Детали машин - Курсовая работа

Редуктор состоит из корпуса (литого чугунного или сварного стального), в котором помещают элементы передачи-зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д. Определяем частоту вращения, угловую скорость, мощность и вращающий момент на каждом валу. 3) Определяем частоту вращения, угловую скорость, мощность и вращающий момент на каждом валу. (1.8) б) Вал II (тихоходный): Определяем частоту вращения тихоходного вала, об/мин 3) Выписываем исходные данные для расчетов: а) силовые факторы, Н; F б) геометрические параметры, м: расстояние между точками приложения реакций в опорах подшипников вала lб ; расстояние между точками приложения консольной силы и реакции смежной опоры подшипника-LM ; диаметры делительной окружности шестерни или колеса.

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины. Кинематическая схема привода может включить, помимо редуктора, открытые зубчатые передачи.

Назначение редуктора - понижение угловой скорости и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим. Механизмы для повышения угловой скорости, выполненные в виде отдельных агрегатов, называют ускорителями или мультипликаторами.

Редуктор состоит из корпуса (литого чугунного или сварного стального), в котором помещают элементы передачи -зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д. В отдельных случаях в корпусе редуктора размещают также устройства для смазывания зацеплений и подшипников (например, внутри корпуса редуктора может быть помещен шестеренный масляный насос) или устройства для охлаждения .

Редуктор проектируют либо для привода определенной машины, либо по заданной нагрузке (моменту на выходном валу) и передаточному числу без указания конкретного назначения. Второй случай характерен для специализированных заводов, на которых организовано серийное производство редукторов.

Редукторы классифицируют по следующим основным признакам: типу передачи (зубчатые, червячные или зубчато-червячные); числу ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые и т.д.); типу зубчатых колес (цилиндрические, конические т.д.); относительному расположению валов редуктора в пространстве.

1. Кинематическая схема машинного агрегата. Срок службы приводного устройства

1) Выполняем чертеж кинематической схемы

1 - двигатель; 2 - муфта; 3 -шестерня; 4 - вал быстроходный; 6 - колесо зубчатое; 5- вал тихоходный;7 - подшипник

Рисунок 1 - Кинематическая схема привода

2) Производим анализ назначения и конструкции элементов приводного устройства

Приводное устройство предназначено для увеличения вращающего момента на ведомом валу за счет уменьшения его угловой скорости.

Таблица 1-Исходные данные

Исходные данные Значение

Мощность на тихоходном валу Рт , КВТ 4,7

Частота вращения тихоходного вала, nt, об/мин 470

Характер нагрузки спокойная

Срок службы привода, Lг , лет, 5

Число смен в сутки, Lc 2

Продолжительность смены, tc ,ч 8

3) Определяем срок службы приводного УСТРОЙСТВАLH ,ч

Lh=365•Ln•tc•Lc•0,85 , (1) где Lh - срок службы приводного устройства;

Lr - срок службы привода, лет;

tc - продолжительность смены, ч;

Lc - число смен в сутки;

Lh = 365·5·8·2·0,85=24825

Рабочий ресурс привода принимаем Lh = 25000 часов.

Выбор двигателя. Кинематический и силовой расчеты привода

Двигатель является одним из основных элементов машинного агрегата. Для проектируемого привода рекомендуются трехфазные короткозамкнутые двигатели серии 4А. Эти двигатели наиболее универсальны. Закрытое и обдуваемое исполнение позволяет применять эти двигатели для работы в закрытых условиях, в открытых помещениях и т.д.

1) Проведем выбор двигателя

Определяем мощность двигателя, Рдв,,, КВТ

Мощность двигателя зависит от требуемой мощности рабочей машины, а его частота вращения от частоты вращения приводного вала рабочей машины.

Рдв= Рт / ?? , (2) где Рт - мощность на тихоходном валу, КВТ;

?- общий КПД привода;

?м= 0,98 КПД муфты;

?зуб=0,96…0,97 КПД закрытой цилиндрической зубчатой передачи. Принимаем ?зуб= 0,96;

?n= 0,99 КПД одной пары подшипников качения;

?? = 0,96·0,98·0,99 2=0,92

Рдв = 4,7/0,92=5,1 КВТ

Определяем номинальную мощность двигателя Рном , КВТ

Значение номинальной мощности выбираем из таблицы К1[1] по величине большей, но ближайшей к требуемой мощности Рдв

Рном ? Рд , (3)

Рном = 5,5> Рдв = 5,1

По таблице К1 [1] выбираем тип двигателя, применив для расчета четыре варианта типа двигателя: Таблица 2

Вариант Тип двигателя Номинальная мощность Рном , КВТ Частота вращения, об/мин

Синхронная При номинальном режиме nном

1 4АМ90L2У3 5,5 3000 2880

2 4АМ100S4У3 5,5 1500 1445

3 4АМ112MA6У3 5,5 1000 965

4 4АМ112MB8У3 5,5 750 720

2) Определяем передаточное число редуктора для каждого из четырех вариантов двигателей u = nном / nm , (4)

где nном- частота вращения при номинальном режиме, об/мин;

nt- частота вращения тихоходного вала, об/мин;

и1 =2880/470=6,1 и2 =1445/470=3,1 и3 =965/470=2,1 и4 = 720/470=1,5

Таблица 3

Варианты

1 2 3 4

Передаточное число 6,1 3,1 2,1 1,5

При выборе типа двигателя учитываем, что двигатель с большей частотой вращения (синхронной 3000 об/мин) имеют низкий рабочий ресурс, а двигатели с низкими частотами (синхронными 750 об/мин) весьма металлоемки.

Выбираем двигатель 4АМ112MA6У3 (Рном = 5,5 КВТ, nном = 965 об/мин, передаточное число редуктора u = 2,1 , что находится в диапазоне рекомендуемых значений u = 2,0…6,3.

