Расчет выходного узла одноступенчатого редуктора

Сборочный чертеж выходного узла редуктора.cdw

Расчетная схема вала.cdw

Курсовая работа 1.doc

Редуктор - механизм служащий для уменьшения частоты вращения и увеличения вращающего момента. Редуктор законченный механизм соединяемый с двигателем и рабочей машиной муфтой или другими разъемными устройствами. Редуктор состоит из корпуса (литого чугуна или стального сварного). В корпусе редуктора размещены зубчатые или червячные передачи неподвижно закрепленные на валах. Валы опираются на подшипники размещенные в гнездах корпуса; в основном используют подшипники качения. Тип редуктора определяется составом передач порядком их размещения в направлении от быстроходного вала к тихоходному и положением осей зубчатых колес в пространстве.
Назначение редуктора - понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим. Принцип действия зубчатой передачи основан на зацеплении пары зубчатых колес. Достоинством зубчатых передач является: высокий КПД постоянство передаточного отношения и широкий диапазон мощностей.
В настоящем проекте произведен расчет механического привода состоящего из закрытой цилиндрической прямозубой передачи.
Рисунок 1 - Кинематическая схема редуктора.
T2 = 200 Н*м - крутящийся момент на выходном валу;
n2 = 300 обмин - частота вращения выходного вала;
z3=24 – число зубьев шестерни открытой передачи на ведомом валу;
типовой режим работы привода I – тяжелый.
Расчет силовых и кинематических параметров привода
1Определение требуемой мощности двигателя.
Определяем потребляемую мощность электродвигателя по формуле (1с.10)
где - КПД редуктора;
n2 – частота вращения выходного вала обмин.;
Т2 – вращающий момент на ведомом валу Н*м.
Определяем КПД редуктора по формуле (1 с.9):
где - КПД зубчатой передачи;
- КПД пары подшипников качения;
Принимаем ориентировочные значения КПД по (табл. 1.1 [1]): КПД зубчатой передачи - КПД пары подшипников качения - КПД муфты .
Потребляемая мощность электродвигателя
2 Определение частоты вращения вала электродвигателя
Рекомендуемые значения передаточных чисел одноступенчатых редукторов приведены в табл.1.2 [1].
С учетом данных табл.1.2 [1] для частоты вращения ведущего вала одноступенчатого редуктора с цилиндрическими колесами получим:
где u – рекомендуемые значения передаточных чисел передач одноступенчатого цилиндрического редуктора [1;1.2].
3 Выбор электродвигателя
По величине потребляемой мощности и полученной частоте вращения ведущего вала редуктора (n1) по табл.1.3 [1] выбираем электродвигатель таким образом чтобы его номинальная мощность Pном.≥Р а частота вращения вала была самой близкой к большему значению диапазона n. В этом случае размеры и стоимость электродвигателя будут наименьшими.
Выбираем электродвигатель: 4А132M6970 - серии 4Атип 132М6 мощность Р=75кВт синхронная частота вращения n1=1000 обмин номинальная частота вращения nном.=970обмин.
4 Определение передаточного числа редуктора
По выбранному электродвигателю определяем расчетное передаточное число зубчатой передачи редуктора по формуле [1 с.10]:
Расчетное передаточное число зубчатой передачи редуктора
Таким образом выбрали электродвигатель для требуемых параметров передачи прямозубого цилиндрического редуктора.
Расчеты зубчатых передач
1 Выбор материала зубчатых колес и вида термообработки
При выборе материала зубчатых колес следует учитывать назначение проектируемой передачи условия эксплуатации требования к габаритным размерам и возможную технологию изготовления колёс. Основным материалом для изготовления зубчатых колёс является сталь. Необходимую твердость в сочетании с другими механическими характеристиками (а следовательно желаемые габариты и массу передачи) можно получить за счет назначения соответствующей термической или химико-термической обработки стали.
В условиях индивидуального и мелкосерийного производства в мало- и средненагруженных передачах а также в передачах с большими габаритами колес (когда термическая обработка их затруднена) обычно применяют стали с твердостью не более 350 НВ которая обеспечивается нормализацией или термоулучшением материала. При этом возможно чистовое нарезание зубьев непосредственно после термообработки с высокой точностью изготовления а при работе передачи обеспечивается хорошая прирабатываемость зубьев без хрупкого разрушения их при динамических нагрузках.
Для равномерного изнашивания зубьев и лучшей их прирабатываемости твёрдость шестерни НВ1 рекомендуют назначать больше твёрдости НВ2 колеса не менее чем на (10 15) НВ.
По табл. 2.1 [1] выбираем для изготовления шестерни и колеса материал - Сталь 40Х с термообработкой - улучшение.
Для колеса: твердость заготовки 235 262НВ.
Для шестерни: твердость заготовки 269 302НВ.
2 Расчет допускаемых напряжений
2.1 Определяем допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни и колеса в прямозубой цилиндрической передаче по формуле (1 с.20):
где - предел выносливости контактной поверхности зубьев соответствующий базовому числу циклов переменных напряжений находим по табл. 5.1 [1].
- коэффициент долговечности;
- коэффициент безопасности (для зубчатых колес с однородной структурой материала =11).
Предел выносливости контактной поверхности зубьев для шестерни:
Предел выносливости контактной поверхности зубьев для колеса:
Определяем коэффициент долговечности по формуле (1 с.20):
где NH - расчетное число циклов;
NHG – базовое число цикло перемены напряжений.
Расчет ведем по наименьшему значению предела контактной выносливости для колеса.
