Logo GenDocs.ru

Поиск по сайту:  

Загрузка...

Двухступенчатый редуктор - файл Курсовая по ДМ.docx


Двухступенчатый редуктор
скачать (2642.8 kb.)

Доступные файлы (4):

Вал промежуточный.cdw
Колесо зубчатое.cdw
Курсовая по ДМ.docx2774kb.30.05.2011 04:28скачать
Эл. двиг и редуктор.cdw

содержание

Курсовая по ДМ.docx




Содержание

1

 1

1. Выбор электродвигателя и подготовка данных для эвм 1

 5

2. Выбор оптимального варианта компоновки редуктора 6

2.1 Работа с данными распечатки программы Reduce 6

14) 7

15)3. Конструирование валов редуктора привода 7

a.3.1. Геометрический расчет передач редуктора 9

103) 11

104)4. Выбор подшипников качения для валов редуктора 11

130) 12

131)5. конструирование основных соединений, разработка эскиза компоновки и определение основных размеров корпусных деталей. 12

a.5.1. Основные размеры корпуса 12

165) 13

166)6. кинематический анализ редуктора 13

198) 14

199)7. статическое исследование редуктора 15

a.7.1. Моменты на валах и колесах редуктора 15

a.7.2. Составляющие полного усилия в зацеплениях быстроходной и тихоходной передач 15

259) 17

260)8. расчет на прочность зубчатых передач. 17

a.8.1. Материалы, термическая и химико-термическая обработка зубчатых колес. 17

a.8.2. Допускаемые контактные напряжения. 18

a.8.3. Допускаемые напряжения изгиба. 19

a.8.4. Контактные напряжения в зацеплении передач. 21

a.8.5. Напряжения изгиба в зубьях косозубых шестерни и колеса. 21

a.8.6. Заключение о работоспособности. 22

424) 23

425)9. расчет подшипников качения редуктора. 23

a.9.1. Определение ресурса подшипников тихоходного вала редуктора. 23

a. 24

b.9.2. Определение ресурса подшипников промежуточного вала редуктора. 24

a.9.3. Определение ресурса подшипника быстроходного вала редуктора. 26

523) 27

524)10. расчет валов на прочность. 27

a.10.1. Расчет тихоходного вала на прочность. 27

a. 32

b.10.3. Расчет быстроходного вала на прочность. 32

167. 34

^ 168.11. КОНСТРУИРОВАНИЕ ОСНОВНЫХ РАЗМЕРОВ СОЕДИНЕНИЙ, РАЗРАБОТКА ЭСКИЗА КОМПОНОВКИ И ОПРЕДЕЛЕНИЕ ОСНОВНЫХ РАЗМЕРОВ КОРПУСНЫХ ДЕТАЛЕЙ. 34

a.11.1. Основные размеры корпуса. 34

a.11.2. Соединение призматическими шпонками. 34

a.11.3. Обоснование выбора конструкции крышек подшипников. 35

a.11.4.Манжетные уплотнения. 36

a. 36

b.11.5. Смазочные устройства. 36

a.11.6. Конструирование корпусных деталей и крышек. 37

a.11.7. Крепление крышки к корпусу. 38

a. 38

b.11.8. Конструирование прочих элементов редуктора. 38

a.11.9. Подбор системы смазки. 39

a.11.10. Краткое описание сборки редуктора. 40

a.11.11. Эскизы стандартных изделий. 40

284. 41

285.СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ. 41



^




1. Выбор электродвигателя и подготовка данных для эвм


Момент на колесе тихоходной передачи найдем по формуле:

Т2Т=ТТ (ηп∙ ηуп)

где Тт = 500 Нм, ηп= 0,99 - КПД подшипников ηуп= 1 - КПД уплотнений.

Т2Т=9000,99∙1=909,1

Для выбора электродвигателя необходимо найти его мощность из условия Рэд≥Р, где Рэд - мощность электродвигателя, Р - требуемая мощность привода. Найдем КПД привода по формуле

η=ηзац2∙ηп2∙ηупл∙ηм∙ηмв

где ηзац = 0,97 - КПД определяющий потери в зацеплениях зубчатых передач, ηп= 0,99 - потерив подшипниках, ηупл= 1 - потери в уплотнениях ηм= 1 - потери в муфтах, соединяющих валы электродвигателя и редуктора,ηмв= 1 - потери связанные с разбрызгиванием масла

