• Категория: Автодело и автотранспорт
  • Вид работы: Курсовая работа
  • Год защиты: 2017
  • Оригинальность: 61 %

1 Исходные данные

Вариант № 7.
Кинематическая схема № 1.
Мощность на выходном валу привода Р3 = 3,0 кВт.
Частота вращения выходного вала привода n3 = 150 мин –1.
Синхронная частота вращения электродвигателя nэд = 1500 мин –1 .
Долговечность привода h = 8000.
Характер работы машины к = 1,3.




Введение

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 включать, помимо редуктора, открытые зубчатые передачи, цепные или ременные передачи.
Назначение редуктора – понижение угловой скорости и, соответственно, повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.
Редуктор состоит из корпуса (литого чугунного или сварного стального), в который помещают элементы передачи – зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д. В отдельных случаях в корпусе редуктора размещают также устройства для смазывания зацеплений и подшипников.
Для удобства монтажа редуктора предусматривают разъемную конструкцию корпуса, обычно разъем выполняется в горизонтальной плоскости, проходящей через ось колеса. При таком разъеме удобнее производить сборку.
Максимальное передаточное число одноступенчатого цилиндрического редуктора по ГОСТ 2185 – 66 u max = 12,5.
Редуктор проектируют либо для привода определенной машины, либо по заданной нагрузке (моменту на выходном валу) и передаточному числу без указания конкретного значения.
1.Задание

1.1 Исходные данные

Вариант № 7.
Кинематическая схема № 1.
Мощность на выходном валу привода Р3 = 3,0 кВт.
Частота вращения выходного вала привода n3 = 150 мин –1.
Синхронная частота вращения электродвигателя nэд = 1500 мин –1 .
Долговечность привода h = 8000.
Характер работы машины к = 1,3.

1.2 Цель работы

Рассчитать и спроектировать одноступенчатый цилиндрический косозубый редуктор общего назначения.
Редуктор предназначен для длительной эксплуатации и мелкосерийного производства. Нагрузка нереверсивная, близкая к постоянной.
Расположение шестерни относительно опор в редукторе – симметричное.
Опорами служат подшипники качения.

1.3 Кинематическая схема

1 – электродвигатель; 2 – внешняя открытая передача (ременная); 3 – редуктор одноступенчатый цилиндрический косозубый; 4 – соединительная муфта
Рисунок 1.1 Кинематическая схема привода


2 Подбор электродвигателя. Кинематический и силовой расчет привода

2.1 Подбор электродвигателя

Коэффициент полезного действия привода
Общий КПД привода  общ определяется с учетом потерь во всех элементах привода. При определении значений КПД элементов привода могут быть использованы данные, приведенные в табл. 2.1
Таблица 2.1
Элемент привода Рекомендуемые значения КПД
Закрытый, работающий при постоянной смазке Открытый
Передачи:
зубчатая цилиндрич.
зубчатая коническая
червячная однозах.
червячная двухзах.
плоскоременная
клиноременная
цепная
0,97…0,99
0,95…0,98
0,70…0,75
0,75…0,82
-
-
-
0,95…0,97
0,94…0,96
0,55…0,65
0,95…0,75
0,95…0,97
0,97…0,98
0,94…0,97
Пара подшипников качения
Соединительная муфта 0,99
-
0,99

 общ =  ззп   оп   nп   м = 0,98 0,98 0,99 0,99 = 0,923 по у.
(2.1)
где  ззп = 0,98 – КПД закрытой зубчатой передачи;
 оп = 0,98 – КПД открытой передачи, (для данного привода открытой передачей является клиноременная);
 п = 0,99 – КПД одной пары подшипников качения;
n = 3 – число пар подшипников;
 м = 0,99 – КПД соединительной муфты.

Требуемая мощность Ртр , кВт,
Ртр ,

(2.2)
где Р3 – мощность на выходном валу привода, кВт.
Из исходных данных Р3 = 3,0 кВт.
По формуле (2.2) вычисляем требуемую мощность электродвигателя.
Ртр = 3,25 кВт.
По требуемой мощности Ртр = 3,25 кВт для заданной синхронной частоты вращения выбираем по таблице 2.2 электродвигатель типа 4А100L4, имеющий мощность РЭД = 4,0 кВт и частоту вращения n ном =1430 мин –1, диаметр вала двигателя dдв = 28 мм.

Таблица 2.2 – Электродвигатели серии 4А (выборка из ГОСТ 19523-81)
Тип P, квт n ном, мин-1 dдв , мм
n синх = 3000 / 1500 / 1000 / 750 мин-1
4А80А2
4А80В4
4А90L6
4A100L8
1,5 2875
1415
935
700 22
22
24
28
4A80B2
4A90L4
4A100L6
4A112MA8
2,2 2870
1425
950
705 22
24
28
32
4A90L2
4A100S4
4A112MA6
4A112MB8
3,0 2870
1435
955
705 24
28
32
32
4A100S2
4A100L4
4A112MB6
4A132S8
4,0 2900
1430
950
720 28
28
32
38
4A100L2
4A112M4
4A132S6
4A132M8
5,5 2900
1455
965
720 28
32
38
38
4A112M2
4A132S4
4A132M6
4A160S8
7,5 2925
1455
970
730 32
38
38
38
4A132M2
4A132M4
4A160S6
4A160M8
11,0 2930
1460
970
730 38
38
42
42
Номинальная частота вращения nном меньше nсинх вследствие явления проскальзывания ротора электродвигателя относительно вращающегося магнитного поля, создаваемого статорной обмоткой. Эта разница выражается величиной проскальзывания s, вследствие чего:
n ном = n синх ,

(2.3)
где n синх – синхронная частота вращения электродвигателя, мин –1;
S – величина проскальзывания, %.
Определяем предварительное значение общего передаточного числа привода.
= 9,53.

