Расчет и проектирование вала редуктора

Расчет и проектирование вала редуктора.doc

Задание к курсовому проекту3
Описание конструкции ее назначение и принцип действия4
2. Подшипники качения6
3. Зубчатая передача11
Геометрические параметры цилиндрических зубчатых передач15
Предварительный расчет вала16
Конструктивные размеры деталей расположенных на валу17
1. Конструктивные размеры зубчатых колес17
2. Подшипник шариковый радиальный однорядный (ГОСТ 8338 – 75)18
3. Шпоночное соединение с призматическими шпонками (из ГОСТ 23360 – 78)19
4. Конструирование крышки подшипников20
5. Винты с цилиндрической головкой (из ГОСТ 1491 – 80)21
Эскизная компоновка вала22
Проверочный расчет закрытой цилиндрической передачи23
1. Силы в зацеплении23
2. Расчетное контактное напряжение23
3. Расчетные напряжения изгиба в основании зуба24
4. Выбор материала24
Составление расчетной схемы вала26
1. Пространственная схема вала26
2. Расчетная схема вала26
Уточненный расчет вала27
Расчет подшипников33
1. Способ смазки для цилиндрических передач35
2. Способ смазки для подшипников35
Последовательность сборки вала37
ЗАДАНИЕ К КУРСОВОМУ ПРОЕКТУ
Параметры цилиндрической передачи
Расположение передач
Частота вращения вала
ОПИСАНИЕ КОНСТРУКЦИИ ЕЕ НАЗНАЧЕНИЕ И ПРИНЦИП ДЕЙСТВИЯ
Заданная конструкция состоит из:
подшипников качения;
закрытой цилиндрической зубчатой передачи прямозубой.
Валы – детали предназначенные для передачи вращающего момента вдоль своей оси для поддержания расположенных на нем деталей и восприятия действующих на них сил. Валы вращаются на подшипниках. Так как передача крутящих моментов связана с возникновением сил например сил на зубьях зубчатых колес сил натяжения валы обычно подвержены действию не только крутящих моментов но и поперечных сил и изгибающих моментов.
Цапфы — опорные участки вала. Их подразделяют на шипы шейки и пяты.
Шипом называют цапфу расположенную на конце вала и передающую преимущественно радиальную силу.
Шейкой называют цапфу в средней части вала.
Опорами для шипов и шеек валов служат подшипники.
Шипы и шейки по форме могут быть цилиндрическими коническими или сферическими. В большинстве случаев применяют цилиндрические цапфы.
Пятой называют цапфу передающую осевую силу. Опорами для пят служат подпятники. Пяты по форме бывают сплошными кольцевыми и гребенчатыми. Гребенчатые пяты в настоящее время применяют редко.
Преимущества валов в том что их прочность может быть повышена множеством способов: применение эвольвентных шлицевых соединений шлицевых соединений с внутренним диаметром равным диаметру вала на соседних участках или с плавным выходом шлицев на поверхность обеспечивающим минимум концентрации напряжений изгиба; шпоночных канавок изготовляемых дисковой фрезой и имеющих плавный выход на поверхность; бесшпоночных соединений. Для минимизации объема конструкции валы можно изготавливать полыми. Но это не единственное преимущество таких валов: они почти в два раза легче сплошного равнопрочного вала внутри могут располагаться другие детали. В массовом производстве иногда применяют полые сварные валы постоянного сечения из ленты намотанной по винтовой линии. При этом экономится почти до 60% металла.
К недостаткам валов относится свойство выдерживать небольшие напряжения так как его увеличение приводит к большому увеличению осевых размеров. При высокой напряженности вала возможно осевое базирование деталей по самой переходной поверхности но это исполнение весьма трудно в технологическом отношении. Когда радиус галтели ограничен то приходится ставить проставочные кольца.
Валы применяются для обеспечения передачи крутящего момента с высоким КПД. Основная область применения – обеспечение постоянного положения оси вращения деталей машин.
Классификация валов:
по назначению – валы передач коренные валы машин и других устройств специальные валы несущие кроме деталей передач рабочие органы машин двигателей или орудий – колеса или диски турбин;
