|
Габаритные
размеры, мм
|
Установочные и
присоединительные размеры, мм
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
372
|
452
|
310
|
190
|
32
|
32
|
80
|
70
|
140
|
190
|
12
|
3
Выбор
материалов и расчет допускаемых напряжений для конических передач.
3.1
Определение
твёрдости материалов, выбор материала для зубчатого колеса.
Марку стали можно выбрать
в зависимости от твердости 
.
Ориентировочно твердость стали можно определить по зависимости:
, где:
- вращающий момент на входном валу редуктора, Нм;
- диаметр вала электродвигателя, мм.
Величину HB округляем до целого числа (в большую
сторону), кратного 10: 
HB=200. По таблице марка стали: сталь
45, вид термообработки – улучшение, предел прочности 
, предел текучести 
.
3.2
Расчет
допускаемых напряжений.
Исходя из условий
эксплуатации и видов повреждений зубчатых колес рассчитывают допускаемые
напряжения на контактную 
и
изгибную 
выносливость
для наиболее слабого звена в передаче.
Таким звеном для
конических передач является шестерня, испытывающая наибольшее количество циклов
нагружения в течение заданного срока службы привода L.
Для определения
фактического числа циклов нагружения ведущей шестерни за весь период
эксплуатации 
необходимо
знать суммарное время работы передачи в часах 
, определяемое по формуле:
, где:
- срок службы редуктора в годах,
- коэффициент загрузки редуктора в течение года,
- коэффициент загрузки редуктора в течение
суток.
определяется из формулы:
, где:
- частота вращения вала шестерни.
3.3
Допускаемые
напряжения на контактную выносливость.
Допускаемые напряжения на
контактную выносливость определяют
по формуле:
МПа, где:
- предел контактной выносливости, МПа; определяют
по зависимости:
МПа;
- коэффициент запаса контактной прочности;
- коэффициент долговечности; рассчитывают по
зависимости:
, здесь 
- базовое число циклов:
Диапазон значений находится в пределах: 
. Т.к. рассчитанный
коэффициент 
, то
принимаем 
.
3.4
Допускаемые
напряжения на изгибную выносливость.
Допускаемые напряжения на
изгибную выносливость 
определяют
по формуле:
- предел изгибной выносливости, МПа; определяют в
зависимости от твердости материала HB:
МПа,
- коэффициент запаса изгибной прочности;
- коэффициент долговечности; рассчитывают по
зависимости:
, здесь 
- базовое число циклов.
Диапазон значений находится в пределах: 
. Т.к. рассчитанный
коэффициент 
, то
принимаем 
.
4
Проектный
и проверочный расчёт передачи.
4.1
Вычисление
предварительного делительного диаметра шестерни.
Рассчитываем основные
геометрические параметры из условия контактно- усталостной прочности активных
поверхностей зубьев (с точностью 0,01 мм – для линейных величин, 0,0001 град – для угловых величин):
Внешний делительный
диаметр шестерни (предварительное значение) 
, мм:
мм, где:
- коэффициент нагрузки, учитывающий
неравномерность ее распределения; в курсовом проектировании с достаточной
степенью точности можно принять 
.
4.2
Вычисление
предварительного модуля передачи и уточнение его по ГОСТу:
.
По расчетной величине 
принимаем ближайшее большее
стандартное значение модуля: 
, 
4.3
Расчёт
геометрических параметров передачи
4.3.1 Внешнее конусное расстояние 
, мм:
.
4.3.2 Диаметр внешней делительной
окружности шестерни 
и
колеса 
, мм:
,
.
4.3.3 Диаметр внешней окружности вершин
зубьев шестерни 
и колеса
, мм:
,
, где:
и 
- углы делительных конусов, град., равные:
,
.
4.3.4 Расчетная ширина 
зацепления колес, мм:
.
Расчетное значение округляем до целого числа b в большую сторону. Ширина зубчатых
колес принимается равной:
.
4.3.5 Внешняя высота зуба 
, мм:
.
4.3.6 Внешняя высота головки зуба 
, мм:
Для исключения возможных
ошибок в вычислениях при проектном расчете проверяют выполнение условия
контактной выносливости:
МПа.
Условие выполняется,
значит, расчет верен.
4.4
Проверочный
расчет передачи.
Определяем рабочие
изгибные напряжения, которые должны быть не больше допускаемых, по зависимости:
,
МПа, где:
- коэффициент нагрузки при изгибе, учитывающий
неравномерность ее распределения и динамичный характер; в курсовом
проектировании для колес 7-ой степени точности изготовления можно принять 
- коэффициент формы зубьев шестерни,
определяется по зависимости:
Условие изгибной
прочности выполняется, расчет верен.