Определяем расчетное число циклов напряжений при постоянной нагрузке по формуле (1с.20):
где c - число зацеплений зуба за один оборот (для проектируемого одноступенчатого редуктора с = 1);
- частота вращения того зубчатого колеса по материалу которого определяют допускаемые напряжения обмин;
t – время работы передачи (ресурс) в часах; t = Lh.
В формулах расчетное число циклов NH перемены напряжений заменяют эквивалентным числом циклов NHE до разрушения при расчетном контактном напряжении при тяжелом режиме нагрузки.
Определяем расчетное число циклов при тяжелом режиме работы по формуле (1с. 23):
где - коэффициент эквивалентности (по таблице 2.3 [1] принимаем =05).
Базовое число циклов NHG перемены напряжений соответствующее пределу контактной выносливости рассчитывают по эмпирическим следующим зависимостям
В соответствии с кривой усталости напряжения не могут иметь значений меньших .Поэтому при NНЕ12=54*106>NHG12=167*106 принимаем NНЕ12=NHG12.
Отсюда коэффициент долговечности =1.
Допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни:
Допускаемые контактные напряжения для зубьев колеса:
В прямозубой цилиндрической передаче за расчетное допустимое контактное напряжение в дальнейшем принимаем меньшее из рассчитанных значений допускаемых контактных напряжений для зубьев шестерни и колеса.
Допускаемые напряжения изгиба. Расчет зубьев на изгибную выносливость выполняют отдельно для зубьев шестерни и колеса для которых вычисляют допускаемые напряжения изгиба по формуле (1 с.25)
где - предел выносливости зубьев по напряжениям изгиба;
SF - коэффициент безопасности;
YA(КFC) -коэффициент учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки (например реверсивные передачи) при односторонней нагрузке YA =1;
YN(KFL) - коэффициент долговечности.
Коэффициент безопасности определяем по таблице 2.2 [1] – SF=175.
Определяем предел выносливости зубьев по напряжениям изгиба для шестерни и колеса по таблице 2.2 [1]:
Определяем коэффициент долговечности по формуле (1 с.25)
При Н 350 НВ . (2.7)
Рекомендуют принимать для всех сталей .
При тяжелом режиме нагрузки (1 с.23):
где - коэффициент эквивалентности принимаем по табл. 2.3 [1] (=03).
При постоянном режиме нагружения передачи расчетное число циклов напряжения
Расчетное число циклов напряжения для шестерни
Расчетное число циклов напряжения для колеса
Коэффициент долговечности для шестерни
Принимаем коэффициент долговечности для шестерни YN1=1.
Коэффициент долговечности для колеса
Принимаем коэффициент долговечности для шестерни YN2=1.
Допускаемые напряжения изгиба для шестерни
Допускаемые напряжения изгиба для колеса
3 Проектный расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи
Определяем межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев.
Предварительный расчет межосевого расстояния выполняем по формуле (1с.26)
где Епр - приведенный модуль упругости ( Епр = 21*10 5 МПа);
- коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния ( (табл. 8.4 [2]); =04);
- коэффициент концентрации нагрузки при расчетах по контактным напряжениям.
Определяем по рисунку [1 2.3] значение =104.
Уточняем величину вращающего момента на колесе по формуле [1 с.26]:
где Твых – заданное значение вращающего момента;
– КПД вращения вала (КПД пары подшипников).
Для нестандартных редукторов межосевое расстояние округляем по ряду Ra40 ГОСТ 6636-69 ([2] стр. 136). Принимаем а = 125 мм.
4 Геометрический расчет закрытой цилиндрической передачи
Определяем модуль зацепления по формуле [1 с.30]:
Принимаем значение модуля m=2 это значение соответствует по 1-му стандартному ряду модулей.
Определяем число зубьев шестерни и колеса
Суммарное число зубьев шестерни и колеса определяем по формуле ([2] стр.179):
Определили число зубьев шестерни ([2] стр.180):
Принимаем Z1 = 30 ≥ Zmin = 17.
Определили число зубьев колеса:
Таким образом число зубьев шестерни Z1 =30 число зубьев колеса – Z2=95.
Уточняем передаточное число зубчатой передачи
Определяем фактическое передаточное число по формуле (1 с.31):
Определяем фактическое межосевое расстояние по формуле (1с.31):
Определяем рабочую ширину зубчатого венца колеса по формуле (1 с.31):
где ba – относительная ширина колес по таблице 2.4 [1] ba=04.
Принимаем по стандартному ряду Ra20 ГОСТ 6636-69 ширину венца колеса bw=50мм.
Определяем ширину зуба шестерни по формуле (1с.31):
b1 = b2 +(2 5). (2.19)
b1 =50 +(2 5)=52 55мм.
Принимаем по стандартному ряду Ra20 ГОСТ 6636-69 ширину венца шестерни b2=56мм.
Определяем основные геометрические размеры шестерни и колеса
Определяем делительные диаметры по формуле (1с.31):
где z – число зубьев
m – модуль зацепления мм.
Делительный диаметр шестерни:
Делительный диаметр колеса:
d2 =z2×m=95×2 =190мм.
Определяем начальный диаметр шестерни по формуле (1с.32):
Определяем диаметры вершин зубьев по формуле (1с.32):
где d – делительный диаметр.
Диаметр вершин зубьев шестерни:
dа1=d1+2×m=60+2×2=64мм.
Диаметр вершин зубьев колеса:
dа2=d2+2×m=190+2×2=194мм.
Определяем диаметры впадин по формуле(1с.32):
Для прямозубых цилиндрических передач:
Диаметр впадин зубьев шестерни:
df1=d1-25×m=60-25×2=55 мм.
