ. По этой вязкости выбираем сорт масла: автотракторное марки Ак-20, для которого ₅₀ >70сСТ.

12. Сборка редуктора

Сборку редуктора начинают со сборки валов с устанавливаемыми на них деталями. Вначале в профрезерованные в валах пазы закладывают шпонки и затем напрессовывают зубчатые колеса. Далее в соответствии с чертежом устанавливают кольца, сделанные с зазором. Затем устанавливают подшипники качения, предварительно подогретые в масле. Валы устанавливают в соответствующие гнезда корпуса редуктора.

Редуктор закрывают крышкой с впрессованными в нее установочными штифтами и стягивают болтами. В сквозные крышки подшипников устанавливают уплотнения. Под крышки устанавливаем комплекты регулировочных прокладок и прикручивают их болтами. В корпус вворачивают маслосливную пробку и через люк в крышке заливают необходимый объем масла. Проверяют маслоуказателем уровень масла и закрывают крышкой люк корпуса редуктора.

Проводят окончательную регулировку и обкатку редуктора.



Литература

Селезнев Б.И. Проектный расчет зубчатых передач на персональных компьютерах. М.:МГАТУ, 1994.

Метелкин В.В. и др. Проектирование трехосного редуктора. М.:МАТИ, 1986.

Селезнев Б.И. Расчет валов и подшипников на персональных компьютерах. М.:МГАТУ, 1994.

Чуфистов В.А, Пичугин В.С. Требования к выполнению рабочих чертежей деталей общего назначения. М.:МАТИ, 1986.

Чуфистов В.А, Пичугин В.С. Требования к выполнению рабочих чертежей литых деталей редукторов общего назначения. М.:МАТИ, 1986.

Анурьев В. И. Справочник конструктора машиностроителя. М. Машиностроение, том 1, том 2, том 3,1978.

Алексеев З.К. Руководство по расчету и проектированию редукторов. МАШГИЗ. 1958.

Нибегр Н.Я. Расчет редукторов. Изд. «Машиностроение», 1964.

Рябчук Г.П. Конструирование редукторов в машиностроение. МАШГИЗ. 1956.

Чернилевский Д.В. Курсовое проектирование деталей машин и механизмов. Москва «Высшая школа» 1980.

Размещено на Allbest.ru