Проектирование одноступенчатого цилиндрического редуктора

Проектирование одноступенчатого цилиндрического редуктора

Содержание

Введение

. Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода

. Подбор материала зубчатых колес

. Расчет зубчатых колес редуктора

. Предварительный расчет валов редуктора

. Конструктивные размеры шестерни и колеса

. Конструктивные размеры корпуса редуктора

. Расчет параметров открытой передачи

. Первый этап компоновки редуктора

. Выбор подшипников качения

. Проверка долговечности подшипников

. Второй этап компоновки редуктора

. Проверка прочности шпоночных соединений

. Уточненный расчет валов

. Выбор и анализ посадок

. Выбор сорта масла

. Сборка редуктора

Заключение

Список использованной литературы

Введение

Во многих отраслях машиностроения большое практическое применение получили редукторы. Редуктор - это механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи мощности от двигателя к рабочей машине.

Данный курсовой проект включает в себя анализ назначения и условий работы проектируемых деталей, наиболее рациональные конструктивные решения с учетом технологических, монтажных, эксплуатационных и экономических требований, кинематические расчеты, определение сил, действующих на детали и узлы, расчеты конструкций на прочность, выбор материалов, процесс сборки и разборки конструкций и многое другое.

Основные цели проекта: Овладеть техникой разработки конструкторских документов на различных стадиях проектирования, приобрести навыки самостоятельного решения инженерно-технических задач, научиться работать со стандартами, различной инженерной, учебной, и справочной литературой (каталогами, атласами, Классификатором ЕСКД).

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

Значения КПД [таблица 1.1, стр. 5] примем:

КПД пары цилиндрических зубчатых колес (редуктор)  = 0,98; коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения  = 0,99; КПД открытой зубчатой передачи  = 0,96; КПД, учитывающий потери в опорах вала  = 0,99.

Общий КПД привода:

 =       [2, с. 4]

 = 0,98    0,96  0,99 = 0,913.

Требуемая мощность электродвигателя:

 [2, с. 4]

 Вт

Оптимальное передаточное отношение [2, с. 8]:

i = i_р  i_озп = (2…6)  (2…6) = (4…36)

Таблица 2 - выбор электродвигателя

По таблице П1 приложения [стр. 390] выбираем трехфазный электродвигатель короткозамкнутый серии 4А, закрытый обдуваемый, марки 4А112М4У3 с частотой вращения n_с = 1500 мин^-1, мощностью Р_эл.дв. = 5,5 кВт и скольжением S = 3,7 %.

Определим номинальную частоту вращения вала электродвигателя [2, с. 4]:

n_ном = n_c  (1 - S)

n_ном = 1500  (1 - 0,037) = 1444,5 мин^-1

Найдем угловую скорость вращения вала электродвигателя:

 [2, с. 290]

 рад/с

Передаточное отношение привода:

 [2, с. 8]

Теперь передаточные числа для редуктора примем u_p = 5, а для открытой зубчатой передачи u_озп = 3,6.

И так, кинематические характеристики первого вала редуктора: частота вращения n₁ = 1444,5 мин^-1, угловая скорость ₁ = 151,3 рад/с, а вращающий момент:

Т₁ =  [2, с. 291]

Т₁ =  = 36,6 Н  м  

Определим кинематические характеристики второго вала редуктора.

Частота вращения:

n₂ =  [2, с. 291]

n₂ =  = 289 мин^-1

Угловая скорость:

 [2, с. 291]

 = 30,3 рад/с

Вращающий момент:

Т₂ = Т₁  u_p [2, с. 291]

Т₂ = 36,1  5 = 180,5 Н  м

Кинематические характеристики третьего вала: частота вращения n₃ = 80 мин^-1, угловая скорость:

 [2, с. 291]

 рад/с

Вращающий момент:

Т₃ =

Т₃ =  = 602,4 Н  м

Таблица 3 - кинематические характеристики валов привода

. Подбор материала зубчатых колес

Выбираем материалы со средними механическими характеристиками [таблица 3.3, стр. 34]: для шестерни - сталь 45, термическая обработка - улучшение, твердость - HB 230; для колеса - сталь 45, термическая обработка - улучшение, твердость - HB 200.

