Конструирование двухступенчатого цилиндрического редуктора

Тип работы:
Курсовая
Предмет:
Производство и технологии


Узнать стоимость

Детальная информация о работе

Выдержка из работы

Содержание

1. Исходные данные

2. Определение основных кинематических и энергетических параметров редуктора

2.1 Выбор электродвигателя

2.2 Определение передаточного числа редуктора и разбивка его между ступенями редуктора

2.3 Определение частот вращения зубчатых колес и моментов на валах редуктора

3. Расчет зубчатых колес

3.1 Выбор материала и способов упрочнения зубьев колес

3.2 Допускаемые контактные напряжения

3.3 Допускаемые изгибные напряжения

3.4 Проектировочный расчет тихоходной передачи

3.4.1 Определение межосевого расстояния

3.4.2 Назначение модуля передачи

3.4.3 Определение числа зубьев шестерни и колеса

3.4.4 Уточнение передаточного числа

3.4.5 Определение основных геометрических размеров шестерни и колеса

3.4.6 Определение сил в зацеплении

3.5 Проверка зубьев тихоходной передачи на выносливость по контактным напряжениям

3.6 Проверка зубьев колес тихоходной передачи по напряжениям изгиба

3.7 Проектировочный расчет быстроходной передачи

3.7.1 Определение межосевого расстояния

3.7.2 Назначение модуля быстроходной передачи

3.7.3 Определение чисел зубьев быстроходной передачи

3.7.4 Уточнение передаточного числа

3.7.5 Определение основных геометрических размеров шестерни и колеса

3.7.6 Определение сил в зацеплении

4. Разработка эскизного проекта

4.1 Диаметры валов и выбор подшипников

4.2 Соединения вал-ступица

4.3 Конструкция элементов зубчатых колес

4.4 Смазывание, смазочные устройства и уплотнения

4.5 Компоновка редуктора. Конструирование корпуса

5. Проверочный расчет промежуточного вала

5.1 Исходные данные, выбор расчетной схемы вала

5.2 Определение опорных реакций, изгибающих и крутящих моментов

5.3 Проверка вала на статическую прочность

5.3.1 Для сечения 1 — 1: сечение вала со шпоночным пазом

5.3.2 Для сечения 2 — 2: ступенчатый переход с галтелью

5.4 Проверка промежуточного вала на усталостную прочность

5.4. 1 Для сечения 1 — 1: сечение вала с шпоночным пазом

5.4.2 Для сечения 2−2: ступенчатый переход с галтелью

6. Расчет подшипников промежуточного вала на долговечность

6. 1 Исходные данные

6.2 Расчет подшипников

Список литературы

1. Исходные данные

Кинематическая схема редуктора и режим нагружения приведены на рисунках 1.1 и 1. 2

Рисунок 1. 1- Кинематическая схема редуктора

Рисунок 1.2 — Режим нагружения

Описание конструкции

В данном курсовом проекте спроектирован двухступенчатый цилиндрический редуктор по соосной горизонтальной схеме.

Редуктор предназначен для передачи 11 кВт мощности, обеспечивает на выходе момент 750 Н•м при частоте 105 об/мин, при этом ресурс должен быть не менее 12 000 часов. Передаточное число редуктора 13,78.

Корпус выполнен разъемным по осям валов, состоит из основания и крышки. Корпуса отливается из чугуна СЧ15 по ГОСТ 1412–79. Основной корпус и крышку фиксируют относительно друг друга болтами и цилиндрическими штифтами, установленными без зазора. Крепление корпуса к полу обеспечивается 4-мя болтами М18. Для увеличения жесткости на корпусе предусмотрены ребра жесткости.

Ходовая часть редуктора состоит из входного вала-шестерни, промежуточного вала-шестерни, выходного вала и двух зубчатых колес. Вся ходовая часть выполнена из единого материала — стали 40Х. Для активной поверхности зубьев в качестве поверхностного упрочнения применена термообработка — закалка ТВЧ. Колеса изготавливают штамповкой.

Крышки подшипниковых узлов — привертные. В крышках с отверстием в качестве уплотнения применяют манжеты.

Система смазывания редуктора — картерная, используется масло И-Г-А-46. С целью удаления загрязненного масла и для промывки редуктора в боковой части корпуса предусмотрено отверстие под пробку. Для слива масла днище картера выполняют под углом 1−2 о. Применяется крановый указатель уровня масла.

Для подъема и транспортирования крышки корпуса и редуктора в сборе имеются проушины.

