Проектирование одноступенчатого цилиндрического редуктора
Смазка зубчатого зацепления и подшипников Список литературы Введение Шевронные цилиндрические передачи можно представить себе как два соединенных между собой косозубых колеса с противоположными направлениями зубьев: одно — с правым, другое — с левым наклоном линии зуба. Угол наклона обеих частей зуба одинаковый (обычно 20−30°).Так как обе части шевронного колеса имеют зубья с разным направлением… Читать ещё >
Проектирование одноступенчатого цилиндрического редуктора (реферат, курсовая, диплом, контрольная)
электродвигатель редуктор вал подшипник Введение
1. Исходные данные
2. Выбор электродвигателя и кинематический расчет передач
3. Эскизная компоновка редуктора
4. Расчет валов
4.1 Силы, действующие на валы
4.2 Расчетные схемы валов, реакции, эпюры изгибных и крутящих моментов (Нмм)
5. Подбор подшипников
5.1 Дополнительные исходные данные
5.2 Подшипники вала-шестерни
5.3 Подшипники ведомого вала
6. Выбор и проверка шпонок
7. Смазка зубчатого зацепления и подшипников Список литературы Введение Шевронные цилиндрические передачи можно представить себе как два соединенных между собой косозубых колеса с противоположными направлениями зубьев: одно — с правым, другое — с левым наклоном линии зуба. Угол наклона обеих частей зуба одинаковый (обычно 20−30°).Так как обе части шевронного колеса имеют зубья с разным направлением (левое и правое), то возникающие во время работы осевые силы уравновешиваются, не создавая дополнительной нагрузки на подшипники.
Шевронные колеса трудоемки и сложны в изготовлении, особенно важно обеспечить симметричное расположение зубьев обеих частей. Их широко применяют в крупных редукторах для передачи больших нагрузок плавно и бесшумно.
Шевронные зубчатые колеса могут быть изготовлены с канавкой, которую выполняют в середине зубчатого венца для лучшего выхода инструмента, и без канавки. Колеса без канавки обладают более высокой прочностью зубьев, но сложнее в изготовлении, чем колеса с канавкой.
1. Исходные данные Синхронная частота вращения двигателя, об/мин 1000
Модуль m 5
Количество зубьев колеса z1 21
Количество зубьев шестерни z2 78
Угол наклона зубьев в 18_
Диаметр хвостовика шестерни dх1 60
Диаметр хвостовика вала dх2 80
Тип редуктора Цилиндрический Зубья Шевронные
2. Выбор электродвигателя и кинематический расчет передач Определим передаточное число редуктора Принимаем из единого ряда [2 стр.51] передаточное число uгост Крутящий момент на валу — шестерни Мощность на входном валу редуктора
n2 — частота вращения выходного вала, об/мин Угловая скорость выходного вала с -1
Мощность на выходном валу где Т2 — крутящий момент на выходном валу Нм;
Мощность на входном валу где з = 0,97? КПД принимаем для цилиндрического редуктора.
В соответствии с табл. 2.2 принимаем электродвигатель 4A160S6У3.
Номинальная мощность Р= 11,0 кВт.
Отношение пускового момента к номинальному Синхронная частота вращения nc =1000 об/мин, скольжение S = 2,7%.
Определяем действительную частоту вращения выходного вала
об/мин.
3. Эскизная компоновка редуктора Компоновку производим в масштабе 1:1 в двух проекциях: разрез по осям валов и вид спереди.
На первом этапе основной рабочей проекцией является первая.
Проводим оси валов, расстояние между которыми равно межосевому расстоянию (а = 100 мм), очерчиваем контуры колеса в. виде прямоугольников.
Определение (назначение) диаметров ступеней валов.
Диаметр выходного конца вала — шестерни где T1 — крутящий момент на валу — шестерни, Нмм;
Нмм;
= 15 МПа — заниженное значение допускаемого касательного напряжения.
мм;
Принимаем = 36 мм.
Диаметр вала под подшипники назначаем = 40 мм. Диаметр буртика принимаем = 46 мм. В этом случае >, a высота буртика 3 мм обеспечит базирование торца внутреннего кольца подшипника.
Для отношения принимаем исполнение шестерни и вала как единой детали — вал-шестерни.
Диаметр конца выходного вала
мм, принимаем = 45 мм.
Диаметр вала под подшипники назначаем = 50 мм.
Полагая установку распорного мазеудерживающего кольца между внутренним кольцом подшипника и торцом колеса со стороны хвостовика, назначаем диаметр вала под колесо = 60 мм.