Допускаемые контактные напряжения:

 [2, с. 33]

где - предел контактной выносливости при базовом числе циклов;

K_HL - коэффициент долговечности;

[S_H] - коэффициент безопасности.

[Таблица 3.2, стр. 34] предел контактной выносливости при базовом числе циклов для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев менее HB 350 и термической обработкой - улучшением:

 [2, с. 34]

Коэффициент долговечности принимаем K_HL = 1, т.к. число циклов нагружения каждого зуба колеса больше базового :

K_HL = , [2, с. 33]

где  - реальное число циклов;

 - базовое число циклов.

Для шестерни :

K_HL =  = 0,478

Для колеса:

K_HL =  = 0,621

Коэффициент безопасности [S_H] =1,10.

Для косозубых колес допускаемое контактное напряжение рассчитывается по формуле:

[2, с. 35]

где  - допускаемые контактные напряжения для шестерни ,

- допускаемые контактные напряжения для колеса.

 МПа

 МПа

Тогда расчётное допускаемое контактное напряжение:

[МПа

Требуемое условие:

 [2, с. 35]

выполнено (410  525,44).

. Расчёт зубчатых колес редуктора

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев вычисляется по формуле:

, [2, с. 32]

где Ka = 43 - для косозубых передач;

 - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца. Принимаем по таблице 3.1 (стр.32) = 1,15;

= (0,25ч0,63) - для косозубых передач. Принимаем = 0,3.

141,4 мм

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66  = 140 мм.

Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации:

m_n=(0,01…0,02) ·  [2, с. 293]

m_n=(0,01…0,02) · 140 = (1,4…2,8) мм

принимаем по ГОСТ 9563-60^* m_n=2.

Предварительно примем угол наклона зубьев в=10⁰ и определим числа зубьев шестерни и колеса:

 [2, с. 293]

Z₁ =  = 22,9

Принимаем z₁=23, тогда:

Z₂ = Z₁  u [2, с. 293]

Z₂ = 23  5 = 115

Рассчитаем уточненное значение угла наклона зубьев:

 [2, с. 34]

 =  = 0,985

в = 9⁰ 7

Основные размеры шестерни и колеса:

Диаметры делительные:

 [2, с. 45]

d₁ =  = 46,7 мм

d₂ =  = 233,3 мм

Проверку произведем по формуле:

 [2, с. 45]

мм

Диаметры вершин зубьев [2, с. 4]:

d_a1 = 46,7 + 2  2 = 50,7 мм

 мм

Диаметры окружности впадин зубьев:

 [2, с. 45]

Ширина колеса:

 [2, с. 294]

 мм

Ширина шестерни:

мм

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

 [2, с. 294]

Принимаем (стр. 39)

Определяем окружную скорость колес и степень точности передачи [2, с. 294]:

 = 3533 мм/с = 3,53 м/с

Для косозубых колес при скорости  до 10 м/c назначают 8-ю степень точности по ГОСТ 1643-81; при этом =1,0ч1,05 (стр. 32).

Рассчитаем коэффициент нагрузки по формуле:

где - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями. Принимаем =1,09 (по таблице 3.4, стр. 39);

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца. Принимаем =1,04 (по таблице 3.5, стр. 39);

- динамический коэффициент. Принимаем =1,0 (по таблице 3.6, стр. 40).

Проверка контактных напряжений по формуле [2, с. 31]:

Рассчитаем силы, действующие в зацеплении:

Окружная сила [2, с. 294]:

F_t =  = 1546 Н

Радиальная [2, с. 158]:

где б - угол зацепления в нормальном сечении.