2. Определение основных кинематических и энергетических параметров редуктора

2.1 Выбор электродвигателя

Для выбора электродвигателя определяют его требуемую мощность и частоту вращения.

Потребляемую мощность PT (кВт) на выходном валу редуктора по крутящему моменту ТТ (Н·м) и частоте вращения nТ (мин-1) определяют по формуле:

(2.1. 1)

Тогда требуемая мощность (кВт) электродвигателя:

(2.1. 2)

где зР — КПД редуктора.

Коэффициент полезного действия двухступенчатого редуктора определяют с учетом потерь в отдельных парах кинематической цепи /2, стр 7, табл. 1. 1/:

(2.1. 3)

Здесь зЗ = 0,97 — КПД цилиндрической зубчатой передачи,

зП = 0,99 — КПД пары подшипников,

зМ =0,98 — КПД муфты.

Требуемую мощность определяют по формуле (2.1. 2):

(2.1. 4)

Требуемая частота вращения электродвигателя:

(2.1. 5)

где uр — передаточное число редуктора,

nБ — частота вращения быстроходного (входного) вала редуктора.

Для двухступенчатого цилиндрического редуктора примем 10< uр<25 и вычислим предварительную частоту вращения вала электродвигателя:

(2.1. 6)

Подбираем электродвигатель /2, таблица 24. 9/ с мощностью РД? РД.Т. и частотой вращения nД близкой к nД.Т. Выбираем асинхронный двигатель/2, стр 459/ серии АИР 112S4/1447 мощностью РД = 11 кВт, синхронной частотой вращения nД = 1500 мин-1 и асинхронной частотой вращения вала электродвигателя nД.Н. = 1447 мин-1.

2.2 Определение передаточного числа редуктора и разбивка его между ступенями редуктора

После выбора двигателя становятся известны его мощность РД.Н. и частота вращения nД.Н. при номинальной нагрузке.

Передаточное число редуктора определяем из соотношения:

(2.2. 1)

Передаточное число uТ тихоходной и uБ быстроходной ступеней редуктора определяем из соотношения /2, стр 9, табл. 1. 3/:

(2.2. 2)

(2.2. 3)

Фактическое передаточное число:

. (2.2. 4)

Отклонение фактического передаточного числа uPФ от значения uP, полученного по формуле (2.2. 1), не должно превышать 4%, т. е.

< 4%. (2.2. 5)

2.3 Определение частот вращения зубчатых колес и моментов на валах редуктора

Частота вращения шестерни быстроходной ступени:

. (2.3. 1)

Частота вращения колеса быстроходной ступени:

. (2.3. 2)

Частота вращения шестерни тихоходной ступени:

. (2.3. 3)

Частота вращения колеса тихоходной ступени:

. (2.3. 4)

Определим крутящие моменты, действующие на валы редуктора.

Момент на валу колеса тихоходной ступени редуктора:

. (2.3. 5)

Момент на валу колеса быстроходной ступени (на валу шестерни тихоходной ступени):

. (2.3. 6)

Момент на валу шестерни быстроходной ступени:

. (2.3. 7)

3. Расчет зубчатых колес

3.1 Выбор материала и способов упрочнения зубьев колес

Для зубчатых колес проектируемого редуктора в связи с большим значением вращающего момента Т = 757,58 Н·м и с целью уменьшения габаритов редуктора принимаем низколегированную сталь марки 40Х (одинаковый для всех колес), в качестве технологического упрочнения активной поверхности зубьев применяют улучшение и закалку ТВЧ /2, стр 12, табл 2. 1/. При этом материал будет иметь следующие механические характеристики /1/: твердость сердцевины шестерни и колеса: 269…302 HB, твердость поверхности зубьев шестерни и колеса: 48…52 HRC.

Н1 = Н2 = 0,5 (48+52) HRC = 50 HRC = 484 HB. (3.1. 1)

3.2 Допускаемые контактные напряжения

Расчет допускаемых контактных напряжений при проектировочном расчете ведется по формуле:

(3.2. 1)

Наименование параметров уравнения (3. 1) и рекомендации по определению их значений:

a) уHlim предел контактной выносливости, соответствующий базовому числу циклов напряжений /2/:

(3.2. 2)

б) SH минимальный коэффициент запаса прочности; SH1 = SH2 = 1,2 (для зубчатых колес с поверхностным упрочнением)

в) ZN — коэффициент долговечности /1/

, (3.2. 3)

где NHlim базовое число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости, определяют по средней твердости поверхностей зубьев

(3.2. 4)

Средняя твердость поверхности зубьев 50 НRС=480 НВ.