4.5
Усилия в
зацеплении.
Для последующих расчетов
по оценке работоспособности валов и подшипников определяют силы, возникающие в
зацеплении при передаче вращающего момента и действующие на шестерню
(обозначены индексом 1) и колесо (обозначены индексом 2):
·
окружная сила 
, Н:
Н,
·
радиальная 
и осевая силы 
, Н:
Н,
Н, где:
- угол зацепления.
5
Проектный
расчёт вала и выбор подшипников.
При проектном расчёте
валов используется основное уравнение прочности при кручении и определяют
диаметры консольных участков входного и выходного вала по заниженным
касательным напряжениям 
, где:
- крутящие моменты на входном и выходном валах
редуктора, Нм,
- допускаемое касательное напряжение в МПа. Им
предварительно задаются в пределах 20÷40 МПа.
Диаметр вала под муфту
принимают равным диаметру вала двигателя:
Переход с одного диаметра
вала на другой выполняют по зависимости:
, где:
- диаметр предыдущей ступени в мм,
- диаметр следующей ступени.
Диаметр посадочной
ступени под уплотнение на входном валу:
.
Диаметр посадочной
ступени под подшипники качения:
Далее конструктивно
назначают диаметры участков выходного вала
под уплотнение 
: 
, под подшипники 
: 
, под зубчатое колесо 
: 
.
Диаметр буртика 
определяется конструктивным
обеспечением надёжного контакта торцов вала с внутренним кольцом подшипника или
ступицей зубчатого колеса: 
.
Так как на валах
установлены цилиндрические прямозубые колёса, подбирают подшипники роликовые
конические однорядные лёгкой серии по ГОСТ 8338 – 75 №7208 и №7209.
6
Эскизная
компоновка и расчёт элементов конструкции.
6.1
Расчёт
зубчатого колеса.
- диаметр ступицы: 
, принимаем 
.
- длина ступицы: 
, принимаем 
.
- толщина диска: 
, принимаем 
.
- толщина обода: 
.
- диаметр диска; 
- диаметр отверстий; 
6.2
Расчёт
элементов корпуса.
Толщина корпуса: 
, принимаем 
.
Толщина крышки редуктора:
, принимаем 
.
Толщина фланцев корпуса и
крышки: 
.
Толщина нижнего пояса
корпуса без бобышки: 
, принимаем
.
Диаметр фундаментных
болтов: 
, принимаем
болты с резьбой М 18.
Диаметр болтов у
подшипников: 
, принимаем
болты с резьбой М 12.
Диаметр болтов соединяющих
основание корпуса с крышкой: 
, принимаем болты с резьбой М 12.
Наименьший зазор между
наружной поверхностью колеса и стенкой корпуса:
По диаметру: 
По торцам: 
6.3
Расчёт
мазеудерживающих колец.
На входном валу: - диаметр кольца; 
.
- ширина кольца: 
.
- длина кольца; выбирают конструктивно: 
.
- шаг зубьев: 
.
На выходном валу: 
, 
, , 
.
6.4
Расчёт
крышки подшипников.
На входном валу: 
- высота крышки, 
,
,
где 
- диаметр стакана.
На выходном валу: - высота крышки, ,
, где
- внешний диаметр подшипника.
6.5
Выполнение
компоновочного чертежа.
Примерно
посередине листа параллельно его длинной стороне проводят горизонтальную осевую
линию; выделяем точку О, через которую проводят вертикальную осевую линию.
От
горизонтальной линии откладывают угол 
, проводят осевые линии делительного конуса ОА.
На осевых ОА откладывают внешнее конусное расстояние 
. Из точек А перпендикулярно ОА откладывают
отрезки А1, равные внешнему модулю зацепления 
:
. Точки 1 соединяют с центром О. Из точек А
откладывают отрезок АВ, равный ширине зацепления b: 
. Из
точек В проводят перпендикуляры к ОА и убирают лишние линии. Затем вычерчивают
конструкцию конического колеса, для которого рассчитаны , 
, , с, 
, .
После
того, как вычерчена коническая пара колес, начинают компоновку общего вида
редуктора. На расстоянии 5мм от торца ступицы колеса и диаметра проводят горизонтальную и вертикальную
линии внутренней стенки корпуса. На расстоянии 
мм проводят верхнюю горизонтальную линию
внутренней стенки. По периметры пунктирной линией показывают толщину стенки
корпуса 
и основной
линией ширину фланца 
. По
размерам 
, , Т вычерчивают подшипники 2-го вала.