по форме геометрической оси – прямые и коленчатые коленчатые валы применяют при необходимости преобразования в машине возвратно-поступательного движения во вращательное и наоборот при этом они совмещают функции обычных валов с функциями кривошипов в кривошипно-ползунных механизмах;
особую группу составляют гибкие валы с изменяемой формой геометрической оси;
по форме сечения – гладкие профильные шлицевые;
прямые валы делятся на валы постоянного диаметра валы ступенчатые валы с фланцами для соединения валы с нарезными шестернями.
КПД самого вала считается близким к 100%. То есть вся энергия тратится на передачу крутящего момента. Инерция вала не учитывается при постоянной работе.
Материалы валов должны быть прочными хорошо обрабатываться и иметь высокий модуль упругости. Валы изготовляют преимущественно из углеродистых и легированных сталей. Для валов без термообработки применяют стали Ст5 Ст6; для валов с термообработкой — стали 45 40Х. Быстроходные валы работающие в подшипниках скольжения изготовляют из сталей 20 20Х 12ХНЗА. Цапфы этих валов цементируют для повышения износостойкости. Валы обрабатывают на токарных станках с последующим шлифованием цапф и посадочных поверхностей.
Валы и при работе испытывают циклически изменяющиеся напряжения. Основными критериями работоспособности являются сопротивление усталости и жесткость. Сопротивление усталости валов оценивается коэффициентом запаса прочности а жесткость — прогибом в местах посадок деталей и углами наклона или закручивания сечений. Практикой установлено что разрушение валов быстроходных машин в большинстве случаев носит усталостный характер поэтому основным является расчет на сопротивление усталости.
Основными расчетными силовыми факторами являются крутящие и изгибающие моменты. Влияние растягивающих и сжимающих сил невелико и в большинстве случаев не учитывается.
2. Подшипники качения
Подшипники качения (рис. 1.2) представляют собой готовый узел основными элементами которого являются тела качения — шарики 3 или ролики установленные между кольцами 1 и 2 и удерживаемые на определенном расстоянии друг от друга сепаратором 4. При работе подшипника тела качения катятся по желобам колец — дорожкам качения. Одно из колец подшипника (как правило наружное) в большинстве случаев неподвижно. Распределение радиальной нагрузки между телами качения находящимися в нагруженной зоне (ограниченной дугой не более 180°) неравномерно (рис. 1.3) вследствие неодинаковых контактных деформаций колец и различных тел качения. На размер зоны нагружения и неравномерность распределения нагрузки оказывают влияние величина радиального зазора в подшипнике и жесткость корпуса.
Рис. 1.2. Шариковый радиальный Рис. 1.3. Схема распределения
однорядный подшипник радиальной нагрузки между телами
качения в подшипнике
В отдельных случаях для уменьшения радиальных размеров подшипника кольца отсутствуют (рис. 1.4) и тела качения катятся по дорожкам качения образованным непосредственно на цапфе и в корпусе (в блоке зубчатых колес). Твердость точность и шероховатость поверхности дорожек качения должны быть такими же как у подшипниковых колец.
Рис. 1.4. Блок зубчатых колес на подшипниках
с игольчатыми роликами
Достоинства подшипников качения:
сравнительно малая стоимость вследствие массового производства;
малые потери на трение и незначительный нагрев при работе (потери на трение при пуске и при установившемся режиме работы практически одинаковы);
высокая степень взаимозаменяемости что облегчает монтаж и ремонт машин;
малый расход дефицитных цветных металлов при изготовлении и смазочного материала при эксплуатации;
малые осевые размеры простота монтажа и эксплуатации.
Недостатки подшипников качения:
большие радиальные размеры;
высокая чувствительность к ударным и вибрационным нагрузкам;
большое сопротивление вращению шум и низкая долговечность при высоких частотах вращения.
Подшипники качения стандартизованы и широко распространены во всех отраслях машиностроения. Их изготавливают в больших количествах на крупных специализированных заводах.