(3.2. 5)

Эквивалентное число циклов перемены напряжений NHE при ступенчатой циклограмме нагружения (Рис. 1. 2) определяют по формуле:

(3. 3) (3.2. 6)

По формуле (3.2. 6) найдем эквивалентное число циклов перемены напряжений:

Для шестерни тихоходной передачи:

. (3.2. 7)

Для колеса тихоходной передачи:

. (3.2. 8)

Для шестерни быстроходной передачи:

. (3.2. 9)

Для колеса быстроходной передачи:

. (3.2. 10)

Находим коэффициент долговечности.

Для шестерни тихоходной передачи:

(3.2. 11)

Для колеса тихоходной передачи:

(3.2. 12)

Для шестерни быстроходной передачи:

(3.2. 13)

Для колеса быстроходной передачи:

(3.2. 14)

Т.к. значение ZN < 1, то принимаем его равным 1.

Из (3. 1) найдем допускаемые контактные напряжения.

Для шестерни тихоходной передачи:

(3.2. 15)

Для колеса тихоходной передачи:

(3.2. 16)

Для шестерни быстроходной передачи:

(3.2. 17)

Для колеса быстроходной передачи:

(3.2. 18)

За допускаемое контактное напряжение принимается меньшее из значений:

3.3 Допускаемые изгибные напряжения

Допускаемые напряжения изгиба для шестерен и колес при проектировочном расчете определяют по формуле:

(3.3. 1)

Наименование параметров уравнения (3.3. 1) и определение их значений:

а) предел выносливости зубьев при изгибе уF lim b1 = уF lim b2 = 600МПа

б) SF -коэффициент запаса прочности; SF1 = SF2 = 1,75 для зубчатых колес с поверхностным упрочнением

в) коэффициент долговечности YN определяют по формуле:

(3.3. 2)

где NFlim1 = NFlim2 = 4·10 6 базовое число циклов напряжений; NFE эквивалентное число циклов напряжений. При ступенчатой циклограмме нагружения (рис. 1. 2):

(3.3. 3)

Учитывая циклограмму нагружения (рисунок 2) и принимая qF=9 /1/, по формуле (3.3. 3) найдем эквивалентное число циклов напряжений:

Для шестерни тихоходной передачи:

. (3.3. 4)

Для колеса тихоходной передачи:

. (3.3. 5)

Для шестерни быстроходной передачи:

. (3.3. 6)

Для колеса быстроходной передачи:

. (3.3. 7)

При условии принимаем YN =1.

По формуле (3.3. 1) находим допускаемое напряжение изгиба:

(3.3. 8)

3.4 Проектировочный расчет тихоходной передачи

С целью получения оптимальных размеров передачи целесообразно прежде всего, определить межосевое расстояние awТ и модуль mТ.

3.4.1 Определение межосевого расстояния

Значение межосевого расстояния:

(3.4.1. 1)

где Ka = 495 для прямозубых колес; шba = 0,25 коэффициент ширины шестерни относительно межосевого расстояния /1/; [уH]Т = 1058 МПа; KHB, коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца.

Коэффициент ширины венца относительно межосевого расстояния:

(3.4.1. 2)

Коэффициент ширины венца относительно начального диаметра шестерни:

(3.4.1. 3)

K коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатых колес. Примем /2, стр 20:

По формуле (3.4. 1) определим межосевое расстояние:

(3.4.1. 4)

Вычисленное значение межосевого расстояния округляют до ряда размеров Ra40 по ГОСТ 6636–69. Исходя из этого принимаем aWT = 160 мм.

3.4.2 Назначение модуля передачи

Максимально допустимый модуль mmaxT, мм определяют из условия неподрезания зубьев у основания:

(3.4.2. 1)

Минимально допустимый модуль mminT, мм определяют из условия прочности:

(3.4.2. 2)

где Km = 5,6·10 3 для прямозубых передач; [уF]Т = 342,86 МПа; T2Т = 757,58 H · м. ;

bW — рабочая ширина зубчатого колеса, которую рассчитывают по формуле:

(3.4.2. 3)

Минимально допустимый модуль определим по формуле (3. 10):

(3.4.2. 4)

Из полученного диапазона (mmin ··· mmax) модулей принимают стандартное значение m. Принимаем m = 4 мм /1/.

3.4. 3 Определение числа зубьев шестерни и колеса

Суммарное число зубьев:

(3.4.3. 1)

Число зубьев шестерни:

. (3.4.3. 2)

Округляем значение в ближайшую сторону до целого и принимаем z1T=20.