Диаметр буртика принимаем = 70 мм.
Ориентировочные размеры элементов корпуса и некоторых деталей Толщина стенки корпуса редуктора — по табл. 2.1 [1]
д = 0,025а + 3 мм? 6 мм; д = 0,025· 125 + 3 = 6,125 мм.
Принимаем д =8 мм.
Расстояние между стенкой и зубчатым колесом а* = 1,2 д = 1,2· 8 = 9, 6 мм;
принимаем а* = 10 мм.
Диаметр стяжных болтов между верхней и нижней частями корпуса — по табл. 2.1 [1]
где Т2 — имеет физическую величину Нм;
принимаем = 10 мм.
Ширина фланца (по разъему корпуса):
мм.
Ширина фланца (от внутренней стенки):
мм.
Принимаем = 40 мм.
Вал-шестерню устанавливаем на радиально-упорных роликовых конических подшипниках, ориентируясь на легкую серию.
Для вала шестерни — подшипник 7208; размеры его: d = 40 мм; D = 80 мм; В = 18 мм; T = 19,75 мм.
Вал колеса устанавливаем на радиальных с короткими цилиндрическими роликами подшипниках легкой серии 32 210. Размеры подшипника: d = 50 мм; D = 90 мм; В = 20 мм.
Размеры манжет на выходных концах валов:
вал — шестерня: D = 70 мм; h =10 мм; вал колеса: D = 95 мм; h = 12 мм.
Ширина распорного кольца = 12 мм.
Крышки подшипников принимаем торцевые стандартные.
Назначение длины концов валов Вал-шестерня — по табл. 4.1 l1= 82 мм, выходной вал l2= 82 мм.
Эскизная компоновка редуктора показана на рис. 2, при этом приведены размеры, необходимые для дальнейших расчетов валов, подбора подшипников и шпонок.
4. Расчет валов
4.1 Силы, действующие на валы Силы в зацеплении:
окружная сила
Н;
радиальная сила
Н;
осевая сила
Н;
Консольные силы:
на валу-шестерни
Н;
на выходном валу
Н;
Консольные силы прикладываем к середине концов валов.
Поскольку направление их неизвестно, то определяем реакции на опорах валов отдельно от сил зацепления и отдельно от консольной силы.
Рисунок 3 — Схема действия сил на валы редуктора
4.2 Расчетные схемы валов, реакции, эпюры изгибных и крутящих моментов (Нмм) Вал-шестерня (рис. 3)
Из компоновки находим а1 = 53 мм, b1 = 77 мм, c1 = 53 мм,
d1 = 70,57 мм, e1 = 73 мм, Определение реакций R2x, R1x:
;
H;
H;
;
Проверка:
; 571,5 + 571,5 — 571,5 — 571,5 = 0.
H;
Рисунок 4 — Эпюры сил, изгибных и крутящих моментов, действующих во входном валу редуктора Максимальный изгибающий момент:
Н· мм;
Н· мм.
Изгибающий момент на участке b1:
Н· мм;
Н· мм.
Определение реакций R1y, R2y:
Максимальный изгибающий момент:
Н· мм;
Н· мм.
Реакции от консольной cилы FК1:
;
;
;
.
Проверка:
; -518 + 1817 — 1299 = 0.
Максимальный изгибающий момент от консольной силы:
Н· мм;
Результирующие реакции на опорах от сил в зацеплении
Н;
Н.
Результирующий максимальный изгибающий момент от сил в зацеплении:
Н· мм.
Выходной вал (рис. 3)
Из компоновки находим а2 = 53 мм, b2 = 77 мм, c2 = 53 мм,
d2 = 179,43 мм, e2 = 73 мм, Определение реакций R2x, R1x:
;
;
Рисунок 5 — Эпюры сил, изгибных и крутящих моментов, действующих в выходном валу редуктора Проверка:
; 571,5 + 571,5 — 571,5 — 571,5 = 0.
Максимальный изгибающий момент на участке a2:
Н· мм.
Максимальный изгибающий момент на участке c2:
Н· мм.
Максимальный изгибающий момент на участке b2:
Н· мм;
Н· мм.
Определение реакций R1y, R2y:
Максимальный изгибающий момент:
Н· мм;
Н· мм.
Реакции от консольной cилы FК2:
;
;
;
.
Проверка:
; -518 + 1817 — 1299 = 0.
Максимальный изгибающий момент от консольной силы:
Н· мм;
Результирующие реакции на опорах от сил в зацеплении Н;
Н.
