Редуктор Трехступенчатый Цилиндрический

Содержание.docx

1 Массовые силовые и геометрические характеристики конвейера ..4
2 Массы изделий и технологического оборудования ..4
Статические нагрузки исполнительного механизма 4
Основные характеристики механизмов привода 6
1 Динамические характеристики привода .7
2 Крутящие моменты на валу двигателя 7
3 Моменты инерции масс приведённые к валу двигателя .7
4 Временные характеристики рабочего цикла 9
5 Характеристики нагрузок рабочего цикла .10
Кинематический расчёт . 14
Выбор материала и термообработки .16
1 Определение допускаемых контактных напряжений 16
2 Проверочный расчёт на изгиб 21
Конструирование зубчатых передач редуктора ..23
1 Общие положения 23
2 Исходные данные .23
3 Определение основных коэффициентов для расчёта передачи 23
4 определение основных параметров передачи ..24
5 Проверка зубьев на усталостный излом .25
6 Проверочный расчёт для предотвращения остаточной деформации зубьев при действии максимальной нагрузки 26
7 Основные геометрические размеры зубчатой пары .27
8 Силы действующие в зацеплении .28
9 Компоновка редуктора 31
1 Эскизная компоновка валов редуктора 33
2 Прочностной расчёт промежуточного вала – шестерни №3 ..34
Выбор подшипников качения . 49
Конструирование зубчатых колёс редуктора .. . 53
Конструирование шпоночных соединений .. .54
Система смазки редуктора .. 56
Список литературы 57

Спецификация.doc

ОКМА 0402.01.00.00СБ
регулировочных прокладок
Втулка дистанционная
Болт М6×12 ГОСТ 7798-70
Болт М8×30 ГОСТ 7805-70
Гайка М12 ГОСТ 15526-70
Шайба 6 ГОСТ 9649-78
Шайба 8 ГОСТ 9649-78
Шайба 12 ГОСТ 9649-78

Ведомость.docx

ОКМА 0304.0000.00ВО1
Привод роторного конвейера
ОКМА 0304.0000.00ВО2
ОКМА 0304.55.0000.00ПЗ
Вал конической шестерни
Редуктор трёхступенчатый цилиндрический