Число зубьев колеса:

. (3.4.3. 3)

3.4.4 Уточнение передаточного числа

Фактическое передаточное число:

. (3.4.4. 1)

Отклонение фактического передаточного числа от номинального не должно превышать 3%, т. е. :

. (3.4.4. 2)

3.4.5 Определение основных геометрических размеров шестерни и колеса

Межосевое расстояние:

. (3.4.5. 1)

Делительные и начальные диаметры рассчитываются по формуле:

Для шестерни:

(3.4.5. 2)

Для колеса:

(3.4.5. 3)

Диаметр окружности вершин зубьев:

(3.4.5. 4)

(3.4.5. 5)

Диаметр окружности впадин зубьев:

(3.4.5. 6)

(3.4.5. 7)

Определение ширины зубчатого венца колеса:

(3.4.5. 8)

Принимаем /2/.

Определение ширины зубчатого венца шестерни:

(3.4.5. 9)

Принимаем /2/.

Коэффициент торцевого перекрытия:

(3.4.5. 10)

Окружная скорость вращения тихоходной передачи:

. (3.4.5. 11)

В зависимости от окружной скорости назначаем степень точности 9 /2/.

3.4. 6 Определение сил в зацеплении

Окружная сила:

. (3.4.6. 1)

Радиальная сила:

. (3.4.6. 2)

3.5 Проверка зубьев тихоходной передачи на выносливость по контактным напряжениям

Расчетное значение контактного напряжения:

(3.5. 1)

где: коэффициент, учитывающий механические свойства сопряженных зубчатых колес; для стальных колес.

коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев;

при

коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий;

для прямозубых передач:

коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями;

=1,0 — для прямозубых передач.

коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий;;

— коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения; =1,03 /2/.

Полученные параметры подставляем в формулу (3.5. 1):

(3.5. 2)

3.6 Проверка зубьев колес тихоходной передачи по напряжениям изгиба

Расчетное напряжение изгиба в зубьях шестерни:

. (3.6. 2)

Расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса:

. (3.6. 2)

где: =1 — коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями;

— для прямозубых передач /2/.

— коэффициент, учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку;

KFV=1,03 — степень точности 8/2/.

коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий:

/2/; (3.6. 3)

YF1T = 4,08 при Z1T=20; X1T=0;

YF2T=3,62 при Z2T=60; X2T=0.

Подставляя полученные параметры в формулу (3.6. 1) и (3.6. 2), получим:

Для шестерни:

Для колеса:

Учитывая выше вычисленные напряжения, сравним:

На основании этого можно сделать вывод о том, что тихоходная передача удовлетворяет условиям прочности.

3.7 Проектировочный расчет быстроходной передачи

Методика расчета аналогична ранее рассмотренному проектировочному расчету тихоходной передачи. Все наименования и формулы определения параметров указаны в п. 3.4.

3.7. 1 Определение межосевого расстояния

Для двухступенчатого соосного редуктора awБ = awТ = 160 мм.

Коэффициент ширины зубчатых колес шba определяют по формуле:

(3.7.1. 2)

где K = 1,2; Ka = 495; uБ = 4,64; T2Т = 265,62 Н·м; [уH]Б = 1058 МПа.

Коэффициент ширины венца относительно начального диаметра шестерни:

(3.7.1. 3)

Рабочая ширина зубчатого венца

(3.7.1. 4)

3.7. 2 Назначение модуля быстроходной передачи

Максимальное значение модуля:

(3.7.2. 1)

Минимальное значение модуля:

. (3.7.2. 2)

Подставляя значения в формулу (3.7.3. 2) получим:

(3.7.2. 3)

принимаем

3.7.3 Определение чисел зубьев быстроходной передачи

Суммарное число зубьев:

(3.7.3. 1)

Полученное значение должно быть целым, что позволяет точно выдержать межосевое расстояние без нарезания зубчатых колёс со смещением.

Число зубьев шестерни:

. (3.7.3. 2)

принимаем.