Силовые (мощность и вращающий момент) и кинематические (частота вращения и угловая скорость) параметры привода рассчитываем на валах, исходя из требуемой (расчетной) мощности двигателя Рдв и его номинальной частоты вращения nном.

Определяем частоту вращения, угловую скорость, мощность и вращающий момент на каждом валу.

3) Определяем частоту вращения, угловую скорость, мощность и вращающий момент на каждом валу.

Вал 1 (быстроходный): Определяем частоту вращения быстроходного вала, об/мин n1 = nдв =965 об/мин (1.5)

Определяем угловую скорость быстроходного вала, рад/с

(1.6) рад/с=101 рад/с

Определяем требуемую мощность двигателя, КВТ

Р1 = Рдв = 5,1 КВТ 5,5 КВТ (1.7)

Определяем вращающий момент на быстроходном валу, Нм

(1.8)

б) Вал II (тихоходный): Определяем частоту вращения тихоходного вала, об/мин

, (1.9)

где u- передаточное число редуктора.

Определяем угловую скорость тихоходного вала, рад/с

(1.10)

Определяем мощность тихоходного вала, КВТ

, (1.11) где ? - общий КПД привода.

Р2 = РТ = 5,5·0,92 = 5 КВТ

Определяем вращающий момент на тихоходном валу, Нм

(1.12)

Выбор материала зубчатых колес. Определение допускаемых напряжений машинный агрегат редуктор колесо

В условиях индивидуального производства, предусмотренного техническим заданием на курсовое проектирование, в мало- и средненагруженных передачах применяют зубчатые колеса с твердостью материала Н ? 350 НВ. При этом обеспечивается чистовое нарезание зубьев после термообработки, высокая точность изготовления и хорошая прирабатываемость зубьев.

Выбираем материал зубчатых колес одинаковый для шестерни и колеса. Принимаем Сталь 40Х , термообработка- улучшенная - У.

По таблице 3.2 [1 ] принимаем: для шестерни твердость 269…302 НВ, (286 НВ1ср), наибольший диаметр заготовки Dпред ?125 мм. для колеса твердость 235…262 НВ,(249 НВ2ср), наибольшая толщина сечения заготовки Sпред ?125 мм.

При этом НВ1ср - НВ2ср = 286 - 249 = 37 - обеспечивается прирабатываемость зубьев.

По таблице 3.3 [1] определяем предел выносливости по контактным напряжениям, [?]НО , Н/мм2

[?]НО = 1,8 · НВСР 67 (2.1) для шестерни [?]НО1 = 1,8 · НВ1ср 67=1,8·286 67=581,8 Н/мм2 для колеса [?]НО2 = 1,8 · НВ2ср 67=1,8·249 67=515,2 Н/мм2

1) Определяем допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни и колеса [?]Н,, Н/мм2

[?]Н =К HL· [?]НО , (2.2) где KHL - коэффициент долговечности, для прирабатывающихся колес К HL =1.

[s]H1 =1·581,8=581,8 Н/мм 2

[s]H2 =1·515,2=515,2 Н/мм 2

Расчет зубьев на контактную прочность ведем по меньшему значению [s]н , т. е. по менее прочным зубьям колеса.

По таблице 3.3 [1] определяем предел выносливости на изгиб NF0 , Н/мм 2

[?]F0 = 1,03 · НВСР (2.3) для шестерни [?]F01 = 1,03 · НВ1ср =1,03·286=294,58 Н/мм2 для колеса [?]F02 = 1,03 · НВ2ср =1,03·249=256,47 Н/мм2

2) Определяем допускаемые изгибные напряжения для зубьев шестерни и колеса, [?]F , Н/мм2

[?]F =К FL·[?]FO , (2.4) где KFL - коэффициент долговечности, для прирабатывающихся колес KFL= 1,0.

[?]F1 =1·294,58=294,58 Н/мм 2

[?]F2 = 1·256,47=256,47 Н/мм 2

Расчет модуля зацепления для цилиндрической зубчатой передачи выполняем по меньшему значению [?]F, т.е. по менее прочным зубьям колеса [?]F2=… Н/мм2.

Составляем табличный ответ к задаче

Таблица 4 -Механические характеристики материалов зубчатых колес

Элемент передачи Марка стали Dпред Термообработка НВ1ср [s]H [s]F

Sпред НВ2ср Н/мм2

Шестерня 40Х 125 У 286 581,8 294,58

Колесо 40Х 125 У 249 515,2 256,47

Рисунок 2 - Геометрические параметры цилиндрической зубчатой передачи

Геометрический расчет цилиндрической зубчатой передачи (проектный расчет)

1) Определяем межосевое расстояние aw, , мм

(3.1) где Ка - вспомогательный коэффициент; для косозубых передач Ка = 43;

?ва - коэффициент ширины венца колеса, равный 0,28...0,36 - для шестерни, расположенной симметрично относительно опор;

Кн? - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихся зубьев Кн? =1;

Т2 - вращающий момент на тихоходном валу, Нм; Т2 = 140,3;

[?]H - допускаемое контактное напряжение колеса с менее прочным зубом, [?]H =515,2 мм u = 2,8 - передаточное число редуктора.

Полученное значение межосевого расстояния aw округляем до ближайшего стандартного числа по таблице 4.4 [1].

Принимаем aw =85 мм

2) Определяем модуль зацепления т, мм

, (3.2) где Км - вспомогательный коэффициент; для прямозубых передач К m= 5,8;

d2 - делительный диаметр колеса, мм

(3.3)

b2 - ширина венца колеса, мм, b2 = ?ва · aw (3.4) b2 = 0,32 · 85 = 27,2 мм

Полученное значение округляем в большую сторону до ближайшего стандартного числа по таблице 4.4[1].

