Задний привод

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ РЕСПУБЛИКИ БЕЛАРУСЬ БЕЛОРУССКИЙ НАЦИОНАЛЬНЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ Факультет Машиностроительный Кафедра «Детали машин, ПТМ и М»

ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА к курсовому проекту по дисциплине «Механика»

Исполнитель

Никитина Елена Николаевна Руководитель проекта Калина Алла Александровна Минск 2012

1. Описание устройства и работы привода

2. Выбор электродвигателя и кинематический расчёт привода

3. Расчёт передач

3.1 Расчёт цепной передачи

3.2 Расчёт конической прямозубой передачи

4. Предварительный расчёт валов

5. Выбор муфты

6. Подбор подшипников качения по долговечности

7. Подбор и проверочный расчёт шпоночных соединений

8. Расчёт валов на выносливость

9. Расчёт элементов корпуса редуктора

10. Выбор посадок, квалитетов точностей и шероховатостей поверхности, допусков формы и отклонения поверхностей

11. Выбор типа смазки для передач и подшипников

12. Описание сборки редуктора Литература привод подшипник электродвигатель редуктор

1. Описание устройства и работы привода Привод представляет собой систему, состоящую из двигателя и связанных с ним устройств для приведения движения 1-го или нескольких твердых тел, входящих в состав машины. Привод предназначен для преобразования параметров двигателя в параметры рабочей машины.

В соответствии с заданием привод состоит из: цепной передачи, муфты, двигателя, редуктора.

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

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

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

Спроектированный в настоящем курсовом проекте редуктор соответствует условиям технического задания.

Приводное устройство, разработанное в проекте по предложенной схеме, состоит из электродвигателя, вращение от которого посредством цепи передаётся на редуктор. Редуктор с помощью жесткой муфты связан с валом рабочей машины. Так как вал рабочей машины имеет небольшую частоту вращения, необходимо понизить частоту вращения двигателя и увеличить крутящий момент. Редуктор одноступенчатый. Передача коническая прямозубая. Валы установлены в подшипниках качения. Проходные крышки входного и выходного вала снабжены манжетными уплотнениями. Жесткая муфта служит для компенсации всех видов смещений: осевых, радиальных, перекоса осей.

Корпус редуктора выполнен разъемным из стали марки Ст 45 ГОСТ 1050–88. Оси валов редуктора расположены в одной (горизонтальной) плоскости. Благодаря разъему в плоскости осей валов обеспечивается наиболее удобная сборка редуктора. Валы редуктора изготовляются из стали 45.

2. Выбор электродвигателя и кинематический расчёт привода Исходные данные:

1. Окружное усилие на валу конвейера: F_t = 1,0 кH;

2. Окружная скорость на конвейере: v=0,8 м/с;

3. Диаметр вала конвейера: D=250 мм;

4. Рабочий ресурс привода: L_t =15 000 часов;

5. Угол наклона цепной передачи к горизонту: б=30°;

Выбираем асинхронный электродвигатель по мощности, потребляемой приводом, и необходимой частоте вращения вала ротора. Перегрузка по мощности допускается 8% (однако, не желательно).

а) Рассчитываем мощность на валу конвейера:

;

б) Определяем мощность потребляемую приводом:

Принимаем КПД по табл.3.1,[1, стр.15]

· КПД муфты ;

· КПД цепной передачи ;

· КПД конической зубчатой передачи ;

· КПД подшипников ;

Выбираем электродвигатель с номинальной мощностью 1,1 кВт.

в) Определим частоту вращения вала конвейера.

Выбираем электродвигатель с номинальной мощностью

P_ном= 1,1 кВт, n_синх=1000 мин^-1, n_ас=920 мин^-1 ;

Выбираем электродвигатель закрытый обдуваемый 80В6/920 (табл.19.27, стр. 384[1]) с асинхронной частотой вращения 920, при этом общее передаточное равно 15,046.

Разбиваем общее передаточное отношение по рекомендациям ГОСТ 2185- 66. Принимаем у зубчатой конической: , тогда у цепной передачи — ;

Кинематический и силовой расчет привода.

Определяем мощность (кВт).

где — мощность на валу, кВт;

— мощность на предыдущем валу, кВт;

— КПД передачи между двумя валами.

;

;

;

;

Определяем частоты вращения валов (мин^-1).

;

;

;

Определяем моменты на валах:

;

;

;

;

;

где .

Таблица 2.1. Значения частот вращения, мощностей и моментов на валах

3. Расчёт передач

3.1 Расчет цепной передачи Исходные данные для расчета цепной передачи.

По [1, cтр. 88, табл. 7.11] принимаем число зубьев меньшей звездочки (по передаточному числу)

Определяем коэффициент, учитывающий условия эксплуатации где — коэффициент динамичности нагрузки ;при спокойной нагрузке =1[4,c.68].

