Курсовая работа: Строение и назначение редуктора

Содержание

• Оглавление
• 1. Выбор электродвигателя и кинематический
• 1.2 Определяем общее передаточное отношения привода
• Разбиваем передаточное число привода по ступеням:
• 1.3 Угловые скорости и частоты вращения валов
• 1.4 Определяем мощности на валах
• 1.5 Крутящие моменты на валах
• 3. Расчет косозубой цилиндрической передачи
• 3.1 Выбор материала и определение допускаемого напряжения
• В связи с нагрузкой привода выбираем для изготовления зубчатых колес Сталь 40ХН2МА. Она обладает достаточной технологичностью и является распространенной.
• Для шестерни НВ=302 (термообработка, азотирование).
• ; ; ;
• ; ;
• ;
• Для колеса НВ=260…280 (термообработка, улучшение).
• ; ; ;
• ;
• ;
• ;
• ;
• ;
• ;
• Допускаемые напряжения изгиба при расчете на усталость
• 3.2 Проектный расчет передачи по контактным напряжениям
• Определяем межосевое расстояние по формуле 8.13/2/
• где Епр приведенный модуль упругости;
• Епр = 2,1*105 МПа.
• Т2=970,755 Нм
• u=5 передаточное число Коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния (табл. 8.4 [2]); = 0,4
• - коэффициент ширины к диаметру
• =1,06- коэффициент концентрации нагрузки;
• По рисунку 8.15 /2/ находим:
• =1,06
• мм
• Принимаем стандартное значение межосевого расстояния (стр. 136/2/) а=250мм.
• Ширина:
• Принимаем m=3,5. Определим делительный диаметр:
• мм
• Число зубьев шестерни:
• Число зубьев колеса:
• Принимаем
• z1=22, z2=121
• Уточняем
• .
• Уточняем по межосевому расстоянию
• Делительные диаметры.
• Шестерни:
• Колеса:
• Проверка межосевого расстояния
• 3.3 Проверочный расчет передачи по контактным напряжениям
• По формуле 8.29/2/
• Нмм.
• Назначаем 9 степень прочности (по таблице 8.2)
• по таблице 8,7
• 3.4 Проверочный расчет прочности зубьев на изгиб
• F = [F],
• где ZF - коэффициент повышения прочности косозубых передач по напряжениям изгиба.
• ZF = KF Y /140 ,
• где KF = 1,35 - дополнительный коэффициент, учитывающий неравномерное распределение нагрузки между зубьями в многопарном зацеплении косозубой передачи (табл. 8.7, /1/);
• Y = 1 - о/140= 1 – 17,9◦/140 = 0,872.
• - окружное усилие
• Приведенное число зубьев
• Zv1 = Z1/ cos2 = 22/cos2 17,9◦ = 24
• Zv2 = Z2/ cos2 = 121/cos2 17,9◦ = 134
• YF1=3,9; YF2=3,75; (Рисунок 8.20, /1/.)
• Вычисляем отношения :
• .
• Прочность зубьев на изгиб обеспечена.
• .
• 5.1 Определение реакций в опорах валов
• Тихоходный вал
• а)В горизонтальной плоскости:
• Проверка:
• -5001,358+4589,858-3894,617+4306,117=0
• Сечение "А"
• Сечение"В"
• в)В вертикальной плоскости:
• Проверка:
• ;
• -1779,761-1754,802+3534,563=0;
• Сечение "А"
• Сечение "В" Нм
• в)Определение суммарных изгибающих моментов
• Сечение "B"
• Сечение "A"
• Быстроходный вал
• В горизонтальной плоскости
• Рисунок41.Построение эпюр моментов для тихоходного вала
• Проверка:
• -3393,737+4723,896-1685,74+355,581=0
• В вертикальной плоскости:
• Проверка:
• ;
• 396,624-1806,048+1409,424=0;
• 5.2 Проверочный расчет вала
• Запас усталостной прочности в опасных сечениях
• [s] = 1,5,
• где -
• запас сопротивления усталости только по изгибу;
• запас сопротивления усталости только по кручению.
• В этих формулах:
• -1 и -1 – пределы выносливости материала вала, МПа;
• а и а – амплитуды переменных составляющих циклов напряжений, МПа;
• m и m – постоянные составляющие циклов напряжений, МПа;
• и - коэффициенты, корректирующие влияние постоянной составляющей цикла напряжений на сопротивление усталости;
• К и К - эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении;
• Кd – масштабный фактор;
• КF – фактор шероховатости.