компоновка 2.cdw

1.docx

1.Выбор материала и термообработки
Основным материалом для изготовления зубчатой пары примем сталь 40ХН (табл.13 [1]). Термообработка колеса – улучшение твёрдость НВ 269-302; Термообработка шестерни – улучшение + закалка ТВЧ твёрдость поверхности
1 Определение допускаемых контактных напряжений
Допускаемые контактные напряжения при расчёте на выносливость определяются отдельно для зубьев шестерни []1и колеса []2 по выражению:
где – предел контактной выносливости соответствующий эквивалентному числу циклов перемен напряжений МПа;
SH – коэффициент безопасности (табл.14 [1]);
ZR – коэффициент учитывающий шероховатость рабочих поверхностей
( при Rа = 125 063 ZR = 1)
ZV – коэффициент учитывающий влияние окружной скорости (ZV = 1).
Общее время работы привода:
где = 6 – срок службы в годах; = 03 – коэффициент суточного использования; 06 коэффициент годового использования.
Коэффициент долговечности:
где 30·НВ24 – базовое число циклов изменения напряжений;
– эквивалентное число циклов изменения напряжений:
2 Проверочный расчёт на изгиб
Проверочный расчёт зубчатых передач на изгиб выполняется отдельно для зубьев шестерни и колеса по допускаемым напряжениям изгиба []1 и []2 которые определяются по выражению:
где – предел выносливости зубьев при изгибе соответствующий эквивалентному числу циклов перемен напряжений МПа;
SF – коэффициент безопасности (табл.15 [1]);
– коэффициент учитывающий влияние окружной скорости;
- коэффициент учитывающий шероховатость рабочих поверхностей.
Эквивалентное число циклов перемен напряжений:
где = 6 при НВ ≤ 350 и = 9 при НВ ≥ 350:
Вал 1: 1 = 60·700· 94608·(012+156·10-8) = 477·107 циклов;
Вал 2:2 = 60·13462· 94608·(012+156·10-8) =917·106 циклов;
Вал 3:3 = 60·3543· 94608·(012+156·10-8) = 24·106 циклов;
Вал 4: 1 = 60·14· 94608·(012+156·10-8) = 954·105 циклов.
Где = 4·106 – базовое число циклов перемен напряжений.
Вспомогательный параметр определяется по таблице 16 [1]:
3.2 Вспомогательный коэффициент определяется в зависимости от вида передачи. Для косозубой передачи = 43.
3.3 Коэффициент распределения нагрузки между зубьями для косозубой передачи = 11.
3.4 Коэффициент неравномерности нагрузки по ширине венца определяется по таблице 17 [1]: = 103.
3.5 Коэффициент динамической нагрузки. Для косозубых передач 6-8 степени точности рекомендуется принимать Кv = 108.
3.6 Допускаемое контактное напряжение: []12 = 713 МПа.
4 определение основных параметров передачи
4.1 Межосевое расстояние:
По условиям компоновки принимаем
4.2 Определим контактное напряжение при действии максимальной нагрузки по формуле:
где - максимальный пусковой момент из графика нагрузки (рисунок 3.2):
4.3 Допускаемое контактное напряжение при действии максимальной нагрузки:
где = 790 МПа – предел текучести материала (таблица 13 [1]).
4.4 Проверим выполнение условия :
53 ≤ 2212 – условие выполняется.
4.5 Принимаем угол наклона зубьев для косозубых колёс: = 16о.
4.6 Принимаем число зубьев шестерни: Z1 = 26.
4.7 Число зубьев колеса:
4.8 Модуль передачи:
Принимаем по ГОСТ 9563-60 (таблица 93[2]) 00
4.9 Угол наклона зубьев в соответствии с принятым модулем:
4.10 Рабочая ширина зацепления:
5 Проверка зубьев на усталостный излом
Для проверки зубьев на усталостный излом необходимо по таблице 19[1] определить коэффициенты формы зуба YF1 и YF2. Для косозубой передачи YF находится по эквивалентному числу зубьев Zv :
YF1 = 382; YF2 = 36.
5.1 Коэффициент учитывающий угол наклона зубьев:
5.2 Определяем наиболее слабый элемент передачи по минимальному соотношению:
Наиболее слабым элементом является колесо.
5.3 Для наиболее слабого элемента определяем напряжение изгиба действующее в ножке зуба:
5.4 Проведём сравнение 68 ≤ 212 – условие выполняется.
6 Проверочный расчёт для предотвращения остаточной деформации или хрупкого излома зубьев при действии максимальной нагрузки.
6.1 Максимальное допустимое напряжение изгиба:
где - предельное напряжение не вызывающее остаточных деформаций и хрупкого излома МПа;
= 48·НВ при нормализации и улучшении
6.2 Наиболее слабый элемент передачи определяется по наименьшему соотношению:
Наиболее слабым элементом передачи является шестерня.
6.3 Максимальное напряжение изгиба возникающее при действии максимальной нагрузки:
6.4 Проведём сравнение - условие выполняется.
7 Основные геометрические размеры зубчатой пары
7.2 Ширина шестерни:
7.3 Высота головки зуба:
7.4 Высота ножки зуба:
7.5 Диаметры делительных окружностей:
7.6 Диаметры вершин зубьев:
7.7 Диаметры окружностей впадин:
8 Силы действующие в зацеплении
8.2 Радиальная сила:
Расчёт всех ступеней проведён с помощью ЭВМ:
Передача первой ступени
Закрытая цилиндрическая косозубая передача
Мощность кВт N1 = 0735
Число оборотов шестерни обмин n1 = 700
Передаточное число u = 52
Число зубьев шестерни .Z1 = 26
Допускаемое напряжение на изгиб для шестерни МПа 229
Допускаемое напряжение на изгиб для колеса МПа .212
Допускаемое контактное напряжение МПа []12 = 713
Коэффициент распределения нагрузки по ширине зуба = 103.
u = 52; Z1 = 26; Z2 = 136; m = 1; ;
Межосевое расстояние
Угол наклона зубьев
Передача второй ступени
Мощность кВт N1 = 0728
Число оборотов шестерни обмин n1 = 13462
Передаточное число u = 38
Число зубьев шестерни .Z1 = 22
Допускаемое напряжение на изгиб для колеса МПа .229
Допускаемое контактное напряжение МПа []12 = 923
9 Компоновка редуктора
На основании полученных данных выполняем компоновку редуктора (рисунок 4.1аб). В процессе компоновки выявляется возможность врезания колёс в валы а также проверяется условие смазываемости колёс.
Рисунок 4.1а Компоновка редуктора (вид сбоку).
Глубина масленой ванны Н принимается исходя из соотношения:
Принимаем глубину масленой ванны Н = 55 мм.
Рисунок 4.1б Компоновка редуктора (вид сверху).

