Автор работы: Пользователь скрыл имя, 06 Марта 2013 в 22:25, курсовая работа
Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненных 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 и цепные передачи. Назначение редуктора: понижение угловой скорости и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.
Редуктор состоит из корпуса, в котором помещают элементы передачи – зубчатые колеса, валы, подшипники и другие.
В отдельных случаях в корпусе редуктора размещают также устройства для смазывания зацеплений и подшипников или устройства для охлаждения.
Введение……………………………………………………………………………3
1.Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет привода………4
2. Расчет зубчатой передачи………………………………………………………7
3. Проектный расчет валов………………………………………………………..11
4. Конструктивные размеры шестерни…………………………………………..14
5. Конструктивные размеры корпуса и крышки редуктора…………………….15
6. Подбор подшипников для валов редуктора…………………………………...16
7.Подбор муфт……………………………………………………………………..20
8. Подбор и расчет шпоночных соединений……………………………………..21
9. Проверочный расчет валов редуктора…………………………………………22
10. Выбор посадок…………………………………………………………………24
11. Смазывание зубчатых колес ………………………………………………….25
12. Сборка редуктора………………………………………………………………26
Список используемой литературы………………………………………………..27
(для вала, соединённого с электродвигателем через муфту)
где - допускаемые касательные напряжения.
Для открытой части вала принимают (20…35) МПа, для средней части вала (10…20) МПа, при этом меньшие значения принимают для быстроходных валов, большие для тихоходных.
– крутящий момент на ведущем валу редуктора, Н·м
3.1.3 Диаметр вала под уплотнение
3.1.4 Диаметр вала под подшипником
(3.3)
где t=3,5– высота заплечиков ст.46 [4].
Полученное значение увеличиваем до ближайшего большего посадочного диаметра подшипника и принимаем
3.1.5 диаметр ступени вала в которую будет упираться подшипник
(3.4)
где r=2,5 – высота заплечиков ст.46 [4].
3.1.6 Определяем диаметр вала в средней части:
, (3.5)
Принимаем стандартное значение 48 cт. 226 [2], (но не менее чем )
3.1.7 Длина выходной части вала
(3.6)
3.1.8 Длина ступени вала под уплотнение крышки с отверстием и подшипник
3.1.9 Длина средней ступени вала
,
Принимается стандартное значение, но не меньше чем (b2+20)
3.2 Расчет тихоходного вала
3.2.1 Разрабатываем эскиз тихоходного вала.
3.2.2 Определяем диаметр выходного конца вала, мм:
(3.9)
где - допускаемые касательные напряжения.
Для открытой части вала принимают (20…35) МПа, для средней части вала (10…20) МПа, при этом меньшие значения принимают для быстроходных валов, большие для тихоходных.
– крутящий момент на ведомом валу редуктора, Н·м
Полученное значение диаметра вала редуктора округляем до стандартного ст. 226 [2] и принимаем
3.2.3 Диаметр вала под уплотнение
3.2.4 Диаметр вала под подшипником
где t=… – высота заплечиков ст.46 [4].
Полученное значение увеличиваем до ближайшего большего посадочного диаметра подшипника и принимаем
3.2.5 Диаметр ступени вала в которую будет упираться подшипник
(3.12)
где r = 2,5 – высота заплечиков ст.46 [4].
3.2.6 Определяем средний диаметр вала:
, (3.13)
Принимаем стандартное значение 53 cт.226 [2], но не менее чем
3.2.7 Длина выходной части вала
3.2.8 Длина ступени вала под уплотнение крышки с отверстием и подшипник
3.2.9 Длина средней ступени вала
,
но принимается не меньше чем b2
3.2.10 Длина вала под подшипником №2
Где В- ширина кольца подшипника табл. 7.10.2 [3]
4.1 Принимаем форму шестерни
рис.1
Рисунок 1. Конструктивные размеры вал-шестерни.
da1 = 69 мм
df1=472,5мм
dср1 = 48 мм
Рисунок 2. Конструктивные размеры колеса.