Подшипники качения классифицируют по следующим основным признакам:
по форме тел качения (рис. 1.5) — шариковые (а) и роликовые причем последние могут быть с цилиндрическими (б) коническими (в) бочкообразными (г) игольчатыми (д) и витыми (е) роликами;
по направлению действия воспринимаемой нагрузки — радиальные радиально-упорные упорные и упорно-радиальные;
по числу рядов тел качения — однорядные двухрядные и много-рядные;
по основным конструктивным признакам — самоустанавливающиеся (например сферические самоустанавливаются при неточном угловом расположении осей вала и отверстия в корпусе) и несамоустанавливающиеся; с цилиндрическим или конусным отверстием внутреннего кольца и др.;
по габаритам подшипники разделяют на размерные серии: по радиальным габаритным размерам – сверхлегкие (2 серии) особо легкие (2 серии) легкие средние тяжелые (всего 7 серий); по ширине – узкие нормальные широкие особо широкие.
Рис. 1.5. Тела качения подшипников
Деление подшипников в зависимости от направления действия воспринимаемой нагрузки носит в ряде случаев условный характер. Например широко распространенный шариковый радиальный однорядный подшипник успешно применяют для восприятия не только комбинированных (совместно действующих радиальной и осевой) но и чисто осевых нагрузок а упорно-радиальные подшипники обычно используют только для восприятия осевых нагрузок.
Основные типы подшипников качения:
Шариковый радиальный однорядный подшипник (рис. 1.6) самый распространенный в машиностроении. Предназначен для восприятия в основном радиальной нагрузки. Желобчатые дорожки качения позволяют воспринимать осевые нагрузки действующие в обоих направлениях вдоль оси вала. Обеспечивает осевое фиксирование вала в двух направлениях. Он дешев допускает достаточно большой перекос внутреннего кольца относительно наружного (до 0°10). При одинаковых габаритных размерах работает с меньшими потерями на трение и при большей частоте вращения вала чем подшипники всех других конструкций.
Шариковый радиальный сферический двухрядный подшипник (рис. 1.7) предназначен в основном для радиальной нагрузки. Одновременно с радиальной может воспринимать небольшую осевую нагрузку обоих направлений. Дорожка качения на наружном кольце обработана по сфере. Поэтому подшипник способен работать при значительном (до 2 3°) перекосе внутреннего кольца относительно наружного. Способность самоустанавливаться и определяет область его применения.
Роликовый радиальный сферический двухрядный подшипник (рис. 1.8) имеет ту же характеристику что и шариковый сферический но обладает наибольшей грузоподъемностью из всех других подшипников таких же габаритных размеров.
Роликовый радиальный подшипник с короткими цилиндрическими роликами (рис. 1.9 а) воспринимает большие радиальные нагрузки обладает значительно большей радиальной грузоподъемностью чем шариковый радиальный однорядный равных габаритных размеров. Допускает осевое взаимное смещение колец. Чувствителен к относительному перекосу внутреннего и наружного колец (при перекосе возникает концентрация напряжений у краев ролика). Подшипник устанавливают на жестких коротких валах при повышенных требованиях к соосности посадочных мест. Применяют в качестве «плавающих опор» (для валов шевронных шестерен и др). При необходимости осевой фиксации вала нагруженного незначительной осевой силой одного направления применяют подшипники с бортом на наружном кольце (рис. 1.9 б) а для осевой фиксации в двух направлениях — подшипники с одним бортом на внутреннем кольце и плоским упорным кольцом (рис. 1.9 в).
Роликовый радиальный игольчатый однорядный подшипник (рис. 1.10) воспринимает только радиальную нагрузку. При сравнительно небольших диаметральных размерах обладает высокой радиальной грузоподъемностью. Из-за отсутствия сепаратора характеризуется высокими потерями на трение между иглами и низкими значениями предельной частоты вращения. Перекос внутреннего кольца относительно наружного недопустим. Обычно используют для работы в режиме ка-чательного движения.