Принимаем b2 =30 мм

[s]F - допускаемое напряжение изгиба материала колеса c менее прочным зубом, Н/мм2; [s]F =256,5 Н/мм2

Полученное значение модуля m округляем в большую сторону до стандартного значения.

Принимаем m =1,5 мм

Определяем угол наклона зубьев ?min по формуле

(3.5) cos ?min = cos 10,08 = 0,9843; ?min = arcsin (3,5 · 1,5/30)= 10,08?

что находится в допустимых пределах ? = 8?…15?

3) Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса

(3.6)

Принимаем Z? = 111

Уточняем угол наклона зубьев

(3.7)

? = arcos ?= arc 11,65 °

4) Определяем число зубьев шестерни

Z1 = Z? / (1 u) (3.8)

Z1 = 111/ (1 2,1) = 35,8

Значение Z1 округляем до ближайшего целого числа. Принимаем Z1 =35

Из условий уменьшения шума и отсутствия подрезания зубьев рекомендуется Z1 =35>18, данное условие выполняется.

5) Определяем число зубьев колеса

Z2 = Z? - Z1 ; (3.9)

Z2 =111-35=76

6) Определяем фактическое передаточное число иф и проверяем его отклонение ?u от заданного значения uф= Z2/ Z1 ; (3.10) uф= 76/35 = 2,17

(3.11)

7) Определяем фактическое межосевое расстояние aw= Z? m/2 cos ?; (3.12) aw = (1,5 ·111)/2 ·0,9794= 85 мм

8) Определяем основные геометрические параметры передачи, мм

Таблица 5

Параметр Шестерня Колесо

Диаметр, мм делительный d1 = m·Z1 / cos? =1,5·35/0,9794=53,6 мм d2 = m·Z2 /cos ?=1,5·76/0,9784=116,45 мм вершин зубьев da1 = d1 2m =53,6 2·1,5=56,6 мм da2 = d2 2m =116,45 2·1,5=119,5 мм впадин зубьев df1 = d1 -2,5m 53,6-2,5·1,5=49,85 мм df2 = d2 -2,5m =116,45-2,5·1,5=112,7 мм

Ширина венца, мм b1 = b2 (2..4)=30 2=32мм b2=a? · ?a=0,32·85=27,2 мм

Проверочный расчет цилиндрической зубчатой передачи.

9) Проверяем межосевое расстояние aw= (d1 d2)/2, (4.1) aw = (53,6 116,45)/2 = 85 мм

Проверяем пригодность заготовок колес

Условия пригодности заготовок колес

(4.2) где Dпред и Sпред - предельные размеры заготовок;

Dзаг и Sзаг-размеры заготовок колес;

Для цилиндрической шестерни диаметр заготовки

Dзаг = da1 6мм, (4.3)

Здесь 6мм - припуск на механическую обработку.

Dзаг = 56,6 6= 62,6 мм < 200 мм

Для колеса без выемок толщина сечения заготовки

Sзаг= b2 4мм, (4.4)

Sзаг = 30 4=34 мм < 125 мм

Условия пригодности заготовок выполняются.

Проверяем контактные напряжения sн , Н/мм 2

, (4.5) где К- вспомогательный коэффициент; для прямозубых передач К = 436;

для косозубых передач К = 376.

-окружная сила в зацеплении (Н), (4.6)

Здесь Т2 -Нм, d2 - м

Определяем окружную скорость.

(4.7)

Принимаем 8 степень точности передачи.

Из рисунка 4.2 [1] КНА= 1,065

KHU= 1,02 м/с sн = 476,9 < [sн] = 515,2

Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни SF1 и колеса SF2, Н/мм 2

(4.8)

где ?-угол наклона зубьев;

Для косозубых колес УВ = 1 - ?°/140 °- коэффициент, учитывающий наклон зуба.

УВ = 1 -11,65 /140 ° = 0,9168

YF1 = 3,75

YF2 = 3,61

·100%

Составляем табличный ответ к задаче

Таблица 6

Проектный расчет

Параметры Значения Параметры Значения

Межосевое расстояние aw, мм 85 Диаметр делительной окружности, мм шестерни d1 колеса d2 53,6 116,45

Модуль зацепления, m, мм 1,5

Ширина зубчатого венца, мм шестерни b1 колеса b2 32 27,2

Диаметр окружности вершин, мм шестерни da1 колеса da2 56,6 119,5

Число зубьев шестерни Z1 колеса Z2 35 76

Диаметр окружности впадин , мм шестерни df1 колеса df2 49,85 112,7

Контактные напряжения sн , Н/мм2 504,28

Напряжения изгиба шестерни ?F1 , Н/мм2 колеса ?F2 , Н/мм2 147,37 141,87

Таблица 7

Проверочный расчет

Параметры Допускаемые значения Расчетные значения Примечание

Контактные напряжения, sн , Н/мм2 515,2 504,28 14%

Напряжения изгиба, Н/мм2 ?F1 294,58 147,37 45%

?F2 256,47 141,87 46,5%

5 Нагрузки валов редуктора

Редукторные валы испытывают два вида деформации - изгиб и кручение. Деформация кручения на валах возникает под действием вращающих моментов, приложенных со стороны движения и рабочей машины. Деформация изгиба валов вызывается силами в зубчатом зацеплении редуктора и консольными силами со сторон муфт.