Исходные данные.docx

- Тип редуктора: трёхступенчатый цилиндрический;
- Передаточное число u: 50;
- Обороты на входе nвх обмин: 700;
- Пусковой момент Тma
- Номинальный момент Ту Нм: 10664;
- Мощность двигателя N кВт: 075.
Кинематический расчёт
Рисунок 2.1 Кинематическая схема редуктора.
1 Общее передаточное число распределяется по ступеням редуктора в соответствии со следующими соотношениями:
Для быстроходной передачи:
Для средней ступени:
2 Кинематические параметры на валах:
где nвх обмин – частота вращения на входе редуктора
передаточное число от входа до i-того вала.
где мощность на входе
общий КПД всех узлов от входа до i-того вала.
Рассчитанные параметры для всех валов приведены в таблице 2.1
Выбор материала и термообработки
Основным материалом для изготовления зубчатой пары примем сталь 40ХН (табл.13 [1]). Термообработка колеса – улучшение твёрдость НВ 269-302;
Термообработка шестерни – улучшение + закалка ТВЧ твёрдость поверхности
1 Определение допускаемых контактных напряжений
Допускаемые контактные напряжения при расчёте на выносливость определяются отдельно для зубьев шестерни []1и колеса []2 по выражению:
где – предел контактной выносливости соответствующий эквивалентному числу циклов перемен напряжений МПа;
SH – коэффициент безопасности (табл.14 [1]);
ZR – коэффициент учитывающий шероховатость рабочих поверхностей
( при Rа = 125 063 ZR = 1)
ZV – коэффициент учитывающий влияние окружной скорости (ZV = 1).
Общее время работы привода:
где = 6 – срок службы в годах; = 03 – коэффициент суточного использования; 06 коэффициент годового использования.
Коэффициент долговечности:
где 30·НВ24 – базовое число циклов изменения напряжений;
– эквивалентное число циклов изменения напряжений:
- величина расчётного момента;
- частота вращения вала по которому ведётся расчёт обмин.
Рисунок 3.1 График нагрузки.
где - смотри рисунок 3.2.
Рисунок 3.2 Крутящие моменты рабочего цикла на промежуточном валу привода.
Эквивалентное число циклов:
Вал 1:1 = 60·700· 94608·(012+0002) = 485·107 циклов;
Вал 2: 2 = 60·13462· 94608·(012+0002) = 932·106 циклов;
Вал 3: 3 = 60·3543· 94608·(012+0002) = 245·106 циклов;
Вал 4: 4 = 60·14· 94608·(012+0002) = 97·105 циклов.
Базовое число циклов для шестерни:
= 30·50024 = 90·107;
= 30·26924 = 203·107.
Коэффициенты долговечности:
Предел контактной выносливости:
где - предел контактной выносливости соответствующий базовому числу циклов перемен напряжений (табл.14 [1] ).
= [17·HRC+200]·11 = 1155 МПа;
= [2·HВ+70]·113 = 687 МПа;
= [17·HRC+200]·114 = 1522 МПа;
= [2·HВ+70]·142 = 863 МПа;
= [17·HRC+200]·182 = 1911 МПа;
= [2·HВ+70]·166 = 1009 МПа.
Допускаемые контактные напряжения:
В качестве допустимого контактного напряжения учитывая большую разность средних твёрдостей активных поверхностей зубьев колёс и шестерен принимаем меньшее из двух полученных по соотношениям:
[]12 = 045([]1 + []2) = 045(962 + 624) = 7137 МПа
[]12 = 123[]2 = 123· 624 = 7675 МПа;
[]34 = 045(1268 + 784) = 9234 МПа
[]34 = 123·784 = 9643 МПа;
[]56 = 045(1592 + 917) = 1129 МПа
[]56 = 123· 917 = 11279 МПа.
2 Проверочный расчёт на изгиб
Проверочный расчёт зубчатых передач на изгиб выполняется отдельно для зубьев шестерни и колеса по допускаемым напряжениям изгиба []1 и []2 которые определяются по выражению:
где – предел выносливости зубьев при изгибе соответствующий эквивалентному числу циклов перемен напряжений МПа;
SF – коэффициент безопасности (табл.15 [1]);
– коэффициент учитывающий влияние окружной скорости;
- коэффициент учитывающий шероховатость рабочих поверхностей.
Эквивалентное число циклов перемен напряжений:
где = 6 при НВ ≤ 350 и = 9 при НВ ≥ 350:
Вал 1: 1 = 60·700· 94608·(012+156·10-8) = 477·107 циклов;
Вал 2:2 = 60·13462· 94608·(012+156·10-8) =917·106 циклов;
Вал 3:3 = 60·3543· 94608·(012+156·10-8) = 24·106 циклов;
Вал 4: 1 = 60·14· 94608·(012+156·10-8) = 954·105 циклов.
Где = 4·106 – базовое число циклов перемен напряжений.
Предел выносливости зубьев:
где МПа - предел выносливости зубьев при изгибе соответствующий базовому числу циклов перемен напряжений (табл.15 [1] ).
Допускаемые напряжения на изгиб:
Конструирование зубчатых передач редуктора
Основной причиной выхода из строя зубчатых колёс является повреждение зубчатых венцов. Целью проводимых расчётов является предотвращение выхода их из строя из-за поломок зубьев и выкрашивания их активных поверхностей в результате развития усталостных трещин.
Расчёт передачи первой ступени:
3 Определение основных коэффициентов для расчёта передачи
3.1 Вспомогательный коэффициент определяется по вспомогательному параметру который отражает зависимость рабочей ширины зацепления относительно диаметра шестерни: тогда:
Вспомогательный параметр определяется по таблице 16 [1]:
3.2 Вспомогательный коэффициент определяется в зависимости от вида передачи. Для косозубой передачи = 43.
3.3 Коэффициент распределения нагрузки между зубьями для косозубой передачи = 11.
3.4 Коэффициент неравномерности нагрузки по ширине венца определяется по таблице 17 [1]: = 103.
3.5 Коэффициент динамической нагрузки. Для косозубых передач 6-8 степени точности рекомендуется принимать Кv = 108.
3.6 Допускаемое контактное напряжение: []12 = 713 МПа.
4 определение основных параметров передачи
4.1 Межосевое расстояние:
По условиям компоновки принимаем
4.2 Определим контактное напряжение при действии максимальной нагрузки по формуле:
где - максимальный пусковой момент из графика нагрузки (рисунок 3.2):
4.3 Допускаемое контактное напряжение при действии максимальной нагрузки:
где = 790 МПа – предел текучести материала (таблица 13 [1]).
4.4 Проверим выполнение условия :
53 ≤ 2212 – условие выполняется.
4.5 Принимаем угол наклона зубьев для косозубых колёс: = 16о.
4.6 Принимаем число зубьев шестерни: Z1 = 26.
4.7 Число зубьев колеса:
4.8 Модуль передачи:
Принимаем по ГОСТ 9563-60 (таблица 93[2]) 00
4.9 Угол наклона зубьев в соответствии с принятым модулем:
4.10 Рабочая ширина зацепления:
5 Проверка зубьев на усталостный излом
Для проверки зубьев на усталостный излом необходимо по таблице 19[1] определить коэффициенты формы зуба YF1 и YF2. Для косозубой передачи YF находится по эквивалентному числу зубьев Zv :
YF1 = 382; YF2 = 36.
5.1 Коэффициент учитывающий угол наклона зубьев:
5.2 Определяем наиболее слабый элемент передачи по минимальному соотношению:
Наиболее слабым элементом является колесо.
5.3 Для наиболее слабого элемента определяем напряжение изгиба действующее в ножке зуба:
5.4 Проведём сравнение 68 ≤ 212 – условие выполняется.
6 Проверочный расчёт для предотвращения остаточной деформации или хрупкого излома зубьев при действии максимальной нагрузки.
6.1 Максимальное допустимое напряжение изгиба:
где - предельное напряжение не вызывающее остаточных деформаций и хрупкого излома МПа;
= 48·НВ при нормализации и улучшении
6.2 Наиболее слабый элемент передачи определяется по наименьшему соотношению:
Наиболее слабым элементом передачи является шестерня.
6.3 Максимальное напряжение изгиба возникающее при действии максимальной нагрузки:
6.4 Проведём сравнение - условие выполняется.
7 Основные геометрические размеры зубчатой пары
7.2 Ширина шестерни:
7.3 Высота головки зуба:
7.4 Высота ножки зуба:
7.5 Диаметры делительных окружностей:
7.6 Диаметры вершин зубьев:
7.7 Диаметры окружностей впадин:
8 Силы действующие в зацеплении
8.2 Радиальная сила:
Расчёт всех ступеней проведён с помощью ЭВМ:
Передача первой ступени
Закрытая цилиндрическая косозубая передача
Мощность кВт N1 = 0735
Число оборотов шестерни обмин n1 = 700
Передаточное число u = 52
Число зубьев шестерни .Z1 = 26
Допускаемое напряжение на изгиб для шестерни МПа 229
Допускаемое напряжение на изгиб для колеса МПа .212
Допускаемое контактное напряжение МПа []12 = 713
Коэффициент распределения нагрузки по ширине зуба = 103.
u = 52; Z1 = 26; Z2 = 136; m = 1; ;
Межосевое расстояние
Угол наклона зубьев
Передача второй ступени
Мощность кВт N1 = 0728
Число оборотов шестерни обмин n1 = 13462
Передаточное число u = 38
Число зубьев шестерни .Z1 = 22
Допускаемое напряжение на изгиб для колеса МПа .229
Допускаемое контактное напряжение МПа []12 = 923
u = 38; Z1 = 22; Z2 = 84; m = 200; ;
Передача третьей ступени:
Закрытая цилиндрическая прямозубая передача
Мощность кВт N1 = 0721
Число оборотов шестерни обмин n1 = 3543
Передаточное число u = 253
Допускаемое напряжение на изгиб для шестерни МПа 242
Допускаемое напряжение на изгиб для колеса МПа .269
Допускаемое контактное напряжение МПа []12 = 1127
u = 253; Z1 = 22; Z2 = 56; m = 300; ;
9 Компоновка редуктора
На основании полученных данных выполняем компоновку редуктора (рисунок 4.1аб). В процессе компоновки выявляется возможность врезания колёс в валы а также проверяется условие смазываемости колёс.
Рисунок 4.1а Компоновка редуктора (вид сбоку).
Глубина масленой ванны Н принимается исходя из соотношения:
Принимаем глубину масленой ванны Н = 55 мм.
Рисунок 4.1б Компоновка редуктора (вид сверху).