Шариковый радиально-упорный однорядный подшипник (рис. 1.11) предназначен для восприятия комбинированных (радиальных и осевых) нагрузок. Способность воспринимать осевую нагрузку зависит от угла контакта α: с увеличением угла контакта возрастает воспринимаемая подшипником односторонняя осевая нагрузка. Подшипники смонтированные попарно воспринимают осевые силы действующие в обоих направлениях. При монтаже требует регулировки осевого зазора.
Роликовый конический подшипник (рис. 1.12 и 1.13) воспринимает одновременно радиальную и одностороннюю осевую нагрузки. Обладает большой грузоподъемностью. По применению в машиностроении стоит на втором месте после шариковых радиальных однорядных. Чувствителен к относительному перекосу внутреннего и наружного колец. Подшипники устанавливают попарно на жестких коротких валах при повышенных требованиях к соосности посадочных мест. Применяют при средних и низких частотах вращения. При монтаже требует регулировки осевого зазора.
Шариковый упорный подшипник (рис. 1.14 а) воспринимает одностороннюю осевую нагрузку. Для восприятия осевых сил попеременно в обоих направлениях устанавливают двойной упорный подшипник (рис. 1.14 б). Во избежание заклинивания шариков от действия центробежных сил этот подшипник применяют при средней и низкой частоте вращения.
Для одной пары подшипников качения принимают КПД = 099 0995.
Тела качения и кольца изготовляют из специальных шарикоподшипниковых высокоуглеродистых хромистых сталей ШХ15 Ш20СГ а также из цементуемых легированных сталей 18ХГТ 20Х2Н4А. Кольца имеют твердость Н = 61.. .66 HRCэ тела качения Н = 63 67 HRCэ. Витые ролики изготовляют навиванием из стальной полосы.
Сепараторы чаще всего штампуют из мягкой углеродистой стали. Для высокоскоростных подшипников сепараторы изготовляют массивными (см. рис. 1.11) из текстолита фторопласта латуни бронзы. Материалы перечислены в порядке увеличения быстроходности подшипников.
3. Зубчатая передача
В зубчатой передаче движение передается с помощью зацепления пары зубчатых колес (рис. 1.15 а – в). Меньшее зубчатое колесо принято называть шестерней большее — колесом. Термин «зубчатое колесо» относят как к шестерне так и к колесу. Параметрам шестерни приписывают индекс 1 колеса — индекс 2.
Зубчатые передачи — самый распространенный вид механических передач так как могут надежно передавать мощности от долей до десятков тысяч киловатт при окружных скоростях до 275 мс. Зубчатые передачи широко применяют во всех отраслях машиностроения и приборостроения.
Достоинства зубчатых передач:
высокая надежность работы в широком диапазоне нагрузок и скоростей;
сравнительно малые нагрузки на валы и подшипники;
постоянство передаточного числа;
простота обслуживания.
Недостатки зубчатых передач:
относительно высокие требования к точности изготовления и монтажа;
шум при больших скоростях.
В прямозубой передаче (см. рис. 1.15 а) зубья входят в зацепление по всей длине. Вследствие погрешностей изготовления передачи и ее износа при работе процесс выхода одной пары зубьев из зацепления и начало зацепления другой пары сопровождается ударами и шумом сила которых возрастает с увеличением окружной скорости колес. Прямозубые передачи поэтому применяют при невысоких и средних окружных скоростях.
Классификация зубчатых передач:
В зависимости от взаимного расположения геометрических осей валов зубчатые передачи бывают: цилиндрические — при параллельных осях (рис. 1.15 а – в); конические — при пересекающихся осях (рис. 1.16 а б); винтовые — при скрещивающихся осях (рис. 1.17). Винтовые зубчатые передачи отличают повышенное скольжение в зацеплении и низкая нагрузочная способность поэтому они имеют ограниченное применение.
Для преобразования вращательного движения в поступательное и наоборот применяют реечную передачу (рис. 1.18) которая является частным случаем цилиндрической зубчатой передачи. Рейку рассматривают как зубчатое колесо диаметр которого увеличен до бесконечности.