Выполняем силовую схему нагружения валов редуктора

Рисунок 3 - Схема сил в зацеплении косозубой цилиндрической передачи

1) Определение нагрузок

В косозубой передаче действуют окружные, радиальные и осевые силы

Значение радиальных сил определяем по формуле, H

Fr1 =Fr2 = Ft?tg?aw / cos ? (39) где Ft- окружная сила;

aw =20°- угол зацепления;

Fr1 =Fr2 =1824,8 ?tg20/ 0,9794 = 678,4

Значение осевых сил определяется по формуле, H

Fa1 = Fa2 = Ft?tg ? (40) a1 = Fa2 = 1824,8 ?tg11,65= 376,24

Определение консольных сил

Консольные нагрузки вызываются муфтами, соединяющими двигатель с редуктором и редуктор с рабочей машиной

Консольные силы от муфт определяем по формулам

На быстроходном валу FM1 , Н

(41)

На тихоходном валу FM2 , Н

(42)

Рисунок 4 - Силовая схема нагружения валов редуктора

Выполняем табличный ответ к задаче

Таблица 8

Параметр Шестерня Колесо

Ft, Н 1824,8

Fr, Н 678,4

FM, Н 370,8 1288,5

6 Проектный расчет валов. Эскизная компоновка редуктора

Выбор материала валов редуктора

Для изготовления валов принимаем сталь 40Х

Механические характеристики стали определяем по таблице 3.1 [1]: твердость заготовки 235 - 262НВ., ?в =790Н/мм2, ?Т =640Н/мм2, ?-1 =375Н/мм2.

Выбор допускаемых напряжений на кручение

Принимаем [?К] =10 Н/мм2 для быстроходного и [?К] =30 Н/мм2 тихоходного валов.

Быстроходный вал редуктора

(5.1) где МК = Т - крутящий момент, равный вращающему моменту на валу, Нм;

[?К] - допускаемые напряжения кручения, Н/мм 2

По ГОСТ 6636-96 принимаем d1 =32 мм

(5.2)

По ГОСТ 6636-96 принимаем l1 =42 мм

(5.3) где t - высота буртика, мм

По ГОСТ 6636-96 принимаем диаметр под подшипник d2 =40 мм

(5.4)

(5.5) где r - координаты фаски подшипника, мм (принимаем по таблице)

По ГОСТ 6636-96 принимаем d3 =48 мм l3 = 15 33 15 = 63 мм d4 = d2 (5.6) d4 = 40 мм l4 = B (5.7)

l4 = 19 мм

Тихоходный вал редуктора

(5.1) где МК = Т - крутящий момент, равный вращающему моменту на валу, Нм;

[?К] - допускаемые напряжения кручения, Н/мм 2

По ГОСТ 6636-96 принимаем d1 =26 мм

(5.2)

По ГОСТ 6636-96 принимаем l1 =34 мм

(5.3) где t - высота буртика, мм

По ГОСТ 6636-96 принимаем диаметр под подшипник d2 =32 мм

(5.4)

(5.5) где r - координаты фаски подшипника, мм (принимаем по таблице)

По ГОСТ 6636-96 принимаем d3 = 40 мм l3 = 15 33 15 = 63 мм d4 = d2 (5.6) d4 = 32 мм l4 = B (5.7) l4 = 19 мм

Предварительный выбор подшипников качения

По величине внутреннего диаметра d=35 мм внутреннего кольца, равного второй d2 и четвертой d4 ступеней вала под подшипник выбираем подшипник № 307 ГОСТ 8338-75.

Для цилиндрической косозубой передачи на быстроходный вал выбираем радиальные шариковые однорядные подшипники средней серии, схема установки - враспор.

Выписываем основные параметры подшипника: геометрические размеры: d=30 мм, D=72 мм, В=19 мм; динамическая грузоподъемность Cr=28,1 КН, статическая грузоподъемность Cr0 =14,6КН.

Для цилиндрической косозубой передачи на тихоходный вал выбираем радиальные шариковые однорядные подшипники средней серии, схема установки - враспор.

По величине внутреннего диаметра d=40 мм внутреннего кольца, равного второй d2 и четвертой d4 ступеней вала под подшипник выбираем подшипник № 305 ГОСТ 8338-75.

Выписываем основные параметры подшипника: геометрические размеры: d=25 мм, D=62 мм, В=17 мм; динамическая грузоподъемность Cr=22,5 КН, статическая грузоподъемность Cr0 =11,4 КН.

Таблица 9 - Параметры ступеней валов и подшипников

Вал Размеры ступеней, мм Подшипники

Bd1 Dd2 Dd3 Dd4 Типоразмер DXDXB, мм Динамическая грузоподъемность Cr , КН Статическая грузоподъемность С0r , КН dl1 dl2 dl3 dl4

Быстроходный 332 338 348 338 306 40x76x19 28,1 14,6

242 457 572 119

Тихоходный 226 335 340 335 306 35x66x17 22,5 11,4

234 448 572 117

7 Расчетная схема валов редуктора

Расчет быстроходного вала

1) Вычерчиваем координатные оси для ориентации направлений векторов сил.

2) Вычерчиваем расчетную схему вала в соответствии с выполненной схемой нагружения.

3) Выписываем исходные данные для расчетов: а) силовые факторы, Н; F б) геометрические параметры, м: расстояние между точками приложения реакций в опорах подшипников вала lб ; расстояние между точками приложения консольной силы и реакции смежной опоры подшипника -LM ; диаметры делительной окружности шестерни или колеса.

4) Определяем реакции в опорах предварительно выбранных подшипников вала в вертикальной и горизонтальной плоскостях, составив два уравнения равновесия плоской системы сил.

5) Определяем суммарные радиальные реакции опор подшипников вала, Н, например,

RA = , где RAX, RAY- соответственно реакции в опоре подшипника А в горизонтальной и вертикальной плоскостях.

1) Вычертим расчетную схему нагружения быстроходного вала в соответствии со схемой нагружения валов.

2) Выписываем исходные данные для расчета: Силы в зацеплении редукторной пары: Ft1 =1824,8 Н;

Fr1 =678,4 Н;

Fa1 =376,24 Н

Консольная сила: Fm1 = 370,8 Н

Вращающий момент на валу: Т1 = 55 Нм

Из эскизной компоновки выбираем расстояние между точками приложения реакций в опорах подшипников lб = 41 мм и расстояние между точками приложения консольной силы и реакции смежной опоры подшипника lm = 68,5 мм. Диаметр делительной окружности шестерни, d1 =39,82 мм.

