Валы
|
Р, кВт
|
Т,Н×мм 103
|
n,мин-1
|
ω, рад/с
|
и
|
1
|
5,5
|
41,04
|
1500
|
157
|
u1=2,5
|
2
|
5,2
|
97,52
|
600
|
62,8
|
u2=4,3
|
3
|
5,01
|
402,70
|
120
|
12,56
|
u3=4
|
4
|
4,72
|
1514,95
|
30,04
|
3,14
|
и=43
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
2. Расчет цилиндрической
передачи редуктора
Так как в задании нет особых
требований в отношении габаритов передачи, выбираем материал с механическими
характеристиками: для шестерни сталь 40Х, термообработка-улучшение, твердость
НВ=270, для колеса сталь 40Х, термообработка-улучшение, НВ=245
Допускаемое контактное напряжение:
[sF]H=
Где - предел контактной выносливости при базовом числе циклов. По
табл. 3.2 для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев меннее HB 350 и термообработкой
(улучшение)
sН limb=2НВ+70=2×245+70=560 Мпа
-
Коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что
имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают:
; = 1,15
Принимаем допускаемое напряжение по
колесу:
[s]H =
Вращающий момент:
на валу шестерни
На валу колеса:
= = 97,52· H
Коэффициент нагрузки , несмотря на симметричное расположение колес относительно опор,
примем выше рекомендуемого для этого случая, так как со стороны ременной
передачи действуют силы, вызывающие дополнительную деформацию ведущего вала и
ухудшающие контакт зубьев.
Принимаем предварительно по табл.
3.1, как в случае несимметричного расположения колес, значение
Принимаем коэффициент ширины венца
по межосевому расстоянию
Определяем межосевое расстояние из
условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев
Здесь принято . Ближайшее стандартное значение
Нормальный модуль зацепления:
= (0,01 0,02)= (0,01 0,02)
112
= 1,122,24
мм
Принимаем =
2 мм.
Определим числа зубьев
шестерни и колеса:
= =
=
Принимаем = 28
Тогда = · U = 28 · 2,5 = 70
Основные размеры шестерни и колеса:
Делительные диаметры:
=
=
Проверка:
= = = 84
мм
Диаметры вершин зубьев:
da1 = d1 + 2 = 56 +
2· 2 = 60 мм,
da2 = d2 + 2 = 112
+ 2· 2 = 116мм
b2 = · = 0,4100= 40 мм
Ширина шестерни:
b1=b2 + 5 = 40 + 5 = 45мм
Определяем коэффициент ширины
шестерни по диаметру:
= = = 0,80
Окружная скорость колес:
V = = = 3,75 м/с
При такой скорости принимаем 8-ую
степень точности.
Определяем коэффициент нагрузки:
Значения даны в табл. 3.5: при , твердости HB350 и несимметричном расположении колес относительно опор с учетом
изгиба ведомого вала от натяжений цепной передачи при и 8-й
степени точности По для
прямозубых колес при имеем = 1,0.
Таким образом
Проверка контактных напряжений
sН = = = 358,3Мпа[s]H
Допускаемые напряжение
для стали 40х улучшенной при
твердости HB350
Для шестерни:
Для колеса:
Находим отношения:
Для шестерни:
Для колеса:
Дальнейший расчет следует вести для
зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.
Определяем коэффициенты
Для средних значений коэффициента
торцового перекрытия пени
точности
Проверяем прочность зуба колеса:
Условие прочности выполнено.
3. Расчет клиноременной передачи
При таком значении в табл. 5.6 рекомендуется выбирать сечение А ремня с площадью
поперечного сечения А=
Выбираем диаметр D ведущего шкива. Минимальное
значение . Однако для обеспечения большей долговечности ремня рекомендуется
брать -2 номера больше.
Принимаем
Определяем передаточное отношение U без учета скольжения
Где, - частота вращения двигателя
-
частота вращения ведомого вала ременной передачи
Находим диаметр ведомого шкива, приняв относительное скольжение
где - придаточное отношение
-диаметр
шкива
Принимаем
Уточняем передаточное отношение
с учетом
Пересчитываем
Расхождение с данными
Принимаем = 112 мм;
Определяем межосевое расстояние а
(60)
(61)
мм
мм
Принимаем близкое к среднему
значению а = 499 мм
Расчетная длина ремн
(62)
Принимаем
Вычисляем
Определяем новое значение а с учетом
стандартной длины L
·194мм
При монтаже передачи необходимо
обеспечить возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,01 · L = 0,01 · 1400 = 14 мм
Для увеличения натяжения ремней
предусмотреть возможность увеличения на
,025 · L = 0,025 · 1400 = 35 мм
Угол обхвата меньшего шкива
V = 0,5 ·· =0,5 · 134· 112 ·
Находим величину окружного усилия передаваемого одним клиновым ремнем сечения А при U=1;
на один
ремень
Допускаемое окружное усилие ремня
[F]
Здесь
Коэффициент учитывающий влияния
ремня
Коэффициент режима работы при
заданных выше условиях
[F] = 207 · 0,955 · 0,947 · 1 = 187 H
Определяем окружное усилие
Где - требуемая мощность двигателя
V - скорость, м/с
Расчетное число ремней
Принимаем Z = 3
Определяем усилие в ременной
передаче, приняв напряжение от предварительного напряжения
Предварительное напряжение каждой
ветви ремня
Рабочее напряжение ведущей ветви
Н
Тоже ведомой ветви
Усилие на валы
4. Проектный расчет валов редуктора
Принимаем материал для ведущего вала
Сталь 45 термообработка - улучшение,
Определяем диаметр выходного конца d1
Диаметр
вала под шкив;
Диаметр
вала под уплотнение;
Диаметр
вала под подшипник;
-Диаметр
вала под буртик.