— коэффициент, учитывающий межосевое расстояние; примем =1 при

— коэффициент, зависящий от способа регулирования натяжения цепи; при регулировке оси одной из звездочек =1,25 (для периодического регулирования цепи);

— коэффициент, учитывающий характер смазки; при регулярной капельной смазке =1,5 (цепь периодически смазывается);

— коэффициент, зависящий от продолжительности работы в сутки; при односменном режиме работе =1;

— коэффициент, учитывающий наклон передачи к горизонту, если линия центров наклонена до 60⁰; =1.

Ориентировочно допускаемое давление в шарнирах определим по [1, cтр. 89, табл. 7.12]в зависимости от частоты вращения меньшей звездочки

Определяем ориентировочное значение шага цепи, принимая число рядов цепи

Зададимся двумя смежными шагами цепи ПР (приводная роликовая нормальная степень) по ГОСТ 13 568–75 (табл.) и рассчитаем оба варианта цепей:

Табл.3.1 Размеры цепей приводных роликов (по ГОСТ 13 568–75), мм

Табл.3.2 Расчет цепной передачи

Расчетный коэффициент запаса прочности по [1, cтр. 93, табл. 7.18]

Условие выполняется.

Принимаем роликовую однорядную цепь ПР — 15,875 — 2270 — 1 по ГОСТ 13 568–75.

Определяем наибольшую хорду, необходимую для контроля звездочек:

Табл.3.3 Размеры звездочки в осевом сечении

Координаты точки C

Координаты точки O

Угол наклона радиуса вогнутости Ширина внутренней пластины b=14,73 мм по ГОСТ 13 568–75.

Расстояние между внутренними пластинами по ГОСТ 13 568–75.

Радиус закругления зуба

Расстояние от вершины зуба до линии центров дуг закруглений

Диаметр обода (наибольший) Радиус закругления у основания зуба при

Ширина зуба однорядной звездочки

3.2 Расчёт конической прямозубой передачи Выбор материала колёс и способ их термообработки:

В качестве материала для изготовления шестерни принимаем Ст45 с термообработкой — улучшение, для изготовления колеса — Ст40Х. Твёрдость по Бринелю для колеса: H_{HB 2}=280 HB, для шестерни: H_{HB 1}=310 HB .

Определяем допускаемые контактные напряжения:

— предел контактной выносливости материала, соответствующей базе испытаний и зависящий от средней твёрдости поверхности слоёв зубьев:

МПа Для шестерни;

Для колеса;

S_H -коэффициент запаса прочности для зубчатых колёс с однородной структурой материала:

S_H=1,1, если H? 350 HB [3, cтр. 278, табл. 10.16]; ;

Z_H — коэффициент долговечности:

— базовое число циклов перемены напряжений, соответствующие пределу выносливости:

— число циклов перемены напряжений, соответствующее заданному сроку службы передачи, при постоянной нагрузке:

c=1 — число колёс, находящихся в зацеплении с рассчитываемым;

L_h — срок службы привода;

L_h=15 000 часов;

n — частота вращения рассчитываемого зубчатого колеса;

m — показатель степени, который принимает значения:

m=20, если N_Hlim K;

m=6, если N_Hlim?N_K;

Из расчётов видно, что, , поэтому m=20.

Для рассматриваемой конической передачи в качестве расчётного принимаем меньшее значение:

Определяем допускаемые напряжения изгиба при расчёте на выносливость:

предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений.

S_F — коэффициент безопасности; S_F =1,4 — 1,7 [3, cтр. 278, табл. 10.16];

Y_A — коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки.

Y_A=1 — при одностороннем приложении нагрузки;

Y_A=0,7 — 0,8 при двухстороннем [3, cтр. 280];

Y_R — коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности зуба [3, cтр. 281];

Y_R =1,2 — при полировании переходной поверхности;

Y_R=1,0 — в остальных случаях.

Y_N — коэффициент долговечности (не меньше 1);

N_Flim — базовое число циклов перемены напряжений.