Составив уравнения равновесия, определим реакции в опорах предварительно выбранных подшипников вала в вертикальной и горизонтальной плоскостях. а) в вертикальной плоскости zoy: ?MB= 0; ?MB= - Fr1 ?lб Fa1 ?(d1 /2) RДY?2lб = 0;

?МД = 0; ?МД =Fr1 ?lб Fa1?(d1 /2) -RBY?2lб = 0;

Из уравнения ?МВ=0 определяем RДY, Н;

RДY=Fr1?lб-Fa1(d1/2)/2lб=(678,4?41-376,24?25)/2?41=236,68 H

Из уравнения ?МД=0 определяем RBY ,Н;

RBY= Fr1?lб Fa1?(d1 /2)/2lб =(678,4?12,5 376,24?41)/2?41=291,5 H

Выполняем проверку: ?у=0;

?у=0; RBY-Fr1 RДY= 267,35-449,53 182,178=0

Плоскость zox (RBX; RДХ): ?MB=0; ?MB= RДХ ? 2lб - Ft1 ? lб - FM1 ?(2lб?LM )=0

?МД=0; ?МД= -RBX ? 2lб Ft1 ? lб - FM1?LM1 =0

Из уравнения ?МВ=0 определяем RДХ, Н;

RДХ=(Ft1?lб FM1?(2lб1 lt )/2lб = (273,86?68,5 1355?41)/82=906,27

Из уравнения ?МД=0 определяем RBX, Н;

RBX = (-Ft?lб FM1?LM1 )/2lб = (-273,86?150,5 1355?41)/82= -174,87 H

Выполняем проверку: ?х=0

?х=0; - Ft1 RДХ RBX Fm= 273,86 174,87-1355 906,27 = 0 горизонтальные составляющие реакций найдены верно. в) Строим эпюры изгибающих моментов (Эп. Му, Мх)

Строим эпюру Му

МВ = МА = MD= 0

Мссл = RBY?lб = 267,35?0,041=10,96

Мсспр = RДY?lб = 182,178?0,041=7,469

Строим эпюру Мх

МА = MD = 0

MC= RДX?lб = 906,27?0,041=37,15

MB= FM1 ?LM1= 273,86?0,068=18,759 г) Суммарные радиальные реакции опор подшипников вала определим по формуле: Rr = , H

RRA=

RRB =

Наиболее нагруженной является опора А, по ней и проводим проверочный расчет подшипников. д) Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях (точка2) по формуле, Нм

где Мх и Му-соответственно изгибающие моменты в горизонтальной и вертикальной плоскостях

2) Проводим расчет тихоходного вала

Вычертим расчетную схему нагружения тихоходного вала в соответствии со схемой нагружения валов.

Выписываем исходные данные для расчета: Силы в зацеплении редукторной пары: Ft2 = 1355 Н;

Fr2 = 449,5264 Н;

Fa2 = 279,37 Н

Консольная сила: Fm2 = 684,65 Н

Вращающий момент на валу: Т2 = 100,71 Нм

Из эскизной компоновки выбираем расстояние между точками приложения реакций в опорах подшипников lб2 =38 мм и расстояние между точками приложения консольной силы и реакции смежной опоры подшипника lm=68,5 мм. Диаметр делительной окружности колеса, d2 =30 мм.

Составив уравнения равновесия, определим реакции в опорах предварительно выбранных подшипников вала в вертикальной и горизонтальной плоскостях. а) в вертикальной плоскости zoy: ?MA= 0; ?MA= Fr2 ?LM-Fa2?(d2/2) -RCY?2LM2 = 0;

?MC = 0; ?MB =-Fr2 ?LM- Fa2 ?(d2/2) RAY?2LM2 = 0;

Из уравнения ?MA=0 определяем RCY, Н;

RCY=Fr2?lб2-Fa2(d2/2)/2LM =(449,53?68,5-279,37?139,685/2)/109,5 = 103,021

Из уравнения ?Мс=0 определяем RAY ,Н;

RAY=Fr2?lб2 Fa2(d2/2)/2LM = (449,53 68,5?279,37)/109,5 = 178,5 H

Выполняем проверку: ?у=0;

?у=0; -RAY Fr2 RCY= -178,5 449,53-103,021 = 0

Плоскостьzoх (RAX; RCX): ?MA=0; ?MA= -RCX? 2LM Ft2 ?LM- FM2 ?LOT) = 0

?MC=0; ?MC= RAX? 2LM - Ft2 ?LM- FM2?(LM2 l) = 0

Из уравнения ?MA=0 определяем RCX, Н;

RCX = (-Fm2?lm Ft2 ? LT )/2LM =(1678,5?38-850?143)=-760,09

Из уравнения ?МС=0 определяем RAX, Н;

RAX = (Fm2?LM Ft2?(LM2 LOT))/2lб =1678,5?38 850?67=1588,59 Н

Выполняем проверку: ?х=0

?х=0; Ft2 - RAX -RCX -Fm2 = -1588,59 1678,5 760,09-850=0 горизонтальные составляющие реакций найдены верно. в) Строим эпюры изгибающих моментов (Эп. Му, Мх)

Строим эпюру Му

МС = МА = MD= 0

МВСПР = -RCY?LM = 89,662 ? 67= -6007,354 Нм

Мссл = -Fr2 ?lб = -631,785? 38 =-24007,83 Hm

Строим эпюру Мх

МА = MD = 0

MB = -RAX ? LM = -1280,039 ? 38 = -48641,482 Нм

МС = -FM2 ? LM2 = -850? 67 = -56950 Hm г) Суммарные радиальные реакции опор подшипников вала определим по формуле: Rr = , H