• Назначаем материал вала:
• Сталь 40, В = 700 МПа.
• -1 = (0,4… 0,5) В = 280…350 МПа. Принимаем -1 = 300 МПа.
• -1 = (0,2… 0,3) В = 140…210 МПа. Принимаем -1 = 150 МПа.
• Принимаем = 0,1 и = 0,05 (с. 264, /1/), Кd = 0,72 (рис. 15.5, /1/) и КF = 1 (рис. 15.6, /1/).
• Сечение В:
• d = 60 мм,
• М = 361,332*103 Н*мм,
• Т = 970755 Н*мм.
• Принимаем
• К = 1,7 и К = 1,4 (табл. 15.1, /1/).
• Запас усталостной прочности в сечении В обеспечен.
• Сечение С:
• d = 70 мм,
• М = 336,178 Н*мм,
• Т = 970,755 Н*мм.
• Принимаем К = 1,7 и К = 1,4 (табл. 15.1, /1/).
• Запас усталостной прочности в сечении С обеспечен.
• 6. Подбор и расчет подшипников
• 6.1 Выбор подшипника. для тихоходного вала
• Учитывая сравнительно небольшую осевую силу назначаем по [10] для тихоходного вала шариковые радиальные однорядные подшипники легкой серии, условное обозначение 212со следующими характеристиками:
• Внутренний диаметр подшипника, d =60 мм;
• Наружный диаметр подшипника, D =110 мм;
• Ширина подшипника, B = 22 мм;
• Фаска подшипника, r = 2,5 мм;
• Динамическая грузоподъемность: Cr = 52 кН
• Статическая грузоподъемность: Со =31 кН
• Расчет подшипника по статической грузоподъемности
• Определяем ресурс подшипника
• n=38,217об/мин
• p=3
• a1=1 – коэффициент надежности
• a2=0.75 – коэффициент совместного влияния качества металла и условий эксплуатации
• Находим отношение
• По таблице16.5 /2/ находим параметр осевой нагрузки: е = 0,42
• При коэффициенте вращения V=1 (вращение внутреннего кольца подшипника)
• Находим отношение:
• По таблице 16.5 /2/:
• Коэффициент радиальной силы Х = 1
• Коэффициент осевой силы Y = 0
• Находим эквивалентную динамическую нагрузку:
• Рr = (Х.V.Fr + Y.Fa). К . Кб (формула 16.29/2/)
• По рекомендации к формуле 16.29 /2/:
• К = 1 – температурный коэффициент;
• Кб = 1,4 – коэффициент безопасности;
• Рr = 1*6124,272*1.*1,4 = 8573,982Н
• Находим динамическая грузоподъемность (формула 16.27/2/):
• 6.2 Выбор подшипника. для быстроходного вала
• Учитывая сравнительно небольшую осевую силу назначаем по [10] для тихоходного вала шариковые радиальные однорядные подшипники тяжелой серии, условное обозначение 209 со следующими характеристиками:
• Внутренний диаметр подшипника, d = 45 мм;
• Наружный диаметр подшипника, D =85 мм;
• Ширина подшипника, B = 19 мм;
• Фаска подшипника, r = 2 мм;
• Динамическая грузоподъемность: Cr = 33,2 кН
• Статическая грузоподъемность: Со =18,6 кН
• Расчет подшипника по статической грузоподъемности
• Определяем ресурс подшипника
• n=214,286 об/мин
• Pr = XVFrx Кб x Кт (16.29 [2])
• Для чего находим суммарную радиальную реакцию в опоре А:
• При коэффициенте вращения V = 1 (вращение внутреннего кольца подшипника)
• При этом по табл. 16.5 [2]:
• Коэффициент радиальной силы Х = 1
• По рекомендации к формуле 16.29 [2]:
• К = 1 - температурный коэффициент;
• Кб = 1,4 - коэффициент безопасности;
• Рr = 1 х 1 х 3674,769 х 1,4 х 1 =5144,677Н
• 8. Расчет элементов корпуса
• Для удобства сборки корпус выполнен разъемным. Плоскости разъемов проходят через оси валов и располагаются параллельно плоскости основания.
• Для соединения нижней, верхней частей корпуса и крышки редуктора по всему контуру разъема выполнены специальные фланцы, которые объединены с приливами и бобышками для подшипников. Размеры корпуса редуктора определяются числом и размерами размещенных в нем деталей и их расположением в пространстве.