η=0,972∙0,992=0,91

Найдем требуемую мощность Р по формуле

Р=Тт∙nт9550∙η

Р=900∙659550∙0,91=6,7 кВт

Передаточное отношение редуктора определяется по формуле

i=nэnт

где nэ= 1440 - номинальная частота вращения вала электродвигателя, nт= 65 - частота вращения тихоходного вала редуктора

i=144065=22,15

Найдем допускаемые контактные напряжения. Для передачи тихоходной ступени

[σн]т=500Т2Т400 , Мпа
[σн]т=500909,1400=754 Мпа

Для передачи быстроходной ступени

[σн]Б =0,8…0,85σнт=609 Мпа



Найдем коэффициенты относительной ширины колес редуктора по схеме 24. Для тихоходной передачи

ψbaТ=0,44Т2Т400=0,42

Для быстроходной передачи

ψbaБ=0,7…0,8ψbaТ=0,29

Эквивалентное время работы Lhe найдем по формуле

^ Lhe= μн∙Lh

Где Lh= 12000 часов, μн=0,56 для режима работы
Lhe= 12000∙0,56=6720 часов

Вычисленные данные занесем в таблицу 2

Таблица 2






ФИО

Группа

Т2ТHм

i

[σн]Б

[σн]т

ψbaТ

ψbaБ

n об/мин

Lhe

Код передачи

Код схемы редуктора


Б


Т

01

Габдуллин Р.Р

ВТТ-305Д

909,1

22,15

603

754

0,42

0,29

1440

6720

3

3

24





Габдуллин ВТТ-305 PEДУKTOP 24

MOM= 909. SIG1= 610. PSI1= .30 L1=2 CH=1440.

I= 22.15 SIG2= 760. PSI2= .42 L2=2 TE= 6720.