F_r = 1546   = 571,3 Н

Осевая [2, с. 158]:

F_a = 1546 0.17 = 264,3 Н

Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба:

 [2, с. 46]

где - коэффициент нагрузки;

- коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев Z_v.

Найдём коэффициент нагрузки :

 [2, с. 42]

где - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба. Выбираем (по таблице (3.7), стр. 43) = 1,10;

- коэффициент, учитывающий динамическое действие нагрузки. Выбираем (по таблице (3.8), стр.43) = 1,1

Найдём коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев Z_v:

 [2, с. 46]

Для шестерни [по ГОСТ 21354-75 (стр. 42)] Y_F1 = 3,90, т.к.:    

Z_v1 =  = 24

Для колеса [по ГОСТ 21354-75 (стр. 42)] Y_F2 = 3,6, т.к.:  

Z_v2 =  = 120,3

Определяем допускаемое напряжение по формуле :

 [2, с. 43]

где - коэффициент безопасности.

По таблице (3.9) [стр. 44] для стали 45 улучшенной при твердости HB350 =1,8HB: для шестерни: =1,8 · 230 = 415 МПа

для колеса: =1,8 · 200 = 360 МПа

Коэффициент безопасности :

где - коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала зубчатых колес. По таблице (3.9) = 1,75 (стр. 44);

- коэффициент, учитывающий способ получения заготовок зубчатого колеса. Для поковок и штамповок =1,0, тогда коэффициент безопасности = 1,75.

Допускаемые напряжения для шестерни и колеса равны:

 МПа

 МПа

Определяем коэффициент  по формуле :

 [2, с. 46]

где - угол наклона делительной линии зуба

Определяем коэффициент  по формуле :

 [2, с. 47]

где =1,5 - коэффициент торцевого перекрытия;

n=8 - степень точности зубчатых колес

Проверяем прочность зубьев на выносливость по напряжениям изгиба:

Условие прочности выполнено.

. Предварительный расчёт валов редуктора

Предварительный расчёт проведём на кручение по пониженным допускаемым напряжениям:

 [2, с. 161]

где Т - крутящий момент,

 - допускаемое напряжение на кручение. Для ведущего вала =25 МПа, для ведомого вала =20 МПа.

Ведущий вал:

d_{в1 =}  = 19,5 мм

У подобранного электродвигателя марки 4А112М4У3 (по таблице П2) диаметр вала может быть только d_дв = 32 мм. Выбираем фланцевую муфту с расточками полумуфт под d_дв = 32 мм и d_в1 = 24 мм. Примем под подшипниками d_п1 = 25 мм. Под шестерней d_к1 = 27 мм.

Ведомый вал:

d_{в2 =}  = 35,8 мм

Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда (стр. 162): d_в2 = 36 мм. Диаметр вала под подшипниками принимаем d_п2 = 40 мм, под зубчатым колесом d_к2 = 45 мм.

. Конструктивные размеры шестерни и колеса

Размеры шестерни: d₁ = 46,7 мм; d_а1 = 50,7 мм; b₁ = 47 мм.

Колесо кованое, его размеры: d₂ = 233,3 мм; d_а2 = 237,3 мм; b₂ = 42 мм.

Диаметр ступицы:

d_ст = 1,6 d_к2

d_ст = 1,6  45 = 72 мм

Длина ступицы:

l_ст = (1,2…1,5) d_к2

l_ст = (1,2…1,5)  45 = (54…67,5) мм

Принимаем длину ступицы l_ст =54,5 мм.

Толщина обода:

 = (2,5…4) m_n

 = (2,5…4)  2 = (5…8) мм

Принимаем  = 8 мм.

Толщина диска:

C = 0,3 b₂

С = 0,3  42 = 12,6 мм

Диаметр центровой окружности :

Диаметр отверстий:

мм

Толщина рёбер:

s = 0,8C [2, с. 233]

s = 0,8  12,6 = 10,08 мм

. Конструктивные размеры корпуса редуктора

Основные элементы корпуса редуктора из чугуна определяем по таблице 20.2 [2, с. 241]. Толщина стенки одноступенчатого цилиндрического редуктора:

мм

Принимаем мм.