RRA = = 1619,69

RRB = = 691,33

Наиболее нагруженной является опора А, по ней и проводим проверочный расчет подшипников. д) Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях (точка 2) по формуле, Нм

(58) где Мх и Му - соответственно изгибающие моменты в горизонтальной и вертикальной плоскостях

Нм

Нм

8 Проверочный расчет подшипников

Проверочный расчет предварительно выбранных подшипников выполняется отдельно для быстроходного и тихоходного валов. Пригодность подшипников определяется сопоставлением расчетной динамической грузоподъемности Crp (Н) с базовой Cr (Н) или базовой долговечности L10h (ч) с требуемой Lh (ч), по условиям: Crp ? Cr , (59)

L10h ? Lh , (60)

Базовая динамическая грузоподъемность подшипника Сг представляет собой постоянную радиальную нагрузку, которую подшипник может воспринять при базовой долговечности, составляющей 10 6 оборотов внутреннего кольца.

1) Проверяем прочность подшипников №306 быстроходного вала цилиндрического одноступенчатого косозубого редуктора

Угловая скорость вала ?1 =101 рад/с;

2)Определяем эквивалентную динамическую нагрузку наиболее нагруженного подшипника

Эквивалентная динамическая нагрузка Re учитывает характер и направление действующих на подшипник нагрузок, условия работы и зависит от типа подшипника.

3) Определяем отношение

RA/V ·Rr, (61) где: Ra = Fa1 =376,24;

Rr - реакция наиболее нагруженного подшипника, Н;

Rr = 678,4;

V - коэффициент вращения, V = 1 - вращается внутреннее кольцо;

376,24/ 1 · 678,4= 0,554;

4) Определяем отношение: RA/Cor, (62)

376,24/11,400 = 0,033

5) По соотношению RA/V Rr > е, т.е 0,554 >0,22, определяем X = 0,56, а Y определяем интерполированием а) Определяем эквивалентную динамическую нагрузку наиболее нагруженного подшипника

Эквивалентная динамическая нагрузка Re учитывает характер и направление действующих на подшипник нагрузок, условия работы и зависит от типа подшипника.

6) Определяем эквивалентную динамическую нагрузку по формуле

(63) где Кб - коэффициент безопасности, учитывающий влияние характера нагрузки на долговечность подшипника, Кб = 1;

Кт - коэффициент, учитывающий влияние температуры на долговечность подшипника, при t ? 100° C. Кт = 1

7) Определяем динамическую грузоподъемность

(64) где ?1 = 101 рад/с - угловая скорость вала;

Lh =24820 срок службы (ресурс) привода, ч в) Определяем долговечность подшипника ,ч

(70) где Cr - базовая динамическая грузоподъемность, Н

Условие выполняется, следовательно, подшипник пригоден технический проект

9 Конструктивная компоновка привода

1) Конструирование зубчатых колес

В проектируемых приводах колеса редукторов получаются относительно небольших диаметров и их изготовляют из круглого проката или поковок. Ступицу колес цилиндрических редукторов располагают симметрично относительно обода.

2) Обод: Диаметр: da = 119,5 мм;

Толщина: S = 2,2·m 0,05·b2 , (71)

S = 2,2·1,5 0,05·27,2 = 4,66 мм

Принимаем S = 5 мм

Ширина: b2 = 27,2 мм

3) Ступица: Диаметр внутренний: d = d3 =40 мм;

Диаметр наружный: dct = 1,55·d, (72) dct = 1,55·40 = 62 мм

По ГОСТ 6636-69 принимаем dct =75 мм

Длина lct = (1,0…1,5)d, (74) lct = 1,25·40 = 50 мм

Принимаем lct = 50 мм

4) Диск: Толщина: С = 0,5 (S ?ст ) ? 0,25b2 , (75)

С = 0,5 (5 12) =8,5 мм > 0,25·27,2 = 6,8 мм

Принимаем по ГОСТ 6636-69 С = 10 мм.

Радиусы закруглений : R = 6 ;

5) Валы-шестерни. Цилиндрические шестерни выполняем при u<2,8 насадными. Однако стоимость производства при раздельном исполнении вала и шестерни увеличивается вследствие увеличения числа посадочных поверхностей и необходимости применения того или иного соединения.

Поэтому выполняем заодно с валом.

6) Установка колес на валах а) Сопряжение колес с валом

Для передачи вращающего момента редукторной парой применяем шпоночное соединения. В этом соединение для цилиндрических прямозубых колес принимаем посадку H7/r6. б) Осевое фиксирование колес

Для обеспечения нормальной работы редуктора зубчатые колеса должны быть установлены на валах без перекосов. Если ступица колеса имеет достаточно большую длину (отношение l/d >0,8; в проектируемом редукторе принято l/d = 1...1.5), то колесо будет сидеть на валу без перекосов. В этом случае достаточно предохранить колесо от осевых перемещений и вала установкой двух распорных втулок на 3-й ступени вала между обоими торцами ступицы колеса и торцами внутренних колец подшипников.

В обоих случаях для гарантии контакта деталей по торцам должны быть предусмотрены зазоры С=1…2 мм между буртиками 2-й или 3-й ступени вала и торцами втулок.

7) Конструирование валов

8) Переходные участки

Для повышения технологичности конструкции радиусы галтелей r=2, размеры фасок на концевых ступенях с=2, принимаем одинаковыми.

9) Конструирование подшипниковых узлов

Конструктивное оформление подшипниковых узлов (опор) редуктора зависит от типа подшипников, схемы их установки, вида зацепления редукторной пары и способа смазывания подшипников и колес.