Диаметр впадин зубьев колеса:
df2=d2-25×m=190-25×2=185мм.
5 Проверочный расчет закрытой цилиндрической передачи
Проверка зубьев на выносливость по контактными напряжениям
Определяем напряжение контактной выносливости по формуле (1с.32):
где - коэффициент внутренней динамической нагрузки;
Т2 – вращающий момент на ведомом валу.
Определяем окружную скорость в зацеплении по формуле (1с.32):
Учитывая что V2=3 мс6мс по табл.8.2[2] назначаем 8 ую степень точности согласно ГОСТ 1643-81.
Далее по таблице 2.7[1] находим Кнv=109.
Напряжение контактной выносливости
Сравниваем значения допускаемых напряжений контактной выносливости с номинальными
В результате проверки выявилась существенная недогрузка (свыше 10 %) передачи поэтому с целью более полного использования возможностей материалов зубчатых колёс возможна корректировка рабочей ширины зубчатого венца по соотношению
По ряду Ra20 нормальных линейных размеров ГОСТ 6636-69 принимаем уточненное значение ширины венца зубчатого колеса bw=40мм.
Тогда ширина шестерни – b1=45мм.
Проверка прочности зубьев по напряжениям изгиба.
Расчёт выполняют отдельно для шестерни и для зубчатого колеса передачи после уточнения нагрузок на зубчатые колёса и их геометрических параметров.
Проверяем справедливость соотношения расчётных напряжений изгиба F и допускаемых напряжений [F]для прямозубых колёс по формуле (1 с.36):
где Ft - окружное усилие в зацеплении колёс;
KF - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине линии контакта;
YFs – коэффициент формы зуба.
Окружное усилие в зацеплении колёс рассчитывают по формуле (1с.37):
Коэффициент формы зуба YFs для прямозубой передачи определяем по таблице 2.9 (1с.38) – YFs=361.
Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине линии контакта KF определяем по рисунку 2.3 (1с.27) KF=105.
Учитывая что V2=3 мс6мс по таблице2.7(1с.34) для 8 ой степени точности принимаем коэффициент динамической нагрузки - КFv=112.
Определяем расчётные напряжения изгиба F для колеса:
Условие прочности выполняется .
Определяем расчётные напряжения изгиба F для шестерни:
Расчет открытой конической прямозубой передачи
Для открытой прямозубой конической передачи выбираем тот же материал что и для закрытой цилиндрической пары – Сталь 40Х.
Термообработка–таже. При этом сохраняются и допустимые напряжения.
Учитывая условия и характер работы открытых передач (недостаточная защищённость от загрязнения абразивными частицами и увеличенный абразивный износ при плохой смазке большие деформации валов что приводит к увеличению зазоров в зацеплении возрастанию динамических нагрузок к понижению прочности изношенных зубьев вследствие уменьшения площади их поперечного сечения и как следствие к поломке зубьев) данные передачи рассчитываем по напряжениям изгиба. В этих передачах выкрашивание не наблюдается так как поверхностные слои зубьев изнашиваются и удаляются раньше чем появляются усталостные трещины.
Допускаемые напряжения изгиба для шестерни:
Допускаемые напряжения изгиба для колеса:
2 Диаметр внешней делительной окружности шестерни
Определяем Диаметр внешней делительной окружности шестерни для прямозубых колес по формуле (11 с.27):
где К – коэффициент зависящий от поверхностной твердости для шестерни К=30;
- коэффициент зависящий от формы зубьев для прямозубой конической передачи =085.
Определяем окружную скорость на среднем делительном диаметре по формуле (11 с.27):
По полученной окружной скорости назначаем степень точности – 7.
Уточняем предварительно найденное значение диаметра внешней делительной окружности шестерни по формуле (11 с.27):
где КHv – коэффициент внутренней динамической нагрузки (принимаем по таблице 2.6 [11] КHv=109);
КH – коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий.
Определяем отношение
По таблице 2.7 (11) принимаем коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий КH=112.
Рисунок 3.1 – Схема открытой прямозубой конусной передачи.
По принятому передаточному числу uотк=2 находим угол при вершине делительного конуса по формуле (11 с.28):
Определяем внешнее конусное расстояние по формуле (11 с.28):
Определяем ширину венца по формуле (11 с.28):
Принимаем по стандартному ряду нормальных линейных размеров ГОСТ6636-69 b3=42мм.
По известным числу зубьев шестерни конической прямозубой передачи z3=24 и диаметру внешней делительной окружности шестерни определяем окружной модуль передачи.
Определяем число зубьев колеса по формуле (11 с.29):
Определяем угл делительного конуса колеса по формуле (11 с.29):
Внешние диаметры колес определяем по формуле (11 с.29):
где - коэффициент смещения (по таблице 2.12 [11] принимаем для шестерни -=03; для колеса =-03).
Внешний диаметр шестерни:
4 Проверочный расчет зубьев на выносливость по контактным напряжениям
Проверяем справедливость соотношения расчётных напряжений изгиба F и допускаемых напряжений [F]для прямозубых колёс по формуле 2.26:
YF – коэффициент формы зуба (по таблице 2.9 [1] YF=402).
Окружное усилие в зацеплении колёс рассчитывают по формуле 2.27:
Определяем средний диаметр шестерни по формуле (11 с.31):
Определяем осевую силу на шестерне по формуле (11 с.31):
Определяем радиальную силу на шестерне по формуле (11 с.31):
Определяем окружную скорость в зацеплении:
Учитывая что V3=166 мс4мс по табл.8.2[2] назначаем 8 ую степень точности согласно ГОСТ 1643-81.
