Курсовой проект Детали машин. Проектирование трехступенчатого редуктора
 Скачать 1.42 Mb.
| Образовательный портал Как узнать результаты егэ Стихи про летний лагерь 3агадки для детей |
Выбор типа подшипников Выходной вал IV редуктора имеет колесо прямозубой передачи, на хвостовик монтируется зубчатая муфта. Отсутствует осевая внешняя нагрузка на валу, приложены только радиальные силы. Данный выходной вал удовлетворяет условию жесткости L/d˂6, что позволяет применить радиальный однорядный шариковый подшипник. Данный подшипник широко используется в узлах машин и механизмов общего машиностроения, воспринимает радиальную и небольшую осевую нагрузку, способен фиксировать вал в осевом направлении, также является более дешевым и прост в эксплуатации. Входной вал I имеет колесо конической передачи, соединяется с ротором электродвигателя муфтой упругой втулочно-пальцевой. Для опор вала принимаем радиально-упорные шариковые подшипники, воспринимающие радиальную и осевую нагрузку. Данные подшипники могут использоваться при высоких скоростях вращения, что является необходимым условием для быстроходного вала. Промежуточный вал II монтирован коническим и цилиндрическим косозубым колесами. Промежуточный вал III имеет цилиндрическое косозубое и прямозубое колеса. Для опор промежуточных валов II и III также принимаем радиально-упорные шариковые подшипники. 3.2 Проектный расчет и конструирование выходного вала Диаметр вала IV под зубчатое колесо  Диаметр шипа вала  Диаметр хвостовика (выходного конца вала)  Размер галтельных переходов (табл.3.1 [2]): r = 4мм; с1 = 5мм. Минимальная свободная ширина кольца подшипника качения t = 3.0мм Соединение зубчатого колеса с валом выполняем с посадкой, обеспечивающей натяг, и дополнительно фиксируем с помощью шлицевого соединения. Материал валов редуктора – сталь 45; термообработка – улучшение. Механические характеристики вала IV: HB 220-260;  ;  ;  3.2.1 Разработка расчетной схемы выходного вала Определение нагрузок, действующих на вал Окружная сила:   где  - крутящий момент на шестерне; - диаметр делительной окружности шестерни.Радиальная сила:   Осевая сила  Определение координат расположения реакций опор с учетом типа подшипника опоры На выходном валу используем радиальный однорядный шариковый подшипник (п.2.2). принимаем подшипник 2007122:      Рис. 3.1 Определение координат расположения реакций опор подшипника В нашем случае равнодействующая полной реакции N направлена перпендикулярно продольной оси вала и приложена на расстоянии 0,5В от торца подшипника:  Определение крутящего и изгибающего момента в опасных сечениях выходного вала В прямозубой передаче на выходном валу действует окружная  и радиальная сила  . Осевая сила отсутствует.Окружная сила  ;радиальная сила  (п.2.4).Реакции опор в вертикальной плоскости:    .   .Проверка:    Реакции найдены верно. Реакции опор в горизонтальной плоскости:    .   .Проверка:   Реакции найдены верно. Полная радиальная нагрузка на опоры вала:  Для определения опасных сечений на валу строим эпюры моментов в вертикальной  и горизонтальной  плоскости, находим суммарный изгибающий момент  (рис.2.2).Изгибающие моменты на участках вала в вертикальной плоскости:       Изгибающие моменты на участках вала в горизонтальной плоскости:      Суммарные изгибающие моменты:   Рис. 3.2 Эпюры изгибающих моментов 4 Выбор и расчет подшипников 4.1 Окончательный выбор подшипников качения для всех валов (ГОСТ 8338-75) I вал – радиально-упорные шариковые подшипники 46305:  .II вал – радиально-упорные шариковые подшипники 46305: .III вал – радиально-упорные шариковые подшипники 46309:  .IV вал – радиальные шариковые однорядные подшипники 213:  .4.2 Проверочный расчет подшипников для выходного вала Определение осевой нагрузки на подшипники выходного вала Полные реакции в подшипниковых опорах  вызывают радиальные  и осевые реакции  .Для шариковых подшипников осевая составляющая реакции:  ,где е – параметр осевой нагрузки [2, с.68, табл.8.4].   Определим значения осевой нагрузки на каждую опору [2, с.69, табл.8.5]. Характеристика нагрузки:  Осевые силы:  Осевая нагрузка влияет на работоспособность подшипника позитивно при условии:  .Приведенная нагрузка на подшипник  ,где V – «коэффициент кольца», при вращении внутреннего кольца  ;R, A – радиальная и осевая нагрузка на подшипник; X = 1, Y = 0 – коэффициенты приведения R, A;  - коэффициент безопасности,  [2, с.65, табл.8.1]; - коэффициент температурного режима,  [2, с.65, табл.8.2]. Расчет долговечности подшипников Фактическая долговечность подшипника качения:  ,где С – динамическая грузоподъемность, кН; Р – приведенная нагрузка, кН;  - коэффициент формы тела качения, для шариковых подшипников  ;n = 7,83 об/мин, принимаем n = 10 об/мин  Полученное значение сравниваем со значением необходимой долговечности  = 19680 ч: Фактическая долговечность подшипника качения больше, чем рекомендуемая долговечность при данных условиях. С целью экономичности использования можно использовать подшипник особо легкой серии 113, что будет удовлетворять условию долговечности. Шариковый подшипник легкой серии 213 обеспечит исключение дополнительных затрат на замену подшипника, однако его использование менее рационально в данных условиях. 4.3 Выбор марки смазочного материала и уплотнений С учетом отношения частоты вращения валов редуктора к их диаметрам определим условия работы подшипников по диаграмме 2.1:    Рис 4.1 – Диаграмма типичных условий работы подшипников Исходя из данной диаграммы условия работы подшипников относятся к группе I. Применяем для смазки подшипников данного редуктора, работающих в условиях I группы масло индустриальное 20 (рабочее масло на нефтяной основе). Основные свойства масла индустриального И-20А: - кинематическая вязкость при 50ᵒС: 17 – 23 мм2/с; - температура вспышки: 180ᵒС; - температура застывания: -15ᵒС; - кислотное число: 0,05 мг.КОН/г; - плотность масла 860 – 950 кг/м3. В целях предотвращения вытекания из подшипников качения смазочного материала и предохранения их от загрязнений извне, снабжаем подшипники уплотняющими устройствами. Применяем контактные уплотняющие устройства – манжетные уплотнения (ГОСТ 8752-79), являющиеся весьма надежными при жидкой и пластичной смазке подшипников качения. 5 Расчет шлицевого соединения Для монтажа зубчатого колеса с валом редуктора, с учетом массовости производства, используем шлицевое соединение. Шлицевые соединения обладают, по сравнению со шпоночными, рядом достоинств: детали на шлицевых валах лучше центрируются; шлицы являются лучшими, чем шпонки, направляющими при передвижении деталей вдоль вала; напряжения смятия на гранях шлицев меньше, чем у шпонок; прочность шлицевых валов при динамических нагрузках выше, чем валов со шпонками. Это достигается равномерным расположением зубьев (шлицев) по окружности и высокой точностью их размеров, формы и расположения. Принимаем прямобочное шлицевое соединение зубчатого колеса с выходным валом (ГОСТ 1139-80) [2, приложение Г]:  .В данном случае шлицевое соединение центрируется по боковым поверхностям зубьев размером b, что целесообразно при передаче знакопеременных нагрузок, больших крутящих моментов, а также при реверсивном движении. Этот метод способствует более равномерному распределению нагрузки между зубьями. Данное шлицевое соединение имеет число зубьев z = 10, внутренний диаметр d =82 мм, наружный диаметр D = 88 мм, ширину зуба b = 12 мм; центрирование по боковым поверхностям зубьев, с посадкой по диаметру D и по размеру b. Проверка шлицевого соединения на смятие рабочих поверхностей шлицев:  ,где  - коэффициент, учитывающий неравномерное распределение нагрузки между шлицами (0,75); - размеры сечения соединения; - размер фаски по длине шлица, мм; - рабочая длина шлицев  , мм; - допустимое напряжение смятия [2, табл.7.2]. МПа Условие выполняется. 6 Выбор и проверка муфт При помощи муфты осуществляем соединение вала двигателя с ведущим валом редуктора. Выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую. Назначение упругих муфт – снижение ударной нагрузки и предотвращение опасных колебаний, компенсация неточностей взаимного положения валов, обладают демпфирующей способностью. Момент передается чрез пальцы и сидящие на ни упругие элементы в форме гофрированных втулок, что обеспечивает повышение податливости. Такие муфты легки в изготовлении благодаря простоте упругих элементов и удобству их замены пакетами резиновых дисков. Материал полумуфт – чугун СЧ 20, материал пальцев – сталь 45, материал колец – резина с временным сопротивлением при растяжении не менее 8 МПа.  - диаметр ведущего вала редуктора, сопряженного с валом двигателя; - диаметр вала двигателя.Выбираем муфту упругую вулочно-пальцевую (МУВП) по меньшему диаметру  (ГОСТ 21424-93) с учетом момента на валу  .Муфта упругая втулочно-пальцевая 63,0 – 25 ГОСТ 21424 – 93: - диаметр окружности расположения центров пальцев  ;- толщина распорной втулки  ;- длина упругой втулки  ;- диаметр пальцев  ;- количество пальцев  ;- допустимые напряжения при изгибе пальцев  ;- предел текучести материала пальцев  ;- допустимые напряжения смятия материала упругой втулки  ;- остальные параметры втулки  Проверка упругих (резиновых) втулок на деформацию смятия   Условие выполняется. Проверка пальцев на деформацию изгиба   Условие выполняется.  Рис. 6.1 Муфта упругая втулочно-пальцевая 63,0 – 25 ГОСТ 21424 – 93 7 Конструирование корпуса Корпус редуктора служит для размещения в нем деталей передач, обеспечения смазывания передач и подшипников, предотвращения загрязнения деталей, восприятия усилий, возникающих при работе редуктора. Корпус должен быть достаточно жестким для предотвращения его деформации, а, следовательно, перекоса валов, что может привести к повышению неравномерности распределения нагрузки по длине зубьев зубчатых колес. Для удобства монтажа деталей корпус выполняется разъемным. Толщина стенки подставки корпуса:  ,Где Тт – наибольший крутящий момент на тихоходном валу, Нм  .Толщина стенки крышки корпуса:   Корпус данного редуктора будет иметь одну площадь разъема и состоять из подставки и крышки. Для массового производства принимаем корпус редуктора, изготовленный из серого чугуна марки СЧ 15 (ГОСТ 1412 – 85). Наименьший зазор между внешней радиальной поверхностью колеса и стенкой корпуса:  Зазор между торцами зубчатых колес:  Зазор между торцом колеса и внутренними деталями корпуса  .Зазор между зубчатым колесом и дном подставки корпуса  .Для крепления подставки и крышки корпуса по всему их контуру выполняются фланцы толщиной b и b1 соответственно, в которых размещаются болты (или винты). Толщина верхнего пояса фланца подставки:  Толщина нижнего фланца крышки:  Для крепления подставки корпуса редуктора к раме или плите выполняются фланцы толщиной: - без бобышек  - при наличии бобышек под болты   Диаметр фундаментальных болтов:  Принимаем  Количество болтов для крепления корпуса к раме принимаем n1 = 8 (с.30, табл.2.1 [6]). Диаметр болтов в подшипниковых гнездах:  Диаметр стяжных болтов:  Принимаем  Диаметр болтов для крепления смотровой крышки:  Принимаем  Крепление подставки и крышки корпуса (болтами  ):- ширина фланца К2 = 33мм; - С2 = 18 мм. Крепление корпуса к раме (болтами  ):- ширина фланца К = 48мм; - С2 = 25 мм. Радиус сопряжения элементов корпуса  Опорные поверхности под крепежные детали должны быть обработаны с учетом диаметров болтов (с.30, табл.2.3 [6]). Размеры гнезд подшипников и крышек на винтах: I и II вал – радиально-упорные шариковые подшипники 46305:  -  ;-  ;-  .III вал – радиально-упорные шариковые подшипники 46309:  -  ;-  ;-  .IV вал – радиальные шариковые однорядные подшипники 213:  -  ;-  ;-  .ВЫВОДЫ В ходе курсового проекта был спроектирован трехступенчатый конически-цилиндрический редуктор; произведен выбор электродвигателя, расчет зубчатых передач, расчет валов, выбор и расчет подшипников, расчет шлицевого соединения на выходном валу, выбор и проверка муфты, конструирование корпуса; в графической части курсового проекта приведены чертежи общего вида редуктора, вала выходного, колеса зубчатого на выходном валу, крышки подшипника сквозной, стакана. ПЕРЕЧЕНЬ ССЫЛОК
ПРИЛОЖЕНИЕ А Кинематическая схема привода  ПРИЛОЖЕНИЕ Б Эскизная компоновка редуктора  перейти в каталог файлов | Образовательный портал Как узнать результаты егэ Стихи про летний лагерь 3агадки для детей |