Основным изделием подшипникового узла является подшипник. Помимо этого комплект деталей может включать: детали крепления колец подшипников на валу и в корпусе; крышки и компенсаторные кольца; уплотнения.

10) Схемы установки подшипников

Типы подшипников подобраны в задаче 6 и их пригодность для каждого вала проверена в задаче 8.

Осевое фиксирование вала в двух опорах осуществляется по схеме - враспор.

11) Посадки подшипников

Требуемые посадки в соединении подшипника качения получают назначением соответствующих полей допуски на диаметры вала или отверстия в корпусе: для внутреннего кольца подшипника - k6, для наружного - Н7.

12) Крепление колец подшипников на валу и в корпусе

Внутренние кольца подшипников в обеих опорах устанавливают с упором в буртик вала с натягом без дополнительного крепления с противоположной стороны. Наружные кольца подшипников в обеих опорах устанавливают в корпус с односторонней фиксацией упором в торец крышки или компенсаторного кольца.

13) Крышки подшипниковых узлов

Для герметизации подшипниковых узлов редуктора, осевой фиксации подшипников и восприятия осевых нагрузок применяют крышки. Они изготовляются, как правило, из чугуна СЧ 15 двух видов- торцовые и врезные. Те и другие выполняют в двух конструкциях - глухие и с отверстием для выходного конца вала. Размеры крышек определяют в зависимости от диаметра наружного кольца подшипника.

Применяем врезные крышки, которые широко применяют в современном редукторостроении в разъемных корпусах с межосевым расстоянием aw<250мм. Регулировка радиальных подшипников производится установкой компенсаторного кольца между торцами наружных колец подшипников и крышек. При этом между торцем наружного кольца подшипника и торцем крышки с отверстием оставляют зазор для компенсации тепловых деформаций а = 0,2...0,5 мм. Осевой размер кольца определяется конструктивно с учетом зазора на температурную деформацию вала. Толщина кольца принимается равной толщине наружного кольца подшипника.

Принимаем крышки врезные: на быстроходный вал: глухая: D =60 мм; D0 =63 мм; D3 =46 мм; h=18 мм; h1 =4 мм; l=8 мм; l1 =2 мм; с отверстием: D3 = 54 мм; l=8 мм. на тихоходный вал: глухая: D=76 мм; D0 =80 мм; D3 =68 мм; h=16 мм; h1 =5 мм; l=10 мм; l1 =3 мм; с отверстием: D3 =70 мм; l=12 мм.

14) Уплотнительные устройства

Применяют для предотвращения вытекания смазочного материала из подшипниковых узлов, также защиты их от попадания пыли, грязи и влаги. В зависимости от места установки в подшипниковом узле уплотнения делят на две группы: наружные - устанавливают в крышках (торцевых и врезных) и внутренние - устанавливают с внутренней стороны подшипниковых узлов.

В проектируемых редукторах применены уплотнения по цилиндрическим поверхностям. Выбор типа уплотнения зависит от способа смазывания подшипников, окружной скорости вала, рабочей температуры и характера внешней среды.

Манжетные уплотнения используют при смазывании подшипников как густым, так и жидким материалом при низких и средних скоростях ?<10 м/с, так как они оказывают сопротивление вращению вала.

Резиновые армированные манжеты. Манжета состоит из корпуса изготовленного из бензо-маслостойкой резины, стального Г-образного каркаса и браслетной пружины, которая стягивает уплотняющую часть манжеты и образует рабочую кромку шириной h=0,4...0,8 мм. Манжеты, работающие в засоренной среде, снабжены "пыльником".

Для предохранения смазочного материала от вытекания манжету обычно устанавливают рабочей кромкой внутрь корпуса, что обеспечивает к кромке доступ масла, уменьшающего износ резины.

Принимаем манжеты резиновые армированные: для быстроходного вала: Манжета 1.1-25х52 ГОСТ 8752-79 для тихоходного вала: Манжета 1.1-35х72 ГОСТ 8752-79.

15) Конструирование корпуса редуктора

Корпус редуктора служит для размещения и координации деталей передачи, защиты их от загрязнения, организации системы смазки, а также воспринятая сил, возникающих в зацеплении редукторной пары, подшипниках, открытой передачи. Наиболее распространенный способ изготовления корпусов -литье из серого чугуна (например СЧ 15).

В проектируемом одноступенчатом редукторе принята конструкция разъемного корпуса, состоящего из крышки и основания.

16) Форма корпуса

Определяется в основном технологическими, эксплуатационными и эстетическими условиями с учетом его прочности и жесткости. а) Габаритные (наружные) размеры корпуса. Определяются размерами расположенной в корпусе редукторной пары и кинематической схемой редуктора. При этом вертикальные стенки редуктора перпендикулярны основанию, верхняя плоскость крышки корпуса параллельна основанию - редукторная пара вписывается в параллелепипед. б) Толщина стенок корпуса и ребер жесткости

(76) где Т2 - вращающий момент на тихоходном валу, Н/м

Принимаем ?=6 мм

Внутренний контур стенок корпуса очерчивается по всему периметру корпуса с учетом зазоров х=10 мм и у=40 мм между контуром и вращающимися деталями.

17) Фланцевые соединения

Фланцы предназначены для соединения корпусных деталей редуктора. В корпусах проектируемых одноступенчатых редукторов конструируют 3 фланца: 1 - фундаментный основания корпуса, 2 - подшипниковой бобышки основания и крышки корпуса; 3 - соединительный основания и крышки корпуса.

Конструктивные элементы фланца выбираем из таблицы 9.8 по значению диаметра d крепежного болта. Количество соединительных болтов М10 принимаем 4 шт и расстоянию L=80 мм между 2 болтами. На коротких боковых сторонах крышки и основания корпуса фланец расположен внутрь корпуса и его ширина К=27 мм определяется от наружной стенки.