— для любых сталей [3, cтр. 281];

N_K — общее число циклов перемены напряжений при нагрузках с постоянными амплитудами:

Ранее было получено, что N_K1=8,28· 10⁸ циклов, N_K2=2,3324· 10⁸ циклов.

q_F — показатель степени: q_F=6 (H_HB?350 HB) [3, cтр. 282, табл. 10.17];

Принимаем Y_N1=Y_N2=1, так как N_Hlim1(2) K₁₍₂₎

Определяем геометрические параметры передачи и колёс:

При H_HB?350 H имеем формулу:

d_e2 — внешний делительный диаметр колеса;

K_d — вспомогательный коэффициент, учитывающий тип передачи:

K_d =99 — для прямозубых передач;

K_Hв — коэффициент, учитывающий равномерность распределения нагрузки по ширине зубчатого венца, принимают по графику в зависимости от соотношения [1, стр.74]:

ш_be — коэффициент ширины зубчатого венца:

Принимаем K_be = 0,2, тогда

По графику выбираем: H_Hв=1,125

Принимаем d_e2=160 мм. По ГОСТ 12 289–76 выбираем в зависимости от принятой величины внешнего делительного диаметра b_w=24 мм.

Определяем число зубьев шестерни и колеса:

Число зубьев конической шестерни выбираем из промежутка Z=18 — 32; Z₁=20; Z₂=u· Z₁=3,55·20=71; принимаем z₂=71.

Определяем фактическое передаточное число передачи:

Определяем внешний окружной модуль:

Определяем внешний делительный диаметр шестерни:

Определяем углы делительных конусов:

Определяем внешнее конусное расстояние:

Определяем среднее конусное расстояние:

Определяем средний окружной модуль:

Определяем средний делительный диаметр:

Определяем коэффициент смещения инструмента:

в_m =0, т.к. передача прямозубая;

x₂= -x₁= -0,412;

Определяем коэффициент расчётной толщины зуба исходного контура:

Определяем внешнюю высоту головки зуба:

Определяем внешнюю высоту ножки зуба:

Определяем внешнюю высоту зуба:

Определяем внешнюю окружную толщину зуба:

Определяем угол ножки зуба:

Определяем угол головки зуба:

Определяем угол конуса вершин:

Определяем угол конуса впадин:

Определяем внешний диаметр вершин зубьев:

Проверим коэффициенты ширины венца:

Определяем среднюю окружную скорость зубчатых колёс:

Для передачи выбираем восьмую степень точности.

Определяем значения усилий в коническом зацеплении:

— Окружная сила на шестерне и колесе:

— Радиальная сила на шестерне равна осевой силе на колесе:

— Осевая сила на шестерне равна радиальной силе на колесе:

d_wm2 — средний начальный диаметр;

б — угол профиля исходного контура;

д — угол делительного конуса.

Схема действия сил:

Проверочный расчёт передачи на контактную усталость активных поверхностей зубьев:

Проверочный расчёт передачи на контактную усталость активных поверхностей зубьев выполняем по условию контактной прочности:

Z_E — коэффициент, учитывающий механические свойства материала сопряжённых зубчатых колёс.

Z_E =192 МПа^½— для стальных зубчатых колёс.

Z_H — коэффициент, учитывающий форму сопряжённых поверхностей зубьев в полюсе зацепления.

б_w = 20⁰ -угол зацепления;

Z_е — коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий.

Z_е =1 — для прямозубых колёс.

K_Hв =1,125 (см. ранее)

K_Hv — коэффициент, учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении:

K_A — коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку.

K_A =1[9,стр. 329];

щ_{H v} — удельная окружная динамическая сила, Н/мм; [9,стр. 328]

д_H — коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля головок зубьев:

д_H =0,06 [9,стр. 329, табл.18.2].

g_o — коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса;g_o =6,1 — по восьмой степени точности [9,стр. 329, табл.18.3]

Как определили ранее, средняя окружная скорость v=1,855 м/с, u=3,55, d₁=38,503 мм.

Процент недогрузки < 10%.

Проверка передачи на выносливость при изгибе:

Проверочный расчёт на усталость по напряжениям изгиба выполняем по условию прочности:

Расчётное местное напряжение при изгибе определяем по формуле:

K_F -коэффициент нагрузки[3,стр. 266]:

K_A -коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку

K_A =1;

K_Kv — коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении [3,стр. 266]:

щ_Fv — удельная окружная динамическая сила, Н/мм :

д_F — коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля головок зубьев [9,стр. 329]:

д_H =0,016;

g_o — коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса [9,стр.329]:

g_o =6,1 — по восьмой степени точности [9,стр. 329, табл.18.3].

K_Fв — коэффициент, учитывающий равномерность распределения нагрузки по длине контактных линий [1, стр. 73]:

K_be = 0,2 — 0,3;

По графику выбираем: K_Fв=1,4 [1, стр. 73, рис. 6.3].

K_Fб — коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями.

K_Fб =1 — для прямозубых передач.

Y_FS — коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений.

Расчёт выполняется для менее прочного зубчатого колеса, т. е. для того из колёс, у которого отношение меньшее:

Для шестерни:

Для колеса:

Т.к. это отношение для шестерни меньше, чем для колеса, то расчёт ведём дальше по шестерне.