Рисунок 2. Эскиз ведущего вала
Принимаем материал для ведомого вала
Сталь 45, термообработка - нормализация,
Определяем диаметр выходного конца
мм -
диаметр вала под звездочку; можно ли 30
мм -
диаметр вала под подшипник;
мм -
диаметр вала под зубчатое колесо
мм -
диаметр вала под буртик
Рисунок 3. Эскиз ведомого вала
5. Конструктивное оформление зубчатых колес редуктора
Шестерню выполняем за одно целое с
валом. Ее размеры d1 = 44,8 мм; da1 = 48,8 мм; b1 = 50 мм
Размеры кованого колеса: d2 = 179,2 мм; da2 = 183,2 мм; b2 = 45 мм;
Определяем диаметр ступицы:
мм
Определяем длину ступицы:
67,5
мм
Принимаем
Определяем толщину обода
Принимаем:
Определяем толщину диска
С = 0,3 ·
6. Конструктивное оформление корпуса и крышки редуктора
Определяем толщину стенок крышки
принимаем
принимаем
Определяем толщину фланцев поясов
корпуса и крышки
Верхнего пояса корпуса и крышки
b = 1,5 = 1,5
Нижнего пояса корпуса
р = 2,35 принимаем р= 20 мм
Определяем диаметры болтов
Фундаментальных болтов
d1 = ()a + 12 = ()112 +12 =15,4 16,03
мм, принимаем болты с резьбой М16.
Крепящих крышку к корпусу у
подшипников
d2 = ()d1 =) =11,2 12 мм, принимаем болты с резьбой М12.
Соединяющих крышку с корпусом
d3 = ()d1 =) =8 9,6 мм, принимаем болты с резьбой М10.
7. Расчет подшипников на долговечность
Подбор подшипников
Для ведущего вала подбираем
шариковые радиальные 306 с параметрами:
d = 30 мм; D = 72 мм; B = 19 мм; C = 21,6 кН;
Для ведомого вала 208 с параметрами:
d = 40 мм; D = 80 мм; B = 18 мм; C = 25,1 кН;
Усилия действующие на валы
Ведущий вал:
От ременной передачи:
;
От косозубой цилиндрической передачи
редуктора:
Окружная
Силы в зацеплении равны, но направлены
в разные стороны
Ведомый вал:
Ведущий вал. Определяем опорные
реакции, предварительно составив расчетную схему, изгибающие моменты и строим
эпюры
Расстояние между опорами
(подшипниками) и точками приложения сил находим по чертежу
Горизонтальная плоскость «Н»
∑m(A) = 0;
∑m(B) = 0;
Проверка:
Изгибающие моменты:
;
;
;
Вертикальная плоскость «V»
∑m(A) = 0;
∑m(B) = 0;
Изгибающие моменты:
Проверка долговечности подобранных
подшипников
Суммарные реакции
Эквивалентная нагрузка для подшипника А не воспринимающего нагрузку
Расчетная долговечность млн.об.
Расчетная долговечность, ч.
ч
Рассмотрим подшипник В,
воспринимающий осевую нагрузку
Отношение этой величине соответствует С 0,216
Отношение
По табл. 7.3 [1] принаходим
Х = 0,56; y = 2,256
Эквивалентная нагрузка:
X = 0,56; V = 1; = 1,2
ч.
Найденная долговечность подшипников
приемлема.
Рисунок 4. Эпюры ведущего вала
Ведомый вал
Горизонтальная плоскость «Н»
∑m(A) = 0;
∑m(B) = 0;
Проверка:
Изгибающие моменты:
;
;
Вертикальная плоскость «V»
Опорные реакции
Изгибающие моменты:
Суммарные реакции
Более нагруженным является подшипник
А, воспринимающий, кроме радиальных усилий, осевую.
Для него эквивалентная нагрузка
V = = 1;
при находим е= 0,207
Находим отношение
приоределим
Х = 0,56; y = 2,008
Получим
Расчетная долговечность млн.об.
Расчетная долговечность, ч.
ч
Рисунок 4. Эпюры ведомого вала
8. Выбор посадок
Посадки зубчатого колеса на вал
Н7/р6 по СТ СЭВ 144-75 соответствует легкопрессовой посадке 2-го класса
точности А/Пл по ОСТ.
