проектирование цилиндрического редуктора (Курсовая работа по предмету теория машин и механизмов)

В курсовой работы содержится 29 страниц, входящих в файлы .doc, .rtf, docx, которые вы сможете скачать после оплаты. Доступно для просмотра в бесплатном режиме: 16 страниц.

Прикрепленные фалы, которые вы сможете сразу после оплаты курсового проекта скачать:
mashinoviedieniie.rar (49.189453125 кб)

Ключевые слова:редуктор

Уникальность текста: 60%

Содержимое архива: проектирование цилиндрического редуктора

mashinoviedieniie.rar (49,0 кб)
  машиноведение.doc (189,0 кб)

Описание работы (от продавца):

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ И ФЕДЕРАЛЬНОЕ АГЕНСТВО ПО ОБРАЗОВАНИЮ
Государственное образовательное учреждение высшего профессионального образования
Курсовая работа по курсу
машиноведение
Проектирование цилиндрического редуктора
2009 год
Содержание пояснительной записки :
1. Назначение и область применения проектируемого редуктора Краткое описание редуктора
2. Подбор электродвигателя и кинематический расчет привода
4. Расчет зубчатых (червячных) передач
5. Предварительный расчет валов редуктора. выбор и проверочный расчет шпонок
6. Подбор подшипников по динамической грузоподъемности
7. Выбор обоюдных размеров корпуса, крышек, арматуры и др.
8. Выбор посадок для сопряжения основных деталей
9. Уточненный расчет одного из валов редуктора
10. Выбор смазки зубчатых зацеплений и подшипников
11. Тепловой расчет редуктора (только червячного)
12. Описание технологии сборки редуктора и регулировки основных узлов
13. Подбор и проверочный расчет муфт
14. Экономическая оценка спроектированного привода
Объем графической части проекта :
Лист 1. Общий вид редуктора в двух трех проекциях с дополнительными разрезами, сечениями
Лист 2. Рабочие чертежи двух сопряжений деталей
Срок сдачи задания
Срок сдачи проекта






Пояснительная записка
Задание на курсовой проект по деталям машин
Студент _________________________________курса, группы ______________
________________________________________________________________
Тема задания :
Исходные данные для проектирования редуктора :
1. Мощность на ведущем валу редуктора N1 = 0,4 кВт
2. Частота вращения ведущего вала n1 = 935 об/мин
3. Частота вращения ведомого вала n2 = 590 об/мин
4. Схема редуктора

Условия работы редуктора :
1. Характер нагрузки
2. Долговечность подшипников Ln = часов
Допускаемое отклонение от данных параметров + 5 %