В зависимости от расположения зубьев на ободе колес различают (см. рис. 1.15) передачи: прямозубые (а) косозубые (б) шевронные (в) и с круговыми зубьями (см. рис. 1.15 б).
В зависимости от формы профиля зуба передачи бывают: эвольвентные с зацеплением Новикова циклоидальные. Преимущественное применение имеет эвольвентное зацепление которое было предложено Л. Эйлером еще в 1760 г.
В 1954 г. М. Л. Новиков предложил принципиально новое зацепление в котором профиль зуба очерчен дугами окружностей. Это зацепление возможно лишь при косых зубьях.
Циклоидальное зацепление в настоящее время сохранилось в приборах и часах.
В зависимости от взаимного расположения колес зубчатые передачи бывают внешнего (см. рис. 1.15) и внутреннего (рис. 1.19) зацепления. Наиболее распространены передачи внешнего зацепления.
В зависимости от конструктивного исполнения различают закрытые и открытые зубчатые передачи. Закрытые передачи помещены в пыле- и влагонепроницаемые корпуса (картеры) и работают в масляной ванне (зубчатое колесо погружают в масло на глубину до 13 радиуса). В открытых передачах зубья колес работают всухую или при периодическом смазывании пластичным смазочным материалом и не защищены от влияния внешней среды.
В зависимости от числа ступеней зубчатые передачи бывают одно- и многоступенчатые.
В зависимости от относительного характера движения осей зубчатых колес различают рядовые зубчатые передачи (см. рис. 1.15 неподвижные оси зубчатых колес) и планетарные (ось сателлита вращается относительно центральной оси).
Потери мощности в зубчатых передачах складываются из потерь в зацеплении (на трение и деформирование зубьев) на трение в подшипниках и гидравлических потерь на размешивание и разбрызгивание масла (закрытые передачи). Потери в зацеплении составляют главную часть потерь передачи и зависят от точности изготовления и податливости зубьев способа смазывания и свойств смазочного материала шероховатости рабочих поверхностей окружной скорости и числа зубьев колес. С увеличением числа зубьев (особенно шестерни) КПД передачи возрастает. Потери на трение в зацеплении зависят от передаваемой нагрузки. При передаче неполной мощности КПД ниже вследствие большего влияния потерь не зависящих от передаваемой нагрузки.
Потери на размешивание и разбрызгивание масла растут с увеличением вязкости масла окружной скорости ширины колес и глубины погружения.
Для понижающих передач передаточное число:
Для пары цилиндрических зубчатых колес и 3 63; для стандартных редукторов и: 1; 125; 15; 2; 25; 3; 4; 5; 6; 8; 10; 12 и т. д. Для одноступенчатого редуктора и 63.
Выбор материала зубчатых колес зависит от назначения передачи и условий ее работы. Чаще всего применяют термически обрабатываемые стали реже чугуны и пластмассы.
Стали. Основными материалами для изготовления зубчатых колес силовых передач служат термически обрабатываемые стали.
В зависимости от твердости рабочих поверхностей зубьев после термообработки зубчатые колеса можно условно разделить на две группы.
Первая группа — зубчатые колеса с твердостью поверхностей зубьев Н ≤ 350 НВ. Материалами для колес этой группы служат углеродистые стали 40 45 50Г легированные стали 40Х 45Х 40ХН и др.
Вторая группа — колеса с твердостью рабочих поверхностей Н >> 45 HRCэ (Н > 350НВ). При Н > 350НВ твердость материала измеряется по шкале HRCэ. Высокая твердость поверхностных слоев материала при сохранении вязкой сердцевины достигается применением поверхностного термического или химико-термического упрочнения: поверхностной закалки цементации и нитроцементации с закалкой азотирования.
Поверхностная закалка зубьев с нагревом токами высокой частоты (ТВЧ) целесообразна для зубчатых колес с модулем > 2 мм. При малых модулях мелкий зуб прокаливается насквозь что приводит к короблению и делает зуб хрупким. Для закалки ТВЧ применяют стали 45 40Х 40ХН 35ХМ.
Цементация (поверхностное насыщение углеродом) с последующей закалкой наряду с большой твердостью поверхностных слоев обеспечивает и высокую прочность зубьев на изгиб. Для цементации применяют стали 20Х 12ХНЗА 18ХГТ.