Далее по таблице 2.7[1] находим Кнv=104.
Расчётные напряжения изгиба
Таблица 3.1 – Рассчитанные параметры конической прямозубой шестерни
Наименование параметра
Внешний окружной модуль
Внешнее конусное расстояние
Ширина зубчатого венца
Диаметр внешней делительной окружности
Средний делительный диаметр
Углы делительных конусов
Проектный расчет валов и опорных конструкций
В различных узлах машин (в том числе в механических передачах) содержится ряд деталей предназначенных для поддерживания вращающихся элементов зубчатых и червячных колёс шкивов звёздочек и т.д. Такие детали называются валами и осями. По конструкции оси и прямые валы мало отличаются друг от друга но характер их работы существенно различен: оси являются поддерживающими деталями и воспринимают только изгибающие нагрузки; валы представляют собой звенья механизмов передающие крутящие моменты и помимо изгиба испытывают кручение.
Нагрузки воспринимаемые валами и осями передаются на корпуса рамы и станины через опорные устройства подшипники.
Части валов и осей непосредственно соприкасающиеся с подшипниками носят общее наименование «цапфы». Цапфу расположенную на конце вала называют шипом а цапфу на средней части вала шейкой. Цапфы передающие на опоры осевые нагрузки называют пятами.
Оси могут быть неподвижными или вращаться вместе с насаженными на них деталями. Валы при работе механизма всегда вращаются.
Признаками для классификации валов служат их назначение форма геометрической оси конструктивные особенности.
Основными критериями работоспособности проектируемых редукторных валов являются прочность и выносливость. Они испытывают сложную деформацию совместное действие кручения изгиба и растяжения (сжатия). Но так как напряжения в валах от растяжения небольшие то их обычно не учитывают.
1 Выбор материала валов
В проектируемых редукторах для валов рекомендуется применять термически обрабатываемые среднеуглеродистые и легированные стали 45 40Х 40ХН и др. Для нашего случая подбираем сталь марки 40Х по табл. 2.1[1].
2 Выбор допускаемых напряжений на кручение
Проектный расчёт валов редуктора выполняют только по напряжениям кручения (как при чистом кручении) то есть при этом не учитывают напряжений изгиба концентрации напряжений и переменность напряжений во времени (циклы напряжений). Для компенсации этого значения допускаемых напряжений на кручение выбирают заниженными в пределах []K = 12 15 Нмм2. Меньшие значения []K для быстроходных валов большие значения []K для тихоходных валов.
Таким образом для вала шестерни допускаемое напряжение кручения []K=12МПа а для вала колеса - []K=15 МПа.
3 Определение геометрических параметров ступеней валов
3.1 Расчет быстроходного вала
Рисунок 4.1 – Схема вала-шестерни.
Ведущий вал соединен с электродвигателем муфтой МУВП. Диаметр выходного конца вала подобранного электродвигателя серии 4А тип 132М равен 38мм согласно таблице 1.4 [1]. Так как вал электродвигателя и ведущий вал редуктора передают одинаковый крутящий момент мы можем диаметр выходного вала редуктора принять равным или близким к диаметру выходного конца электродвигателя.
d=(08 10)d1=(08 10)38=304 38мм.
Проверим диаметр быстроходного вала по крутящему моменту (1с.49):
Определяем вращающий момент на быстроходном валу:
Принимаем диаметр выходного конца быстроходного вала d1=35мм по стандартному ряду нормальных линейных размеров ГОСТ6636-69.
Определяем диаметр под уплотнение крышки с отверстием и подшипник по формуле (1с.49):
где t- величина выступа.
Принимаем d2=45мм по ГОСТ 6639-69.
Определяем длину участка вала под полумуфту по формуле (1с.49):
l1 = (1.0 1.5)d1. (4.3)
l1 = (1.0 1.5)35=35 525мм.
Принимаем l1=50мм по ГОСТ 6639-69.
Определяем длину участка под уплотнение крышки с отверстием и подшипник по формуле (1с.49):
Принимаем l2=63мм по ГОСТ 6639-69.
Приняли диаметр вала под шестерню равным
Приняли d3=56мм по ГОСТ 639-69.
3.2 Расчет тихоходного вала
Рисунок 4.2 – Схема ведомого вала.
Диаметр тихоходного вала по крутящему моменту
Принимаем диаметр выходного конца тихоходного вала d2=42мм по ГОСТ6636-69.
Определяем диаметр под уплотнение крышки с отверстием и подшипник:
d2 = d1 + 2t=42+2*4=50мм.
Принимаем d2=50мм по ГОСТ 6639-69.
Определяем длину участка вала l1 по формуле (1с.49):
l1к = (1.0 1.5)d1=42 63мм.
Принимаем l1к=60мм по ГОСТ 6639-69.
Определяем длину участка под уплотнение крышки с отверстием и подшипник
l2 1.25d2=125*50=625мм.
Приняли диаметр вала под колесо равным
d3=d2+3.2*3=50+96=596мм.
Принимаем d3=60мм по ГОСТ 6639-69.
Определяем диаметр выступа по формуле (1с.50):
d5 = d3к + 3f (4.6)
Принимаем d5=67мм по ГОСТ 6639-69.
Расстояние l3 =695мм определяем графически по эскизной компоновке.
4 Предварительный выбор подшипников качения
Выбор наиболее рационального типа подшипника для данных условий работы редуктора весьма сложен и зависит от целого ряда факторов: передаваемой мощности редуктора типа передачи соотношения сил в зацеплении частоты вращения внутреннего кольца подшипника требуемого срока службы приемлемой стоимости схемы установки.