Y_в — коэффициент, учитывающий наклон зуба.

Y_в =1 — для прямозубых.

Y_е — коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев.

Y_е =1 — для прямозубых колёс.

Условие прочности выполняется, т.к. у_F? у_FP, 70,732? 319,12.

4. Предварительный расчёт валов Из условия прочности на кручение определяется диаметр выходных концов валов d_вых:

где [ф]_к — допускаемое напряжение кручения для материала вала;

— крутящий момент в поперечном сечении вала.

Ведущий вал Принимаем [ф]₁ = 25 Н/мм ² (т.к. на выходной конец вала насажена муфта)[2, стр. 31], получаем:

Полученное значение округляем до стандартного ряда: =18 мм.

Из конструктивных соображений с учётом размеров стандартных изделий, насаживаемых на вал, принимаем:

· диаметр вала под уплотнительную манжету d_м=22 мм;

· диаметр резьбового участка вала d_р=М271,5 мм;

· диаметр вала под подшипниками d_n=30 мм;

· диаметр вала под конической шестерней d_ш=38 мм.

Ведомый вал Принимаем [ф]₂ = 20 Н/мм ² [2, стр. 31], получаем:

Полученное значение округляем до стандартного ряда: =20 мм.

Из конструктивных соображений с учётом размеров стандартных изделий, насаживаемых на вал, принимаем:

· диаметр вала под уплотнительную манжету d_м=25 мм;

· диаметр вала под подшипниками d_n=30 мм;

· диаметр вала под коническим колесом d_к=35 мм;

· диаметр буртика для упора колеса d_б= 42 мм.

5. Подбор муфты Размеры муфты выбираются по государственным или отраслевым стандартам в зависимости от расчётного вращающего момента T_p и диаметра вала под муфты d_вых :

где k_реж — коэффициент режима работы (для спокойной работы неравномерно нагруженных машин k =1,1…1,4 [2, cтр. 267];

Принимаем k_реж =1,25

— наибольший длительно действующий рабочий крутящий момент, передаваемый муфтой, =9,384 Н•м;

— наибольший крутящий момент, который способна передавать муфта, =16 Н•м;

Затем по и диаметру вала выбираем муфту.

Основные параметры заносим в таблицу 7.

Таблица 7. Параметры и основные размеры, мм, зубчатых муфт.

6. Подбор подшипников качения по долговечности Силы, действующие на шестерню: d_m1=38,503 мм;

— окружная ;

— осевая ;

— радиальная ;

— сила, действующая на вал от муфты ;

Силы, действующие на колесо: d_m2=136,675 мм;

— окружная ;

— радиальная ;

— осевая ;

— сила от предварительного натяжения звездочки цепной передачи:

— диаметр делительной окружности звездочки:

Расчёт быстроходного вала:

Опорные реакции в горизонтальной плоскости Проверка:

Опорные реакции в вертикальной плоскости Проверка:

Крутящий момент: T=9,145Н· м;

Моменты, действующие в горизонтальной плоскости:

Моменты, действующие в вертикальной плоскости:

Суммарные изгибающие моменты:

Эквивалентные моменты:

Проверочный расчет вала будем проводить для сечения в опоре B, т.к. там максимальный эквивалентный момент где — допускаемый предел выносливости, =60 Мпа — для стали 45

В опасном сечении d=30 мм, что больше рассчитанного (d > d_в), а значит допустимо.

Эпюры изгибающих и крутящих моментов на быстроходном валу Расчёт подшипников на быстроходном валу:

Быстроходный вал установлен в конических радиально-упорных подшипниках. Посадочные диаметры под подшипники принимаем d_бп=30 мм. В качестве подшипников намечаем радиальные с коническим роликом легкой серии диаметра 30: по ГОСТ 333–79 подшипник 7206:

Таблица

Исходные данные для расчета:

Частота вращения вала — n =920 мин^-1.

Требуемая долговечность подшипника — L_h = 15 000 ч.

Подшипник 7206А.

Базовая динамическая грузоподъемность C_r = 31 000 Н.

Факторы нагружения e = 0,36; Y = 1,64.

Коэффициент вращения V = 1 (вращается внутреннее кольцо).

Осевая сила F_a1 = 45,087 Н.

Радиальные реакции:

Определяем осевые составляющие:

R_S = 0,83•e• R_r,

R_S1 = 0,83•e• R_r1 = 0,83•0,36•457,304=136,642 H;

R_S2 = 0,83•e• R_r2 = 0,83•0,36•792,426= 236,777 H;

Схема нагружения подшипников быстроходного вала:

Т.к. R_S1 < R_S2 и F_a1 S₂ — R_S1, то осевые силы составят

R_a1 =R_s2 — F_a1= 236,777−45,087 =191,69 H;

R_a2 = R_s2 =236,777 H.