1. Назначение и область применения проектируемого редуктора. Краткое описание редуктора.
Редуктором называют зубчатый, червячный или зубчато-червячный передаточный механизм, выполненный в закрытом корпусе и предназначенный для понижения угловой скорости, а, следовательно, повышения вращающего момента. Механизмы для повышения угловой скорости, выполненные в виде отдельных агрегатов, называются мультипликаторами. В редукторах обычно применяют зубчатые колеса с эвольвентным зацеплением, иногда используют зацепление М.Л.Новикова.
Редуктор проектируется для привода данной машины или по заданной нагрузке и передаточному числу без указания конкретного назначения.
Редуктора классифицируют:
- По виду передач – на цилиндрические с параллельными осями валов; конические с перекрещивающимися осями валов; червячные с перекрещивающимися осями валов; комбинированные конически-цилиндрические; зубчато-червячные и другие.
- По числу пар – одноступенчатые цилиндрические с прямозубыми колесами с
u  7 , с косозубыми или шевронными колесами при u10 и Р50 кВт; одноступенчатые конические с прямыми, косыми и криволинейными зубьями при u  5 и Р  100кВт; одноступенчатые червячные при u = 8...80 и Р  50кВт; многоступенчатые.
Зубчатая передача, оси валов которой пересекаются, называется конической. Конические зубчатые колеса изготавливают с прямыми, косыми и криволинейными зубьями и применяют там, где возникает необходимость передачи момента с одного вала к другому с пересекающимися осями. Конические зубчатые редуктора проектируют сравнительно небольших мощностей, так как консольное расположение шестерни на валу при значительных силах в зацеплении приводит к большим деформациям, нарушающим точность зацепления и нормальную работу передачи. Иногда применяют конические передачи, в которых шестерня расположена между опорами, а не консольно. Такая конструкция сложнее и дороже.
Спроектируем одноступенчатый горизонтальный цилиндрический косозубый редуктор и цепную передачу для привода к ленточному конвейеру.
Полезная сила, передаваемая Fб = 8,55 кН; скорость ленты Vл = 1,3 м/с; диаметр приводного барабана Dб = 400 мм. Редуктор нересивный, предназначен для длительной эксплуатации; работа односменная; валы установлены на подшипниках качения.
2. Выбор электродвигателя и кинематический расчет
КПД пары цилиндрических зубчатой передачи 1 = 0,97; коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения, 2 = 0,99;
КПД муфты 3 = 0,98.
Общий КПД привода
 = 13*23 *3 = 0,973*0,993*0,98 = 0,868
Мощность на валу барабана Рб=FлVл = 8,55 *1,3 = 11,1 кВт.
Требуемая мощность электродвигателя Ртр= Рб/ = 11,1/0,868 = 12,8 кВт.
Угловая скорость барабана: б=2Vл/Dб =2*1,3/0,4 = 6,5 рад/с.
Частота вращения барабана: nб= 30б / =30*6.5/3.14 = 62 об/мин.
По требуемой мощности Ртр = 12,8 кВт с учетом возможностей привода, состоящего из цилиндрического редуктора и зубчатой передачи выбираем электродвигатель трехфазный короткозамкнутый серии 4А, закрытый, обдуваемый, с синхронной частотой вращения 1000 об/мин 4А 160 М6У3 с параметрами Рдв= 15,0 кВт и скольжением 2,6% (ГОСТ 19523 — 81). Номинальная частота вращения nдв = 1000 — 65 = 935 об/мин, а угловая скорость дв =nдв/30 =3,14*935/30=97,9 рад/с
Проверим общее передаточное отношение: i=дв/б =97.9/6.5 = 15.06, что можно признать приемлемым, так как оно находится между 9 и 36 (большее значение принимать не рекомендуют).
Частные передаточные чиcла (они равны передаточным отношениям) можно принять: для редуктора по ГОСТ 2185 – 66 uр = 5, для цепной передачи uц = 15,65/5 = 3,14.
Частоты вращения и угловые скорости валов редуктора
Вал В n1 = nдв = 935 об/мин 1 = дв =97,9 рад/сек
Вал С n2 = 590(388) об/мин 2 =n2/30 =61,8(40,6) рад/с
Вал А n3 = n2 = 590(388) об/мин 3 =n2/30 =61,8(40,6) рад/с
Вращающие моменты:
на валу шестерни
Т1=P1 /1 = Pтр /1 = 12,8*103/97,9 =125 Н м =130,7*103 Н*мм;
на валу колеса
Т2 = Т2 uр = 130,7 103 *5 = 654*103 Н*мм.
3. Расчет зубчатых колес редуктора
Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками: для шестерни сталь 45, термическая обработка — улучшение, твердость НВ 230; для колеса — сталь 45, термическая обработка — улучшение, но твердость на 30 единиц ниже — НВ 200.
Допускаемые контактные напряжения [н]=н lim ЬКнL/[н] ,где н lim Ь — предел контактной выносливости при базовом числе циклов.
По табл. для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев менее НВ 350 и термической обработкой (улучшением)
н lim Ь = 2НВ+ 70;
КнL — коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают КНL =1; коэффициент безопасности [Sн ] = 1,10.
Для косозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение по формуле: [н] = 0,45([н1] + [н2]);
для шестерни
[н] =(2HB1 +70)КнL /[Sн ] = (2*230+70)*1/1.1  482 МПа;
для колеса
[н] =(2HB2 +70)КнL /[Sн ] = (2*200+70)*1/1.1  428 МПа.
Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение
[н] = 0,45 (482 + 428) = 410 МПа.
Требуемое условие [н] < 1,23[н2] выполнено.