Число зубьев колеса:

(3.7.3. 3)

3.7.4 Уточнение передаточного числа

Фактическое передаточное число:

. (3.7.4. 1)

Отклонение фактического передаточного числа от номинального не должно превышать 3%, т. е. :

. (3.7.4. 2)

3.7.5 Определение основных геометрических размеров шестерни и колеса

Межосевое расстояние:

(3.7.5. 1)

Делительные и начальные диаметры рассчитываются по формуле:

(3.7.5. 2)

(3.7.5. 3)

Диаметр окружности вершин зубьев:

(3.7.5. 4)

(3.7.5. 5)

Диаметр окружности впадин зубьев:

(3.7.5. 6)

(3.7.5. 7)

Определение ширины зубчатого венца колеса:

(3.7.5. 8)

принимаем /2/. Определение ширины зубчатого венца шестерни:

(3.7.5. 9)

принимаем. Коэффициент торцевого перекрытия:

. (3.7.5. 10)

Окружная скорость вращения быстроходной передачи

(3.7.5. 11)

Назначаем степень точности 8. /2/

3.7.6 Определение сил в зацеплении

Окружная сила:

(3.7.6. 1)

Радиальная сила:

(3.7.6. 2)

4. Разработка эскизного проекта

При эскизном проектировании определяют расположение деталей передач, расстояние между ними, ориентировочные диаметры ступеней валов, выбирают типы подшипников и схемы их установки, затем определяют расположение деталей передач и расстояния между ними.

4. 2 Диаметры валов и выбор подшипников

Предварительные значения диаметров различных участков стальных валов редуктора определяются по формулам:

Для быстроходного (входного) вала:

(4.1. 1)

принимаем по ГОСТ 1 208 172

(4.1. 2)

принимаем /2/

(4.1. 3)

принимаем /2/

По ГОСТ 8338–75 выбираем для быстроходного вала подшипник 207.

Параметры этого подшипника занесем в таблицу 4.1.1.

Таблица 4.1. 1

dп, мм

D, мм

B, мм

R, мм

, кН

, кН

35

72

17

2

25,5

13,7

Для промежуточного вала:

(4.1. 4)

принимаем /2/

(4.1. 5)

принимаем /2/

(4.1. 6)

принимаем /2/

(4.1. 7)

принимаем /2/

По ГОСТ 8338–75 выбираем для промежуточного вала подшипник 207.

Параметры этого подшипника занесены в таблицу 4.1.2.

Таблица 4.1. 2

dп, мм

D, мм

B, мм

R, мм

, кН

, кН

35

72

17

2

25,5

13,7

Для тихоходного вала:

(4.1. 8)

принимаем по ГОСТ 1 208 172

(4.1. 9)

принимаем /2/

(4.1. 10)

принимаем /2/

(4.1. 11)

принимаем /2/

(4.1. 12)

принимаем /2/

По ГОСТ 8338–75 выбираем для тихоходного вала подшипник 211.

Параметры этого подшипника занесем в таблицу 4.1.3.

Таблица 4.1. 3

dп, мм

D, мм

B, мм

R, мм

, кН

, кН

55

100

21

2,5

43,6

25,0

4.2 Соединения вал-ступица

Принимая согласно ГОСТ 23 360–78 размеры, и соответствующие диаметрам соединений вал-ступица рассчитываем длины шпонок:

— для колеса быстроходной ступени: для соединения промежуточного вала и ступицы колеса быстрой передачи. Параметры вала в табл. 4.2. 1

Таблица 4.2. 1

Диаметр вала

Сечение шпонки

Глубина шпоночного паза на валу

40

5

определяем рабочую длину шпонки:

, (4.2. 1)

где — допускаемое напряжение на смятие [1];

; (4.2. 2)

определяем длину шпонки со скруглёнными торцами:

, (4.2. 3)

округляем до ближайшего большего по ГОСТ 23 360–78 и принимаем;

назначаем длину ступицы:

. (4.2. 4)

Примем

Проверяем соответствие полученного значения длины ступицы условию:

,

— поскольку полученное значение находится в пределах данного интервала, размеры соединения рассчитаны верно;

— для колеса тихоходной ступени: для соединения тихоходного вала и ступицы колеса тихоходной передачи. Параметры вала в табл. 4.2. 2

Таблица 4.2. 2

Диаметр вала

Сечение шпонки

Глубина шпоночного паза на валу

56

6

определяем рабочую длину шпонки:

; (4.2. 5)

определяем длину шпонки со скруглёнными торцами:

, (4.2. 6)

округляем до ближайшего большего по ГОСТ 23 360–78 и принимаем; назначаем длину ступицы:

, (4.2. 7)

по ГОСТ 6636–69 принимаем;

проверяем соответствие полученного значения длины ступицы условию

,

— поскольку полученное значение находится в пределах данного интервала, размеры соединения рассчитаны верно;

— для концевого участка быстроходной ступени: подбор шпонки для выходного конца быстроходного вала. Параметры вала в табл. 4.2. 3

Таблица 4.2. 3

Диаметр вала

Сечение шпонки

Глубина шпоночного паза на валу

25,9

3

определяем рабочую длину шпонки:

; (4.2. 8)

определяем длину шпонки со скруглёнными торцами:

, (4.2. 9)

по ГОСТ 23 360–78 принимаем;

Назначаем длину концевого участка по ГОСТ 12 081– — 72 lky = 42 мм.