Определяем отношения тогда для опоры A получим Х =0,4 и

Y = 1,64;

тогда для опоры B получим Х =1 и

Y =0.

Определяем эквивалентные динамические силы

P_Э = (V•X•R_r +Y•F_A)•K_Б•К_Т,

где К_Б — коэффициент безопасности, принимаем К_Б = 1,2[2, cтр.104, табл. 6.3];

К_Т — температурный коэффициент, принимаем К_Т = 1,0 [2, cтр.105, табл. 6.4];

P_Э1 = (V•X• R_r1 +Y• R_a1)•K_Б•К_Т = (1•0,4•457,304+ 1,64· 191,69)•1,2•1 = 596,752 Н;

P_Э2 = (V•X• R_r2 +Y• R_a2)•K_Б•К_Т = (1•1•792,425 + 0)•1,2•1 = 950,9112 Н;

Дальнейший расчет проводим для опоры B, как наиболее нагруженной.

Определяем требуемую долговечность по формуле:

где p — показатель степени; для роликовых подшипников p = 10/3;

a₂₃ — коэффициент, характеризующий совместное влияние на ресурс подшипника качества металла колец, тел качения и условий эксплуатации; для роликоподшипников конических p=0,6…0,7[2, cтр.105].

Т.к. L_h < L_расч, то предварительно выбранный подшипник подходит.

Расчёт тихоходного вала:

Опорные реакции в горизонтальной плоскости Проверка:

Опорные реакции в вертикальной плоскости Проверка:

Моменты, действующие в горизонтальной плоскости:

Моменты, действующие в вертикальной плоскости:

Крутящий момент: T=31,323 Н· м;

Суммарные изгибающие моменты:

Эквивалентные моменты:

Проверочный расчет вала будем проводить для сечения в опоре B, т.к. там действует максимальный эквивалентный момент где — допускаемый предел выносливости,

=60 МПа — для Cт 45.

В опасном сечении d=30 мм, что больше рассчитанного (d > d_в).

Эпюры изгибающих и крутящих моментов на тихоходном валу Расчёт подшипников на тихоходном валу:

Исходные данные для расчета:

Частота вращения вала — n = 259,155 мин^-1.

Требуемая долговечность подшипника — L_h = 15 000 ч.

Подшипник 7206А.

Базовая динамическая грузоподъемность C_r = 31 000 Н.

Факторы нагружения e = 0,36; Y = 1,64, X=0,4.

Коэффициент вращения V = 1 (вращается внутреннее кольцо).

Осевая сила F_a2 = 160,058 Н.

Радиальные реакции:

Определяем осевые составляющие:

R_S = 0,83•e• R_r,

R_S1 = 0,83•e• R_r1 = 0,83•0,36•291,851=87,205 H;

R_S2 = 0,83•e• R_r2 = 0,83•0,36•1336,832=399,445 H;

Схема нагружения подшипников тихоходного вала («враспор»):

Т.к. R_S1 < R_S2 и F_A S₂ — R_S1, то осевые силы составят

R_a1 = R_s2 — F_a2= 399,445−160,058=239,387 H;

R_a2 =Rs2=399,445H.

Определяем отношения

тогда для опоры A получим Х =0,4 и Y = 1,64;

тогда для опоры B получим Х =1 и Y =0.

Определяем эквивалентные динамические силы

P_Э = (V•X•R_r +Y•R_a)•K_Б•К_Т,

где К_Б — коэффициент безопасности, принимаем К_Б = 1,2[2, cтр.104, табл. 6.3];

К_Т — температурный коэффициент, принимаем К_Т = 1,0 [2, cтр.105, табл. 6.4];

P_E1 = (V•X• R_r1 +Y• R_a1)•K_Б•К_Т = (1•0,4•291,851+1,64•239,387)•1,2•1 = 611,202 Н;

P_E2 = (V•X• R_r2 +Y• R_a2)•K_Б•К_Т = (1•1•1336,832 +0)•1,2•1 = 1604,198 Н;

Дальнейший расчет проводим для опоры B, как наиболее нагруженной.

Определяем требуемую долговечность по формуле:

где p — показатель степени; для роликовых подшипников p = 10/3;

a₂₃ — коэффициент, характеризующий совместное влияние на ресурс подшипника качества металла колец, тел качения и условий эксплуатации; для роликоподшипников конических p=0,6…0,7[2, cтр.105].

Т.к. L_h < L_расч, то предварительно выбранный подшипник подходит.

7. Подбор и проверочный расчёт шпоночных соединений Для всех шпоночных соединений принимаем призматические шпонки со скругленными концами. Материал шпонок — Сталь 40 Х.