Коэффициент KНB, несмотря на симметричное расположение колес относительно опор, примем выше рекомендуемого для этого случая, так как со стороны цепной передачи действуют силы, вызывающие дополнительную деформацию ведомого вала и ухудшающие контакт зубьев. Принимаем, как в случае несимметричного расположения колес, значение KнB = 1,25.
Принимаем для косозубых колес коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию ba= b/dW = 0,4 .
Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев по формуле:
aW = Kd (u + 1)3T2KнB /[н]2 u2ba = 43(5+1) 3654*103*1.25/4102*52*0.4  203 мм
где для косозубых колес Кd =43, а передаточное число нашего редуктора, u =uр = 5.
Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185—66 dW = 200 мм
Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации:
mn = (0,01 — 0,02) dW = (0,01 — 0,02)*200 = 2 – 4 мм;
принимаем по ГОСТ 9563 — 60 mn = 2,5 мм .
Примем предварительно угол наклона зубьев  = 100 и определим числа зубьев шестерни и колеса:
z1 = 2dW cos/mn(u+1) = 2*200*cos100/2,5(5+1) = 26,2
Принимаем z, =26; тогда z2 = z1u = 26*5 = 130.
Уточненное значение угла наклона зубьев
Cos =(z1+z2)mn/2dW = (26 + 130)*2,5/2*200 =0.9750  = 12 050'.
Основные размеры шестерни и колеса:
диаметры делительные:
d1= mnz1/Cos =2,5*26/0,975 = 66,66 мм;
d2= mnz2/Cos =2,5*130/0,975 = 333.34 мм;
Проверка: dW= (d1+d2)/2 =(66.66+333.34)/2 = 200 мм;
диаметры вершин зубьев:
da1 = d1+ 2mn = 66.66 + 2*2,5 = 71,66 мм; da2 = d2+ 2mn = 333,34 + 2*2,5 = 338,34 мм;
ширина колеса b2 = baaW = 0,4*200 = 80 мм
ширина шестерни b1 = b2+ 5мм = 85 мм.
Определяем коэффициент ширины шестерни. по диаметру:
bd = b1/d1 =85/66.66 = 1,275.
Окружная, скорость колес и степень точности передачи
V= 1d1/2 =101,5*66,66/2*103 = 3,38 м/с
При такой скорости для косозубых колес следует принять 8-ю степень точности: коэффициент нагрузки KH = KHKHKH
Значения KH даны в табл.: при bd = 1,275, твердость НВ = 350 и несимметричном расположении колес отноcительно опор с учетом изгиба ведомого вала от натяжения цепной передачи KH ~ 1,16.
При V = 3,38 м/с и 8-й степени точности KH~1,08. По табл. для косозубых колеc при V = 5 м/с имеем KH=1,0.
Таким образом, KH =1,155 * 1,08 * 1,0 = 1,245.
Проверка контактных напряжений по формуле :
н=270/dWT2KH(u+1)3/bau2 = 270/200 654*103*1,245(5+1)3 / 80*25 = 383 мПа < [н]
Силы, действующие в зацеплении:
окружная Ft =2T1/d1 = 2*130,7*103/66.66 = 3921 Н;
радиальная Fr = Fttg/cos = 3921tg20'/cos12’50’ =1464 Н
осевая Fr = Fttg = 3921tg12'50' = 868 Н.
Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле:
F = FBKFFYKF2/bmn [F].
Здесь коэффициент нагрузки KF = KFKF, при bd = 1,275, твердости HB<350 и несимметричном расположении зубчатых колес относительно опор
KF = 1,33. Коэффициент KF = 1,33*1.3 = 1,73; YF — коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев Z :
у шестерни Z1 = Z2 /cos3 = 26/0,9753 ~ 28; YF1 = 3,84
у колеса ZV2 = Z2/ cos3 = 130/0,9753 = 140 ; YF2 = 3,60
Допускаемое напряжение по формуле [F] = Flim b /[SF]
Для стали 45 улучшенной при твердости НВ < 350 = Flim b = 1,8НВ.
Для шестерни Flim b = 1,8*230 = 415 МПа;
Для колеса Flim b = 1,8* 200 =, 360 МПа.
— коэффициент безопасности , где [SF] = [SP]`*[SP]H
Допускаемое напряжение:
Для шестерни [F1] =415/1,75 = 237 МПа;
Для колеса [F2] = 360/1,75 = 206 МПа.
Находим отношения [P/ Yр]
Для шестерни 237/3,84= 62 МПа;
Для колеса = 206/3,60 = 57,5 МПа.
Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.
Определяем коэффициенты Y и K
Y = 1- /140 = 1- 128/140 = 1-0,09+ 0,91; КFa4 + ( – 1)(n-5)/ 4 
для средних значений коэффициента торцового перекрытия = 1,5 степень точности KFd = 0,92.
Проверяем прочность зуба колеса по формуле F2 = F1 YFYKF/b2 mn  [F2]
F2 = 3750* 1,73*3,60*0,91*0,92/80*2,5  98 Мпа  [F2] = 206 МПа
Условие прочности выполнено.
4 Предварительный расчет валов редуктора
Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.
Ведущий вал:
Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении [rК] = 25 МПа по формуле
d1 = 316TK1/π[rК] = 316*130,7*103 / π*25  29,86 мм.
Так как вал редуктора соединен муфтой с валом электродвигателя, то необходимо согласовать диаметры ротора db2 и вала dв. Иногда принимают некоторые муфты, например УВП, могут соединять валы разных диаметров в пределах одного номинального момента. У подобранного электродвигателя. диаметр вала может быть 42 или 48 мм. Примем dв= 42 мм. Выбираем МУВП по ГОСТ 21424 — 75 с расточками полумуфт под dв= 42 мм и dB1.
Примем под подшипниками dn1 = 40 мм. Шестерню выполним за одно целое с валом . Иногда вал электродвигателя не соединяется непосредственно с ведущим валом редуктора, а между ними имеется ременная или цепная передача.
Ведомый вал: учитывая влияние изгиба вала от натяжения цепи, принимаем диаметр выходного конца вала
dв2 = 316*654*103 / π*20  25,5 мм.
Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда: dв2 = 30 мм.
Диаметр вала под подшипниками принимаем dn2 = 35 мм, под зубчатым колесом: dk2 = 40 мм.
Диаметры остальных участков валов назначают исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора.
5. Конструктивные размеры шестерни и колеса