Для ведущего вала учитывая отсутствие осевой нагрузки назначаем по [10] шариковые радиальные подшипники легкой узкой серии условное обозначение 209 ГОСТ 8338-75 со следующими характеристиками:
Внутренний диаметр подшипника d = 45 мм;
Наружный диаметр подшипника D = 85 мм;
Ширина подшипника B = 19 мм;
Фаска подшипника r = 2 мм;
Динамическая грузоподъемность: Cr = 33200 Н;
Статическая грузоподъемность: Со = 18600 Н.
Для ведомого вала учитывая наличие осевой нагрузки от открытой конической передачи назначаем по [10] роликовые радиально-упорные подшипники легкой серии условное обозначение – 7210А ГОСТ 333-79 со следующими характеристиками:
Внутренний диаметр подшипника d = 50 мм;
Наружный диаметр подшипника D = 90 мм;
Ширина подшипника B = 20 мм;
Динамическая грузоподъемность: Cr = 70400 Н;
Статическая грузоподъемность: Со = 55000 Н.
5 Проверочный расчет валов
5.1 Проверочный расчет валов на выносливость
Для валов основным видом разрушения является усталостное разрушение. Статическое разрушение происходящее под действием случайных кратковременных перегрузок наблюдается значительно реже. Поэтому для валов расчёт на выносливость (сопротивление усталости) является основным и заключается в определении расчётных коэффициентов запаса усталостной прочности в потенциально опасных сечениях предварительно намеченных в соответствии с эпюрами моментов и наличием на валу концентраторов напряжений.
Из предварительных расчетов имеем: Ft2=21263Н Ft3=37736Н Fr3=1234.47Н Fa3=602Н.
Определяем радиальную нагрузку для прямозубой цилиндрической передачи в зацеплении колеса по формуле (11 с.24):
Осевая нагрузка в прямозубой передачи отсутствует.
Определили силы зацепления в конической прямозубой передачи.
Строим расчетную схему ведомого вала.
Определяем опорные реакции из условия статического равновесия вала.
Рисунок 4.3 – Силовая схема вала в плоскости OY.
-RAy1-Ft2 +Ft3 + RBy =0;
-(-59498)-21263+37736-75971=0.
=0 – реакции опор в плоскости OY определены верно.
Рисунок 4.4 - Силовая схема вала в плоскости OХ.
Отрицательный знак реакции опоры В в плоскости ОХ показывает что реакция RBх направлена в противоположную сторону относительно выбранному направлению.
265-774+(-198697)+123447=0;
Реакции опор в плоскости OX определены верно.
Определяем на каждом участке вала изгибающие моменты пользуясь методом сечений.
Рассмотрим участок вала 1
При х1=l1=3475 мм М1у=59498*003475=20675 Н*м.
Рассмотрим участок вала 2
При х2=0 М2у= -RАу*l1= =59498*003475=20675 Н*м.
При х2=l1= l2=3475 мм М2у=59498*2*003475-21263*003475=3396Н*м.
Рассмотрим участок вала 3
При х3=l3=90мм M3y= Ft3* l3=37736*009=3396Н*м.
При х1=l1=3475 мм М1х=15265*003475=53 Н*м.
При х2=l1= l2=3475 мм М2х=15265*2*003475-774*003475=792 Н*м.
При x3=l3=90 мм М3х=123447*009-602*0053=792 Н*м.
Строим эпюры изгибающих моментов.
Рисунок 4.5 – Расчетная схема ведомого вала.
Из рисунка видно что наиболее опасным участком нагружения вала является участок под опорой В.
Определяем суммарные моменты в каждом сечении вала:
5.2 Расчет на сопротивление усталости
Определяем амплитуду симметричного цикла нормальных напряжений при изгибе вала в опасных сечениях по формуле:
где М – момент на опасном участке вала;
Wx - момент сопротивления нетто-сечения вала изгибу.
Амплитуда симметричного цикла нормальных напряжений
Определяем амплитуду отнулевого цикла касательных напряжений при кручении вала по формуле (1с.60):
где Т - крутящий момент на валу Нмм;
Wp - момент сопротивления нетто-сечения вала кручению мм3.
При совместном действии изгиба и кручения запас усталостной прочности определяют по формуле (1с.61):
где - запас сопротивления усталости только по изгибу;
- запас сопротивления усталости только по кручению.
Определяем запас сопротивления усталости только по изгибу по формуле (1с.61):
где -1 - предел выносливости выбранного материала вала при симметричном цикле нагружения (по таблице 2.1 [1] -1 =375МПа);
kd и kF - масштабный фактор и фактор шероховатости поверхности (по таблице 10.7 [11] kF=09; kd=07 );
k - эффективный коэффициент концентрации напряжений при изгибе (по таблице 10.10 [11] k =18);
- коэффициент корректирующий влияние постоянной составляющей цикла напряжений на сопротивление усталости (=015согласно [1 с62]).
Определяем запас сопротивления усталости только по кручению по формуле (1с.61):
где -1 - предел выносливости выбранного материала вала при симметричном цикле нагружения (по таблице 2.1 [1] -1 =210МПа);
kd и kF - масштабный фактор и фактор шероховатости поверхности (по таблице 10.7 [11] kF=092; kd=07 );
k - эффективный коэффициент концентрации напряжений при изгибе (по таблице 10.10 [11] k =161);
- коэффициент корректирующий влияние постоянной составляющей цикла напряжений на сопротивление усталости (=01согласно [1 с62]).