Расчет на смятие боковых граней шпонки выступающих из вала, проводим по формуле:

где: Т — крутящий момент на валу;

d — диаметр вала;

l — полная длина шпонки [2, стр. 369, табл. 19.11];

h — высота шпонки [2, стр. 369, табл. 19.11];

t₁ — глубина паза вала [2, стр. 369, табл. 19.11];

l_р — рабочая длина шпонки:

=110…190 МПа — допускаемое напряжение при смятии;

Соединение звездочки с валом тихоходным:

d = 20 мм шпонка 6?6?20, t₁ = 3,5 мм;

Соединение колеса с валом:

d = 35 мм шпонка 10?8?25, t₁ = 5 мм;

Соединение вал-муфта:

d = 18 мм шпонка 6?6?20, t₁ =3, 5 мм;

Из расчетов следует, что во всех случаях прочность шпоночных соединений обеспечена.

8. Расчёт валов на выносливость Расчёт быстроходного вала.

Наиболее нагруженным сечением быстроходного вала — как видно по эпюре суммарной изгибной нагрузки — является место под подшипником (точка B)

Следует проверить это сечение на прочность.

Расчет вала на усталостную прочность заключается в определении коэффициентов запаса прочности s для опасных сечений и сравнении их с допускаемыми значениями [s]. Прочность обеспечена при s? [s] = 1,5…2,5 [3, cтр. 386].

Исходные данные:

· материал вала сталь 40 Х улучшенная;

· предел прочности у_в = 900 МПа;

· предел выносливости стали при симметричном цикле перемены напряжений изгиба у_-1 = 380 МПа [3, cтр. 380, табл. 15.1];

· предел выносливости стали при симметричном цикле перемены напряжений кручения ф_-1 = 230 МПа [3, cтр. 380, табл. 15.1];

· диаметр вала d=30 мм ;

· вращающий момент на валу T=9,145 Н· м;

· максимальный суммарный изгибающий момент сечения вала M=15,7995 Н· м;

Коэффициент запаса прочности s определяем по формуле:

Определим коэффициенты запаса прочности по нормальным и по касательным напряжениям :

Определим коэффициенты снижения предела выносливости вала в рассматриваемом сечении [2, стр. 215,табл. 12.18 ]:

— эффективные коэффициенты концентрации напряжений;

— коэффициент влияния абсолютных размеров рассматриваемого поперечного сечения;

Определим момент сопротивления проверяемого сечения при изгибе (W) и кручении ():

диаметр вала.

Определим амплитуды переменных составляющих циклов нагружений () и постоянные составляющие () [2, cтр.210−215]:

Общий коэффициент запаса прочности:

Условие выполняется, прочность и жесткость обеспечены.

Расчёт тихоходного вала.

Наиболее нагруженным сечением тихоходного вала — как видно по эпюре суммарной изгибной нагрузки — является место под подшипником (точка B)

Следует проверить это сечение на прочность.

Расчет вала на усталостную прочность заключается в определении коэффициентов запаса прочности s для опасных сечений и сравнении их с допускаемыми значениями [s]. Прочность обеспечена при s? [s] = 1,5…2,5 [3, cтр. 386].

Исходные данные:

· материал вала сталь 45 улучшенная;

· предел прочности у_в = 900 МПа;

· предел выносливости стали при симметричном цикле перемены напряжений изгиба у_-1 = 380 МПа;

· предел выносливости стали при симметричном цикле перемены напряжений кручения ф_-1 = 230 МПа;

· диаметр вала d=30 мм;

· вращающий момент на валу T=31,323Н· м;

· максимальный суммарный изгибающий момент сечения вала M=49,803Н· м;

Коэффициент запаса прочности s определяем по формуле:

Определим коэффициенты запаса прочности по нормальным и по касательным напряжениям :

ш_ф-коэффициент ассиметрии цикла; ш_{ф ?}0 [2, стр.210].

Определим коэффициенты снижения предела выносливости вала в рассматриваемом сечении [2, стр. 215,табл. 12.18 ]:

— эффективные коэффициенты концентрации напряжений;

— коэффициент влияния абсолютных размеров рассматриваемого поперечного сечения;

Определим момент сопротивления проверяемого сечения при изгибе (W) и кручении ():

диаметр вала.

Определим амплитуды переменных составляющих циклов нагружений () и постоянные составляющие () [2, cтр.210−215]:

Общий коэффициент запаса прочности:

Условие выполняется, прочность и жесткость обеспечены.