AW B Z1 Z2 U MOD D1 D2 X BETA

^ ПEPBAЯ CTУПEHЬ

KOC 180.0 12.4 23 94 4.09 3.00 70.77 289.23 12.839

BTOPAЯ CTУПEHЬ

KOC 180.0 49.1 19 98 5.16 3.00 58.46 301.54 12.839

ПOДШИПHИKИ I ШAPИKOBЫE PAДИAЛЬHЫE I POЛИKOBЫE KOHИЧECKИE I

KAЧEHИЯ I TИП 0000 I TИП 7000 I

BAЛ 1 I C1= 10.57 C2= 6.60 I C1= 8.55 C2= 8.72 I

BAЛ 2 I C1= 5.34 C2= 30.11 I C1= 4.53 C2= 23.17 I

BAЛ 3 I C1= 15.63 C2= 69.77 I C1= 29.87 C2= 62.58 I
AW B Z1 Z2 U MOD D1 D2 X BETA

^ ПEPBAЯ CTУПEHЬ

KOC 180.0 14.4 21 96 4.57 3.00 64.62 295.38 12.839

BTOPAЯ CTУПEHЬ

KOC 180.0 49.5 20 97 4.85 3.00 61.54 298.46 12.839

ПOДШИПHИKИ I ШAPИKOBЫE PAДИAЛЬHЫE I POЛИKOBЫE KOHИЧECKИE I

KAЧEHИЯ I TИП 0000 I TИП 7000 I

BAЛ 1 I C1= 11.00 C2= 7.32 I C1= 8.90 C2= 9.37 I

BAЛ 2 I C1= 4.77 C2= 29.56 I C1= 4.07 C2= 22.65 I

BAЛ 3 I C1= 15.78 C2= 70.49 I C1= 30.17 C2= 63.21 I
AW B Z1 Z2 U MOD D1 D2 X BETA

^ ПEPBAЯ CTУПEHЬ

KOC 170.0 19.0 18 92 5.11 3.00 55.64 284.36 13.931

BTOPAЯ CTУПEHЬ

KOC 170.0 49.6 21 89 4.24 3.00 64.91 275.09 13.931

ПOДШИПHИKИ I ШAPИKOBЫE PAДИAЛЬHЫE I POЛИKOBЫE KOHИЧECKИE I

KAЧEHИЯ I TИП 0000 I TИП 7000 I

BAЛ 1 I C1= 11.77 C2= 9.25 I C1= 9.52 C2= 11.00 I

BAЛ 2 I C1= 4.42 C2= 32.83 I C1= 3.78 C2= 24.99 I

BAЛ 3 I C1= 17.13 C2= 76.48 I C1= 32.10 C2= 68.59 I
AW B Z1 Z2 U MOD D1 D2 X BETA

^ ПEPBAЯ CTУПEHЬ

KOC 170.0 23.9 16 94 5.88 3.00 49.45 290.55 13.931

BTOPAЯ CTУПEHЬ

KOC 170.0 46.4 23 87 3.78 3.00 71.09 268.91 13.931

ПOДШИПHИKИ I ШAPИKOBЫE PAДИAЛЬHЫE I POЛИKOBЫE KOHИЧECKИE I

KAЧEHИЯ I TИП 0000 I TИП 7000 I

BAЛ 1 I C1= 12.27 C2= 10.27 I C1= 9.92 C2= 11.89 I

BAЛ 2 I C1= 3.69 C2= 32.78 I C1= 3.17 C2= 24.74 I

BAЛ 3 I C1= 17.50 C2= 78.22 I C1= 32.82 C2= 70.15 I

^





2. Выбор оптимального варианта компоновки редуктора

2.1 Работа с данными распечатки программы Reduce


Условием выбора оптимального варианта конструкции редуктора является наименьшей объем конструкции и минимальный вес, то есть Vmin и mmin. По данным компьютерной распечатки произведем выбор оптимального варианта конструкции. Объем конструкции редуктора определяется по формуле

V=A∙B∙L

где L=12(d2T+d2Б)+aw; A=d2T; B=2∙a+0.45∙aw+bТ+bБ;

a=3L+3;

  1. L= 133.0154+2.8923+1.8=4.754

  2. A=3.0154

  3. a=34.754+3=4.21

  4. B=2∙4.21+0.45∙1.8+0.124+0.491=9.84

  5. V=3.0154∙4.754∙9.84=141.06 л.

  6. L=122.9846+2.9538+1.8=4.77

  7. A=2.9846

  8. a=34.77+3=4.21

  9. B=2∙4.21+0.45∙1.8+0.144+0.495=9.87

  10. V=2.9846∙4.77∙9.87=140.52 л.

  11. L=122.7509+2.8436+1.7=4.5

  12. A=2.8436

  13. a=34.5+3=4.21

  14. B=2∙4.21+0.45∙1.7+0.239+0.464

  15. V=4.5∙2.8436∙9.87=126.3 л

  16. L=122.6891+2.9055+1.7

  17. A=2.9055

  18. a=34.5+3=4.21

  19. B=2∙4.21+0.45∙1.7+0.239+0.464=9.8

  20. V=4.5∙2.9055∙9.8=128.1







  21. 

  22. Массу заготовок для зубчатых колес, характеризующую затраты на материалы, найдем по формуле

  23. m=γπ4(b2T2∙bT+b2Б2∙bБ)

  24. Где γπ4 - коэффициент пропорциональности для стальных зубчатых колес примем равным 6,12∙10-6 кг/мм3. Рассчитаем массу для каждого варианта строения редуктора

  1. m=6.123.01542∙0.491+2.89232∙0.124=33.66 кг

  2. m=6.122.98462∙0.495+2.95382∙0.144=34.7 кг

  3. m=6,122.75092∙0.496+2.84362∙0.19=32.37 кг

  4. m=6.122.68912∙0.464+2.90552∙0.236=32.74 кг

  5. Диаграмма, показывающая изменение массы и объема в зависимости рассматриваемого варианта представлена на рис.2

  6. Рис. 2.



  7. При выборе варианта предпочтение отдаем минимальной массе конструкции редуктора. Выбираем 3 вариант и все дальнейшие расчеты будем производить по нему.










  8. ^

    

  9. 3. Конструирование валов редуктора привода


  10. Учитывая, что момент на колесе тихоходной передачи Т2Т=909,1 Нм, определим диаметры и длины участков валов

  11. Т1=Т2ТuБ∙uТ∙ηзац2∙ηп2=909,15,11∙4,24∙0,972∙0,992=45 Нм

  12. Т2б=uб∙Т1б∙nзац2=111.5 Нм

  13. Для быстроходного вала:

  14. -основной диаметр

  15. dБ=8,5…9,53Т1=8,5…9,5345=(30…34) мм

  16. -диаметр цапфы вала под подшипником

  17. dпБ=d+2∙tцик=33+2∙3,5=40 мм

  18. - длина посадочного участка быстроходного вала

  19. LМБ=1,5∙d=1.5∙33=49.5 мм

  20. - длина промежуточного участка быстроходного вала

  21. LКБ=1…1,4dП=(40…56) мм

  22. - наружная резьба хвостовика вала имеет диаметр

  23. dP=0,9d-0.1∙LМБ=0.933-0.1∙49.5=25 мм

  24. - длина резьбового участка

  25. LP=1,0…1,2∙dP=25 мм

  26. Для промежуточного вала:

  27. - основной диаметр

  28. dк=7∙3Т2=7∙3111.5=30 мм

  29. - диаметр цапфы вала под подшипником

  30. dп=d+3∙r=30+3∙2,5=40 мм

  31. - диаметр буртика для упора кольца подшипника

  32. dБП=46 мм

  33. dБК=37 мм

  34. Для тихоходного вала

  35. - основной диаметр

  36. dТ=5…63Т2Т=5…63909,1=(48…58) мм

  37. - диаметр цапфы вала под подшипником

  38. dпТ=d+2∙tцик=56+2∙4,5=65 мм

  39. - длина посадочного участка тихоходного вала

  40. 