Запас усталостной прочности при совместном действии изгиба и кручения
Условие прочности выполняется.
6 Проверка правильности подбора подшипников качения
Выбранные подшипники качения должны удовлетворять условию
LhЕзадан Lhфакт (4.13)
где Lhфакт – фактический срок службы подшипника
LhЕзадан – заданный срок службы подшипника.
Определяем заданный срок службы подшипника по формуле (1с.63):
LhЕзадан = НLh (4.14)
где Lh – требуемый ресурс работы редуктора
Н - коэффициент эквивалентности (по таблице 2.3 [1] Н=05).
LhЕзадан = 05*6000=3000ч.
Фактический срок работы подшипника рассчитываем по зависимости (1с.63):
где a1 - коэффициент надёжности (принимает a1 = 1 при 90% надёжности);
a2 - обобщённый коэффициент совместного влияния качества металла деталей подшипника и условий его эксплуатации (для обычных условий эксплуатации назначает a2 = 0.7 0.8 (для шарикоподшипников) и a2=0.6 (для роликоподшипников);
n – частота вращения вала мин-1;
Рr – эквивалентная динамическая нагрузка.
Эквивалентную динамическую нагрузку для проверяемого подшипника рассчитываем в общем случае по формуле (1с.63):
где Frп и Faп - соответственно радиальная и осевая силы в опоре;
V - коэффициент вращения (при вращении внутреннего кольца V = 1);
kб - коэффициент безопасности учитывающий характер нагрузки ( при умеренных толчках kб = 1.3 1.5);
kt - температурный коэффициент ( для температуры подшипникового узла t 100 C kt = 1);
X и Y - коэффициенты соответственно радиальной и осевой нагрузок на подшипник (для радиально-упорных конических подшипников Х=1 Y=14; для радиальных Х=1; Y=0).
Определяем долговечность подшипников на ведомом валу
Конические радиально-упорные подшипники качения
Радиальная сила в опоре
Эквивалентная динамическая нагрузка
Фактический срок работы подшипника
Условие LhЕзадан=3000 Lhфакт=8051 выполняется.
Определяем долговечность подшипников на ведущем валу
Радиальные шариковые подшипники легкой серии
На ведущем валу отсутствует осевая нагрузка поэтому X=1 и Y =0 - коэффициенты радиальной и осевой нагрузок на подшипник.
Условие LhЕзадан=3000 Lhфакт=28595 выполняется.
Конструирование зубчатых колес
1 Цилиндрические зубчатые колеса внешнего зацепления
Форма зубчатого колеса зависит от его габаритных размеров от серийности производства. При отсутствии в техническом задании на курсовое проектирование указаний о серийности производства редукторов его можно задать отдавая предпочтение индивидуальному и мелкосерийному производству.
Рисунок 5.1 - Простейшие формы колес изготавливаемые в мелкосерийном производстве.
Длину lст посадочного отверстия колеса определяем по формуле (1с.66):
lст = (1 12)d2 (5.3)
lст = (1 12)*60=60 72мм.
Принимаем длину ступицы колеса lст=65мм.
Определяем диаметр ступицы по формуле (1с.66):
dст = (15 155)d (5.4)
dст = (15 155)*60=90 93мм.
Принимаем диаметр ступицы колеса dст=90мм.
Определяем ширину S торцов зубчатого венца по формуле (1с.66):
S=22*2 + 005*40=64мм.
Фаску обычно принимают равной fx450 f=(05 06)*m=1 12мм.
Принимаем фаску f=12мм.
С = (035 04)*40=14 16мм.
Принимаем толщину диска с=16мм.
2 Конические зубчатые колеса
При внешнем диаметре вершин зубьев колеса свыше 120 мм рекомендуются конструкции колес показанные на рисунке 5.2.
Рисунок 5.2 – Конические зубчатые колеса.
По форме на рисунке 5.2 а конструируют колеса при единичном или мелкосерийном производстве. Выбираем форму конического зубчатого колеса показанную на рисунке 5.2 а.
Принимаем фаску f=05*me=2мм.
Определяем ширину зубчатого венца по формуле (1с. 69):
S = 25mе +2=25*4+2=12мм. (5.6)
Торец зубчатого венца шириной b = 07S=07*12=84мм используют для установки заготовки колеса в приспособлении при нарезании зубьев на станке. Для уменьшения объема точной механической обработки выполняют выточки глубиной 1 2 мм.
lст = (1 12)*42=42 504мм.
Принимаем длину ступицы колеса lст=45мм.
dст = (15 155)*42=63 651мм.
Принимаем диаметр ступицы колеса dст=65мм.
Толщина диска С рекомендована для уменьшения влияния термической обработки на точность геометрической формы колеса
С = (035 04)*42=147 168мм.
Расчет элементов редуктора
Корпус редуктора служит для размещения и координации деталей передачи защиты их от загрязнения организации системы смазки а также восприятия сил возникающих в зацеплении редукторной пары подшипниках открытой передаче.
Форма корпуса определяется в основном технологическими эксплуатационными и эстетическими требованиями с учётом его прочности и жёсткости. Этим требованиям удовлетворяют корпуса прямоугольной формы с гладкими наружными стенками без выступающих конструктивных элементов: подшипниковые бобышки и рёбра внутри; стяжные болты только по продольной стороне корпуса в нишах; крышки подшипниковых узлов преимущественно врезные; фундаментные лапы не выступают за габариты корпуса.