9. Расчёт элементов корпуса редуктора Корпус редуктора выполняем из стали марки Ст 45 ГОСТ 1050–88. В проектируемом редукторе принимается разъемный корпус, состоящий из основания и крышки. Плоскость разъема для удобства обработки располагаем параллельно плоскости основания. Для соединения корпуса и крышки редуктора по всему контуру плоскости разъема выполняем фланцы. Форма корпуса в основном определяется технологическими, эксплуатационным и эстетическими условиями с учетом его прочности и жесткости.

Определение размеров конструктивных элементов корпуса редуктора:

· Определяем толщину стенки редуктора (д? 8 мм):

д = 0,05•R_e + 1 = 0,05•83,113 + 1 = 5,156 мм, принимаем д = 6 мм.

д₁ = 0,04•R_e + 1 = 0,04•83,113 + 1 = 4,325 мм, принимаем д₁ = 6 мм.

· Толщина верхнего пояса фланца корпуса:

b= 1,5· д = 1,5· 6 = 9 мм, принимаем b = 9 мм.

· Толщина нижнего пояса фланца крышки корпуса:

b₁= 1,5· д₁ = 1,5· 6 = 9 мм,

· Толщина нижнего пояса корпуса без бобышки:

p= 2,35· д = 2,35· 6 = 14,1 мм, принимаем p=15 мм,

· Толщина рёбер основания корпуса:

m= (0,85_…1)· д₁ = 0,9· 6 = 5,4 мм, принимаем m=6 мм,

· Толщина рёбер крышки корпуса:

m₁= (0,85_…1)· д₁ = 0,9· 6 = 5,4 мм, принимаем m₁=6 мм,

· Диаметр фундаментных болтов:

d₁= (0,03_…0,036)· a+12 ,

a=

d₁= 0,035· 87,589+12 = 15,153 мм принимаем болты М16.

· Диаметры у болтов:

— у подшипников:

d₂= (0,7_…0,75) · d₁ = 0,75· 15,153 = 11,348 мм, принимаем болты М12.

— соединяющих основания корпуса с крышкой:

d₃= (0,5_…0,6) · d₁ = 0,55· 15,153 = 8,334 мм, принимаем болты М10.

— крепящих смотровую крышку:

d_s= (0,3_…0,4) · d₁ = 0,35· 15,153 = 5,304 мм, принимаем болты М6.

· Расстояние от наружной поверхности стенки корпуса до оси болтов d₁, d₂, d₃ соответственно равны [4, стр. 155−156]:

c₁ = 21 мм, c₂ = 18 мм, c₃ = 16 мм.

· Ширина нижнего и верхнего пояса основания корпуса [4, стр. 155−156] :

k₁ = 39 мм, k₂ = 33 мм, k₃ = 28 мм.

10. Выбор посадок, квалитетов точности и шероховатостей поверхностей, допусков формы и расположения поверхностей Назначение посадок Посадки сопрягаемых деталей назначаем в соответствии с рекомендациями по ГОСТ 25 346–82 и ГОСТ 25 347–82:

— Посадка звездочки на тихоходном валу — H7/p6.

— Посадка зубчатого конического колеса на тихоходном валу — H7/p6.

— Посадка муфты с резиновой звездочкой на быстроходном валу — H7/k6.

— Отклонение валов в месте установки уплотнения — h10.

— Для всех шпоночных соединений назначаем посадку — N9/p9;

— Посадки подшипников назначаем в соответствии с рекомендациями, изложенными в ([6, cтр. 98−100, табл. 7.8.1 и 7.8.5]): принимаем поле допуска отверстия — H7, поле допуска вала для посадки внутреннего кольца — k6.

— Посадка резьбы на быстроходном валу-H6/g6.

Шероховатости поверхностей Устанавливаем следующие параметры шероховатостей поверхностей по ГОСТ 2789–73.

На рабочем чертеже тихоходного вала назначаем шероховатость

[6, стр. 67,100,121]:

— поверхности установки подшипников = 1,25;

— поверхности установки ступиц колес зубчатых передач = 1,25;

— поверхностей вала, взаимодействующих с манжетами резиновыми = 0,63;

— поверхностей вала в местах соединения вал-ступица =1,25;

На рабочем чертеже зубчатого конического колеса назначаем шероховатость по [6, cтр. 142, табл. 10.3.6]:

— боковая поверхность зубьев = 2,5,;

— коническая поверхность вершин зубьев и внешнего доп. конуса = 2,5;

— боковая поверхность ступицы = 2,5;

— поверхность ступицы, сопряженная с валом =2,5;

— другие необозначенные поверхности = 5.

На рабочем чертеже крышки назначаем шероховатость по [7, cтр.172]:

— поверхности диаметра = 1,6;

— опорная поверхность фланца = 3,2;

— торцовая поверхность крышки = 1,6;

— поверхность установки уплотнения = 1,6;

— другие необозначенные поверхности = 6,3.