Компоновка 1.cdw

Вал.cdw

Вал 4 чертеж.cdw

Корпус.cdw

Вал 2 чертеж.cdw

Колесо.cdw

Вал 3 Чертеж.cdw

Нормальный исходный
Коэффициент смещения
Чертёж сопряжённого
данные для контроля зубчатого венца
выбирают по ГОСТ 1643 - 81.
Сталь 40ХН ГОСТ 4543-71

Колесо 2 Чертеж.cdw

Нормальный исходный
Коэффициент смещения
269 302HB. Зубья калить с нагревом
Неуказанные предельные отклонения
размеров поверхностей
данные для контроля зубчатого венца
выбирают по ГОСТ 1643 - 81.
Сталь 40ХН ГОСТ 4543-71

Чертеж СБ.cdw

Техническая характеристика:
Объём маслянной ванны - 2
Технические требования:
Поверхности соединения "корпус - крышка" перед сборкой покрыть уплотнительной пастой типа Герметик
Отрегулировать подшипники набором металлических прокладок
После сборки валы редуктора должны проворачиваться свободно без стуков и заедания
Редуктор обкатать на стенде по 10 - 15 минут на всех режимах нагрузки
Проверить отсутствие подтеканий масла через уплотнения и сальники.

Крышка чертеж.cdw

Формовочные уклоны - 3
Неуказанные радиусы - 2мм max.
Неуказанные предельные отклонения размеров
точности по СТ СЭВ 302 - 75.

Колесо чертеж.cdw

Вал схема.cdw

Задание.docx

ФЕДЕРАЛЬНОЕ АГЕНСТВО ПО ОБРАЗОВАНИЮ
Государственное образовательное учреждение
Высшего профессионального образования
Донской государственный технический университет
(подпись инициалы фамилия)
ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА
к курсовому проекту (работе) по:
дисциплине Детали машин и основы конструирования
на тему: Проектирование цилиндрического редуктора для привода роторного конвейера
Автор проекта (работы) Свешников Я.В.
Обозначение курсового проекта 0304.55.0000.000 ПЗ Группа УМ31
Специальность ”Мехатроника”
к курсовому проекту по дисциплине:
Детали машин и основы конструирования
Студент Свешников Я.В. Код 0304 Группа УМ31
На тему: Проектирование цилиндрического редуктора для привода роторного конвейера
Исходные данные для проектирования:
- Тип редуктора: трёхступенчатый цилиндрический;
- Передаточное число u: 63;
- Обороты на входе nвх обмин: 680;
- Пусковой момент Тma
- Номинальный момент Ту Нм: 35;
- Мощность двигателя N кВт: 025.
Массовые силовые и геометрические характеристики устройств межоперационного транспорта .. . ..3
Энергетическиекинематические и конструктивные характеристики привода . .. .4
Динамические характеристики привода .. .5
Расчеты деталей исполнительных механизмов на прочность и долговечность ..6
Кинематический расчёт . 7
Выбор материала и термообработки .8
1 Определение допускаемых контактных напряжений 9
2 Проверочный расчёт на изгиб 14
Конструирование зубчатых передач редуктора ..16
1 Общие положения 16
2 Исходные данные .16
3 Определение основных коэффициентов для расчёта передачи 16
4 Определение основных параметров передачи ..17
5 Проверка зубьев на усталостный излом .19
6 Проверочный расчёт для предотвращения остаточной деформации или хрупкого излома зубьев при действии максимальной нагрузки .. .20
7 Основные геометрические размеры зубчатой пары .21
8 Силы действующие в зацеплении .21
9 Компоновка редуктора 24
1 Эскизная компоновка валов редуктора 27
2 Прочностной расчёт промежуточного вала – шестерни №3 ..28
Выбор подшипников качения . 38
Конструирование зубчатых колёс редуктора .. 42
Конструирование шпоночных соединений .. .43
Система смазки редуктора .. 45
Список использованных источников 46
Технический уровень всех отраслей народного хозяйства тесно связан и в значительной мере определяется уровнем развития машиностроения. На основе развития машиностроения осуществляется механизация в промышленности строительстве и на транспорте. Уделяется внимание усовершенствованию и развитию конструкций современных машин указываются направления и требования которые необходимо учитывать при проектировании новых машин и механизмов. Проектируемые машины и механизмы должны иметь наиболее высокие эксплуатационные показатели небольшой расход энергии и эксплуатационных материалов при наименьшей массе и габаритах высокую надёжность. Они должны быть экономичными как в процессе производства так и в процессе эксплуатации удобными и безопасными в обслуживании допускать стандартизацию деталей и сборочных единиц.
Весьма различные машины и механизмы в большинстве своём состоят из однотипных по служебным функциям деталей и сборочных единиц. Отсюда следует что одни и те же методы анализа расчёта и проектирования находят применение в далёких друг от друга отраслях техники. Поскольку большинство деталей машин общего применения используются в приводах то они выбраны одним из объектов курсового проектирования. Привод машины или механизма – система состоящая из двигателя и связанных с ним устройств для приведения в движение рабочих органов машины.
При проектировании привода производят кинематические расчёты определяют силы действующие на детали и звенья сборочных единиц выполняют расчёты изделия на прочность решают вопросы связанные с выбором материала и наиболее технологичных форм деталей освещаются вопросы сборки и разборки отдельных сборочных единиц и привода в целом.
Основной задачей на этапе конструирования привода является минимизация его стоимости и габаритных размеров при обеспечении надёжности и технологичности. Это достигается оптимальным соотношением параметров привода и электродвигателя по рекомендуемым значениям передаточных чисел всех его элементов которые основаны на инженерном опыте. Исходным документом при проектировании является техническое задание отступление от которого недопустимо.
Список использованной литературы
Андросов А.А. Андрющенко Ю.Ф. Дьяченко А.Г. Расчёт и проектирование деталей машин: Учебное пособие – Ростов нД: Издательский центр ДГТУ 2002 г.
Малов А.Н. Законников В.П. Пакнис А.Б. Общетехниченический справочник – М.: Машиностроение 1982 г.
Дунаев П.Ф. Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин. – М.: Высшая школа 1984 г.
Анурьев В.И. справочник конструктора – машиностроителя. – М.: Машиностроение 1979 г.
Детали машин: Атлас конструкций Под редакцией Д.Н. Решетова. – М.: Машиностроение 1992 г.