Шестерню выполняем за одно целое с валом ее размеры определены выше:
d1 =66,66 мм; da1 = 71,66 мм; в1 = 85 мм.
Колесо кованое:d2 = 333,34 мм; da2 = 338,34 мм; в2 = 80 мм.
Диаметр ступицы dст = 1,6dk2 = 1,6 40 = 64 мм,
Длина ступицы lст (1,2 1,5)dК2 = (1,2 1,5) 40 = 48 60 мм,
принимаем lст = 50 мм.
Толщина ободка 0 =(2,5  4)mn=(2,5  4) 2,5=6,25  10 мм ;
Принимаем 0 = 10 мм
Толщина диска C = 0,3 в = 0,3 * 80 = 24 мм.
6. Конструктивные размеры корпуса редуктора
Толщина стенок корпуса и крышки  = 0,025d + 1 =0,025 * 200+ 1 = 6 мм,
принимаем  = 8 мм ; 1 =0.02d+ 1 = 0,02 * 200 + 1 = 5 мм,
принимаем 1 = 8 мм.
Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:
верхнего пояса и и пояса крышки в=1,5  = 1,5 * 8=12 мм ; в=1,5 1 =1,5 * 8=12 мм, нижнего пояса корпуса Р=2,35 =2,35 * 8=19 мм:
Принимаем Р=20 мм
Диаметры болтов фундаментальных
d1 =(0,03 0,036)d+12= (0,03  0,36)200+ 12 = 18  19,2 мм,
принимаем болты с резьбой М20; крепящих крышку к корпусу у подшипников
d2 = (0,7  0,75) d1 = (0,7  0,75)20 = 14  15 мм,
принимаем болты с резьбой М16; соединяющих крышку с корпусом
d3=(0,5  0,6)d1 =(0,5  0,6)*20 = 10  12
принимаем болты с резьбой MI2
7. Расчет цепной передачи
Принимаем приводную роликовую однородную цепь
Вращающий момент на ведущей звездочке T3 = Т2 = 654 * 103 H*мм
Передаточное число было принято Uц = 3,14
Число зубьев : ведущей звездочки Z3 = 31 — 2 Uц = 31 - 2 *3,14  25,
ведомой звездочки Z4 = Z3 Uц = 25*3,14 = 78,3
Принимаем z3 ==25 и z4 =78
Тогда фактическое Uц = Z4 \ Z3 = 78/25 = 3,12
Отклонение 3,14 - 3,12* 100 % / 3,14 = 0,636 %
Расчетный коэффициент нагрузки
Кэ = К * Кd * Кн * Кр * Ксм * Кп = 1*1*1*1,25*1*1 = 1,25
где К = 1 — динамический коэффициент при спокойной нагрузке (передача к ленточному конвейеру); Кd = 1 учитывая влияние межосевого расстояния [Kd = 1 при aц  (3060)t]; (Kн= 1) - учитывает влияние угла наклона линии центров (kД = 1, если этот угол не превышает 600, в данном примере  = 450, см.рис. 10.1); Кр учитывает способ регулирования натяжения цепи; Кр = 1,25 при периодическом регулировании натяжения цепи; Ксм = 1 при непрерывной смазке; Кп учитывает продолжительность работы в сутки, при односменной работе Кп = 1.
Для определения шага цепи надо знать допускаемое давление [р] в шарнирах цепи. Допускаемое давление [p] задано в зависимости от частоты вращения ведущей звездочки и шага t. Поэтому величиной следует задаваться ориентировочно. Ведущая звездочка имеет частоту вращения
n2 = 2 30/ = 61,8 *30/ = 590 об/мин.
Среднее значение допускаемого давления при n  500 об/мин [p] = 17 МПа.
Шаг однорядной цепи (m = 1)
t  2,8 3 √T3 * Kэ/ Z3 [p] = 2,8 3 √ 654 * 103 * 1,25/25*17  35 мм.
Подбираем цепь Ц13-31,75-88, 50 по ГОСТ 13668 — 75, имеющую t = 38,1 мм; разрушающую нагрузку Q = 127 кН; массу q = 5,5 кг/м; Аоп = 394 мм2.
Скорость цепи V = Z3 t П3 / 60*103 = 25* 38,1 194/ 60*103 = 3,1 м/с
Окружная сила Ftц = P2/V = T22 /V = 654*61,8\3,1 = 13038Н
Давление в шарнире проверяем по формуле
Р = Ftц * Кэ /Аоп = 13038*1,25\ 394= 41,4 МПа
Уточняем по таблице допускаемое давление [р] = 17 [1 + 0,01(Z3 - 17)] = 17 [1 + 0,01* (25 — 17)] = 18,36 МПа.
Условие р < [р] выполнено.
Определяем число звеньев цепи по формуле
Lt = 2dt + 0,5Z + 2 / dt
где dt = dц = 50 Z = Z3 + Z4 = 25 + 78 =103;
= Z4 — Z3 / 2 = 78 — 25/ 2*3,14 = 53/6,25 = 8,45
Тогда
Lt = 2,50 + 0,5* 103 +8,452 /50 = 100 + 51,5 + 1,44 = 152.94.
Округляем до четного числа Lt = 152.
Уточняем межосевое расстояние цепной передачи по формуле
dц = 0,25t [Lt - 0,5Z + (Lt — 0,5Z)2 — 82]= 025*38,1 [152 — 0,5*103+ (152-0,5*103)2 — 8*8,452] = 7,92 [100,5+ 100*102 — 5,75*102] = 9,53(100,5+ 96,5) =1880мм.
Для свободного провисания цепи предусматриваем возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,4 %, т. е. на 1880*0,004  7,5 мм.
Определяем диаметры делительных окружностей звездочек
d3 = t/ sin 180/Z3 = 38,1\ sin 180/25 = 304 мм.
d3 = t/ sin 180/Z4 = 38,1/ sin 180/75 = 953 мм.
Определяем диаметры наружных окружностей звездочек
Dl3 = t (ctg 180 /Z3 + 0,7) — 0,3 d1 = t (ctg 180/Z3 + 0,7) — 5,9;
где d1 = 19,05 мм — диаметр ролика цепи
Dl3 = 38,1 (ctg 180 + 0,7/25) — 5,9 = 311,6 мм;
Dl4 = 38,1 (ctg 180 + 0,7/78) — 5,9 = 946,6 мм.
Силы, действующие на цепь:
окружная Ftц = 13038 Н — определена выше;
от центробежных сил FV = qV2 = 5,5 *3,12  53 Н, где q = 5,5 кг/м ;
от провисания Ff = 9,81f qdц = 9,81*1,5*5,5*1,88 = 152 Н, где f = 1,5 при угле наклона передачи 450.
Расчетная нагрузка на валы
FВ = Еtц + 2Ff =13038 + 2* 152 = 13342 Н.
Проверяем коэффициент запаса прочности цепи:
S = Q\ Ftц 0 + Fv + Ff = 127*10з /13038*1+53+152 = 127000/13243 = 9,6
Это больше, чем нормативный коэффициент запаса [s]  9,4 ;
следовательно, условие s > [s] выполнено.
Размеры ведущей звездочки:
ступица звездочки dст = 1,6* 55 = 88 мм; lст = (1,2  1,6) 55 = 66  88 мм;
принимаем lст = 85 мм;
толщина диска звездочки 0,93Ввн= 0,93 * 19,05  18 мм, где Ввн — расстояние между пластинками внутреннего звена .
Аналогично определяют размеры ведомой звездочки.
8. Первый этап компоновки редуктора