Азотирование (насыщение азотом) обеспечивает особо высокую твердость поверхностных слоев зубьев. Оно сопровождается малым короблением и позволяет получать зубья высокой точности без доводочных операций. Азотированные колеса не применяют при ударных нагрузках (из-за опасности растрескивания тонкого упрочненного слоя) и работе в загрязненной абразивом среде (из-за опасности истирания). Для азотируемых колес применяют стали 38Х2МЮА 40ХНМА.
Стальное литье. Применяют при изготовлении крупных зубчатых колес (da>500 мм). Марки сталей — 35Л 55Л. Литые колеса подвергают нормализации.
Чугуны. Применяют при изготовлении зубчатых колес тихоходных открытых передач. Марки чугунов — СЧ20 СЧ35. Зубья чугунных колес хорошо прирабатываются могут работать при скудном смазывании. Имеют пониженную прочность на изгиб поэтому габариты чугунных колес значительно больше чем стальных.
Пластмассы. Применяют в быстроходных слабонагруженных передачах для шестерен работающих в паре с металлическими колесами. Зубчатые колеса из пластмасс отличаются бесшумностью и плавностью хода. В высоконагруженных передачах неработоспособны. Наиболее распространены текстолит (марки ПТ и ПТК) капролон полиформальдегид фенилон.
ГЕОМЕТРИЧЕСКИЕ ПАРАМЕТРЫ ЦИЛИНДРИЧЕСКИХ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ
Основным параметром любой зубчатой передачи является модуль зацепления m. Все параметры рассчитываются через него.
P = 1 · 3.14 = 3.14 мм
Делительный диаметр:
d = 1 · 100 = 100 мм
Диаметр выступов зубьев:
da = 100+2 · 1 = 102 мм
Диаметр впадин зубьев:
df = 100–25 · 1 = 975 мм
Угол наклона зубьев:
для стандартных колес
Параметры для обеих данных зубчатых передач одинаковы.
ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛА
Так как на данном этапе проектирования не известны точки приложения нагрузок к валу невозможно учесть деформация его изгиба и следовательно расчет выполняют только на кручение принимая пониженные допускаемые напряжения.
где Т – заданный крутящий момент в Нм
[] – допускаемое касательное напряжение.
Полученное значение dзк округляю по нормальному ряду размеров до 45 мм. Данный диаметр является промежуточным под колесом.
Назначаю диаметры остальных ступеней вала:
Диаметр под подшипником:
dп = dзк – (3 5) = 45 – (3 5) = (42 40) мм.
По ГОСТу округляем dп до 40 мм.
dбурт = dзк + (3 5) = 45 + (3 5) = (48 50) мм.
По ГОСТу округляем dбурт до 50 мм.
Выполняю эскиз вала (рис. 3.1).
Рис. 3.1. Эскиз вала
КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ ДЕТАЛЕЙ РАСПОЛОЖЕННЫХ НА ВАЛУ
1. Конструктивные размеры зубчатых колес
Длина посадочного отверстия колеса:
Диаметр посадочного отверстия колеса:
Ширина торцов зубчатого венца:
Фаски на торцах зубчатого венца:
но рекомендуют принимать f = 16 мм.
Рис. 4.1. Цилиндрическое зубчатое колесо внешнего зацепления
2. Подшипник шариковый радиальный однорядный (ГОСТ 8338 – 75)
Для dп = 40 мм по ГОСТу:
Dpw = 05(D + d) =05(90 + 40) = 65 мм;
Dw = 032(D – d) =032(90 – 40) = 16 мм
принимаю Dw = 15 мм;
S = 015(D – d) =015(90 – 40) = 75 мм
Рис. 4.2. Подшипник 208 ГОСТ 8338 – 75
3. Шпоночное соединение с призматическими шпонками (из ГОСТ 23360 – 78)
Для диаметра вала d = 45 мм:
сечение шпонки: b = 14 мм h = 9 мм;
фаска у шпонки: S = 05 мм;
глубина паза вала: t1 = 55 мм;
ступицы: t2 = 38 мм;
длина ступицы: lст = lp + (8 10) мм = (48 50) мм принимаю lст = 50 мм.
Рис. 4.3. Шпонка 14940 ГОСТ 23360 – 78
4. Конструирование крышки подшипников
Для диаметра отверстия под подшипник D = 90 мм:
толщина стенки крышки: = 6 мм;
диаметр винтов крепления крышки: d = 8 мм;
число винтов крепления: z = 4;
толщина центрированного пояса:мм принимаю 2 = 6 мм;
диаметр фланца крышки: мм принимаю Dф = 125 мм;
расстояние от поверхности отверстия под подшипник до оси крепежного винта: c = d = 8 мм;
толщина фланца при креплении крышки винта с цилиндрической головкой и шестигранным углублением «под ключ»: мм (при H = d) принимаю 3 = 13 мм;