Толщина крышки редуктора:

мм

Принимаем мм.

Толщина верхнего пояса (фланца) корпуса:

мм

Толщина нижнего пояса (фланца) крышки корпуса:

мм

Толщина нижнего пояса корпуса:

мм

Принимаем мм.

Диаметры фундаментальных болтов:

Принимаем болты с резьбой М20.

Диаметры болтов, крепящих крышку к корпусу у подшипников:

мм

Принимаем болты с резьбой М12.

Диаметры болтов, соединяющих крышку с корпусом:

мм

Принимаем болты с резьбой М10.

. Расчёт параметров открытой передачи

Для открытой зубчатой конической передачи выберем для изготовления шестерни легированную сталь 40Х улучшенную с твердостью HB 270, а для колеса сталь 40Х улучшенную с твердостью HB 245.

Допускаемые контактные напряжения рассчитываем по формуле 13:

для шестерни  МПа

для колеса  МПа

И допускаемое контактное напряжение по формуле 16:

[МПа

Внешний делительный диаметр колеса:

 [2, с. 49]

где   коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, при консольном расположении одного из колес принимаем по таб. 3.1 (стр. 32) = 1,35;

  коэффициент ширины венца по отношению к внешнему конусному расстоянию (принимаем рекомендуемое значение ).

Для колес прямозубых передач =99.

мм

Ближайшее значение = 400 мм.

Примем число зубьев шестерни z₁ = 23, число зубьев колеса z₂ = 81, тогда u = 3,52 (отклонение от стандартного значения составляет 0,84%).

Внешний окружной модуль:

 [2, с. 52]

мм  5 мм

Углы делительных конусов :

 [2, с. 52]

Внешнее конусное расстояние:

мм

Ширина венца:

 [2, с. 52]

 мм

Внешний делительный диаметр шестерни:

мм

Средний делительный диаметр шестерни :

 [2, с. 365]

мм

Средний окружной модуль зубьев :

мм

Коэффициенты ширины шестерни по среднему диаметру:

Средняя окружная скорость и степень точности передачи:

 [2, с. 366]

 м/с

Принимаем 7-ю степень точности, назначаемую обычно для конических передач.

Коэффициент нагрузки для проверки контактных напряжений:

по табл. 3.5 =1,24

по табл. 3.4 =1,0

по табл. 3.6 =1,0

Таким образом

=

Проверка контактных напряжений:

 [2, с. 47]

МПа<[] = 460 МПа

Окружная сила:

 [2, с. 366]

 Н

Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба:

 [2, с. 366]

Коэффициент нагрузки ==1,62

по табл. 3.7 (стр. 43)=1.62, по табл. 3.8 (стр. 43) =1,0.

Коэффициент выбирается следующим образом:

 [2, с. 366]

Для шестерни  

Для колеса

При этом = 3,75 и =3,60.

Допускаемое напряжение:

[2, с. 367]

По табл. 3.9 для стали 40Х улучшенной при твердости НВ<350 предел выносливости при отнулевом цикле изгиба =1,8 НВ; для шестерни =1,8270=486 МПа; для колеса  МПа.

Коэффициент безопасности , как и в основном расчете.

Допускаемые напряжения и отношения :

для шестерни МПа; МПа;

для колеса МПа; МПа.

Дальнейший расчет ведем для зубьев колеса, так как

< [2, с. 367]

Проверяем зуб колеса:

МПа<

Условие выполняется.

Параметры конических зубчатых колёс приведены в таблице 4.

Таблица 4 - конические зубчатые колёса с круговыми зубьями

. Первый этап компоновки редуктора

Компоновку обычно проводят в два этапа. Первый этап компоновки служит для приближенного определения положения зубчатых колес и шестерни открытой конической передачи 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.