Подшипники.docx

9. Выбор подшипников качения
Подшипники качения выбираются исходя из диаметра вала и направления действующих нагрузок а проверяются по статической и динамической грузоподъёмности.
При выборе подшипника для заданных условий работы необходимо учитывать:
- величину и направление нагрузки;
- частоту вращения вала;
- потребный ресурс в часах;
- желаемые размеры подшипника (посадочный диаметр вала или диаметр отверстия в корпусе);
- особые требования к подшипнику (самоустанавливаемость способность обеспечить осевое перемещение вала условия монтажа);
- стоимость подшипника.
1 Выбор подшипников для быстроходного вала №1.
- радиальная нагрузка на подшипник (Реакция в опоре);
- осевая нагрузка на подшипник ;
- диаметр шейки вала под подшипник dп = 25 мм.
Так как выбираем радиально – упорный подшипник лёгкой серии 7205 ГОСТ 333 – 79 с углом контакта = 120 статической грузоподъёмностью [C0 ] = 17500 Н и динамической грузоподъёмностью [С] = 24000 Н.
Определяем приведённую нагрузку Q для чего необходимо определить:
- коэффициент осевого нагруженвия e
Приведённая нагрузка:
где - коэффициент радиальной нагрузки;
- коэффициент осевой нагрузки;
- коэффициент вращения при вращается внутреннее кольцо при – наружное;
– коэффициент безопасности;
– температурный коэффициент:
Приведённая (эквивалентная) нагрузка для радиальных и радиально – упорных подшипников – это условно постоянная радиальная нагрузка при приложении которой к подшипнику с вращающимся внутренним кольцом и неподвижным наружным подшипник будет иметь такую же долговечность что и при действительных условиях нагружения. Осевая сила не оказывает влияния на величину эквивалентной нагрузки пока отношение не превысит величины ex.
Далее определяем потребную грузоподъёмность подшипника:
- потребный ресурс в часах
α – показатель степени (для роликовых α = 333):
Динамическая грузоподъёмность выбранного подшипника больше расчётной следовательно этот подшипник подходит к данным условиям работы.
2 Выбор подшипников для промежуточного вала №2.
Так как выбираем радиально - упорный подшипник лёгкой серии 7205 ГОСТ 333 – 79 с углом контакта = 12 статической грузоподъёмностью [C0 ] = 17500 Н и динамической грузоподъёмностью [С] = 24000 Н.
- коэффициент осевого нагружения : e
Приведённая нагрузка:
Потребная грузоподъёмность подшипника:
3 Выбор подшипников для промежуточного вала №3.
Так как выбираем радиальный подшипник средней серии 7205 ГОСТ 333 – 79 с углом контакта = 12 статической грузоподъёмностью [C0 ] = 17500 Н и динамической грузоподъёмностью [С] = 24000 Н.
4 Выбор подшипников для тихоходного вала №4.
- диаметр шейки вала под подшипник dп = 35 мм.
Так как выбираем радиальный подшипник средней серии 7207 ГОСТ 333 – 79 с углом контакта =12 статической грузоподъёмностью [C0 ] = 26000 Н и динамической грузоподъёмностью [С] = 98500 Н.
Конструирование зубчатых колёс редуктора
Конфигурация зубчатого колеса зависит от технологии получения заготовки которая находится в тесной взаимосвязи с объёмом выпуска изделия. При единичном и мелкосерийном производстве зубчатые колёса диаметром менее 150 мм изготавливают из круглого проката или поковок в виде сплошных дисков. При диаметре до 800 мм изготавливают облегчённые колёса в которых материал выбирают по торцам и сверлят 4 – 6 отверстий максимально возможного диаметра (рисунок 7.1).
Рисунок 7.1 Размеры цилиндрических зубчатых колёс
Размеры колеса первой ступени:
- Длина ступицы Lст = b = 246 мм;
- Штамповочный уклон γ = 7..80 ;