Lст =1.2 b=1.6•53=84.8 мм- длина ступицы (4.1)
с = (0,15…0,35)b = 0.2•64=12.8 мм,(4.2)
dа = 261 мм.
dсм=dвал+2gсм=53+2·14.31=81.
gсм=(0,25…0,3)· dвал=0,27·53=14,31(4.4)
g =(2.4…4)m=3·3=9 – толщина венца (4.2.5)
c =(0.15…0.3)b=0.2·6=12.8≥10 – толщина диска (4.2.6)
n = 0.5m=0.5·3=1.5 – фаски венца на диаметре вершин (4.7)
Dотв=0.5(dа-4.5m-2g+ dсм)=
=0.5(261-4.5·3-2·9+81.62)=155.
dотв(0.35…0.4) (dа-4.5m-2g+ dсм)=
=54.72=55 (4.9)
Dотв и dотв округляют до целых чисел
R=5мм
5.1 Принимаем корпус с наружным расположением подшипниковых бобышек и накладными крышками подшипников.
6.2 Определим основные размеры редуктора:
5.2.1 Толщина стенки корпуса редуктора
δ = 0,025aw +1=…. Необходимо чтобы δ ≥ 8 мм.
Принемаем δ = 8 мм.
5.2.2 Толщина стенки крышки δкр = 8 мм.
5.2.3 Принимаем диаметры болтов:
5.2.4 Определяем число болтов:
Остальные конструктивные размеры получаем в процессе разработки чертежа редуктора согласно принятых ГОСТов и стандартов.
Рисунок 3. Схема сил на ведущем валу
6.1.1 Для проведения расчетов вычертим расчетную схему нагрузки вала рис.3а.
Где на схеме L – расстояние между опорами подшипников:
L= Lст+2С+В=84,8+2·10+25=129,8мм
где: Lст = 84,8 мм—длина ступицы шестерни,
С = 10 мм – расстояние между стенкой корпуса и шестерней
В= 20…30 – ширина подшипника мм,
Определяем Lk= + = мм —расстояние от середины подшипника до середины посадочного участка выходного конца вала
(6.2)
Где -- длина ступицы шкива
С7—расстояние между вращающимися и неподвижными частями (5…8)мм
=6 мм— толщина фланца крышки подшипника
S – Ширина фланца S=k+δ+6=38
C1=3…5мм
В – ширина подшипника
Определяем силы нагружающие вал
Ft =2309,25Н– окружная сила;
Fr =840,5Н– радиальная сила;
усилие от действия муфты (6.3)
6.1.2 Находим RA и RС – реакции опор в подшипниках, Н.
Рассмотрим условие равновесия сил в плоскости XOY рис. 3 б:
∑МA=0 => -AB·Ft+ AC·RCy-FмAD =0
(6.4)
∑МС=0 ВС·Ft - FмСD-RАy ·AC=0
(6.5)
Проверим правильность нахождения реакций
∑Fу=0
Fм
-
+ Ft
-
=-461,85-918+2309,25-1854,16=-
Строим эпюру изгибающих моментов рис. 3 в.
Мв= RАy ·AВ=918·0,0649=59,57825Нм
Мс= FмСD=-461,85·0,0665=-30,713Нм
6.1.3 Рассмотрим равновесие сил в плоскости XOZ рис. 3 г:
∑МA=0 => -AB·Fr+ AC·RCz =0
6.1.4 Строим эпюру изгибающих моментов рис. 3 д:
(Нм) (6.10)
6.1.5 Строим эпюру крутящих моментов рис. 3 e:
Мкр=T1=76,65 Нм
6.1.6 Определим суммарные радиальные опорные реакции:
(Н) (6.11)
(6.12)
6.1.7 Выбираем тип подшипника.