(2.4)
В нашем случае привод имеет две ступени
u общ = u р u оп = u1 u2 . (2.5)
Передаточное число редуктора u ред примем по стандартному ряду:
1,00; 1,12; 1,25; 1,40; 1,60; 1,80; 2,00; 2,24; 2,50; 2,80; 3,15; 3,55; 4,00; 4,50; 5,00; 5,60; 6,30; 7,10; 8,00; 9,00; 10,00; 11,2; 12,5; 14,0; 16,0; 18,0; 20,0; 22,4; 25,0; 28,0; 31,5; 40,0; 50,0; 56,0; 63,0; 71,0; 80,0; 90,0; 100,0.
u р = 3,55.
Вычисляем передаточное число открытой передачи
=2,68.

(2.6)

2.2 Кинематический и силовой расчет привода

Определение частот вращения каждого вала привода n, мин-1 .
= 1430 мин-1 – частота вращения ведущего вала ременной передачи.
= = 533,58 мин-1 – частота вращения ведущего вала редуктора.
= = 150,3 мин-1 – частота вращения ведомого вала редуктора.
Определение угловых скоростей каждого вала привода, с-1 .
= 149,67 с-1 – угловая скорость ведущего вала редуктора.
= 55,84 с-1 – угловая скорость ведущего вала редуктора.
= 15,73 с-1 – угловая скорость ведомого вала редуктора.

2.3 Силовой расчет привода

Определение вращающих моментов на каждом валу привода Т, Н·м.
= 21,71 Н·м – вращающий момент на ведущем валу ременной передачи.
Т2=Т1· опп 2 = 21,712,680,980,992 = 55.90 Н·м – вращающий момент на ведущем валу редуктора.
Т3=Т2· uредззпмп 1 = 55,903,550,980,990,99 = 190,6 Н·м – вращающий момент на ведомом валу редуктора.

3 Расчет зубчатой передачи

3.1 Выбор материала зубчатых колес и определение допускаемых напряжений
Основными материалами зубчатых колес служат тepмически обрабатываемые стали, т.к. по сравнению с другими материалами они в наибольшей степени обеспечивают высокую контактную и изгибную прочность зубьев. Известно, что из двух зацепляющихся элементов зуб шестерни подвержен большему числу циклов нагружений по сравнению с колесом. Поэтому для создания равнопрочности шестерня выполняется из материала с более высокими прочностными характеристиками.
Выбираем для шестерни сталь 40XН, для колеса – 40Х. Изделия подвергаем закалке при нагреве ТВЧ по всему контуру для обеспечения поверхностной твердости зубьев HRC 48...58.
Определяем допускаемые контактные напряжения , МПа по формуле
,

(3.1)

где – предел контактной выносливости при базовом числе циклов,
= 17 HRC + 200 = 17 · 50 +200 = 1050 МПа;
H = 1,2 – коэффициент безопасности;
KHL = 1,0 – коэффициент долговечности.
МПа.
Определяем допускаемые напряжения изгибной выносливости [σ]F, МПа, по формуле
,

(3.2)
где – предел выносливости при отнулевом числе циклов, МПа;
= 700 МПа базовый предел изгибной выносливости при поверхностной твердости HRC 48...58, [1, с. 46, таблица 3.9];
F = 1,75 – коэффициент безопасности;
KFL = 1,0 – коэффициент долговечности.
МПа.

3.2 Исходные данные для расчета зубчатой передачи

Исходные данные принимаются в соответствии с расчетами.
Вращающий момент на валу шестерни
= 55,90 Н·м = 55,90 10 3 Н мм.
Вращающий момент на валу колеса
= 190,6 Н·м = 190,6 10 3 Н·мм.
Угловая скорость на валу шестерни
= 55,73 с-1 .
Коэффициент нагрузки = 1,3 , = 1,3.

3.3 Коэффициент распределения нагрузки

При отсутствии в задании данных по коэффициенту нагрузки он определяется как произведение трех сомножителей:
,
где коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями;
= 1,0... 1,5 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца;
– коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении.
При отсутствии в задании данных по коэффициенту нагрузки при расчете изгибной прочности зуба, он определяется как произведение трех сомножителей:

где коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями при расчете зубьев на выносливость при изгибе;
– коэффициент, учитывающий неравномерность распределение нагрузки по длине контактных линий при расчете зубьев на выносливость при изгибе;
– коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении при расчете на выносливость зуба при изгибе.
Конкретные значения величин коэффициентов могут быть определены из справочников по таблицам и графикам.

3.4 Межосевое расстояние

Определяем межосевое расстояние , мм из условия контактной прочности зубьев, мм.
,

(3.3)

где Ка = 430 – числовой коэффициент для косозубых передач;
Ка = 495 – числовой коэффициент для прямозубых передач;
uр = 3,55 – передаточное число редуктора;
Кн = 1,3 – коэффициент нагрузки (задается или определяется расчетом);
= 190,6 Н·м – крутящий момент на валу колеса;
– коэффициент относительной ширины зубчатого венца колеса (принимается в пределах = 0,2 … 0,4).
78,34 мм.
Исходя из полученного межосевого расстояния определяем нормальный модуль зубчатой передачи mn, мм по формуле
1,66 мм,

(3.4)
где – угол наклона зубьев косозубой передачи, угол может находиться в пределах от 8° до 15°, примем = 15°.
z1 – число зубьев шестерни = 20,
z2 – число зубьев колеса = 71.
Для обеспечения принятого передаточного числа редуктора необходимо определить число зубьев шестерни и колеса.
Минимальное число зубьев шестерни при условии не подрезания зуба для некоррегированного профиля равно zmin = 17. Обычно оно принимается в пределах от 17 до 24.
Примем число зубьев шестерни z1 = 20, тогда z2 = z1  u ред =20  3,55 = 71.
При уточнении числа зубьев колеса необходимо варьировать числом зубьев шестерни, обычно в пределах от 17 до 24, чтобы получить целое число зубьев на колесе. Если этого не удалось добиться подбором зубьев шестерни, то необходимо число зубьев колеса получить близким к целому числу и округлить до целого числа и уточнить передаточное число.