канавка в крышке: b = 5 мм h = 05 мм R = 16 мм R1 = 05 мм.
Рис. 4.4. Эскиз привертной глухой крышки
5. Винты с цилиндрической головкой (из ГОСТ 1491 – 80)
L = (12 80) мм беру L = 20 мм;
Т.к. L L0 = 34 мм то резьба изготовляется по всей длине стержня.
Рис. 4.5. Винт М820 ГОСТ 1491 – 80
ЭСКИЗНАЯ КОМПОНОВКА ВАЛА
Цель создания эскизной компоновки - определить точки приложения нагрузок к валу места расположения деталей на валу а том числе и опор – подшипников длины ступеней вала.
Эскизная компоновка выполняется на листе миллиметровки стандартного формата в масштабе 1:1 и приведена на рис. 5.1.
Рис. 5.1. Эскизная компоновка вала
ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ЗАКРЫТОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ
1. Силы в зацеплении
Формулы для расчета:
2. Расчетное контактное напряжение
– коэффициент учитывающий форму сопряженных зубьев;
МПа12 – коэффициент учитывающий механические свойства материалов сопряженных колес;
– коэффициент учитывающий суммарную длину контактной линии;
где z1 z2 – число зубьев;
у цилиндрической передачи передаточное число от 4 до 7.
Hмм – удельная расчетная окружная сила где:
– коэффициент неравномерности распределения нагрузки между отдельными зубьями
– коэффициент динамической нагрузки зависит от твердости материала колес их скорости и степени точности изготовления
мс – окружная скорость колеса
где n – частота вращения колеса обмин;
степень точности передачи принимаем равной 9.
Твердость материала колес 350НВ.
– коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контактной линии принимается в зависимости от твердости материала колес схемы расположения колес относительно опор и ширины колес по отношению к диаметру шестерни где .
3. Расчетные напряжения изгиба в основании зуба
– коэффициент формы зуба зависит от числа зубьев колес =360;
– коэффициент учитывающий перекрытие зубьев для прямозубой передачи = 1;
– коэффициент учитывающий наклон зубьев;
Нмм – удельная расчетная окружная сила где:
и – коэффициенты имеющие тот же смысл что и при расчете на прочность по контактным напряжениям.
Материал – сталь 20Х термообработка – улучшение цементация и закалка вид заготовки – поковка. Твердость колеса: 330НВ (35HRCЭ) твердость шестерни: 340НВ (36 HRCЭ).
МПа – допускаемое контактное напряжение где
МПа – базовый предел контактной выносливости;
– коэффициент безопасности (зависит от вида термообработки);
– коэффициент долговечности;
МПа – допускаемое изгибное напряжение где все величины имеют аналогичный физический смысл что при расчете на контактную прочность но SF учитывает способ получения колес.
– коэффициент учитывающий реверсивность передачи.
Вывод: рекомендовано допускать недогрузку не более 20% и перегрузку не более 5%. Выбранный материал не удовлетворяет этому условию (происходит перегрузка) следовательно необходимо изменить параметры передачи. Целесообразно увеличить модуль зацепления чтобы уменьшить напряжение.
Перегрузка менее 5%.
СОСТАВЛЕНИЕ РАСЧЕТНОЙ СХЕМЫ ВАЛА
1. Пространственная схема вала
2. Расчетная схема вала
УТОЧНЕННЫЙ РАСЧЕТ ВАЛА
Расчет выполняется на ЭВМ в программе «Расчет валов и опор». Данные и результаты расчета приведены на рис. 8.1 – рис. 8.9.
В опасном сечении концентратором напряжения является ступень на которой находится подшипник (9 мм от левого конца вала).
Продольные нагрузки к валу не приложены.
Коэффициент запаса прочности равен 208 что соответствует требуемому пределу от 15 до 25.
Выполняется по выше указанной программе на ЭВМ. Данные и результаты расчета приведены на рис. 8.10 – рис. 8.11.
Вывод: подшипник подобран правильно.
В связи с большой недогрузкой меняем среднюю серию подшипника на легкую.
Вывод по расчету: по результатам расчета опор получилось что следовательно подшипник подобран правильно.
1. Способ смазки для цилиндрических передач
Для смазывания передач широко применяют картерную систему. В корпус редуктора или коробки передач заливают масло так чтобы венцы колес были в него погружены. Колеса при вращении увлекают в 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.