Компоновку обычно проводят в два этапа. Первый этап служит для приближенного определения положения зубчатых колес и звездочки относительно опор для последующего определения опорных реакций и подбора подшипников.
Компоновочный чертеж выполняем в одной проекции—разрез по осям, валов при снятой крышке редуктора; желательный масштаб: 1 1, чертить тонкими линиями.
Примерно по середине листа параллельно его длинной стороне проводим горизонтальную осевую линию; затем три вертикальные линии —оси валов на расстоянии
Вычерчиваем упрощенно шестерню и колесо в виде прямоугольников; шестерня выполнена за одно целое с валом; длина ступицы колеса равна ширине венца и не выступает за пределы прямоугольника.
Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса:
а) принимаем зазор между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса
А1 = 1,28 при наличии ступицы зазор берется от торца ступицы;
б) принимаем зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса А = ;
в) принимаем расстояние между наружным кольцом подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса А = ; если диаметр окружности вершин зубьев шестерни окажется больше наружного диаметра, подшипника, то расстояние А надо брать от шестерни.
Предварительно намечаем радиальные шарикоподшипники средней, серии; габариты подшипников выбираем по диаметру вала на месте посадки подшипников. dn1 = 40 мм и dn2 = 35 мм .
Решаем вопрос о смазывании подшипников. Принимаем для подшипников пластичный смазочный материал. Для предотвращения вытекания смазки корпуса и вымывания пластичного смазочного материала жидким маслом из зоны зацепления устанавливаем мазеудерживающие кольца . Их ширина определяет размер
У = 812 мм.
Измерением находим расстояния на ведущем валу l1 =78 мм и на ведомом
L2 = 82 мм.
Примем окончательно l1 = l2 = 82 мм.
Рис. 10.6. Предварительная компоновка редуктора
Глубина гнезда подшипника lr  1,5В; для подшипника 312 В = 31 мм;
lr = 1,5*31 = 46,5 мм; примем 1r = 46 мм.
Толщину фланца  крышки подшипника принимают примерно равной диаметру d0 отверстия; в этом фланце  = 14 мм. Высоту головки болта примем О,7dб = 0,7*12 = 8,4 мм.
Устанавливаем зазор между головкой болта и торцом соединительного пальца цепи в 10 мм. Длину пальца l примем на 5 мм больше шага t. Таким образом,
l = t + 5 = 38,1 + 5 = 43,1 мм.
Измерением устанавливаем расстояние l3 = 81 мм, определяющее положение звездочки относительно ближайшей опоры ведомого вала. Примем окончательно
1з = 82 мм.
9. Проверка долговечности подшипника
Ведущий вал. Из предыдущих расчетов имеем Ft = 3921 Н, Fr = 1464 Н Fa = 868 Н; из первого этапа компоновки l1 = 82 мм.
Реакции опор:
в плоскости XZ
Rx1 = Rx2 Ft /2 = 3921/2 = 1961 Н;
в плоскости УZ
Ry1 = 1(Frl1 + Fa d1\2)/2l1 = 1(1464*82+830*66,66/2)/ 2*82 = 868 Н
Ry2 = 1(Frl1 + Fa d1\2)/2l1 = 1(1460*82+830*66,66/2)/ 2*82 = 532 Н
Проверка: Ry1 + Ry2—Fr = 868 + 532 — 1464 = О.
Суммарные реакции
Pr1 =  Rx12 + Ry1 2 = 18752 + 8682 = 2060 Н;
Pr2 =  Rx22 + Ry2 2 = 18752 + 5322 = 1960 Н;
Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 1.
Намечаем радиальные шариковые подшипники 308 : d = 40 мм; D = 90 мм;
В = 23 мм; С = 41,0 кН и Со = 22,4 кН.
Эквивалентная нагрузка по формуле
Pэ = (XVPr1+ VРа) ККТ,
в которой радиальная нагрузка Pr1= 2060 Н; осевая нагрузка Pa = Fa = 830 Н; V= 1 (вращается внутреннее кольцо); коэффициент безопасности для приводов ленточных конвейеров К = 1 ; Кт = 1
Отношение Fa /C0= 830/22400 = 0,037; этой величине соответствует l  0,23
Отношение Pa /Pr1 = 830/2060 = 0,403 > l ; Х = 0,56 и У= 1,88.
Pэ = (0,56 * 2060 + 1,88 * 830)  2700 Н.
Расчетная долговечность, млн. об
L= (С/ Pэ)3 = (41,0 * 103/ 27* 103)  3500 млн. об.
Расчетная долговечность, ч
Lh = L * 106 /60n = 3500 * 106/60 * 974  60 * 103r
что больше установленных ГОСТ 16162 – 82
ВЕДОМЫЙ ВАЛ несет такие же нагрузки, как и ведущий вал
Ft = 3750 Н, Fr = 1400 Н и Fa = 830 Н.
Нагрузка на вал от цепной передачи FB = 5126 Н.
Составляющие этой нагрузки
FBX = FBy= FB sin  = 5126 sin 450 = 3600 Н.
Из первого этапа компоновки l2 = 82 мм и 13 = 82 мм.
Реакции опор:
в плоскости xz
Ry3 = 1(Frl2 – Fad2/2 + FByl3)\ 2l2 = (1400 * 82 — 830 *333,34\2+3600 * 82)/2 * 82= =1675 Н;
Ry4 = 1[-Frl2 – Fad2/2 FBy (2l2 + l3)]\ 2l2 = (-1400 * 82 –830 * 333,34/2+ 3600 * 3 * 82)/2 * 82 = 3875 Н;
Проверка :
Ry3+FBy –(F2 +Ry4) = 1675+3600- (1400+3875) =0
Суммарные реакции
Рrз =  R2 x3 + R2 y3 =  752 + 16752 = 1680 Н
Рr4 =  R2 x4 + R2 y4 =  72752 + 38752 = 8200 Н
Выбираем подшипники по более нагруженной опоре 4.
Шариковые радиальные подшипники 312 средней серии: d = 60 мм;
D = 130 мм; В = 31 мм; С = 81,9 кН и Со = 48,0 кН
Отношение Pa/C0 = 830/48000 =0,0172; этой величине соответствует l  0,20 (получаем, интерполируя).
Отношение Pa/Pr4 = 830/8200 =0,105 < l; следовательно, Х = 1,У= О. Поэтому Рэ = Pr4VККг = 8200 * 1 * 1,2 * 1 = 9840 Н.
(Примем Кб = 1,2, учитывая, что цепная передача усиливает неравномерность нагружения.)
Расчетная долговечность, млн. об.
L = (C/ Рэ)3 =(81900/9840)3  570 млн. об.