Учитывая межосевое расстояние а_w=140 мм, вычерчиваем упрощенно шестерню и колесо в виде прямоугольников, очерчиваем внутреннюю стенку корпуса.

Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса, зазор от торца шестерни: А₁ = 1,2∙д = 1,2∙8 = 10 мм, зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса примем: А = 20 мм, остальные расстояния и зазоры принимаем конструктивно.

Предварительно намечаем радиально упорные однорядные шарикоподшипники легкой и особо легкой серии (; габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников d_n1 = 25 мм и d_n2 = 40 мм.

Измерением находим расстояния: на ведущем валу l₁ = 41,5 мм и на ведомом l₂ = 44,5 мм, l₃ = 96,5 мм.

9. Выбор подшипников качения

Таблица 5 - шарикоподшипники радиально-упорные однорядные

10. Проверка долговечности подшипников

Ведущий вал (рисунок 2).

Из предыдущих расчетов и первого этапа компоновки F_t = 1546 H, F_r = 571,3 Н, F_a = 264,3 H, l₁ = 41,5 мм.

Реакции опор:

в плоскости xz

в плоскости yz

Рисунок 2. Расчетная схема ведущего вала

Проверка

Суммарные реакции

Эквивалентная нагрузка:

 [2, с. 212]

где радиальная нагрузка Р_r1 = 801 H; осевая нагрузка Р_а = F_a =264,3; V = 1 (вращается внутреннее кольцо); коэффициент безопасности для приводов К_d = 1; К_Т = 1 [2, с. 214].

Отношение , е = 0,39 [2,с. 212],

отношение  тогда X = 1; Y = 0

Расчетная долговечность, млн. об

 [2, с. 211]

Расчетная долговечность, ч

 [2, с. 211]

Ведомый вал (рисунок 3).

На колесе несет нагрузки: F_t = 1546 H, F_r = 571,3 Н, F_a = 264,3 H; На коническом колесе: F_tk = 3652,7 H, F_rk = 363,3 Н, F_ak = 1278,8 H; Из первого этапа компоновки l₂ = 44,5 мм, l₃ = 96,5 мм, R=49,3 мм.

в плоскости хz:

Рисунок 3. Расчетная схема ведомого вала

в плоскости уz:

Отношение , е = 0,39 [2,с. 212], отношение  тогда X = 1; Y = 0.

Н; млн.об.

Номинальная долговечность в часах:

, [2, с.307]

ч

Сроки службы подшипников больше срока эксплуатации редуктора.

11. 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 деталей.

Вычерчиваем шестерню и колесо по конструктивным размерам, найденным ранее.

Конструируем узлы ведущего и ведомого валов. На ведущем и ведомом валах применяем шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 233-78. Вычерчиваем шпонки, принимая их длины на 5-10 мм меньше длин ступиц.

. 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.

Условие прочности:

 [2, с.310]

Допускаемые напряжения смятия [s_см]=100¸120 МПа.

Ведущий вал. Проверяем шпонку на быстроходном валу - под полумуфтой: d = 24 мм; сечение шпонки b х h = 8 x 7 мм, t₁ = 4 мм, длина шпонки l = 30 мм, момент на ведущем валу Т₁ = 36,1 Нм.

Условие прочности выполнено. Полумуфту изготавливают из чугуна марки СЧ 20.

Проверяем шпонку под шестерней: d = 27 мм; сечение шпонки b x h =8 x 7 мм, t₁ = 4 мм; длина шпонки l = 38 мм, момент на валу Т₁ = 36,1 Нм.

Ступица изготовлена из стали 45. Следовательно, условие прочности s_см<[s_см] выполнено.

Ведомый вал. Проверяем шпонку под колесом тихоходного вала: d = 45 мм; сечение шпонки b x h =14 x 9 мм, t₁ = 5,5 мм; длина шпонки l = 40 мм, момент на ведомом валу Т₂ = 180,5*10³ Нм.

Ступица изготовлена из стали 45. Следовательно, условие прочности s_см<[s_см] выполнено.