Выбор смазочного материала основан на опыте эксплуатации машин. Требуемую вязкость масла определяют в зависимости от контактного напряжения и окружной скорости колес. Данное цилиндрическое колесо имеет окружную скорость а контактное напряжение .
По таблице определяем рекомендуемую кинематическую вязкость равную 60 мм2с при 40oС. По кинематической вязкости определяем марку масла: И-Г-А-68.
Глубина погружения в масло колеса редуктора должна быть равна ширине венца b =25 мм.
2. Способ смазки для подшипников
Обычно подшипники смазывают тем же маслом что и детали передач.
При смазывании зубчатых колес окунанием подшипники качения обычно смазываются из картера в результате разбрызгивания масла колесами. При малых скоростях когда разбрызгивание масла недостаточно его можно собирать с торцов зубчатых колес используя для этого скребки. Установка скребков масла в проектируемых редукторах должна обеспечить смазывание подшипников при любом направлении вращения.
Различают посадки с зазором с натягом и переходные. Посадки с зазором применяют для соединения деталей требующих хорошего центрирования и чистой сборки - разборки при монтаже. По таким посадкам устанавливают крышки подшипников. Под уплотнение ставится не посадка а допуск вала.
Подшипники качения являются стандартными деталями изготовляемыми на специализированных заводах и их размеры не подлежат механообработке поэтому наружное кольцо подшипника устанавливают по системе вала а внутренне - по системе отверстия. И в первом и во втором случае посадку обозначают одной буквой.
Допуски и посадки назначаем в соответствии с указаниями данными в справочных таблицах (табл. 7.).
Наружные кольца крышек подшипника
Наружные кольца подшипников качения в корпус
Внутренние кольца подшипников качения на вал выходной конец вала
Посадка цилиндрической передачи на вал
Боковые стенки шпоночного паза вала
Шпоночный паз ступицы
ПОСЛЕДОВАТЕЛЬНОСТЬ СБОРКИ ВАЛА
В вал вставляют призматические шпонки и напрессовывают цилиндрические прямозубые колеса до упора в буртик в целях фиксации колеса. Затем устанавливают «враспор» подшипники. Вставляют вал в нижнюю часть корпуса устанавливают верхнюю часть корпуса. Вставляют в корпус крышки и крепят их болтами. Подшипники и крышки предварительно нагревают в масле до 80 – 100oC.
Собранный редуктор обкатывают и испытывают на стенде в соответствии с техническими условиями.
Дунаев П.Ф. Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для машиностр. спец. вузов. – 4-е изд.: перераб. и доп. – М.: Высшая школа 1985. – 416с.
Куклин Н.Г. Куклина Г.С. Детали машин.
Механические передачи. Часть I. Расчет зубчатых передач: Метод. указания к курсовому проектированию по деталям машин и прикладной механике Сост. Н.А. Дроздова С.Х. Туман Г.Г. Назаров Н.И. Галибей; ГАЦМиЗ САА. – Красноярск 1994. – 54с.
Решетов Д.Н. Детали машин.
Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для техникумов. – М.: Высшая школа 1991. – 432с.

подшипник.frw

Винт.frw

зубчатое.frw

расчетная схема.frw

схема15.frw

манжета.frw

пространствен. схема.frw

шпонка.frw

Спецификация.spw

Пояснительная записка
Крышка глухая привертная
Крышка с отверстием
Подшипник 7206А ГОСТ 27365-87
Шпонка 8 х 7 х 30 ГОСТ 23360-78
Винт нормальный ГОСТ 1491-80

крышка.frw

сборка.cdw

Технические характеристики
Параметры Обозначение Единицы измерения
Число оборотов n 62 обмин
Регулировку зацепления осуществлять засчет прокладок поз. №8.
Перед установкой подшипники прогреть в масле.
Вал обкатать на испытательном стенде в течение четырех часов.
Вал промежуточный в сборе

рабочий.cdw

* Размер обеспеч. инстр.
Неуказанные предельные отклонения размеров:

вал.frw

сборка-с.cdw

Технические характеристики
Параметры Обозначение Единицы измерения
Число оборотов n 62 обмин
Регулировку зацепления осуществлять за счет прокладок поз. №4.
Перед установкой подшипники прогреть в масле.
Вал обкатать на испытательном стенде в течение четырех часов.