Расчетная долговечность, ч
Lh = L * 106 /60 * n = 570* 106 /60 * 194  570.103
здесь n = 194 об/мин — частота вращения ведомого вала.
Для зубчатых редукторов ресурс работы подшипников может превышать 36000 ч (таков ресурс самого редуктора), но не, должен быть менее 10000 ч (минимально допустимая долговечность подшипника). В нашем случае подшипники ведущего вала 308 имеют ресурс 1h  60 * 103 r, а подшипники ведомого вала 312 имеют ресурс 1h  50 * 103 r.
10. Второй этап компоновки редуктора
Второй этап компоновки имеет целью конструктивно оформить зубчатые колеса, валы, корпус, подшипниковые узлы и подготовить данные для проверки прочности валов и некоторых других деталей.
Примерный порядок выполнения следующий.
Вычерчиваем шестерню и колесо по конструктивным размерам, найденным ранее. Шестерню выполняем за одно целое с валом.
Конструируем узел ведущего вала:
а) наносим осевые линии, удаленные от середины редуктора на расстояние l1. Используя эти осевые линии, вычерчиваем в разрезе подшипники качения (можно вычерчивать одну половину подшипника, а для второй половины нанести габариты);
б) между торцами подшипников и внутренней поверхностью стенки корпуса вычерчиваем мазеудерживающие кольца. Их торцы должны выступать внутрь корпуса на 1-2 мм от внутренней стенки. Тогда эти кольца будут выполнять одновременно роль маслоотбрасывающих колец. Для уменьшения числа ступеней вала кольца устанавливаем на тот же диаметр, что. и подшипники ( 40 мм). Фиксация их в осевом направлении осуществляется заплечиками вала и торцами внутренних колец подшипников;
в) вычерчиваем крышки подшипников с уплотнительными прокладками (толщиной  1 мм) и болтами. Болт условно заводится в плоскость чертежа, о чем свидетельствует вырыв на плоскости разъема.
Войлочные и фетровые уплотнения применяют главным образом. в узлах, заполненных пластичной смазкой. Уплотнения манжетного типа широко используют как при пластичных, так и при жидких смазочных- материалах ;
г) переход вала  40 мм. присоединительному концу  32 мм. выполняют на расстоянии 10 —15 мм от торца. крышки подшипника так, чтобы ступица муфты не задевала за головки болтов крепления крышки.
Длина присоединительного конца вала  32 мм определяется длиной ступицы муфты. Аналогично конструируем узел ведомого вала. Обратим внимание на следующие особенности:
1) для фиксации зубчатого колеса в осевом направлении предусматриваем утолщение вала с одной стороны и установку распорной втулки — с другой; место перехода вала от  65 мм к  60 мм смещаем на 2 — 3 мм внутрь распорной втулки с тем, чтобы гарантировать прижатие мазеудерживающего кольца к торцу втулки (а не к заплечику вала!);
2) отложив от середины редуктора расстояние , проводим осевые линии и вычерчиваем подшипники ;
3) вычерчиваем мазеудерживающие кольца, крышки подшипников с прокладками и болтами;
4) откладываем расстояние 1з и вычерчиваем звездочку цепной передачи; ступица звездочки может быть смещена в одну сторону для того, чтобы вал не выступал за пределы редуктора на большую длину.
Переход от  60 мм к  65 мм смещаем на 2-3 мм внутрь подшипника с тем, чтобы гарантировать прижатие кольца к внутреннему кольцу подшипника (а не к валу).Это кольцо — между внутренним кольцом подшипника и ступицей звездочки не допускает касания ступицы и сепаратора подшипника;
5) от осевого перемещения звездочка фиксируется на валу торцовым креплением. Шайба прижимается к торцу ступицы одним или двумя винтами. Следует обязательно предусмотреть зазор между торцом вала и шайбой в 2 — 3 мм для натяга.
На ведущем и ведомом валах применяем шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 23360 — 78. Вычерчиваем шпонки, принимая их длины на 5 — 10 мм меньше длин ступиц.
Непосредственным измерением уточняем расстояния между опорами и расстояния, определяющие положение зубчатых колес и звездочки относительно опор. При значительном изменении этих расстояний уточняем реакции опор и вновь проверяем долговечность подшипников.
11. Проверка прочности шпоночных соединений
Шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок — по ГОСТ 23360 — 78, материал шпонок — сталь 45 нормализованная.
Напряжения смятия и условие прочности по формуле
max cv  2T/ d (h-t1)(l-B)  [см]
Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице
[см] = 100120 МПа,
при чугунной
[см] = 50 70 МПа.
Ведущий вал:
d=32мм; Bхh=10х8мм; t1 =5мм;
длина шпонки 1 = 70 мм (при длине ступицы полумуфты МУВП 80 мм;
момент на ведущем валу Т1 =125 * 103 Н мм;
см = 2 * 125 * 103/ 32(8-5)(70-10) = 43,5 МПа < [см]
(материал полумуфт МУВП — чугун марки СЧ 20).
Ведомый вал.
Из двух шпонок — под зубчатым колесом и под звездочкой — более нагружена вторая (меньше диаметр вала и поэтому меньше размеры поперечного сечения шпонки). Проверяем шпонку под звездочкой: d =55 мм; Bхh = 16 х 10 мм;
t, = 6 мм; длина шпонки 1 = 80 мм (при длине ступицы звездочки 85 мм); момент
Т3 = 625 * 103 Н мм;
см = 2 * 625 * 103/ 55(10-6)(80-16) = 88 МПа < [см]
(обычно звездочки изготовляют из термообработанных углеродистых или легированных сталей). Условие см < [см] выполнено.