Посадка шкива ременной передачи на
вал редуктора Н7/h6 (соответствует А/с по ОСТ)
Шейки валов под подшипники выполняем
с отклонением вала k6, чему соответствует по ОСТ. Отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца по Н7,
чему соответствует по
ОСТ.
Посадка звездочки цепной передачи на
ведомый вал Н7/h6
9. Смазка редуктора
Смазка 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 масла на 1 кВт передаваемой мощности: .
По табл. 8.8 устанавливаем вязкость
масла. При скорости м/с
рекомендуемая вязкость По
табл. 8.10 принимаем масло индустриальное И-100А по ГОСТ 20799-75.
Подшипники смазываем пластичной
смазкой, которую закладывают в подшипниковые камеры при сборке. Периодически
смазку пополняют шприцем через пресс-маслёнки. Сорт смазки - УТ - 1 ГОСТ 1957 -
73 (
10. Сборка редуктора
Перед сборкой внутреннюю полость
корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.
Сборку производят в соответствии с
чертежом общего вида редуктора, начиная с узлов валов:
Наведущий вал насаживают мазе
удерживающие кольца и шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до
80-100;
В ведомый вал закладывают шпонку 14×9×45 и напрессовывают
втулку, мазе удерживающие 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 смазку, ставят
крышки подшипников с комплектом металлических прокладок; перед поставкой
сквозных крышек в проточки закладывают манжетные уплотнения, пропитанные
горячим маслом. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников
(валы должны проворачиваться от руки)и закрепляют крышки винтами.
Далее на конец ведомого вала в
шпоночную канавку закладывают шпонку.
Затем ввертывают пробку масло
спускного отверстия с прокладкой и жезловый масло указатель. Заливают в корпус
масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой; закрепляют крышку
болтами.
Заключение
. В ходе проведенной работы я
научился проектировать редуктор.
Рассмотрел и усвоил расчеты
соединений, передач, валов. Научился подбирать подшипники качения и рассмотрел
различные виды существующих подшипников. Произвел расчеты шпонок и рассмотрел
их различные виды. Выбрал систему смазки, смазочный материал и уплотнительные
устройства, обеспечивающие наилучшую работу привода. Рассмотрел различные виды
корпусов, корпусных деталей и их основные параметры. Изучены мероприятия по
восстановлению быстро изнашиваемых деталей.
. Задание на курсовую работу было:
спроектировать цилиндрический косозубый редуктор по следующим данным:
;
=55
мин-1.
. При выполнении
курсовой работы на тему: «Проектирование привода с горизонтальным
цилиндрическим редуктором с косозубыми колесами», были получены следующие
данные: необходимая входная мощность 2.381 кВт, частота вращения 1000 мин-1.
При расчете цилиндрической передачи получены следующие данные межосевое
расстояние аw=112мм,
передаточное число 4. Корпус редуктора выполнен из серого чугуна. Корпус служит
для размещения в нем деталей передачи, их координации и защиты от загрязнения.
Литература
1. Анурьев, В.К. Справочник конструктора-машиностроителя в 3х
томах -М: Машиностроения, 2010г.
. Чернавский,.А., Бохов, К.Н., Чершин, И.М. и др. Курсовое
проектирование деталей машин: Учебное пособие. - М: Машиностроение, 2008 г., -
416 с
. Шейнблит, А.Е. Курсовое проектирование деталей машин. - М:
высшая школа, 1991- 360с
. Гузенков, П.Г. Детали машин. 4-е издание - М: Высшая школа,
1986г.-360с.
. Детали машин: Атлас конструкций под реакцией Решетова, Д.Н. - М:
Машиностроение, 2009 г. - 336с
. Дунаев, П.Ф., Лешков, О.П. Детали машин. Курсовое
проектирование. - М: Высшая школа, 2004 г. - 336с.
. Кузьмин, А.В., Чершин, И.М., Козинцев, Б.В. Расчеты детали
машин, 3-е издание - Минск: Высшая школа, 2014 г. - 402 с.
. Кукмин, Н.Г., Кукмина, Г.С. Детали машин, 3-е издание - М:
Высшая школа, 1986г. - 402с
. Реховский, О.А., Детали машин: Учебник для ССУЗовРеховский,
О.А., Клыпин, А.В. М: «Дорфа», 2012 г. - 288 с.
Иванов, М.Н. Детали машин. Учебник для вузов. Издание 3-е доп. И
перераб.
М: Высшая школа, 2009 г. - 390с
. Курмау, Л.В., Скойбеда, А.Т. Летали машин. Проектирование - Мн:
УП «Технопринт», 2011 г. - 290с
. Березовский, Ю.Н., Чернявский, Д.В., Петров, М.С. Под Реакцией
Н.А. Бородина Детали машин: Учебник для машиностроительных техникумов. - М:
Машиностроительных техникумов. - М: Машиностроение, 2010г. - 384 с.
. Детали машин в примерах и задачахНичипорник, С.Н.,
Корженцевский, Н.К., Калачев, В.Ф. и др -: Высшая школа, 1984 г. - 332 с.