По диаметрам 
, 
вычерчивают ступени 2-ого
вала редуктора. Правый подшипник 1-ого вала углубляют в корпус на 
и вычерчивают его по размерам
. От середины шестерни
отмеряют расстояние 
и
вдоль оси 1-ого вала откладывают отрезок длиной 
мм, вычерчивают
левый подшипник с размерами 
. Вычерчивают стакан с толщиной стенки 
мм: 
мм. Затем крышки
подшипников с диаметрами 
.
Для
предотвращения вытекания смазки внутрь корпуса и вымывания пластичного
смазочного материала жидким маслом из зоны зацепления устанавливают
мазеудерживающие кольца.
Измерением
находят расстояния на ведомом валу: 
и 
.
7
Подбор и
проверочный расчёт шпоночных соединений
Под колесо:
Длину шпонки назначают из
стандартного ряда так, чтобы она была несколько меньше длины ступицы. Принимаем
.
Шпонка 2 - 14х9х63 ГОСТ
23360 – 78.
Соединение проверяют на
смятие:
, где:
- передаваемый вращающий момент, Нм,
- диаметр вала в месте установки шпонки, мм,
- высота шпонки, мм,
- глубина шпоночного паза, мм,
- рабочая длина шпонки, мм,
, где - ширина шпонки,
- допускаемое напряжение на смятие: 
.
<
. Условие выполняется.
Шпонку проверяют на срез:
<
. Условие выполняется.
Под муфту на входном
валу. Шпонка 2 - 10х8х48 ГОСТ 23360 - 78
; 
; 
Условия выполняются.
Под муфту на выходном
валу. Шпонка 2 - 10х8х63 ГОСТ 23360 - 78
; 
; 
Условия выполняются.
8
Проверочный
расчёт на усталостную выносливость.
1) По сборочному чертежу
составляют расчётную схему вала, на которой представлены все внешние силы
нагружения вала:
- радиальная,
- осевая составляющая сил, действующих в
зацеплении (из расчетов).
2) Определяют реакции в
опорах в вертикальной и горизонтальной плоскостях 
и 
, 
и 
. Реакции в опорах вычисляют, составляя уравнение
равновесия сил и моментов действующих в каждой плоскости.
В горизонтальной
плоскости:
, 
, откуда 
, 
, откуда 
В вертикальной плоскости:
, 
, откуда 
, 
, откуда 
3) Рассчитывают и строят,
пользуясь методом сечений, эпюры изгибающих моментов.
В горизонтальной
плоскости. На участке : 
, 
,
при 
, 
,
при 
, 
.
На участке : 
, 
,
при 
, 
,
при 
, 
.
Принимают 
.
В вертикальной плоскости.
На участке : 
, ,
при , 
,
при , 
.
На участке : 
, 
,
при , 
,
при , 
.
Суммарные изгибающие
моменты:
на участке 
: 
,
на участке 
.
4) Определяют общий
коэффициент запаса прочности 
который должен быть не менее допускаемого - 
. В общем машиностроении 
.
.
где 
и 
- коэффициенты запаса прочности по нормальным и
касательным напряжениям:
, где:
- предел выносливости для материала вала при
симметричном цикле изгиба, МПа. Назначают марку стали: сталь 45, вид
термообработки – закалка, отпуск 
. Пусть . Пусть сталь легированная, тогда:
;
- предел выносливости при симметричном цикле
кручения, МПа
;
и 
- эффективные коэффициенты концентрации
напряжений соответственно при изгибе и кручении,
,
;
и 
- коэффициенты, учитывающие масштабные факторы
для нормальных и касательных напряжений:
,
;
- коэффициент, учитывающий шероховатость
поверхности;
при 
. Назначают 
;
и 
- коэффициенты, учитывающие соотношения пределов
выносливости при симметричном и пульсирующем циклах изгиба и кручения: 
, 
;
, 
, 
, 
- амплитуда и среднее напряжение цикла
соответственно для нормальных и касательных напряжений, МПа:
, где:
- суммарный изгибающий момент в опасном сечении:
; 
;
, где:
Т – крутящий момент на
валу, 
;
, 
- моменты сопротивления изгибу и кручению,
поперечного сечения вала с учётом шпоночного паза, мм3
,
,
параметры и берут из таблицы.