12. Уточненный расчет валов
Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по.симметричному циклу, а касательные от .кручения — по отнулевому (пульсирующему).
Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности S для опасных сечений и. сравнении их с требуемыми (допускаемыми) .значениями . [S]. Прочность соблюдена при S  [S]. Будем производить расчет для предположительно опасных сечений каждого из валов.
Ведущий вал :
Материал.вала тот же, что: и. для шестерни (шестерня выполнена заодно с валом), т. е. сталь 45, термическая обработка — улучшение.
При диаметре заготовки до 90 мм (в нашем случае dа1 = 71,б мм) среднее значение в = 780 МПа.
Предел выносливости при симметричном цикле изгиба
-1  0,43 в = 0,43 * 780 = 335 МПа.
Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений
-1  0,58-1 = 0,58 * 335 = 193 МПa.
Сечение А — А. Это сечение при передаче вращающего момента от электродвигателя через муфту рассчитываем на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие. шпоночной канавки.
Коэффициент запаса прочности
S = Sr =-1
* / *  +  * m
где амплитуда и среднее напряжение от нулевого цикла
 = m = max/2 = T1/2WK нетто
При d=32 мм; l=10 мм; t1=5 мм
2WK нетто = d3 – вt1(d- t1)2 = 3,14 * 323 – 10*5(32-5)2 = 5,88 * 103 мм3
16 2d 16 2*32
 = m = 1,25 * 103 = 10,6 МПа
2* 5,88 *103
Принимаем = 1,68;   0,76 и   0,1
S = Sr = 193/1,68 10,6+ 0,1*10,6= 7,85
0,76
ГОСТ 16163 — 78 указывает на то,. чтобы конструкция редукторов предусматривала возможность восприятия, радиальной консольной нагрузки, приложенной в середине посадочной части вала. Величина этой нагрузки для одноступенчатых зубчатых редукторов на быстроходном валу должна быть 2,5ТБ при 25 * 103 Н*мм < TБ <
< 250* 10 Н * мм.
Приняв у ведущего вала длину посадочной части подмуфту равной длине полумуфты l80 мм (муфта УВП для валов диаметром 32 мм), получим изгибающий момент в сечении А — А от консольной нагрузки М = 2,5  125 * 103 * 80/2 = 35,4* 103 Н* мм
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям
S =  - 1/  *  + m = 335/1,8 * 9,7 = 16,6
 0,37
получился близким к коэффициенту запаса Sr = 7,85. Это незначительное расхождение свидетельствует о том, что консольные участки валов, рассчитанные по крутящему моменту и согласованные с расточками стандартных полумуфт, оказываются прочными и что учет консольной нагрузки не вносит существенных изменений. Надо сказать и о том, что фактическое расхождение будет еще меньше, так как посадочная
часть вала обычно бывает короче, чем длина полумуфты, что уменьшает значения изгибающего момента и нормальных напряжений.
Такой большой коэффициент запаса прочности (7,85 или 7,1) объясняется тем, что диаметр вала был увеличен при конструировании для соединения его стандартной муфтой с валом электродвигателя.
По той же причине проверять прочность в сечениях Б — Б и В — В нет необходимости.
Ведомый вал
Материал вала — сталь 45 нормализованная; 0 = 570 МПа
Пределы выносливости -1 =0,43 * 570 = 246 МПа и
-1 = 0,58 * 246 = 142 МПа.
Сечение А — А. Диаметр вала в этом сечении 65 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки:  = 1,59 и  = 1,49; масштабные факторы  = 0,75;  = 0,67; коэффициенты
  О,15 и  0,1.
Крутящий момент Т2= 625 * 103 Н * мм.
изгибающий момент в горизонтальной плоскости (см.рис. 10.9)
М' = Rх3l2 = 75 * 82 = 6,15 103 Н * мм;
изгибающий момент в вертикальной плоскости
М" = RY312+ Fa d2 /2 = 1675 * 82 + 830 * 333,34/2 = 275.103 Н * мм,. dq
суммарный изгибающий момент в сечении А — А
МA-A= (6,15, 103)2 + (275 * 103)2 и 276 * 103 Н * мм.
Момент сопротивления кручению (d = 65 мм; в = 18 мм; t,=7 мм).
WK нетто = d3/ 16 – вt1 * (d-t1)2 = 3,14 * 653/16 – 18 * 7(65-7)2/2 * 65 = 50,75 * 103 мм3
Момент сопротивления изгибу
WK нетто = d3/32 – вt1(d-t1)2/ 2d = 3,14 * 653/32- 3,25 * 10з = 23,7 * 10 мм3,
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений
 = m = T2 / 2WК нетто = 625 * 10з/2 * 50,75 * 103 =6,17 МПа
Амплитуда нормальных напряжений изгиба
 = МА-А/ Wнетто = 276 103/23,7 * 103  11,6 МПа
среднее напряжение m= 0
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям
S = -1/ K  + m= 246/1,59* 11,6  10,3
 0,775
Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А` — А
S = S * S /S2 +S2 = 103 * 9,9\10,32 + 9,92  7,2
Коэффициент запаса прочности касательных напряжений
S = -1/ K  + m = 142/ 1,49 * 6,17 + 0,1 * 6,17 = 9,9
 0,67
Сечение К — К. Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом
К /  = 3,40 и К /  = 2,44
принимаем  = 0,15 и  = 0,1.
изгибающий момент
М4=Fвl3 = 5126 * 82  420 * 103 Н* мм.
осевой момент сопротивления
W= d3/32 =33,14 * 216 * 103/32 = 21,2 * 103 мм.
Амплитуда нормальных напряжений
 = max = M4/W = 420 * 103/21,2 * 103  20 МПа; m = 0
Полярный момент сопротивления
Wp =2W = 2 * 21,2 * 103 = 42,4 * 10З M3
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений
=m= max/2 = T2/ 2Wp = 625 * 103 / 2 * 42,4 * 103 = 7.4 МПа
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям
S = -1/K *  = 246/3,40 * 20 = 3,46