Проверяем шпонку под коническим зубчатым колесом: d=36 мм; сечение шпонки bxh=10 x 8мм, t₁ = 5 мм; длина шпонки l = 52 мм, момент на валу Т₂ = 180,5*10³ Нм.

Условие выполнено. Зубчатое колесо изготавливают из стали 45.

13. Уточненный расчет валов

Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения - по отнулевому.

Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности s для опасных сечений и сравнении их с требуемыми (допускаемыми) значениями [s]. Прочность соблюдена при s³[s].

Ведущий вал (рисунок 4).

Материал вала сталь 45, термическая обработка - улучшение.

При диаметре заготовки до 90 мм (в нашем случае d_в1 = 27мм) среднее значение s_в = 780 МПа [2, с. 34].

Рисунок 4. Сечения ведущего вала

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений

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 [2, с.164]

где амплитуда и среднее значение отнулевого цикла

При d = 24мм, b = 8 мм, h = 7 мм, t₁ = 4 мм

.

Принимаем [2, c. 165, c. 166] k_t = 1,68 [табл. 8.5]; e_t = 0,77 [табл. 8.8]; y_t = 0,1.

s = s_t - коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям.

ГОСТ 16162-78 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  при

Приняв у ведущего вала длину посадочной части под муфту равной длине полумуфты l = 40 мм, получим изгибающий момент в сечении А-А от консольной нагрузки

Амплитуда нормальных напряжений изгиба [2. с. 314]

s_m = 0 - среднее напряжение.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям [2, c. 165, 166] k_s = 1,8, e_s =0,92.

Результирующий коэффициент запаса прочности

Сечение Б-Б. Диаметр вала в этом сечении 27 мм b = 8 мм, h = 7 мм, t₁ = 4 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки под шестерней.

Принимаем [2, c. 165, c. 166] k_s = 1,8, k_t = 1,68 [табл. 8.5]; e_s =0,92, e_t = 0,77 [табл. 8.8]; y_t = 0,1; крутящий момент Т₁ = 36100 Н*мм.

Изгибающий момент в горизонтальной плоскости

Изгибающий момент в вертикальной плоскости

Суммарный изгибающий момент в сечении Б-Б

Момент сопротивления кручению

Момент сопротивления изгибу

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

Амплитуда нормальных напряжений изгиба

МПа

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

Результирующий коэффициент запаса прочности в сечении Б-Б

Ведомый вал (рисунок 5).

Материал вала такой же, как у ведущего.

Рисунок 5. Сечения ведомого вала

Сечение А-А. Диаметр вала в этом сечении 36 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки под коническим зубчатым колесом. Принимаем [2, c. 165, c. 166] k_s = 1,8, k_t = 1,68 [табл. 8.5]; e_s =0,85, e_t = 0,73 [табл. 8.8]; y_t = 0,1; крутящий момент Т₂ = 180500 Н*мм.

Изгибающий момент в сечении А-А:

Момент сопротивления кручению

Момент сопротивления изгибу

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

Амплитуда нормальных напряжений изгиба

МПа

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

Результирующий коэффициент запаса прочности в сечении А-А

Сечение Б-Б. Диаметр вала в этом сечении 45 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки под колесом. Принимаем [2, c. 165, c. 166] k_s = 1,8, k_t = 1,68 [табл. 8.5]; e_s =0,83, e_t = 0,71 [табл. 8.8]; y_t = 0,1; крутящий момент Т₂ = 180500 Н*мм.

Изгибающий момент в сечении Б-Б

Момент сопротивления кручению и момент сопротивления изгибу

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

Амплитуда нормальных напряжений изгиба

МПа

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

Результирующий коэффициент запаса прочности в сечении Б-Б

Таблица 6 - уточненный расчет валов

Во всех сечениях s > [s].

14. Выбор и анализ посадок

Посадки назначаются в соответствии с указаниями, данными в табл. 10.13 [2, с. 263] по ГОСТ 25347-82.