Общий коэффициент запаса
прочности n больше допускаемого 
.
9
Проверочный
расчёт подшипников выходного вала на долговечность.
1)
Определяют полные
реакции опор:
,
;
2)
Параметр осевого
нагружения:
;
3)
Осевые
составляющие реакций опор:
,
.
4)
Результирующие
осевые нагрузки на опоры:
,
;
5)
Определение
приведённой радиальной нагрузки: 
,
где 
- коэффициент вращения; при вращении
внутреннего кольца 
;
- большее значение 
и 
, Н;
- температурный коэффициент; 
при рабочей температуре 
;
, следовательно, 
, 
;
, следовательно, 
, 
;
;
.
6)
Вычисляют ресурс
наиболее нагруженного подшипника:
, где:
- динамическая грузоподъёмность, Н (справочные
данные),
- частота вращения выходного вала, об/мин.
7)
Проверяют условие
долговечности: 
, т.е. условие долговечности выполняется.
10
Подбор и
проверочный расчет соединительной муфты.
Муфты подбирают по
таблицам из справочников в зависимости от диаметров валов, которые нужно
соединить. Затем их проверяют по крутящему моменту: 
.
, где:
- расчётный момент, Нм,
- номинальный момент, Нм,
- коэффициент, учитывающий условия эксплуатации,
,
< 200 Нмм.
Подбираем муфту
втулочно-пальцевую 250-32-2 ГОСТ 20761-80.
11
Смазывание
редуктора.
Вязкость смазочного масла
подбирают в зависимости от окружной скорости. Окружную скорость находят по
зависимости:
, где:
- частота вращения (об/мин) и делительный
диаметр шестерни, мм.
Пользуясь параметрами
контактного напряжения - 
,
и окружной скорости ,
определяют кинематическую вязкость при температуре 
(
) по таблице. Принимаем 
.
Конкретную марку масла
находят по таблице в зависимости от вязкости и температуры. Выбираем масло
«Индустриальное - 20А».
Подшипники в редукторах
могут смазываться как пластичными, так и минеральными жидкими маслами путём
разбрызгивания в зависимости от условий их работы.
Эти условия выбираются по
зависимости:
, где:
- произведение среднего диаметра подшипника на
частоту вращения его кольца, 
,
- частота вращения кольца подшипника, об/мин,
- средний диаметр подшипника, мм: 
,
- внутренний и наружный диметр подшипника.
Так как 
, подшипник рекомендуется смазывать
пластичным смазочным материалам: солидол С.
Для защиты подшипников от
попадания в них жидкого масла устанавливают специальные мазеудерживающие кольца
на валах рядом с подшипниками. Для предотвращения вытекания смазочного
материала из подшипниковых узлов и попадания в них пыли, влаги в крышках подшипников
устанавливают манжетные уплотнения.
12
Сборка и
регулировка основных узлов редуктора
Перед сборкой внутреннюю
полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.
Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом, начиная с узлов валов.
1)
На ведущий вал
насаживают мазеудерживающие кольца и роликоподшипники, предварительно нагретые в
масле до 
, между
подшипниками устанавливают распорную втулку. Подшипники ведущего вала монтируют
в общем стакане;
2)
В ведомый вал
закладывают шпонку 14 х 9 х 63 и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт
вала, затем надевают мазеудерживающие кольца и устанавливают шарикоподшипники,
предварительно нагретые в масле;
3)
Собранные валы
укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрыв
предварительно поверхность стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для
центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов;
затем болты, крепящие крышку к корпусу;
4)
После этого в
подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку (солидол С), ставят крышки
подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки;
5)
Перед установкой
сквозной крышки в проточки заключаем манжетные уплотнения. Проверяем,
проворачиванием валов отсутствие заклиниваний подшипников (валы должны
проворачиваться от руки) и закрепляем крышки винтами;
6)
Затем ввёртывают
пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель.
7)
Заливают в корпус
масло «Индустриальное 20А» в количестве 1,5 л. и закрывают смотровое отверстие крышки с прокладкой из технического картона; закручивают крышку болтами.
Собранный редуктор
обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой
техническими стандартами.
13
Список
используемой литературы:
1)
Чернавский С. А.
Курсовое проектирование деталей машин. М. Машиностроение, 1979.
14
Приложения:
1)
Спецификация
сборочного чертежа редуктора;
2)
Спецификация
общего вида привода;
3)
Компоновка
редуктора;
4)
Прототип
сборочного чертежа;
5)
Прототип общего
вида привода.