Для вала с наружным диаметром 40 мм принимаем изначально шариковый радиальный однорядный подшипник средней серии с соответствующим внутренним диаметром. Подшипник № 308 ГОСТ 8338-75.с параметрами D=90 мм, С=41 кН, С0=22,4 кН.
Для схемы подшипников
определим эквивалентную
, (6.13)
где Pr – эквивалентная динамическая радиальная нагрузка, Н;
X – коэффициент радиальной нагрузки;
kБ – коэффициент безопасности, учитывающий характер внешней нагрузки по [1] таблица 7.5.3
kБ = 1,2;
kТ – коэффициент, учитывающий влияние температуры подшипникового узла по [1] таблица (7.5.4.)
kТ =1;
RA и RС – реакции опор в подшипниках, Н.
Рассчитаем долговечность
>12000(ч) (6.14)
Требуемая долговечность подшипника обеспечивается.
6.2 Подбор подшипников тихоходного вала
6.2.1 Для проведения расчетов вычертим расчетную схему нагрузки вала рис.4 а:
Ft =840.5Н– окружная сила;
Fr =2309.25Н– радиальная сила;
Fм=0.2· Ft=0.2·840.5=168
RA и RС – реакции опор в подшипниках, Н.
6.2.2 Рассмотрим условие равновесия сил в плоскости XOY рис. 4 б:
∑МA=0 => -AB·Ft+ AC·RCy-FrAD =0
(6.16)
∑МС=0 ВС·Ft – FrСD-RАy ·AC=0
(6.17)
6.2.3 Строим эпюру изгибающих моментов рис. 4в.
Мв= -RАy ·AВ=334.18·0.0649=-21,69Нм (6.18)
Мс= -FrСD=168·0,0665=-11.17.Нм
6.2.4 Рассмотрим равновесие сил в плоскости XOZ рис. 4 г:
∑МA=0 =>
-AB·Fr+ AC·RCz =0
6.1.5 Строим эпюру изгибающих моментов рис. 4 д:
(Нм) (6.21)
6.1.5 Строим эпюру крутящих
Мкр=T2=294.43Нм
6.1.6 Определим суммарные радиальные опорные реакции:
(6.22)
(6.23)
7.Подбор муфт
Значения передаваемых крутящих моментов указаны для постоянной по значению и направлению нагрузки. Если нагрузка является переменной, значения номинального крутящего момента должны быть уменьшены в 1,4 раза. При реверсивном вращении и переменной, значения номинального крутящего момента должны быть уменьшены в 2 раза. Допускаемая окружная скорость чугунных муфт – до 35 м/с, стальных – до 70 м/с.
Радиальная несносность валов – не более 0,05мм
В редукторе для передачи крутящего момента использованы призматические шпонки со скругленными обоими концами (ГОСТ 23360-78, исполнение 1)
Для диаметра вала 53 под зубчатым колесом принимаем шпонку с параметрами b=16, h=10, L=90, t1=6.0 мм,
Проверим шпоночное соединение на прочность по напряжениям смятия:
(8.1)
где Т2 - крутящий момент, передаваемый через шпонку,
d=294.43 - диаметр вала в месте установки шпонки,
h=10 - высота шпонки,
lр =74- рабочая длина шпонки.
В свою очередь:
lР=L-b=90-16=74,
где b - ширина шпонки.
Условие выполняется—шпонка нагрузку выдержит
9. Проверочный расчет валов редуктора
Принимаем материал вала--сталь 45. Диаметр заготовки неограничен.
Для стали 45:
твердость не менее НВ200;
σв=560 МПа - предел прочности;
σ-1=250 МПа и τ-1=150 МПа - пределы выносливости при симметричном цикле изгиба и кручения.
В соответствии с эпюрами изгибающих и крутящих моментов (рис. 6.2) и наличием концентрации напряжений предположительно устанавливаем опасное сечение вала, которое подлежит проверочному расчету на усталость.