1 Расчет крепежных элементов
Крепежные элементы и их характеристики выбираем по таблице 5.1 [1] при межосевом расстоянии 140мм – диаметр фундаментальных болтов d1=М14 болтов подшипниковой бобышки d2=М12 болтов соединения крышки с корпусом d3=М10 болтов крышек подшипниковых узлов d4=М8 болтов крышки смотрового люка d5=М6.
2 Расчет фланцев разъема корпуса
Конструктивные элементы фланца с соответствующим ему индексом выбирают в зависимости от диаметра d крепёжного винта (болта).
Для болтов ширина фланца k = 235d;
для винтов ширина k 2.2d ; координата оси отверстия С = k2 ;
высота опорной поверхности под головку мм;
для фундаментных болтов ширина k1 2.514=35мм;
координата оси отверстия С1 = k12 - (1 2)=352-15=16 мм.
Высота опорной поверхности под головку для фундаментных болтов
Высота опорной поверхности под головку болтов соединения крышки с корпусом
Толщину стенки корпуса редуктора принимаем =8мм.
Фланец подшипниковой бобышки крышки и основания корпуса предназначен для соединения крышки и основания разъёмных корпусов. Фланец расположен в месте установки стяжных подшипниковых болтов (винтов) на продольных длинных сторонах корпуса.
Подшипниковые стяжные винты d2 ставят по возможности ближе к отверстию D под подшипник так чтобы расстояние между стенками отверстий с диаметрами d02 и d4.
В цилиндрическом горизонтальном редукторе винт расположенный между отверстиями под подшипники помещают посередине между этими отверстиями. При этом наружные торцы подшипниковых бобышек для удобства обработки выполняют в одной плоскости.
В редукторах горизонтального исполнения когда разъем корпусных деталей выполняют по осям валов бобышки подшипниковых узлов в основании корпуса располагают внутри корпуса а в крышке – снаружи.
3 Конструирование крышек подшипников
3.1 Крышки для конических подшипников
В зависимости от диаметра наружного кольца подшипника подбирается крышка глухая толщиной =6мм. Количество болтов для привертной крышки подшипникового узла выбираем 4 для каждой крышки.
Рисунок 6.1 – Эскиз крышtк подшипников выходного узла вала.
На второй подшипник выбираем крышку с проточкой под манжету. Такой вариант исполнения сквозной крышки наиболее распространенный.
Диаметр фланца крышки определяем по формуле (11 с.169):
Dф=D+(4 44)d=120мм. (6.1)
Толщина фланца крышки
Диаметр центровой окружности винтов определяем по формуле:
Диаметр отверстия крышки выходного конца вала (рисунок 6.1 (б)) определяем в зависимости от выбранного уплотнения. Расточку отверстия выполняют так чтобы можно было выпрессовать изношенную манжету.
3.2 Крышки для шариковых подшипников
Для шариковых подшипников выбираем этого же исполнения крышки. Толщина глухой крышки 6мм. Толщина фланца крышки 72мм.
Dф=D+(4 44)d=85+32 1202=120мм.
4.1 Расчет шпонок для колеса
По ГОСТ 23360-78 подбираем призматическую шпонку под цилиндрическое колесо.
Диаметр вала под колесо dк=60мм;
Длина ступицы колеса dстк=525мм;
Выбираем шпонку в х h x l = 18х 11х 40мм.
Проверяем длину шпонки из условия прочности на смятие
Допускаемое напряжение = 110 МПа
4.2 Расчет шпонки под коническую шестерню
Подбираем шпонку на выходной конец тихоходного вала под коническую шестерню
Диаметр вала под коническую шестерню dк=42мм;
Длина ступицы колеса dстк=65мм;
Выбираем шпонку в х h x l = 12х 8х 50мм.
Условие прочности выполняется.
5 Уплотнительные устройства
В качестве уплотнительных устройств на валах используем манжеты. Согласно ГОСТ 8752-79 выбираем манжеты по диаметру вала. При этом поверхность вала должна быть закаленной до твердости HRC 40 и иметь шероховатость Ra032мкм. Допуск вала под уплотнение должен соответствовать h11.
Для ведущего вала при d=40мм подобрали манжет с наружным диаметром 60мм и толщиной кольца 10мм.
Для ведомого вала при d=45мм подобрали манжет с наружным диаметром 65мм и толщиной кольца – 10мм.
Для подъёма и транспортировки крышки корпуса и собранного редуктора применяют проушины отливая их заодно с крышкой.
Выбор конструкции проушины зависит от размеров и формы крышки корпуса.
Рисунок 6.2 – Проушина.
Толщина проушины S=2*8=16мм.
Диаметр отверстия d=3*8=24мм.
7 Пробка сливного отверстия
Пробка сливного отверстия должна находится в низшей точке дна редуктора для того чтобы масло имело возможность полностью вытечь. При этом конструкция дна должна иметь вид как показано на рисунке 6.3.
Рисунок 6.3 – Конструкция сливного устройства.
Сливную пробку выбираем болт М16x125x20мм.
В настоящее время в машиностроении широко применяют картерную систему смазки при окружной скорости колес от 03 до 125мс. В корпус редуктора заливают масло так чтобы венцы колес были в него погружены. При их вращении внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе которые покрывают поверхность расположенных внутри деталей.
Выбор смазочного материала основан на опыте эксплуатации машин. Принцип назначения сорта масла следующий: чем выше контактные давления в зубьях тем большей вязкостью должно обладать масло чем выше окружная скорость колеса тем меньше должна быть вязкость масла.
Поэтому требуемую вязкость масла определяют в зависимости от контактного напряжения и окружности скорости колес.
Окружная скорость колес ведомого вала у нас определена V2=3мсек. Контактное напряжение определено [н]= 51545МПа.