3.5 Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба

Определяем величину нормального модуля mn, мм из условия изгибной прочности зуба по формуле
,

(3.5)
где = 190,6 10 3Н·мм – крутящий момент на валу колеса;
= 3,61 – коэффициент прочности зуба примем по таблице 3.1 для фиктивного числа зубьев z ф = z 2 /cos3 = 71 / 0,9663:= 79.
Таблица 3.1
Z 17 20 30 40 50 60 70 80 100
YF 4,28 4,07 3,80 3.70 3,68 3,62 3,61 3,60 3,60
18,2 – коэффициент ширины зуба колеса по модулю, для определения коэффициента можно использовать формулу:
18,2
КF = 1,3 – коэффициент нагрузки при расчете изгибной прочности зуба.
1,50 мм.
Из двух полученных значений нормального модуля, выбираем большее, и округляем до ближайшего стандартного значения в соответствии с ГОСТ 9563 – 80 (СТ СЭВ 310-76), таблица 3.2.
Таблица 3.2 – Значение модуля (ГОСТ 9563-80)
Ряд Модуль, мм
1-й 1,0; 1,25; 1,5; 2; 2,5; 3; 4; 5; 6; 8; 10; 12; 16; 20; 25; 32; 40
2-й 1,125; 1,375;1,75; 2,25; 2,75; 3,5; 4,5; 5,5; 7; 9; 1.1; 14; 18; 22; 28; 36

Принимаем стандартный модуль m n = 2,0 мм.

3.6 Расчет основных геометрических параметров шестерни и колеса

Исходя из принятого стандартного модуля, определяем параметры зубчатых колес.
Диаметры делительных окружностей шестерни d1 и колеса d2 ,мм,
41,40 мм,

(3.6)

147 мм.

(3.7)
Диаметры вершин зубьев шестерни d1 и колеса d2 ,мм,
мм,
(3.8)

мм.
(3.9)
Диаметры впадин зубьев шестерни d1 и колеса d2 ,мм,
мм,
(3.10)

мм.
(3.11)
Межосевое расстояние уточняем по рассчитанным диаметрам делительных окружностей аw, мм.
мм.

(3.12)
Ширина зубчатого венца колеса b2 , мм,
мм.
(3.13)
Принимаем = 40 мм.
Ширина зубчатого венца шестерни b1 , мм,
мм.
(3.14)
Коэффициент ширины шестерни по диаметру
.

(3.15)

3.7 Окружная скорость колес и степень точности передачи

м/с.

(3.16)
При такой скорости передачи следует принять 8 степень точности передачи [1, с. 34].

3.8 Силы, действующие в зацеплении

В соответствии с рисунком 3.1

Ft – окружная сила ; Fr – радиальная сила; Fa – осевая сила, Н.
Рисунок 3.1

Находим величины этих сил по нижеприведенным формулам:
= 2593 Н;

(3.17)

= 977 Н;

(3.18)

= 695 Н,
(3.19)

где = 20° – стандартный угол зацепления в эвольвентных зубчатых передачах, принимаем tg α = 0,364;
= 15° – угол наклона зуба косозубой передачи,
принимаем = 0,966, = 0,268.

4 Предварительный расчет валов

4.1 Крутящие моменты

Ведущего вала
Т1 = 55,90 10 3 Н·мм.
Ведомого вала
Т2 = 190,6 10 3 Н мм.

4.2 Ведущий вал

Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.
Принимаем допускаемые напряжения [τ] = 25 МПа.
Диаметр выходного конца вала dв1 , мм ,определяем по формуле
dв1 = 22,4 мм.

(4.1)
Из конструктивных соображений
dв1 > 0,75 · dдв =0,75 ·28 = 21 мм.
Из стандартного ряда по таблице 4.1 выбираем ближайшее большее значение диаметра для выходного конца вала редуктора таким образом, чтобы оба условия выполнялись.
Таблица 4.1 – Ряд R40 по ГОСТ 6636-69
10, 11, 12, 13, 14, 15, 16, 17, 18, 19, 20, 21, 22, 24, 25, 26, 28, 30, 32, 34, 36, 38, 40, 42, 45, 48, 50, 52, 55, 60, 63, 65, 70, 75, 80, 85, 90, 95, 100, 105, 110, 120, 125, 130, 140, 150, 160.

Принимаем dв1 = 24 мм.


Вычисляем диаметр вала под подшипники dп1 , мм, в интервале
dп1 = dв1 + (3…8). (4.2)
dп1 = ( 24 + 3) … ( 24 + 8) = 27…32 мм.
Уточняем значение dп1 по таблице 4.2
Таблица 4.2 – Подшипники шариковые радиальные однорядные (ГОСТ 8338-75)

Условное обозначение серии d, мм D, мм B, мм r, мм Динамическая грузоподъем-ность С, кН Статическая грузоподъем-ность С0, кН
Средняя серия 300
300 10 35 11 1 8,06 3,75
301 12 37 12 1,5 9,75 4,65
302 15 42 13 1,5 11,4 5,4
303 17 47 14 1,5 13,5 6,65
304 20 52 15 2 15,9 7,8
305 25 62 17 2 22,5 11,4
306 30 72 19 2 28,1 14,6
307 35 80 21 2,5 33,2 18,0
308 40 90 23 2,5 41,0 22,4
309 45 100 25 2,5 52,7 30,0
310 50 110 27 3 65,8 36,0
311 55 120 29 3 71,5 41,5
312 60 130 31 3,5 81,9 48,0
313 65 140 33 3,5 92,3 56,0
314 70 150 35 3,5 104,0 63,0
315 75 160 37 3,5 112,0 72,5
316 80 170 39 3,5 124,0 80,0

Принимаем dп1 = 30 мм.
Шестерню выполняем за одно целое с валом.

Эскиз ведущего вала представлен в соответствии с рисунком 4.1.

Рисунок 4.1 – Эскиз ведущего вала

4.3 Ведомый вал

Принимаем допускаемые напряжения [τ] = 20 МПа.
Диаметр выходного конца вала dв2 , мм ,определяем по формуле
dв2 = 36,25 мм.

(4.1)
Из стандартного ряда по таблице 4.1 выбираем ближайшее большее значение диаметра.
Принимаем dв2 =38 мм.
Вычисляем диаметр вала под подшипники dп1 , мм, в интервале
dп2 = dв2 + (3…8). (4.2)
dп2 = (38 + 3) … ( 38 + 8) = 41…46 мм.
Уточняем значение dп2 по таблице 4.2
Принимаем dп2 =45 мм.
Диаметр вала под колесом dк2 , мм.
dк2 = dп2 + 5 мм =45 + 5 мм = 50 мм.


Эскиз ведомого вала представлен в соответствии с рисунком 4.2.

Рисунок 4.2 – Эскиз ведомого вала

5 Конструктивные размеры

5.1 Конструктивные размеры шестерни и колеса

Шестерню выполняем за одно целое с валом в соответствии с рисунком 4.1. Ее размеры выписывают из раздела 3:
d 1 = 41,40 мм;
d а1 = 45,4 мм;
df1 = 36,4 мм;
b 1 = 45 мм.
Колесо кованое. Его размеры выписывают из раздела 3:
d 2 = 147 мм;
d а2 = 151 мм;
d f2 = 142 мм;
b 2 = 40 мм.
Диаметр ступицы dст, мм,
dст = 1,6 · dк2 = 1,6 · 50 = 80 мм. (5.1)
Длина ступицы lст, мм,
lст = (1,2 … 1,5) · dк2 = 1,2 · 50 … 1,5 · 50 = 70 мм. (5.2)
Принимаем lст = 70 мм.
Толщина обода δ0, мм,
δ0 = (2,5 … 4) mn = 2,5 · mn … 4 · mn = 3,75 ÷ 6 мм. (5.3)
Во всех случаях δ не менее 8 мм.
Принимаем δ0 = 8 мм.
Толщина диска С, мм,
С = 0,3 · b 2 = 0,3 · 40 = 12 мм. (5.4)
Диаметр обода колеса, мм,
D0 = df2 - 2 · δ0 = 142 - 2 · 8 = 126 мм. (5.5)
Диаметр центровой окружности Dотв, мм,
Dотв = 0,5 (D0 + dст) = 0,5 ( 126 + 80 ) = 103 мм. (5.6)

Диаметр отверстий
d отв = 11,5 мм.
(5.7)

Эскиз зубчатого колеса представлен в соответствии с рисунком 5.1.

Рисунок 5.1 – Эскиз зубчатого колеса

5.2 Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщина стенок корпуса δ, мм, мм, во всех случаях δ не менее 8 мм,
δ = 0,025·аw + 1 = 0,025· 94,2 + 1 = 3,355 мм. (5.8)
Принимаем δ = 8 мм.
Толщина стенок крышки δ1,
δ1 = δ.
Принимаем δ1 = 8 мм.

Толщина фланцев корпуса и крышки:
– верхний пояс корпуса и крышки
b = b1 =1,5 · δ = 1,5 · 8 = 12 мм; (5.9)
– нижний пояс корпуса, мм,
p = 2,35 · δ = 2,35· 8 = 18,8 мм. (5.10)
Принимаем р =20 мм.
Определяем диаметры болтов.
Диаметр фундаментных болтов
dб1 = (0,03 ÷ 0,036) аw + 12 = (0,03 ÷ 0,036) 94,2 +12 =
= 14,82 15,39 мм; (5.11)
Принимаем болты с резьбой М 16 [5, с. 44, таблица 43].
Диаметр болтов, крепящих крышку к корпусу у подшипников
dб2 = (0,7 ÷ 0,75) dб1 = (0,7·dб1 ÷ 0,75·dб1) = 11,2 ÷12 мм. (5.12)
Принимаем болты с резьбой М 12 [5, с. 44, таблица 43].
Диаметр болтов, соединяющих основание корпуса с крышкой
dб3 = (0,5 ÷ 0,6) dб1 = 0,5·dб1 ÷ 0,6·dб1 = 8 ÷ 9,6 мм. (5.13)
Принимаем болты с резьбой М 10 [5, с. 44, таблица 43].

6 Эскизная компоновка редуктора

6.1 Приближенный этап компоновки

Компоновку выполняем в два этапа. Первый этап служит для приближенного положения зубчатых колес относительно опор для последующего определения опорных реакций и подбора подшипников.
Компоновочный чертеж выполняем в одной проекции – разрез по осям валов при снятой крышке редуктора.
Масштаб 1 : __ .
Вычерчиваем упрощенно шестерню и колесо в виде прямоугольников, длина ступицы не выступает за пределы прямоугольника.
Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса.
Толщина стенки корпуса редуктора δ = 8 мм (раздел 5).
Зазор между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса
А1 = 1,2 · δ = 1,2· 8 = 9,6 мм.
Принимаем А1 = 10 мм.
Зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса
А = δ = 8 мм.
Расстояние между наружным диаметром подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса равно А = δ = 8 мм.
Предварительно намечаем радиальные шариковые подшипники легкой серии. Габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников.
d п1 = 25 мм;
Из раздела 4 выписываем:
d п2 = 45 мм.
По этим диаметрам определяем основные параметры подшипников по таблице 4.2.
Основные параметры подшипников представлены в таблице 6.1.
Таблица 6.1 – Основные параметры подшипников
Вал Условное обозначение подшипников d,
мм D,
мм B,
мм C,
кН C0,
кН
Ведущий 305 25 62 17 22,5 11,4
Ведомый 309 45 100 25 52,7 30

Решаем вопрос о смазке подшипников. Применяем для подшипников пластичную смазку. Для предотвращения вытекания смазки внутрь корпуса и вымывания пластичной смазки жидким маслом из зоны зацепления, устанавливаем мазеудерживающие кольца. Их ширина определяется размером y = 10 мм.

6.2 Проверка построений

Проверим правильность построений. Вычислим значения l1 и l2.
l1 = ;
(6.1)

l2 = ;
(6.2)

Полученные значения следует округлить в большую сторону таким образом, чтобы они были равны между собой и кратны пяти.
Окончательно принимаем
l1 = l2 = 55 мм.
Эскизная компоновка редуктора представлена в соответствии с рисунком 6.1.

Рисунок 6.1 – Эскизная компоновка редуктора

7 Подбор и расчет подшипников

7.1 Ведущий вал

7.1.1 Из предыдущих расчетов выписываем значения сил, действующих в зацеплении (подраздел 3.8):
Ft = 2593 H;
Fr = 977 H;
Fa = 695 H.
Расчетные расстояния берем из раздела 6:
l1 = l2 = 55 мм.
7.1.2 Расчетная схема ведущего вала представлена в соответствии с рисунком 7.1.

Рисунок 7.1

Изгибающий момент
= 14386,5 Н·мм.
(7.1)
Реакции опор определяем отдельно в вертикальной и горизонтальной плоскостях.
Расчетная схема ведущего вала (относительно оси y) в горизонтальной плоскости представлена в соответствии с рисунком 7.2.

Рисунок 7.2

1296,5 Н.
(7.2)
.
71307,5 Н·мм.
(7.3)

0 Н·мм.
(7.4)

Расчетная схема ведущего вала (относительно оси х) в вертикальной плоскости представлена в соответствии с рисунком 7.3.

Рисунок 7.3

619,28 Н.
(7.5)

357,71 Н.
(7.6)

Поверка:
0.
.
34056 Н·мм.
(7.7)

19669,5 Н·мм.
(7.8)


(7.9)

7.1.3 Построение эпюр значений изгибающих и крутящего моментов для ведущего вала выполнено в соответствии с рисунком 7.4.

Рисунок 7.4 – Эпюры моментов ведущего вала

7.1.4 Суммарные реакции

1436,8 Н.
(7.10)

1344,9 Н.
(7.11)
Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 1.
Намечаем радиальные шариковые подшипники № 305 средней серии
по таблице 4.2, (6.1):
d = 25 мм;
D = 62 мм;
B = 17 мм;
С = 22,5 кН;
C0 = 11,4 кН.

7.1.5 Эквивалентная нагрузка Fэ , Н определяется по формуле

Fэ ,
(7.12)
где Х – коэффициент радиальной нагрузки;
V – коэффициент вращения колец подшипника, в нашем примере вращается внутреннее кольцо V =1,0;
Y – коэффициент осевой нагрузки;
Кт – температурный коэффициент, Кт = 1,0;
Кб – коэффициент безопасности, Кб = 1,0.
Отношение 0,0609.
Этой величине соответствует значение е =0,26 таблица 7.1 или [1, с. 209, таблица 9.18].
Отношение 0,483 > е.
Принимаем X = 0,56 и Y = 1,71 по таблице 7.1, или [1, с. 209, таблица 9.18].
Тогда эквивалентная нагрузка будет равна
Fэ = 1993 Н.

7.1.6 Расчетная долговечность L, млн.об,
=1438,88 млн.об.
(7.13)
Расчетная долговечность Lh , ч,
= 44941,7 ч,
(7.14)
где = 533,58 мин-1 – частота вращения ведущего вала редуктора, принимаем из раздела 2.

7.2 Ведомый вал

7.2.1 Ведомый вал несет те же нагрузки, как и ведущий (подраздел 3.10).
7.2.2 Расчетная схема ведомого вала представлена в соответствии с рисунком 7.5.

Рисунок 7.5
Изгибающий момент
= 51082,5 Н·мм.
(7.15)

Реакции опор определяем отдельно в вертикальной и горизонтальной плоскостях.
Расчетная схема ведущего вала (относительно оси y) в горизонтальной плоскости представлена в соответствии с рисунком 7.6.

Рисунок 7.6
1296,5 Н.
(7.16)
.
71307,5 Н·мм.
(7.17)

0.
(7.18)

Расчетная схема ведущего вала (относительно оси х) в вертикальной плоскости представлена в соответствии с рисунком 7.7.

Рисунок 7.7

24,12 Н.
(7.19)

952,88 Н.
(7.20)

Поверка:
0.
.
1326,6 Н·мм.
(7.21)

52409,1 Н·мм.
(7.22)


(7.23)

7.2.3 Построение эпюр значений изгибающих и крутящего моментов для ведомого вала выполнено в соответствии с рисунком 7.8.

Рисунок 7.8 – Эпюры моментов ведомого вала

7.2.4 Суммарные реакции

1296,7 Н.
(7.24)

1609 Н.
(7.25)

Подбираем подшипники по более нагруженной опоре ___.
Намечаем радиальные шариковые подшипники № _____ средней серии по таблице 4.2, (6.1):
d = 45 мм;
D = 100 мм;
B = 25 мм;
С = 52,7 кН;
C0 = 30 кН.

7.2.5 Эквивалентная нагрузка Fэ , Н определяется по формуле
Fэ ,
(7.26)
где Х – коэффициент радиальной нагрузки;
V – коэффициент вращения колец подшипника, в нашем примере вращается внутреннее кольцо V =1,0;
Y – коэффициент осевой нагрузки;
Кт – температурный коэффициент, Кт = 1,0;
Кб – коэффициент безопасности, Кб = 1,0.
Отношение 0,0231.
Этой величине соответствует значение е =0,22 таблица 7.1 или [1, с. 209, таблица 9.18].
Отношение 0,431 > е.
Принимаем X =0,56 и Y = 1,99 таблица 7.1 или по таблице 9.18, [1, с. 209].
Тогда эквивалентная нагрузка будет равна
Fэ = 2284,09 Н.

7.2.6 Расчетная долговечность L, млн.об,
= 18483,5 млн.об.
(7.27)
Расчетная долговечность Lh , ч,
= 2049623 ч,
(7.28)
где = 150,3 мин-1 – частота вращения ведомого вала редуктора, принимаем из раздела 2.

Таблица 7.1 – Значения Х и У для подшипников

Радиальные однорядные и двухрядные

е
Х У Х У
0,014

0

0,56 2,30 0,19
0,028 1,99 0,22
0,056 1,71 0,26
0,084 1,55 0,28
0,11 1,45 0,30
0,17 1,31 0,34
0,28 1,15 0,38
0,42 1,04 0,42
0,56 1,00 0,44

8 Подбор шпонок и проверочный расчет шпоночных соединений

8.1 Ведущий вал

Для крепления на валу зубчатых колес используем шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок, пазов и длины шпонок принимаем по таблице 8.1.
Таблица 8.1 – Шпонки призматические (по ГОСТ 23360-78, с сокращениями)
Размеры, мм

Диаметр вала
d Размеры сечений шпонок Глубина паза
вала втулки
b h t1 t2
Св. 12 до 17 5 5 3 2,3
17 – 22 6 6 3,5 2,8
22 – 30 8 7 4 3,3
30 – 38 10 8 5 3,3
38 – 44 12 8 5 3,3
44 – 50 14 9 5,5 3,8
50 –58 16 10 6 4,3
58 – 65 18 11 7 4,4
65 – 75 20 12 7,5 4,9
75 – 85 22 14 9 5,4
85 – 95 25 14 9 5,4
95 – 110 28 16 10 6,4
Примечания. 1. Длины шпонок выбирают из ряда: 6; 8; 10; 12; 14; 16; 18; 20; 22; 25; 28; 32; 36; 40; 45; 50; 56; 63; 70; 80; 90; 100; 110; 125; 140; 160; 180;
2. Таблица дана с сокращениями: в ГОСТ 23360-78 диапазон диаметров вала d = 6 – 500 мм, длины шпонок – до 500 мм.
3. Пример условного обозначения шпонки при b = 16 мм, h = 10 мм, l = 80 мм, торцы скругленные:
Шпонка 16х10х80 ГОСТ 23360-78
Материал шпонок – Сталь 45 нормализованная.
Напряжения смятия и условие прочности определяем по формуле
,
(8.1)
где h – высота шпонки, мм;
b – ширина шпонки, мм;
t1 – глубина шпоночного паза на валу, мм;
lр – рабочая длина шпонки, мм;
[σ]см – допускаемые напряжения смятия при стальной ступице,
[σ]см = 100÷120 МПа.
Для ведущего вала
dв1 = 24 мм, принимаем по расчетам подраздела 4.1;
Т1= 55,9·103 Н·мм, принимаем по расчетам раздела 2.3.
По значению диаметра вала dв1 по таблице 8.1 подбираем призматическую шпонку со скругленными торцами:
b × h = 8 × 7 мм ; t1 = 4 мм.
Определяем длину выходного конца ведущего вала lв1, мм, в зависимости от его диаметра по формуле
lв1 = (1,5…2) dв1 = 36…48 мм. (8.2)
Принимаем l в1 = 40 мм.
Длину шпонки принимаем из стандартного ряда длин так, чтобы она была меньше длины выходного конца ведущего вала на 3÷10 мм и находилась в границах предельных размеров длин шпонок по таблице 8.1.
lш = l в1 - (3÷10) = 37÷30 мм.
Принимаем lш = 36 мм
Вычисляем значение рабочей длины шпонки lр, мм, по формуле
lр = lш - b = 36 - 8 = 28 мм. (8.3)
После подстановки получаем напряжения смятия
.
Вывод: прочность шпонки на выходном конце ведущего вала по напряжениям смятия обеспечена.
Эскиз шпоночного соединения на выходном конце ведущего вала представлен в соответствии с рисунком 8.1.

Рисунок 8.1 – Эскиз шпоночного соединения на выходном конце ведущего вала

8.2 Ведомый вал

8.2.1 Шпонка ведомого вала под колесом
Для ведомого вала под колесом:
dк2 = 50 мм, принимаем по 4.3;
lст = 70 мм, принимаем по 5.1;
Т2 = 190,6·103 Н·мм, принимаем по 2.3.
По значению диаметра вала под колесом dк2 по таблице 8.1 подбираем призматическую шпонку со скругленными торцами.
b × h = 14 × 9 мм ; t1 = 5,5 мм.
Определяем длину ведомого вала под колесом l к2, мм, в зависимости от длины ступицы колеса по формуле
l к2 = lст + 5 = 75 мм. (8.4)
Длину шпонки принимаем по таблице 8.1 из стандартного ряда длин так, чтобы она была меньше длины ведомого вала под колесом на 3÷10 мм и находилась в границах предельных размеров длин шпонок.
lш = l к2 - (3÷10) = 72÷65 мм.
Принимаем lш = 63 мм.
Вычисляем значение рабочей длины шпонки lр, мм, по формуле
lр = lш - b = 70 - 14 = 56 мм. (8.5)
После подстановки получаем напряжения смятия
.
Вывод: прочность шпонки под колесом ведомого вала по напряжениям смятия обеспечена.
Эскиз шпоночного соединения под колесом ведомого вала представлен в соответствии с рисунком 8.2.

Рисунок 8.2 – Эскиз шпоночного соединения под колесом ведомого вала

8.2.1 Шпонка на выходном конце ведомого вала

Для ведомого вала на выходном конце:
dв2 = 38 мм, принимаем по расчетам подраздела 4.1;
Т2= 190,6·103 Н·мм, принимаем по расчетам раздела 2.3.
По значению диаметра вала dв2 по таблице 8.1 подбираем призматическую шпонку со скругленными торцами:
b × h = 10 × 8 мм ; t1 = 5 мм.
Определяем длину выходного конца ведомого вала l в2, мм, в зависимости от его диаметра по формуле
lв2 = (1,5…2) dв2 = 57…76 мм. (8.6)
Принимаем l в2 = 70 мм.
Длину шпонки принимаем 8.1 из стандартного ряда длин так, чтобы она была меньше длины выходного конца ведомого вала на 3÷10 мм и находилась в границах предельных размеров длин шпонок.
lш = l в2 - (3÷10) = 67÷60мм.
Принимаем lш = 63 мм
Вычисляем значение рабочей длины шпонки lр, мм, по формуле
lр = lш - b = 63 - 10 = 53 мм. (8.7)
После подстановки получаем напряжения смятия
.
Вывод: прочность шпонки на выходном конце ведомого вала по напряжениям смятия обеспечена.
Эскиз шпоночного соединения на выходном конце ведомого вала представлен в соответствии с рисунком 8.3.

Рисунок 8.3 – Эскиз шпоночного соединения на выходном конце ведомого вала

9 Уточненный расчет ведомого вала

9.1 Исходные данные

Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности n для опасных сечений и сравнении их с требуемыми (допускаемыми) значениями [n].
Условие прочности выполняется при условии n >[n].
Принимаем [n]=2.
Расчет проводится для предположительно опасных сечений ведомого вала.
Расчетная схема ведомого вала приведена в соответствии с рисунком 7.5.
Материал вала – сталь 45 нормализованная, σв = 570 МПа.
Крутящий момент Т2 = 190,6 Н·м.
Пределы выносливости определяем по формулам
σ-1 = 0,43 · σв = 0,43 · 570 = 245 мПа; (9.1)

τ-1 = 0,58 · σ-1 = 0,58 · 245 = 142 мПа. (9.2)

9.2 Расчет сечения вала А-А под колесом

Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки. Принимаем расчетные коэффициенты:
kσ = 1,59;
kτ = 1,49;
εσ ≈ ετ = 0,74 – масштабный фактор;
ψσ = 0,15;
ψτ = 0,1.

Изгибающий момент в горизонтальной плоскости
71307,5 Н·мм.
(9.3)
Изгибающий момент в вертикальной плоскости
52409,1 Н·мм.
(9.4)

Суммарный изгибающий момент в сечении А-А
88495 Н·мм.
(9.5)
Момент сопротивления кручению , мм3 , определяем по формуле

(9.6)
Для ведомого вала под колесом
dК2 = 50 мм, b = 14 мм, t1 = 5,5 мм.
После подстановки получаем
= 23006 мм3 .
Момент сопротивления изгибу , мм3 , определяем по формуле

(9.7)
После подстановки получаем
= 10741 мм3 .
Амплитуду τv , МПа, и среднее напряжение цикла касательных напряжений τm , МПа, определяем по формуле
= 4,14 МПа.
(9.8)

Амплитуду нормальных напряжений изгиба σv, МПа, определяем по формуле
= 8,24 МПа.
(9.9)
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям определяем по формуле
,
(9.10)
где – среднее напряжение, = 0.
После подстановки получаем
= 13,84.
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям определяем по формуле
.
(9.11)
После подстановки получаем
= 16,24 .
Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А-А под колесом ведущего вала
= 10,54.> [n].
(9.12)

Вывод: фактический коэффициент запаса прочности для сечения А-А под колесом ведомого вала в допустимых пределах.

9.3 Расчет сечения Б-Б на выходном конце ведомого вала

Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки. Принимаем расчетные коэффициенты:
kσ = 1,59;
kτ = 1,49;
εσ = 0,74 – масштабный фактор;
ετ = 0,77 – масштабный фактор;
ψσ = 0,15;
ψτ = 0,1.
Момент сопротивления кручению , мм3 , определяем по формуле

(9.13)
На выходном конце ведомого вала
dВ2 = 37 мм, b = 10 мм, t1 = 5 мм.
После подстановки получаем
= 10052,16 мм3 .
Амплитуду τv , МПа, и среднее напряжение цикла касательных напряжений τm , МПа, определяем по формуле
= 9,48 МПа.
(9.14)
Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения Б-Б на выходном конце ведомого вала
.
(9.15)

После подстановки получаем
= 7,09 > [n].
(9.16)

Вывод: фактический коэффициент запаса прочности для сечения Б-Б на выходном конце ведомого вала в допустимых пределах.
Результаты проверки представлены в таблице 9.1.

Таблица 9.1 – Коэффициенты запаса прочности
Сечение А-А Б-Б
Фактический коэффициент запаса прочности n 10,54 7,09
Допускаемый коэффициент запаса прочности [n]. 2 2

Вывод: во всех сечениях ведомого вала фактические коэффициенты запаса прочности превышают допускаемые коэффициенты запаса прочности.

10 Краткое описание редуктора

10.1 Основные параметры редуктора

Редуктором называется механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи мощности от двигателя к рабочей машине.
Назначение редуктора – понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим валом.
Редуктор состоит из корпуса, в который помещают элементы передачи – зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д.
Расчет одноступенчатого цилиндрического редуктора с косозубыми колесами выполнен.
Межосевое расстояние аw = 94,2 мм.
Передаточное число редуктора uр = 3,55 .
Коэффициент полезного действия редуктора ηред =  ззп   2п = 0,96 .
Окружная скорость колес v = 1,153 м/с.
Для изготовления зубчатых колес выбрана сталь 40ХН – для шестерни, 40Х – для колеса. Изделия подвергаем закалке при нагреве ТВЧ по всему контуру для обеспечения поверхностной твердости зубьев HRC 48...58.
Шестерня изготовлена за одно целое с валом.
Ведомый вал изготовлен из стали 45, термообработка – нормализация, σв = 570 МПа.
Число зубьев шестерни z1 = 20 .
Число зубьев колеса z2 = 71 .
Угол наклона зубьев β = 15º.
На валах подобраны шарикоподшипники радиальные однорядные средней серии, на ведущем валу – подшипник №305, на ведомом валу – подшипник № 309;
Для передачи вращающего момента на валах подобраны шпонки призматические со скругленными торцами (по ГОСТ 23360-78).
На выходном конце ведущего вала шпонка с размерами
b × h = 8 × 7 мм ; t1 = 4 мм; l = 36 мм.
На выходном конце ведомого вала шпонка с размерами
b × h = 10 × 8 мм ; t1 = 5 мм; l = 63 мм.
Под колесом ведомого вала шпонка с размерами
b × h = 14 × 9 мм ; t1 = 5,5 мм; l = 63 мм.
Произведен уточненный расчет ведомого вала на выносливость. Коэффициенты запаса прочности
nА-А = 10,54;
nБ-Б = 7,09.

Редуктор классифицируют по следующим основным признакам:
– тип передачи: зубчатая цилиндрическая ;
– число ступеней: одна ;
– тип зубчатых колес: косозубые ;
– относительное расположение валов редуктора в пространстве параллельное .

10.2 Выбор сорта масла

Смазка зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 10 мм.
Объем масляной ванны Vм, м3, определяем из расчета 0,25 дм3 масла на 1 кВт передаваемой мощности. Vм= Р3 · 0,25 = 0,75 дм3.
Устанавливаем вязкость масла, таблица 10.8, [1, с. 248]. При скорости v = 1,153 м/с рекомендуемая вязкость должна быть равна 50·10-6 м2/с.
По таблице10.10 [1, с. 249] принимаем масло индустриальное И-50А (по ГОСТ 20799 – 75*).
Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом УТ-1 таблица 9.14, [1, с. 201], периодически пополняем его шприцем через пресс-масленки.

Приложение А
(обязательное)

Графическая часть

Сборочный чертеж передачи зубчатой к курсовой работе, выполненный по полученным в расчетной части параметрам выполнен на формате А1 и прилагается на формате А3 бумажного носителя в масштабе М1:4.
Спецификация к сборочному чертежу прилагается на формате А4.

Литература

1. Чернавский, С.А. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие / С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин и др. / – 3-е изд., перераб. и доп. – М.: ИНФРА-М, 2011. – 414 с.; ил.– (Среднее профессиональное образование).
2. Дунаев, П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для студ. высш. учеб, заведений / П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов. – 12-е изд., стер. – М.: Издательский центр Академия, 2009.-496 с.
3. Дунаев, П.Ф. Детали машин. Курсовое проектирование: Учеб. пособие /П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов/ – 4-е изд., исправл. – М.: Машиностроение, 2003, – 536 с.
4. Куклин, Н.Г. Детали машин: Учебник/ Н.Г. Куклин, Г.С. Куклина, В.К. Житков. – 6-е изд., перераб. и доп. – М.: Высшая школа, 2005. – 396 с.; ил.
5. Цехнович, Л. И. Атлас конструкций редукторов: Учебное пособие для вузов / Л. И. Цехнович, И. П. Петриченко. – Киев: Вища школа, 1979. – 128 с.



Не нашли подходящую работу? Новая работа может быть дешевле готовой

Отправьте заявку на выполнение работы и наши авторы предложат вам свою цену. Общение с авторами напрямую. По вопросам заказа позвоните на номер: 8(800) 775–28-83.