— для концевого участка тихоходной ступени: подбор шпонки для выходного конца тихоходного вала. Параметры вала в табл. 4.2. 4

Диаметр вала

Сечение шпонки

Глубина шпоночного паза на валу

45,9

5

определяем рабочую длину шпонки:

; (4.2. 10)

определяем длину шпонки со скруглёнными торцами:

, (4.2. 11)

округляем до ближайшего большего по ГОСТ 23 360–78 и принимаем. Назначаем длину концевого участка по ГОСТ 12 081– — 72 lky = 82 мм.

4.3 Конструкция элементов зубчатых колес

Основными конструктивными размерами цилиндрических зубчатых колес являются наружный диаметр da и ширина колеса b.

Шестерни изготавливаются как одно целое с валом (вал-шестерня), что увеличивает жесткость вала. Съемные зубчатые колеса, для снижения массы, делают с более тонким диском и облегченным ободом.

Рассчитываем размеры отдельных элементов зубчатых колёс:

для быстроходной ступени:

(подраздел 4. 2)

, (4.3. 1)

принимаем;

, (4.3. 2)

принимаем;

, (4.3. 3)

принимаем;

, (4.3. 4)

принимаем;

, (4.3. 5)

принимаем;

;

(4.3. 6)

для тихоходной ступени:

(подраздел 4. 2)

, (4.3. 7)

принимаем;

(4.3. 8)

принимаем;

, (4.3. 9)

принимаем;

, (4.3. 10)

принимаем.

, (4.3. 11)

принимаем;

;

(4.3. 12)

Полученные значения dст и dо округляем до ближайшего большего, а dотв и dоб до ближайшего меньшего числа из ряда Ra40 по ГОСТ 6636–69.

4.4 Смазывание, смазочные устройства и уплотнения

В данном редукторе используется картерная система смазки. Корпус является резервуаром для масла. В корпус редуктора заливают масло, так чтобы венцы колес были в него погружены. Колеса при вращении увлекают масло, разбрызгивая его внутри корпуса. Масло попадает на внутренние стенки корпуса, откуда стекает в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которая покрывает поверхность расположенных внутри корпуса деталей. Для контроля уровня масла используется крановый маслоуказатель.

В зависимости от окружной скорости колеса и контактных напряжений, смотрят вязкость смазывающей жидкости, а по вязкости назначают сорт масла.

При уH = 1058 МПа и V = 4,31 М/С кинематическая вязкость v = 50 мм 2/с. Назначаем масло: И-Г-А — 46 /2/. Допускаемый уровень погружения колес hm=10мм.

Для заливки масла в крышке смотрового окна редуктора установлена ручка-отдушина.

Для защиты от загрязнения извне и для предупреждения вытекания смазочного материала подшипниковые узлы снабжают уплотняющими устройствами манжетными уплотнениями, которые обладают высокой надежностью и хорошими уплотняющими свойствами: для крышки подшипника быстроходного вала «Манжета 1 — 35 Ч 8 — 3 ГОСТ 875 279», тихоходного вала «Манжета 1 — 55 Ч 80 — 3 ГОСТ 875 279». [2]

4.5 Компоновка редуктора. Конструирование корпуса

Таблица 4.5.1 — Основные размеры корпуса и болтов

Параметр

Ориентировочное значение

Принятое значение

Толщина стенки корпуса редуктора

Толщина стенки крышки редуктора

Толщина нижнего фланца корпуса

ГОСТ

6636−69

Толщина верхнего фланца корпуса

Толщина фланца крышки редуктора

ГОСТ

6636−69

Диаметр фундаментных болтов

ГОСТ

7798−70

Число фундаментных болтов

при

при

Диаметр болтов, стягивающих корпус и крышку у бобышек

ГОСТ

7798−70

Диаметр болтов, стягивающих фланцы корпуса и крышки

ГОСТ 7798–70

Диаметр штифтов, фиксирующих крышку относительно корпуса

ГОСТ

6636−69

Ширина нижнего фланца корпуса

Ширина фланца корпуса и крышки (у подшипников)

Ширина

фланца корпуса и крышки (по периметру)