11. Выбор типа смазки для передач и подшипников Смазывание зубчатого зацепления:

Смазывание зубчатых передач и подшипников уменьшает потери на трение, предотвращает повышенный износ и нагрев деталей. Снижение потерь на трение повышает КПД редуктора. Так как редуктор общего назначения и окружная скорость равна 1,855 м/с, то принимаем способ смазывания — окунанием. При этом масло заливается внутрь корпуса до погружения колеса на всю длину зуба. Из этого условия h=74 мм. Для смазывания выбираем Масло индустриальное И-Г-А 68 ГОСТ 17 479.4−87. Фактический объём масла равен V_{фактич.}=1,62 504 л. Контроль уровня масла осуществляется при помощи фонарного маслоуказателя. Для замены масла в корпусе предусмотрено сливное отверстие, закрываемое пробкой с цилиндрической резьбой. Внутренняя полость корпуса сообщается с внешней средой посредством установленной на крышку отдушины. Заливка масла осуществляется путем снятия крышки корпуса.

Cмазывание подшипников: Одним из важнейших условий работы подшипника является правильная его смазка. Недостаточное количество смазочного материала или неправильно выбранный смазочный материал неизбежно приводит к преждевременному износу подшипника и сокращению срока его службы. Так как средняя окружная скорость зубчатых колёс v=1,855 <4м/с, то для смазки подшипников применим пластичную (консистентную) смазку, которая надёжно удерживается в узле и выдерживает высокие давления. Основное преимущество пластичной смазки перед жидким маслом заключается в том, что она более длительное время работает в узлах трения и снижает, таким образом, конструкционные расходы. Для того, чтобы она не вымывалась маслом, устанавливаем мазеудерживающие кольца. Принимаем в качестве смазки солидол жировой ГОСТ 1033–79 .

12. 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 тихоходный вал (поз. 8) закладываем шпонку и запресовываем на него коническое колесо (поз. 10). Быстроходный вал имеет конструкцию вала-шестерни. Подшипники (поз. 37) следует насаживать, предварительно нагрев в масле до 80−100?⁰ C, последовательно с элементами передач. Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора (поз. 3) и надевают крышку корпуса (поз.4), покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов (поз.47). Затягивают болты (поз.41, 40), крепящие крышку к корпусу. После этого в подшипниковые камеры закладывают смазку, ставят крышки подшипников (поз. 5,6,7) с комплектом металлических прокладок (поз. 17,18), регулируют тепловой зазор. Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают манжеты (поз. 6,7). Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышку болтами (поз. 26). Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия (поз.16) с прокладкой (поз.19) и маслоуказатель фонарный (поз. 2). Заливают в корпус масло индустриальное И-Г-А 68 ГОСТ 17 479.4−87 и закрывают смотровое отверстие крышкой-отдушиной (поз.1) с прокладкой (поз.20), закрепляют крышку болтами (поз.38). Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.

1. Прикладная механика: курсовое проектирование: учебное пособие/

В. Л. Николаенко [и др.]; под ред. А. Т. Скойбеды.- Минск: БНТУ,

2010. -177с.

2. Дунаев П. Ф., Леликов О. П. Курсовое проетирование: Учеб. пособие. для машиностроит. спец. техникумов — М.: Высшая школа, 1990. — 339с., ил.

3. Скойбеда А. Т. и др. Детали машин и основы конструирования: Учебн./ А. Т. Скойбеда, А. В. Кузьмин, Н. Н. Макейчик; Под общей ред. А. Т. Скойбеды — Мн.: Вышэйшая школа, 2006.

4. Кузьмин А. В. Курсовое проектирование деталей машин:

Справочное пособие/А.В. Кузьмин и др. — Мн.: Вышэйшая школа, 1982. — Ч.1. — 208 с.

5. Кузьмин А. В. Курсовое проектирование деталей машин:

Справочное пособие/А.В. Кузьмин и др. — Мн.: Вышэйшая школа, 1982. — Ч.2. — 334 с.

6. Курмаз Л. В., Скойбеда А. Т. «Детали машин. Проектирование: Учебное пособие для вузов.» — Мн.: УП «Технопринт», 2001.-290 c.

7. Чернавский С. А. Боков К.Н., Чернин И. М., Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. Пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов. — 3-е изд., стереотипное. Перепечатка с издания 1987 г. — М.: ООО ТИД «Альянс», 2005, 416 с.

8. Анурьев В. И. «Справочник конструктора-машиностроителя в 3-х томах». Т. 2. — издание 5-е, переработанное, М: Машиностроение, 1980;559 с.

9. Прикладная механика / под общ. ред. А. Т. Скойбеды. — М.: Высшая школа, 1997.-552 с.