- Радиус закругления R ≥ 4 5 мм;
- Диаметр ступицы dст = 16·d = 16·26 = 416 мм;
- Толщина диска С = (02..03)b = 03·246 = 10 мм;
- Ширина торцов зубчатого венца = (5 10) m = 10·1 = 10 мм.
Размеры колеса второй ступени:
- Длина ступицы Lст = b = 276 мм;
- Диаметр ступицы dст = 16·d = 16·40 = 64 мм;
- Толщина диска С = (02..03)b = 03·276 = 12 мм;
- Ширина торцов зубчатого венца = (5 10) m = 7·2 = 14 мм.
Размеры колеса третьей ступени:
- Длина ступицы Lст = b = 50 мм;
- Диаметр ступицы dст = 16·d = 16·14 = 224 мм;
- Толщина диска С = (02..03)b = 03·50 = 12 мм;
- Ширина торцов зубчатого венца = (5 10) m = 7·3 = 21мм.
Конструирование шпоночных соединений
Шпоночные соединения предназначены для передачи крутящего момента от вала к ступице или наоборот.
В зависимости от конструкции шпонки делят на призматические сегментные клиновые тангенциальные специальные. Наибольшее применение в машиностроении находят призматические шпонки (ГОСТ 23360 – 78).
Шпонки подбирают в зависимости от диаметра вала и проверяют на прочность по напряжению смятия:
где Т – наибольший крутящий момент Н·мм;
- заглубление шпонки в вал мм;
- рабочая длина шпонки мм;
= 60 90 МПа – допускаемое напряжение смятия.
Основные размеры шпонок приведены в таблице на странице 154 [1].
Длина шпонки берётся меньше длины ступицы по предлагаемому ряду длин шпонок.
Шпонка для муфты на быстроходном валу редуктора - 6×6×15 ГОСТ 23360 – 78
Шпонка для колеса на промежуточном валу №2 редуктора - 8×7×20 ГОСТ 23360 – 78
Шпонка для колеса на промежуточном валу №3 редуктора - 12×10×27 ГОСТ 23360 – 78
Шпонка для муфты на тихоходном валу редуктора - 12×10×40 ГОСТ 23360 – 78
Шпонка для колеса на тихоходном валу редуктора - 14×12×38 ГОСТ 23360 – 78
Система смазки редуктора
Для уменьшения потерь мощности на трение и снижение интенсивности износа трущихся поверхностей а так же для предотвращения их заедания задиров коррозии и лучшего отвода тепла в редукторах применяют смазку.
В настоящее время для редукторов широко применяют картерную систему смазки. Этот способ применяют для передач при окружных скоростях от 03 до 125 мс.
Выбор смазочного материала основан на опыте эксплуатации машин. Причём чем выше контактные напряжения в зубьях тем большей вязкостью должно обладать масло и наоборот чем выше окружная скорость колеса тем меньше должна быть вязкость масла. Поэтому требуемую вязкость масла определяют в зависимости от контактного напряжения и окружной скорости колёс.
Согласно ГОСТ 17479.4 – 87 в редукторе будет использовано масло марки И-Г-С-100 высота масляной ванны составит 55 мм от днища редуктора (рисунок 4.1а). Общий объем ванны около 6 литров контроль уровня масла в редукторе осуществляется жезловым указателем.
При длительной работе масло загрязняется продуктами износа деталей передач. С течением времени оно стареет его свойства ухудшаются поэтому в редукторе масло периодически заменяется. Для этой цели в корпусе редуктора должно быть предусмотрено маслосливное отверстие закрываемое пробкой. Для полного слива масла желательно предусмотреть уклон дна корпуса в сторону сливной пробки. При работе редуктора за счёт потерь мощности в узлах трения масло нагревается и вследствие его температурного расширения повышается давление воздуха внутри корпуса. Это приводит к тому что масло начинает просачиваться через уплотнения и стыки. Чтобы избежать этого внутреннюю полость корпуса сообщают с внешней средой путём установки пробки-отдушины в верхних его точках. Иногда пробку-отдушину совмещают с крышкой смотрового люка.