Ширина опорной поверхности нижнего фланца корпуса

Толщина рёбер корпуса

ГОСТ

6636−69

Минимальный зазор м/у колесом и корпусом

Расстояние от колеса до дна корпуса

Координата стяжных болтов у бобышек

ГОСТ

6636−69

Таблица 4.5.2 — Размеры элементов сопряжений литых корпусов

Внешний радиус сопряжения

8

2

10

2

Таблица 4.5.3 — Размеры элементов фланцев

болта

Ширина фланца

Координата болта /2/

, диаметр отверстия под болт

Диаметр планировки

Радиус закругления

46

25

20

34

5

35

18

15

28

3

28

15

11

20

3

5. Проверочный расчет промежуточного вала

5.1 Исходные данные, выбор расчетной схемы вала

Заменяем конструкцию вала расчётной схемой с обозначением всех активных и реактивных сил, действующих на вал (рисунок 5. 1). Вал представляем как балку на двух опорах. Одну опору выбираем неподвижной, другую — шарнирно подвижной. На схеме показываем силы, действующие на вал от цилиндрических колёс и.

Силы, действующие на вал:

Линейные размеры со сборочного чертежа:

5. 3 Определение опорных реакций, изгибающих и крутящих моментов

Определяем реакции в опорах и строим эпюры изгибающих моментов в двух плоскостях: вертикальной и горизонтальной. Реакции в опорах ищем из условия и. Если момент действует против движения часовой стрелки, то он считается положительным, если совпадает с ним — отрицательным.

Рисунок 5.1 — Расчетная схема с обозначением всех активных и реактивных сил, действующих на вал

Для плоскости YZ:

,

,

Проверяем правильность определения реакции:

,

Для плоскости XZ:

,

,

Проверяем правильность определения реакции:

,

Строим эпюру изгибающих моментов, для чего определяем их значение в характерных сечениях вала:

Моменты:

в точке A:

в точке B:

в точке C:;

в точке D:

Значения изгибающих моментов в характерных сечениях вала:

в точке A:;

в точке B:;

в точке C:

в точке D:.

Находим суммарные изгибающие моменты в характерных сечениях вала:

в точке A:;

в точке B:;

в точке C:

в точке D:.

Эпюры изгибающих моментов приведены на рисунке 5.1.

Суммарные реакции в опорах:

Анализ эпюр внутренних силовых факторов и несущей способности сечений вала показал, что опасными сечениями являются сечения:

1−1 — место шпоночного соединения вала с колесом и соединение с натягом.

2−2 — место перехода от шестерни к валу;

5.3 Проверка вала на статическую прочность

Так как шестерня и вал выполняются за одно целое, материал вала тот же, что и у шестерни — 40Х:

предел прочности,

предел текучести при изгибе,

предел текучести при кручении ,

предел выносливости при изгибе,

предел выносливости при кручении ,

коэффициенты чувствительности к асимметрии цикла,

.

цилиндрический редуктор электродвигатель кинематический

5.3.1 Для сечения 1 — 1: сечение вала со шпоночным пазом

Определение геометрических характеристик опасных сечений вала:

Определение действующих напряжений:

;

.

Запас прочности:

;

;

.

Значение общего коэффициента запаса прочности в сечении 1−1 >, значит, статическая прочность в сечении 1−1 обеспечена.

5.3. 3 Для сечения 2 — 2: ступенчатый переход с галтелью

;

;

;

;

.

Определение геометрических характеристик опасных сечений вала:

;

.

Определение действующих напряжений:

;

.

Запас прочности:

;

;

Значение общего коэффициента запаса прочности в сечении 2−2 >, значит, статическая прочность в сечении 2−2 обеспечена.

5.4 Проверка промежуточного вала на усталостную прочность

Опасными сечениями являются сечения 1 — 1 и 2 — 2.

Для каждого из установленных предположительно опасных сечений вала вычисляем общий коэффициент S запаса прочности:

,

где и — коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям, определяемые по зависимостям:

, ,

где и — коэффициенты снижения предела выносливости; и — пределы выносливости материала вала; и — коэффициенты чувствительности материала к асимметрии цикла нагружений для рассматриваемого сечения.

5.4. 3 Для сечения 1 — 1: сечение вала с шпоночным пазом

В сечении 1−1 источником концентрации напряжений являются шпоночный паз, выполненный концевой фрезой, и натяг при установке колеса на вал.

Значения эффективных коэффициентов концентрации напряжений для шпоночного паза /6/:

;

.

Значения коэффициентов влияния абсолютных размеров поперечного сечения /6/:

.

Значения коэффициентов и для соединения с натягом /6/:

;

.

Значения коэффициентов влияния качества поверхности при шероховатости Ra=3,2 мкм для шпоночного паза /6/:

;

.

Значения коэффициентов влияния качества поверхности при шероховатости Ra=0,8 мкм для соединения с натягом /6/:

;

.

Значение коэффициента влияния поверхностного упрочнения /6/:

.

Значения коэффициентов снижения предела выносливости для шпоночного паза:

;

.

Значения коэффициентов снижения предела выносливости для соединения с натягом:

;

.

Из полученных значений коэффициентов снижения выносливости в сечении 2−2 выбираем для расчета коэффициенты с наибольшими значениями и.

Амплитуды напряжений и среднее напряжение цикла:

;

;

;

.

Коэффициенты запаса:

;

.

.

Значение общего коэффициента запаса прочности в сечении 1−1 >, значит, усталостная прочность в сечении 1−1 обеспечена.

5.4. 4 Для сечения 2−2: ступенчатый переход с галтелью

Концентратором напряжений является ступенчатый переход с галтелью:

Значения эффективных коэффициентов концентрации напряжений для ступенчатого перехода с галтелью принимаем по графикам /6/:

;

;

Значения коэффициентов влияния абсолютных размеров поперечного сечения /6/:

.

Значения коэффициентов влияния качества поверхности при шероховатости:

;

.

Значение коэффициента влияния поверхностного упрочнения /6/:

.

Значения коэффициентов снижения предела выносливости:

;

.

Амплитуды напряжений и среднее напряжение цикла:

;

;

;

.

Коэффициенты запаса:

;

.

.

Значение общего коэффициента запаса прочности в сечении 2−2 >, значит, усталостная прочность в сечении 2−2 обеспечена.

6. Расчет подшипников промежуточного вала на долговечность

6. 3 Исходные данные

1) Расчетная схема вала с указанием значения направления нагрузок (см. раздел 5. рисунок 5. 1);

2) Частота вращения вала

3) Тип подшипника 207;

4) Условие работы подшипникового узла: тип нагрузки нереверсивная, спокойная, температура подшипникового узла < 100 C.

6.4 Расчет подшипников

1) Т.к. для обеих опор принят подшипник одного типа и размера, то из двух опорных реакций выбираем наибольшую, по которой и будем вести дальнейший расчет. Из расчета (см. п. 5. 2) следует, что более нагруженной является опора А:.

2) Из табл. /2, 24. 10/, для принятого подшипника, выписываем значения базовых динамической и статической радиальных грузоподъемностей:

3) Определяем соотношение, где осевая нагрузка (для прямозубых цилиндрических колес); /1/

Коэффициент осевого нагружения e=0 при /1/

Так как отношение, примем X=1; Y=0. /1/

4) Определяем эквивалентную динамическую нагрузку по формуле:

где V коэффициент вращения (V=1); /1, стр. 49/

коэффициент безопасности, учитывающий характер нагрузки на долговечность подшипника; =1 при спокойной нагрузке. /1/

коэффициент, учитывающий влияние температуры на долговечность подшипника;. /1, стр. 36/

Определим приведенную эквивалентную динамическую нагрузку:

5) Определяем расчетную динамическую грузоподъемность:

Оцениваем пригодность намеченного подшипника по условию:

Так как расчетное значение, данный подшипник лёгкой серии удовлетворяет условию.

Список литературы

1. Проектирование цилиндрических зубчатых редукторов. Методические указания к выполнению курсового проекта по дисциплине «Детали машин и основы конструирования» /Уфимский государственный авиационный технический университет, Сост.: В. К. Итбаев, Л. Н. Тархов, А. В Зырянов Уфа, 2009. -53с. ;

2. Дунаев П. Ф., Леликов О. П. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для машиностроит. спец. вузов. 8-е изд., перераб. и доп. М.: Издательский центр «Академия»., 2004 496 с.

3. Детали машин: Атлас конструкций: Учеб. Пособие для студентов машиностроительных специальностей вузов. В 2-х ч. Ч. 1/Б. А. Богачев, А. В. Буланже и др.; Под общ ред. д-ра техн. Наук проф. Д. Н. Решетова. -5-е изд., перераб. и доп. М.: Машиностроение, 1992. -352 с: ил.

4. Расчет валов цилиндрических редукторов на статическую и усталостную прочность: Методические указания к курсовому проектированию / Уфимский государственный авиационный технический университет; Сост.: Л. Н. Тархов, В. К. Итбаев, А. В. Зырянов. — Уфа, 2008. — 62с.

ПоказатьСвернуть
Заполнить форму текущей работой