Теперь по окружности и контактному напряжению по таблице 11.1[11] находим требуемую вязкость масла 28мм2с. Сорт масла выбираем с учетом требуемой вязкости по таблице 11.2[11]. Возможно использование масла - индустриальное И-30А.
Определение объема масляной ванны
Предельно допустимые уровни погружения колес цилиндрического редуктора в масляную ванну:
≤ hM ≤ 025 х 190 = 45 мм.
Наименьшую глубину принято считать равной модулю зацепления.
Наибольшая допустимая глубина погружения зависит от окружной скорости колеса. Чем медленнее вращается колесо тем на большую глубину оно может быть погружено.
Учитывая что окружная скорость невысока а схема редуктора горизонтальная примем значение hм = 45 мм.
Теперь определим уровень масла от дна корпуса редуктора:
h = в0 + hм = 15 + 45 = 60 мм.
в0 – расстояние от наружного диаметра колеса до дна корпуса
в0 ≥ 6 * m ≥ 6 * 2 ≥ 12 мм
Объем масляной ванны
(L-)*(B-)*h = 2845 * 65 * 60 = 1109550мм3
Объем масляной ванны составил 11 л.
Способ контроля уровня смазки зубчтых колес
Для контроля уровня масла в корпусе необходимо установить жезловый маслоуказатель.
Рисунок 7.1 - Жезловый маслоуказатель.
Также в нижней части корпуса редуктора предусмотрено отверстие с пробкой для слива отработанного масла а на крышке редуктора – отдушина для снятия давления в корпусе появляющегося от нагрева масла и воздуха при длительной работе. Отдушину можно также использовать в качестве пробки закрывающей отверстие для заливки масла.
Выбор способа и типа смазки подшипников
Подшипники смазывают тем же маслом что и детали передач. Другое масло применяют лишь в ответственных изделиях.
При картерной смазке колес подшипники качения смазываются брызгами масла. При окружности вращения колес V>1мс брызгами масла покрываются все детали передач и внутренние поверхности стенок корпуса. Стекающее с колес валов и стенок корпуса масло попадает в подшипники.
Так как смазка жидкая для предохранения от ее вытекания из подшипниковых узлов а так же для их защиты от попадания извне пыли грязи и влаги торцовые крышки установим с жировыми канавками которые заполним густой консистентной смазкой.
Расчет допусков форм и расположения поверхностей
Погрешности формы и расположения поверхностей возникают при обработке деталей вследствие деформаций оборудования инструмента и деталей неоднородности материала заготовки и других причин.
Таким образом в нашем случае можно принять средние параметры. В задании отсутствует строгие ограничения на качество деталей редуктора.
Для нормальной бесперебойной работы редуктора в целом необходимо назначить допуски форм и расположения поверхностей для отдельных деталей редуктора.
Для участка вала под подшипниками качения принимаем допуск формы цилиндрической поверхности на ведомом и ведущем валу 0005мм для обеспечения наибольшей площади контакта внутреннего кольца подшипника с валом.
Для участка вала в местах крепления полумуфт принимаем допуск формы цилиндрической поверхности 0012мм и допуск перпендикулярности 0016м
Рисунок 8.1 – Допуски формы и расположения поверхностей.
Для наиболее наглядного представления числовых значений допусков форм и расположения поверхностей все результаты расчетов по позициям согласно рисунку 8.1 сводим в таблицу 8.1.
Таблица 8.1 - Допуски формы и расположения поверхностей
- допуск соосности цапфы вала под подшипниками
- допуск соосности цапфы вала под зубчатым колесом
= 60n мм только для n 1000 обмин
Т - допуск перпендикулярности поверхности при диаметре dо по таблице 7.9[1]
Т - допуск перпендикулярности
Т = 0.5tшп - допуск параллельности
где tшп - допуск ширины шпоночного паза.
«Методические указания к выполнению расчетной части курсового проекта по прикладной механике» УГАТУ.
ИвановМ.Н. Детали машин. Высшая школа 2000 г.
П.Ф.Дунаев О.П.Леликов. Детали машин. Курсовое проектирование. Высшая школа 1984 г.
Д.С.Левятов Г.Б.Соскин. Расчеты и конструирование деталей машин. Высшая школа 1985 г.
Феодосьев В.И. Сопротивление материалов. М. 1989 г.
Марочник сталей и сплавов. СправочникПод редакцией В.Г.Сорокина М. Машиностроение 1989 г.
АнурьевВ.И. Справочник конструктора машиностроителя. М.2001г. Т.I II III.
Детали машин: АтласПод редакцией Д.Н.Решетова. М. 1992г.
М.И.Амфимов. Редукторы. Конструкции и расчет. М. Машиностроение 1972 г.
Подшипники качения. Справочник-каталогПод редакцией В.Н.Нарышкина и Р.Р.Коросташевского. М. Машиностроение 1984г.
П.Ф.Дунаев О.П.Леликов «Конструирование узлов и деталей машин». Высшая школа 2003г.

Спецификация.spw

Пояснительная записка
Крышка подшипника сквозная
Крышка подшипника глухая
- 8g х35.109.40Х.26 ГОСТ15591-70
Болт М14-6gх60.109.40Х.26 ГОСТ 7795-70
Манжета 50х76 ГОСТ 8752-79
Подшипник 7210А ГОСТ 333-79
Шайба А12 ГОСТ6958-78
Шайба 12 БрКМц3-1 ГОСТ6402-70
Шпонка 18х11х40 ГОСТ 23360-78
Шпонка 12х8х50 ГОСТ 2336078