Валы.docx

1 Эскизная компоновка валов редуктора
По формулам и рекомендациям приведённым в параграфе 6.1[1] определяем компоновочные размеры. Полученные значения диаметров валов округляем до ближайшего значения из стандартного ряда чисел. Значения: f – размер фаски t – высота буртиков r – радиус галтели даны в таблице 45 [1].
Быстроходный вал - шестерня редуктора:
- Входной конец вала принимается конструктивно согласно диаметру муфты: d1 = dм = 20 мм;
- Диаметр под подшипник dп = 25 мм.
- Диаметр проходного участка вала dбп = dп +2r = 25 + 2·16 = 282 мм
принимаем dбп = 28 мм.
Промежуточный вал шестерня №2:
- Диаметр под ступицу колеса:
- Диаметр под подшипник: dп = 3r = 288 – 3·16 = 2420 мм принимаем dп = 25 мм.
- Диаметр проходного участка вала: dбп = dп +3r = 25 + 3·16 = 298 мм принимаем dбп = 30 мм.
- Диаметр буртика колеса: dбк = dк +3f = 288 + 3·1= 318 мм принимаем dбк = 32 мм.
Промежуточный вал шестерня №3:
- Диаметр под подшипник: dп = 3r = 32 – 3·25 = 245 мм принимаем dп = 25 мм.
- Диаметр проходного участка вала: dбп = dп +3r = 25 + 3·2 = 31 мм.
- Диаметр буртика колеса: dбк = dк +3f = 32 + 3·12= 386 мм принимаем dбк = 39 мм.
Тихоходный вал редуктора:
- Входной конец вала принимается конструктивно согласно диаметру муфты: d1 = dм = 30 мм;
- Диаметр под подшипник dп = 35 мм.
- Диаметр проходного участка вала dбп = dп +2r = 35 + 2·2 = 39 мм
принимаем dбп = 39 мм.
- Диаметр под ступицу колеса: принимаем
- Диаметр буртика колеса: dбк = dк +3f = 45 + 3·12= 486 мм принимаем dбк = 49 мм.
2 Прочностной расчёт промежуточного вала – шестерни №3
Рисунок 5.1 Схема вала.
L1 = 0.09 м = 2257 Н = 5890 Н
Сила заменяется эквивалентным моментом МFx:
где - диаметр колеса второй ступени.
Для дальнейших расчётов используется схема замещения:
Рисунок 5.2 Схема замещения.
2.1 Определение реакций в опорах:
2.2 Определение изгибающих моментов
На схеме замещения можно выделить три участка и шесть граничных точек. Для каждого участка составляются уравнения изгибающих моментов в плоскостях X и Y:
- На первом участке:
где 0 ≤ z ≤ 009 слева;
- На втором участке:
где 0 ≤ z ≤ 0065 слева;
- На третьем участке:
где 0 ≤ z ≤ 0045 справа.
По полученным уравнениям определяются изгибающие моменты в граничных точках:
Полный изгибающий момент в каждой точке:
Приведённый момент вычисляется на втором участке в точках 3и 4:
где Т – крутящий момент на втором участке.
По полученным данным строятся эпюры:
Рисунок 5.3 Эпюры моментов на валу.
2.3 Опасным сечением является точка 4 где . Для этого сечения определяем минимально допустимый диаметр вала:
где - приведённый момент в опасном сечении
где – предел выносливости материала при изгибе (таблица 46 [1])
= 2 – ориентировочное значение коэффициента концентрации напряжений
= 22 - ориентировочное значение коэффициента запаса прочности:
Коэффициент запаса усталостной прочности по нормальным напряжениям для опасного сечения:
где – предел выносливости материала при изгибе (таблица 46 [1])
– ориентировочное значение коэффициента концентрации напряжений при изгибе (таблица 47 [1])
– коэффициент учитывающий влияние шероховатости поверхности. При параметре шероховатости Rz ≤ 20мкм
- масштабный фактор для нормальных напряжений (таблица 48[1]);
амплитуда нормального напряжения;
- момент сопротивления изгибу;
- коэффициент чувствительности к асимметрии цикла напряжений (таблица 46[1]);
- осевая нагрузка в сечении.
Коэффициент запаса усталостной прочности по касательным напряжениям для опасного сечения:
где – предел выносливости материала при кручении (таблица 46 [1])
– эффективный коэффициента концентрации напряжений при кручении (таблица 47 [1])
- масштабный фактор для касательных напряжений (таблица 48[1]);
– полярный момент сопротивления;
- коэффициент чувствительности к асимметрии цикла напряжений (таблица 46[1]).
Коэффициент запаса усталостной прочности:
Соответствие вала расчётным нагрузкам проверяется по условию: где = 25 3. Условие выполняется следовательно коэффициент запаса прочности достаточен.
2.4 Расчёт остальных валов произведён с помощью ЭВМ.
3. Расчет быстроходного вала – шестерни:
3.1.Расчетная схема вала:
4.Расчет промежуточного вала-шестерни №2:
4.1.Расчетная схема вала:
5.Расчет тихоходного вала:
5.1.Расчетная схема вала: