Автор работы: Пользователь скрыл имя, 23 Сентября 2013 в 20:05, контрольная работа
Разработать: цилиндрический редуктор и рабочие чертежи вала и колеса. Принять режим нагружения шестерни и колеса постоянный с длительной работой.
У всех цилиндрических колес (особенно с внутренним диском 9 и 20) необходимо учитывать размер торцов обода S и ступицы S :
- торец обода S должен быть не менее двойной высоты зуба, или S = 4,5m=9
-торец ступицы S зависит от рекомендуемого минимального диаметра ступицы: dст = 1,5d, где d - диаметр ступени вала. Значит, размер торца ступицы равен: S = .
Острые кромки цилиндрических зубчатых колес притупляются фасками. На зубчатом венце предусматриваются фаски размером: f= (0,5...0,6)m. На ступицах размер фасок f зависит от диаметральных размеров вала, ступицы и обода (см. таблицу 2.1):
Таблица 2.1
d, мм |
20 ... 30 |
30 ... 40 |
40 ... 50 |
50 ... 80 |
80 ... 120 |
120... 150 |
150 ...250 |
f, мм |
1,0 |
1,2 |
1,6 |
2,0 |
2,5 |
3,0 |
4,0 |
На колесах с внутренним диском уклоны поверхности ступицы и обода принимается равными: = 7°, а радиусы закруглений: R = 6мм.
Длина ступицы колеса B зависит от длины ступени вала (или длины шпонки) и должна быть не менее B = 1,5d, где d - диаметр ступени вала. Чаще всего B равняется ширине зубчатого венца B (см. рис. 2.1). Если ширина зубчатого венца B меньше длины ступицы колеса (B < B ), то ступица расширяется симметрично в обе стороны от среднего диска С.
2.2Выбор ориентировочных диаметров ступеней валов и их длины
Валы проектируются ступенчатыми (см. рис. 2.1). При этом диаметры ступеней должны выбираться, в основном, из стандартного ряда чисел:
d
Допускается применять диаметры ступеней с окончанием на 2 и 8, но при этом разница
диаметров соседних ступеней должна быть достаточной для упора в бурт насаженных на вал деталей, то есть должна быть больше фаски ступицы f (см.табл. 2.1).
Выбор диаметра и длины ступеней вала-шестерни
Вал-шестерня 5 имеет входной конец диаметром d , на котором устанавливается с помощью шпонки 1 полумуфта, передающая вращение валу-шестерне от полумуфты на валу электродвигателя.
Диаметр d рекомендуется выбрать из стандартного ряда размером, близким к диаметру вала электродвигателя 112МВ6, выбранного нами ранее в п. 1.2, размеры которого приведены в Приложении 1 (размер диаметра вала двигателя d = 32мм):
d = 0,9 d . d = = 28,8 мм. Округляем по стандартному ряду: d = 30 мм.
Длина входного конца (первой ступени) l не должна быть меньше 1,5 d :
l = =45 мм.
Диаметр следующей ступени d , на которой располагаются шарикоподшипник 4 и манжетное уплотнение 2, принимается по стандартному ряду ближайшим большим по размеру диаметру d : d = 35 мм.
Длина ступени d должна превышать ширину плоскости разъема корпуса b , на 5.. 10мм в зависимости от ширины подшипника 4 и манжетного уплотнения 2. По каталогу (см.
Приложение 2) по диаметру d = 35 мм выбирается шарикоподшипник средней серии №307 с параметрами: d = 35 мм, D = 80 мм, В = 21 мм, С = 26 кН. По Приложению 3 на диаметр ступени d = 35 мм выбираются размеры манжетного уплотнения: D=58 мм, h = 10 мм, d =35 мм./
Торец ступени d должен выступать перед краем плоскости разъема редуктора, как минимум, на 5 мм (см. рис. 2.1), чтобы торец полумуфты, насаженной на ступень d , не терся о корпус при вращении вала-шестерни.
Таким образом, длина ступени l в нашем случае равна:
l
Следующая ступень d необходима для упора вала-шестерни 5 в подшипник 4, который располагается по кромке внутренней полости редуктора. Диаметр d является ближайшим по стандартному ряду диаметру d : d = 40мм
Длина ступени l равна величине зазора между торцом шестерни 5 и корпусом редуктора, краем его внутренней полости. Величина зазора по желанию может колебаться в пределах: = 10...40 мм (большие значения для зазора между зубчатым венцом шестерни и корпусом редуктора в продольной плоскости, см. рис. 2.1, зазор ).
Для нашего случая выбираем = 10 мм, = 30 мм.
Такие же зазоры можно предусматривать и по вертикали редуктора.
С другой стороны шестерни также имеется ступень d , ширина которой соответствует принятому зазору между торцом шестерни и корпусом редуктора, но с противоположной стороны.
Таким образом, шестерня располагается точно посередине полости редуктора.
Следующая за d ступень вала-шестерни является опорной под подшипник 6, такой же размерной серии, как подшипник 4. Поэтому диаметры d ступеней равны, но длина ступени под подшипник 6 равна ширине стандартного подшипника, выбранного по каталогу в Приложении 2.
Из вышеизложенного следует, что ширина внутренней полости редуктора A образуется из ширины шестерни B и двух зазоров для прямозубых редукторов:
A = B + мм.
Для нашего расчетного случая: B = 75 мм (см. п. 1.4.4), принимая = 10 мм, имеем:
A = 75+
Выбор диаметра и длины ступеней вала колеса
Вал колеса 19 по сравнению с валом-шестерней 5 является тихоходным валом. С него передается вращение на вал конвейера. Поэтому он имеет выходной конец диаметром d , с которого и начинается выбор диаметров ступеней вала. Эта ступень d снабжена шпонкой 10 для передачи вращения через полумуфту на полумуфту, насажденную на вал конвейера.
Диаметр d находится по формуле:
d
где: N - мощность на валу колеса (по табл. 1.5): N = 3,09 кВт;
- частота вращения колеса (по табл. 1.5): = 169.6 об/мин.
Округляем по стандартному ряду: d = 40 мм.
Длина ступени d должна быть не менее 1,5< d : l = = 60 мм. Последующие диаметры ступеней вала 19 принимаются ближайшими в большую сторону по стандартному ряду: d = 45 мм, d = 50 мм, d = 60 мм.
Причем диаметры d под подшипники 12 и 18 равны, так как на валу устанавливаются шарикоподшипники одной размерной серии.
Длина ступицы l зависит от вида зубчатой передачи:
У цилиндрических передач длина ступени d изготавливается размером, меньшим длине ступица колеса B , как минимум, на величину фаски f чтобы колесо 16 было надежно прижато к боковой грани ступени d : l = B - f с помощью кольца:
при прямозубой передаче: l = B - f = 70 -1,5 = 68,5 мм, где: B = 70 мм (см. п. 1.4.4).
Длина ступицы l должна быть такая, чтобы её край выходил на 5 мм за край плоскости разъема (см. рис. 2.1). При этом учитывается размер зазора (см. выше), то есть внутренний край полости A, а также ширина подшипника 12 и крышки 13 с манжетным уплотнением 11, размеры которого даны в Приложении 3 по диаметру d = 45 мм в нашем случае (D = 65 мм, h=10 мм)
Длина ступени l
под подшипник 18 зависит от ширины выбранного
по диаметру
d
= 45 мм шарикового подшипника №309 (d = 45 мм, D = 100 мм, B
= 25 мм, C = 37 кН) в
Приложении 2.
Так как зубчатая пара 5, 16 установлена в полости корпуса редуктора симметрично, а шарикоподшипники 12 и 18 располагаются по кромкам внутренней полости редуктора (см. рис. 2.1), легко подсчитываются размеры а и в, необходимые при прочностном расчете тихоходного вала 19 в дальнейшем: в нашем случае имеем:
a=b= мм ,
длина между опорами: l мм
На валах редуктора устанавлива
Каждый вал редуктора устанавливается в корпусе на двух подшипниках одного типоразмера с помощью утопленных крышек, ограничивающих осевое перемещение подшипников (см. рис. 2.1) (однако установка подшипников в шевронной передаче имеет свои особенности).