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
S = -1/ K  + m = 142/ 2,44 * 7,4 + 0,1 * 7,4 = 7,60.

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения К-К
S = Sd* S/  Sd2 + S2 = 3,46 * 7,60\3,462 + 7,602  3,2
Сечение П-П. Концентрация напряжений обусловлена переходом  60 мм.к  65 мм: при D/d = 60/55  1,1 и /d = 2,25/55  0,04
Коэффициенты концентрации напряжений  =1,65 и k= 1,19.
Масштабные факторы  = 0,8;  = 0,69.
Внутренние силовые факторы те же, что и для сечения К — К.
Осевой момент сопротивления сечения
W=  * 553/32 = 16,5 10з ммз
Амплитуда нормальных напряжений
 =420 * 103/ 16,5 * 103= 25,4 МПа
Полярный момент сопротивления
Wp = 2 * 16,5 * 103 = 33,0 * 103 мм3
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений
=m= 625 * 103/2 * 33,0 * 103 = 9,50 МПа
Коэффициенты запаса прочности
S = 246/1,65 * 25,4  4,7;S = 142/ 1,19 * 9,50 + 0,1 * 9,50 = 8,2.
0,80 0,69
Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения Л-Л
S = 4,7 * 8,2\4,72 + 8,22 = 3,9
Сечение Б — Б. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки  = 1,59 и  = 1,49;=0,8 и =0,69.
Изгибающий момент (положим x = 60 мм)
МБ-Б = Fвх1 = 5126 * 60  307 * 103 Н * мм.
Момент сопротивления сечения 'нетто при в = 16 мм;t = 6 мм
Wнетто = 3,14 *553 –16 * 6 (55 - 6)2 = 14,51 *103 мм3
32 2 * 55
Амплитуда нормальных напряжений изгиба
 = МБ-Б/ Wнетто = 307 * 103/ 14,51 * 103  21,1 Мпа.
Момент сопротивления кручению сечения нетто
WК нетто = 3,14 * 553 – 2,09 * 103= 31,11 * 103 ммз
16
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений
=m= 625 * 103/2 * 31,11 * 103 = 10,01 МПа
Коэффициенты запаса прочности
Sd = 246/1,59 * 21,1  5,85; S = 142/ 1,49 * 10,01 + 0,1 * 10,01 = 6,5
0,80 0,69
Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения Б-Б
S = 5,85 * 6,5\5,852 + 6,52 = 4,45
Сведем результаты проверки в таблицу
Сечение А-А К-К П-П Б-Б
Коэффициент запаса 7,2 3,2 3,9 4,45
Во всех сечениях s > [s].
13. Посадки зубчатого колеса, звездочки и подшипников
Посадка зубчатого колеса на вал Н7 /Р6 по ГОСТ 25347 — 82.
Посадка звездочки цепной передачи на вал редуктора Н7/h6.
Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала K6. Отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца по Н7.
Остальные посадки назначаем, пользуясь данными табл.
14. Выбор сорта масла
Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 10 мм. Объем масляной ванны определяем из расчета 0,25 дм3 масла на 1 кВт передаваемой мощности:
V=0,25 * 12,7  3,2 дмз
Устанавим вязкость масла. При контактных напряжениях Н = 392 МПа и скорости  = 3,38 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 28*10-6 м2/с.
Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом УТ-1 периодически пополняем его шприцем через пресс-масленки.
15. Сборка редуктора
Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.
Сборку производят в соответствии со сборочным чертеж редуктора, начиная с узлов валов: на ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца и шарикоподшипники, предварительно нагретые в . масле до 80 — 1000С. В ведомый вал закладывают шпонку 18 Х 11 Х 70 и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку, мазеудерживающие кольца и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле.
Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.
После этого на ведомый вал надевают распорное кольцо в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазь ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки.
Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают войлочные уплотнения, пропитанные горячим маслом. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивание подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами.
Далее на конец ведомого вала в шпоночную канавку закладывают шпонку, устанавливают звездочку и закрепляют ее торцовым креплением; винт торцового крепления стопорят специальной планкой.
Затем ввертывают пробку маслопускного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель.
Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой из технического картона; закрепляют крышку болтами.
Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.

• Недавно искали
• Последние добавленные работы
• Фрагмент

Лайкни, если работа понравилась