• К корпусным деталям относятся прежде всего корпус и крышка редуктора, т.е. детали, обеспечивающие правильное взаимное расположение опор валов и воспринимающие основные силы, действующие в зацеплениях.
• Корпус и крышка редуктора обычно имеют довольно сложную форму, поэтому их получают методом литья или методом сварки (при единичном или мелкосерийном производстве).
• 8.1 Смазка редуктора
• В настоящее время в машиностроении широко применяют картерную систему смазки при окружной скорости колес от 0,3 до 12,5 м/с. В корпус редуктора заливают масло так, чтобы венцы колес были в него погружены. При их вращении внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которые покрывают поверхность расположенных внутри деталей.
• Выбор сорта смазки
• Выбор смазочного материала основан на опыте эксплуатации машин. Принцип назначения сорта масла следующий: чем выше контактные давления в зубьях, тем большей вязкостью должно обладать масло, чем выше окружная скорость колеса, тем меньше должна быть вязкость масла.
• Поэтому требуемую вязкость масла определяют в зависимости от контактного напряжения и окружности скорости колес.
• Окружная скорость колес ведомого вала у нас определена ранее: V2 = 0,7 м/сек. Контактное напряжение определена [ н] = 694 МПа.
• Теперь по окружности и контактному напряжению из табл.8.1 /4/ выбираем масло И-Г-А-46.
• Предельно допустимые уровни погружения колес цилиндрического редуктора в масляную ванну:
• Наименьшую глубину принято считать равной 6 модулям зацепления от дна корпуса редуктора.
• Наибольшая допустимая глубина погружения зависит от окружной скорости колеса. Чем медленнее вращается колесо, тем на большую глубину оно может быть погружено.
• 6m ≤ hM ≤ 2/3d2
• Определяем уровень масла от дна корпуса редуктора:
• h = в0 + hм =10 + 35 = 45 мм
• в0 – расстояние от наружного диаметра колеса до дна корпуса
• в0 ≥ 6 х m ≥ 6 х 2 ≥ 12 мм
• Объем масляной ванны
• мм3
• Объем масляной ванны составил ≈ 1,3 л.
• Способ контроля уровня смазки зубчатых колес
• Для контроля уровня масла в корпусе необходимо установить жезловый маслоуказатель.
• Также в нижней части корпуса редуктора предусмотрено отверстие с пробкой для слива отработанного масла, а на крышке редуктора – отдушина для снятия давления в корпусе, появляющегося от нагрева масла и воздуха при длительной работе. Отдушину можно также использовать в качестве пробки, закрывающей отверстие для заливки масла.
• Подшипники смазывают тем же маслом, что и детали передач. Другое масло применяют лишь в ответственных изделиях.
• При картерной смазке колес подшипники качения смазываются брызгами масла. При окружности вращения колес V > 1 м/с брызгами масла покрываются все детали передач и внутренние поверхности стенок корпуса. Стекающее с колес, валов и стенок корпуса масло попадает в подшипники.
• Так как смазка жидкая, для предохранения от ее вытекания из подшипниковых узлов, а так же для их защиты от попадания извне пыли, грязи и влаги торцовые крышки установим с жировыми канавками, которые заполним густой консистентной смазкой.
• 9. Сборка узла ведомого вала
• Операции по сборке узла ведомого вала осуществляют в следующем порядке:
• установить шпонку в паз на диаметр вала для цилиндрического колеса;
• установка цилиндрического колеса;
• установка подшипников до упора в заплечики, осевой зазор регулируется при установке крышек с помощью набора тонких металлических прокладок;
• укладка вала в бобышки нижнего корпуса;
• установка и крепление верхнего корпуса;
• установка и крепление крышек, фиксирующих подшипники (жировые канавки сквозной крышки перед установкой забить консистентной смазкой);
• установка шпонки в паз на выходной конец вала.
• Библиография
• Иванов М.Н. Детали машин. Высшая школа, М.:Высш. шк.,2000.-383 с.
• Дунаев П.Ф. , Леликов. О.П. Детали машин. Курсовое проектирование. Высшая школа, 1984.-465 с..
• Феодосьев В.И. Сопротивление материалов. М., 1989.-263 с..
• Марочник сталей и сплавов. Справочник / Под редакцией В.Г. Сорокина, М., Машиностроение, 1989.-412с.