Образец готового чертежа цилиндрического редуктора с необходимыми размерами, посадками, техническими требованиями и спецификация к нему представлены в Приложении 6.
Глава 3. РАСЧЕТ ВАЛОВ
3.1. Силы, действующие в зацеплении прямозубой цилиндрической зубчатой передаче
На схеме: P-окружное усилие; T-радиальное усилие
Исходные данные:
M = 174 Hм (таблица 1,5)
d =0.238 м (см. п. 1.4.4)
=
P= H
T=Ptg = H
3.2. Проверочный
расчет валов на сложное
(изгиб и кручение)
После компоновки редуктора и выбора диаметров ступеней валов производится их проверка на сложное сопротивление (изгиб и кручение).
Во всех одноступенчатых редукторах проверке подвергается тихоходный (второй) вал. Для примера ниже рассматривается порядок расчета тихоходных валов цилиндрических прямозубого, редуктора, а также конического и червячных редукторов и вала червяка.
3.2.1. Определение опорных реакций на тихоходном валу в прямозубом цилиндрическом редукторе
P = 1462 H (см. п. 3.1)
T = 532H (см. п. 3.1)
a = b = 60 мм (см. п. 2.1)
l = 120 мм
Перед определением опорных реакций все действующие силы в зацеплении переносятся на оси валов.
Реакции опор в горизонтальной плоскости
H
Реакция опор в вертикальной плоскости
H
Суммарная реакция опор
По суммарной реакции опор R и R в дальнейшем будет определятся долговечность радиально-упорных конических роликоподшипников №7306, определенных в нашем расчете . При необходимости подбирается другой подшипник этого типа.
3.2.2. Определение действующих на вал изгибающих
моментов M
T = 532 H (см.п. 3.1)
P = 1462 H (см.п. 3.1)
a = b = 60 мм = 0,06 м (см.п. 2.1)
Из п. 3.4.1
= 266 Н
= 731 Н
= 266 Н
= 731 Н
Эпюры моментов в горизонтальной плоскости
В схеме опасное сечение в т. С
В т. С
Нм
Эпюры моментов в вертикальной плоскости
В схеме опасное сечение в т. С
В т. С
Нм
Суммарные изгибающие моменты в опасном сечении (т. С)
Нм
3.2.3. Определение действующих на вал крутящих моментов M
Крутящий момент, действующий в опасном сечении (т. с) М =174 Нм (см. табл. 1.5)
3.2.4. Определение напряжений в опасном сечении вала (в т. С)
Напряжения изгиба
где: - суммарный изгибающий момент в т. С (см. выше в п. 3.2.2)
- момент сопротивления в сечении С вала с учетом шпонки:
где: - диаметр вала в т. С;
=0,05 м (см. п. 2.1 и рис. 2.1)
Примечание: Размеры шпонки и шпоночного паза зависят от диаметра вала и находятся по таблице 3.1.
Таблица 3.1
Зависимость размеров призматических шпонок от диаметра вала, в мм
Диаметр вала, d |
Ширина шпон- ки, b |
Высота шпон- ки, h |
Глубина паза На валу, t |
Длина шпонки (не менее) | |
рабочая, I |
целиком, l | ||||
15 |
5 |
5 |
3 |
16 |
21 |
20 |
6 |
6 |
3,5 |
21 |
27 |
25 |
8 |
7 |
4 |
28 |
36 |
30 |
8 |
7 |
4 |
35 |
43 |
35 |
10 |
8 |
4,5 |
41 |
51 |
40 |
12 |
8 |
5 |
46 |
58 |
45 |
14 |
9 |
5,5 |
52 |
68 |
50 |
14 |
9 |
5,5 |
59 |
73 |
60 |
18 |
11 |
7 |
70 |
88 |
70 |
20 |
12 |
7,5 |
83 |
103 |
80 |
22 |
14 |
9 |
96 |
118 |
90 |
25 |
16 |
9 |
108 |
133 |
100 |
28 |
16 |
10 |
120 |
148 |