Результирующий максимальный изгибающий момент от сил в зацеплении:
Н· мм.
5. Подбор подшипников
5.1 Дополнительные исходные данные Нагрузка с легкими толчками, температура редуктора не превышает 100єС.
5.2 Подшипники вала-шестерни Для выбранного при эскизной компоновке радиально-упорного роликового конического подшипника легкой серии 7208 базовая динамическая грузоподъемность С = 58,3 кН, а статическая Со — 40,0 кН.
Радиальная нагрузка на подшипники:
Н;
Н.
Осевая нагрузка
Н.
Отношение
.
По значению из [2, 3] определяем коэффициент осевого нагружения е = 0.
Н;
Н.
Проверку на долговечность производим по подшипнику 1 так как .
Наработка в часах
ч Подшипник 7208 заданный ч обеспечивает.
5.3 Подшипники ведомого вала Для выбранного при эскизной компоновке радиального с короткими цилиндрическими роликами подшипника легкой серии 32 210 внутренний диаметр d = 40 мм; наружный диаметр D = 80 мм; ширина В = 18 мм; базовая динамическая грузоподъемность С = 45,7 кН, а статическая Со — 27,5 кН.
Радиальная нагрузка на подшипники:
Н;
Н.
Осевая нагрузка
Н.
Отношение
.
По значению из [2, 3] определяем коэффициент осевого нагружения е = 0.
Н;
Н.
Проверку на долговечность производим по подшипнику 1 так как .
Наработка в часах
ч Подшипник 32 210 заданный ч обеспечивает.
6. Выбор и проверка шпонок Принимаем для валов призматические шпонки исполнения I (со округленными концами) ГОСТ 23 360–78, табл. 5.1 СП.
Для конца вала-шестерни, имеющего диаметр dх1 = 36 мм, по табл. 5.1 [1], принимаем шпонку сечением B· h=10·8, длиной l= 65 мм.
Проверке шпонки на cмятие где t — глубина шпоночного паза, t = 5 мм; - расчетная длина шпонки, мм. =120 МПа.
МПа.
Шпонка удовлетворяет условию прочности.
Для конца выходного вала, имеющего диаметр dх1 = 45 мм, по табл. 5.1 [1], принимаем шпонку по ГОСТ 23 360–78 сечением B· h=14·9, длиной l= 70 мм. Расчетная длина шпонки, мм, глубина шпоночного паза, t =5,5 мм;
Проверке шпонки на смятие
МПа.
Шпонка удовлетворяет условию прочности.
Для конца выходного вала в месте посадки колеса с диаметром dв2 = 60 мм, по табл.5.1 [1], принимаем шпонку по ГОСТ 23 360–78 сечением B· h=18·11, длиной l=70мм.
Расчетная длина шпонки, мм, глубина шпоночного паза, t =6 мм;
Проверке шпонки на cмятие
МПа.
Шпонка удовлетворяет условию прочности.
7. Смазка зубчатого зацепления и подшипников По табл. 2.11 находим, что для данного редуктора (окружная скорость х =3,38 м/с и контактные напряжения ун = 316 МПА) целесообразно применить жидкое масло с кинематической вязкостью V = 2,8· 106 мм2/с.
Принимаем индустриальное масло М-30 А ГОСТ 20 799–75. Объем масляной ванны
Vм? 0,3 • Р = 0,3 • 15 = 4,5 л.
Максимальное погружение колеса в масляную ванну ~ 2,5. Для смазки подшипников применяем ЦИАТИМ 201 ГОСТ 6267–74.
1. Методические указания к проектированию одноступенчатого цилиндрического редуктора по дисциплине «Детали машин» для студентов специальностей 17.01, 09.02 / Сост. В. В. Калякин.- Днепропетровск: ДГИ, 1990. — 101 с.
2. Проектирование механических передач: Учеб.-спр. Пособие / С. А. Чернавский, Г. А. Снесарев, Б. С. Козинцев и др.- М.: Машиностроение, 1984. 560 с.
3. Дунаев П. Ф., Леликов О. П. Конструирование узлов и деталей машин, — К.: Высш. шк., 1985, — 416 с.
4. Курсовое проектирование деталей машин / В. В. Кудрявцев, Ю. А. Державец, И. И. Арефьев к др.; Под общ. ред. В. Н. Кудрявцева: Учебное пособие для студентов машиностроительных специальностей вузов. — Л.: Машиностроение, Ленингр. отд-ние, 1984, — 400 с.