Полумуфты изготавливают из чугуна марки СЧ 20 (ГОСТ 1412-85) или стали 30Л (ГОСТ 977-88); материал пальцев - сталь 45 (ГОСТ 1050-74); материал упругих втулок - резина с пределом прочности при разрыве не менее 8 Н/мм2.

Муфты МУВП получили широкое распространение благодаря простоте конструкции и удобству замены упругих элементов.

Муфта МУВП обеспечивает надежную работу привода с минимальными дополнительными нагрузками, компенсируя неточности взаимного расположения валов вследствие неизбежных осевых ?а, радиальных ?r и угловых ?у смещений. Однако они имеют небольшую компенсирующую способность и при соединении несоосных валов оказывают большое силовое воздействие на валы и опоры, при этом резиновые втулки быстро выходят из строя.

При расчете опорных реакций в подшипниках учитывалось действие со стороны муфты силы Fm,, вызванной радиальным смещением валов ?r.. Угловые смещения валов незначительны и нагрузку, вызванную ими на валы опоры, можно не учитывать.

Для соединения выходных концов тихоходного вала редуктора и вала рабочей машины применяем цепную муфту. Цепные муфты предназначены для конструкций с большими крутящими моментами, так как передают более высокие крутящие моменты, чем сами валы. Муфта состоит из двух полумуфт-звездочек, имеющих одинаковые числа зубьев, охватывающей их общей цепи (втулочно-роликовой однорядной) и защитного кожуха, заполненного пластичным смазочным материалом. Достоинства цепных муфт - простота конструкции и обслуживания, относительно небольшие габариты.

При монтаже и демонтаже не требуется осевого смещения узлов. Цепная муфта обладает хорошими компенсирующими свойствами.

1) Определение расчетных моментов и выбор муфт МУВП быстроходного вала

Основной характеристикой для выбора муфты является номинальный вращающий момент Т, Н·м, установленный стандартом. Муфты выбирают по большому диаметру концов соединяемых валов и расчетному моменту Тр, который должен быть в пределах номинального.

Тр = Кр·Т1 ?Т, (77) где Т1 - вращающий момент на соответствующем валу редуктора, Н·м; Т1 = 55 Нм

Т - номинальный вращающий момент (таблица К3 [1] );

Кр - коэффициент режима нагрузки. Кр =1

Тр =1 ·55 = 55

Принимаем муфту с номинальным вращающим моментом 63 Нм, с диаметром вала d = 63 мм.

Муфта упругая втулочно-пальцевая 64-24-/ ГОСТ 21424-75.

Радиальная сила, вызванная радиальным смещением, определяется по соотношению: Fm=c?r·?r (78) где ?r -радиальное смещение, мм (см. таблицу К3);

c?r - радиальная жесткость муфты, Н/мм (таблица 9.10);

Для быстроходного вала: Fm = 5400 ·0,2 = 1080

2)Установка муфт на валу.

Проектируемые муфты состоят из двух полумуфт, устанавливаемых на выходные концы валов на шпоночном соединении призматическими шпонками.

На цилиндрические концы валов полумуфты устанавливаем по следующим посадкам: При нереверсивной работе с умеренными толчками - Н7/m6 (n6);

3) Смазывание. Смазочные устройства

Смазывание зубчатых зацеплений и подшипников применяют в целях защиты от коррозии, снижения коэффициента трения, уменьшения износа, отвода тепла и продуктов износа от трущихся поверхностей, снижения шума и вибраций.

Смазывание зубчатого зацепления а) Способ смазывания. Для редукторов общего назначения применяют непрерывное смазывание жидким маслом картерным непроточным способом (окунанием). Этот способ применяют для зубчатых передач при окружных скоростях от 0,3 до 12,5 м/с. б) Выбор сорта масла зависит от значения расчетного контактного напряжения в зубьях ?н и фактической окружной скорости колес v. Сорт масла выбирается по таблице рекомендуемых сортов смазочных масел для передач. в) Определяем количество масла. Для одноступенчатых редукторов при смазывании окунанием объем масляной ванны определяем из расчета 0,4...0,8 л масла на 1 КВТ передаваемой мощности. Меньшие значения принимают для крупных редукторов.

Рдв = 5,098 КВТ

Количество масла - 2,0605 л. г) Определение уровня масла. В цилиндрических редукторах: при окунании в масляную ванну колеса т ? hm ? 0,25d2 (79) где т- модуль зацепления.

1,5 ? hm ? 0,25 ·116,45 = 1,5 ? hm ?29,1 у = 40мм hm = 30 мм у hm = 40 30 = 70мм.

Рисунок 10 - Определение уровня погружения колеса цилиндрического одноступенчатого горизонтального редуктора в масляную ванну д) Контроль уровня масла. Уровень масла, находящегося в корпусе редуктора, контролируют различными маслоуказателями. Наибольшее распространение имеют жезловые маслоуказатели, так как они удобны для осмотра; конструкция их проста и достаточно надежна.

Выбираем жезловый маслоуказатель в крышке е) Слив масла. При работе передач масло постепенно загрязняется продуктами износа деталей передач. С течением времени оно стареет, свойства его ухудшаются. Поэтому масло, налитое в корпус редуктора, периодически меняют. Для этой цели в корпусе предусматривают сливное отверстие, закрываемое пробкой с цилиндрической или конической резьбой. ж) Отдушины. При длительной работе в связи с нагревом масла и воздуха повышается давление внутри корпуса. Это приводит к просачиванию масла через уплотнения и стыки. Чтобы избежать этого, внутреннюю полость корпуса сообщают с внешней средой путем установки отдушины в его верхних точках.

Выбираем пробку-отдушину М16х2.

Смазывание жидкими материалами. При смазывании зубчатых колес окунанием подшипники качения обычно смазываются из картера в результате разбрызгивания масла колесами,