Таблица 7 Посадка зубчатого колеса на ведущий вал 45H7/p6.

Рис. 6

N_max = 45,042 - 45,000 = 0,042 мм

N_min = 45,026 - 45,025 = 0,001 мм

Рис. 7

Вывод: Посадка с натягом в системе отверстия.

Таблица 8 Посадка ведомый вал - распорная втулка 25E9/k6.

Рис. 8

S_max = 25,092 - 25,002 = 0,090 мм

S_min = 25,040 - 25,015 = 0,025 мм

Рис. 9

Вывод: Посадка с зазором в системе вала.

Таблица 9 Посадка крышка - корпус редуктора 47H7/h8.

Рис. 10

S_max = 45,042 - 45,000 = 0,064 мм

S_min = 47,000 - 47,000 = 0,000 мм

Рис. 11

Вывод: Посадка с зазором в системе отверстия.

. Выбор сорта масла

Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до максимального уровня, объёмом 1 литр. По табл. 10.8 [2, с. 253] устанавливаем вязкость масла, она должна быть примерно равна 2810^-6 м²/с. Принимаем масло индустриальное И-30А.

16. Сборка редуктора

Перед сборкой редуктора выполняют все технические требования, представленные на сборочном чертеже. Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом, начиная с узлов валов: в ведущий вал закладывают шпонку 8х7х38 и напрессовывают шестерню до упора в бурт вала. Затем надевают распорную втулку и шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле.

В ведомый вал, аналогично, закладывают шпонку 14х9х40 и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала. Затем надевают распорную втулку и шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле.

Собранные валы укладывают в основание корпуса, устанавливают крышку с помощью двух конических штифтов, затягивают болты, крепящие крышку к корпусу (после закрепления крышки болтами штифты можно убрать).

На валы надевают распорные кольца, ставят крышки подшипников, предварительно подобрав регулировочные прокладки. Делают проверку на отсутствие заклинания подшипников и окончательно закрепляют крышки подшипников.

Затем через смотровой люк заливают масло (в количестве 1 литр), с помощью маслоуказательного жезла проверяют уровень масла, закрывают смотровой люк, затягивают его болтами (между люком и корпусом укладывают прокладку из технического картона). Собранный редуктор обрабатывают и подвергают испытаниям на стенде по программе, установленной техническими условиями.

Заключение

В ходе проектирования невозможно было подобрать «экономически-выгодный» радиально-упорный подшипник. Это, скорее всего, и является главным недостатком редуктора. Для того, чтобы выбрать подшипник подешевле (или тот, который будет выдерживать меньшую нагрузку), можно будет попробовать, к примеру, поставить подшипники радиально однорядные особолегкой серии или уменьшить вал, выбрав изначально другой электродвигатель, с меньшим диаметром вала. Хотя ведомый вал подобран нормально, и мне кажется, что если взять вал с меньшим диаметром, то в конечном итоге не выполнится условие в уточненном расчете вала.

На примере проектирования одноступенчатого цилиндрического редуктора я приобрел навыки проектирования, основы конструирования, работы с учебной литературой и справочными данными. Надеюсь, что это пригодится мне в дальнейших работах.

электродвигатель редуктор шестерня подшипник

Список использованной литературы

1) Конструирование узлов и деталей машин: учеб. пособие для студ. высш. учеб. заведений / П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов. - 9-е изд., перераб. и доп. - М.: Издательский центр «Академия», 2011. - 496 с.

) Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие / С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин, Г.М. Ицкович, В.П. Козинцов. - 3-е изд., стереотипное. Перепечатка с издания 2013. - М.: ООО ТИД «Альянс», 2005. - 416 с.

) Атлас конструкций редукторов, Учеб. пособие. - 2-е изд., перераб. и доп. - К: Выща шк. 1990. - 151 с.: ил.

) Черчение: учебник для машиностроительных специальностей средних специальных учебных заведений. - 2-е изд., перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 2012. - 303с. с ил.