  41. LМТ=1,5∙d=1.5∙56=84 мм

  42. - длина промежуточного участка тихоходного вала

  43. LКТ=0,8…1,2dП=(52…78) мм

  44. - наружная резьба хвостовика вала имеет диаметр

  45. dP=0,9d-0.1∙LМБ=0.956-0.1∙84=4284 мм

  46. - длина резьбового участка

  47. LP=1,0…1,2∙dP=43 мм

  48. - диаметр внутренней резьбы

  49. dP=0.6∙d=0.6∙56=33.6 мм
    1. ^

      3.1. Геометрический расчет передач редуктора


  50. Для быстроходной передачи

  51. - делительный диаметр

  52. d1=m∙z1cosβ=3∙18cos13.931=56 мм

  53. d2=m∙z2cosβ=3∙92cos13.931=286 мм

  • диаметр вершин

  1. da1=d1+m2∙ha*+2∙X1=56+6=62 мм

  2. da2=d2+m2∙ha*+2∙X2=286+6=292 мм

  • диаметр впадин

  1. df1=d1-m2∙ha*+2∙c*-2∙X1=56-7.5=48.5 мм

  2. df2=d2-m2∙ha*+2∙c*-2∙X1=286-7.5=278.5 мм

  • начальный диаметр

  1. dw1=2∙awz1+z2∙z1=55.63 мм

  2. dw2=2∙awz1+z2∙z2=284.36 мм

  3. Для тихоходной передачи

  4. d1=m∙z1cosβ=3∙21cos13.931=65 мм

  5. d2=m∙z2cosβ=3∙89cos13.931=277 мм

  • диаметр вершин

  1. da1=d1+m2∙ha*+2∙X1=65+6=71мм

  2. da2=d2+m2∙ha*+2∙X2=277+6=283 мм

  • диаметр впадин

  1. 

  2. df1=d1-m2∙ha*+2∙c*-2∙X1=65-7.5=57.5 мм

  3. df2=d2-m2∙ha*+2∙c*-2∙X1=277-7.5=269.5 мм

  • начальный диаметр

  1. dw1=2∙awz1+z2∙z1=65 мм

  2. dw2=2∙awz1+z2∙z2=275 мм






















































  3. ^

    

  4. 4. Выбор подшипников качения для валов редуктора


  5. Подшипники качения значительной степени определяют ресурс редуктора, поскольку ре

  6. сурс подшипников ограничен, тогда, как ресурс зубчатых передач может быть неограниченна большим.

  7. Из экономических соображений и из особенностей технологии сборки предпочтительно применение шариковых однорядных подшипников легкой серии ГОСТ 8338-75. В случае, если на других этапах проектирования выяснится их недостаточная грузоподъемность, можно приме

  8. нить подшипники других типов.

  9. Подбор подшипников осуществляется по диаметру Внутреннего кольца, соответствующая принятому ранее диаметру dn. Необходимо по таблицам каталога определить характеристики подшипников - динамическую грузоподъемность С, статическую грузоподъемность С0, размеры подшипника - d, D и Ьп, так же другие параметры.

  10. Для опор быстроходного и промежуточного Вала Выберем подшипники шариковые радиаль

  11. ные однорядные особолегкой серии (ГОСТ 8338-75) 108, с D=68, В=15, г=1,5, 016,8 кН, С0 - 9,3 кН.

  12. Для опор тихоходного Вала Выберем подшипники шариковые радиальные однорядные легкой серии (ГОСТ 8338-75) 210, с 0=90, В=20, г=2, С=35,1 кН, С0 = 19,8 кН.

  13. Для подшипников тихоходного вала выполняется условие

  14. С>[С],

  15. где [С] - требуемая динамическая грузоподъемность, содержащаяся в распечатке.

  16. для подобраных подшипников и рассчитанных валов и корпуса произведем компоновку


























  17. ^

    

  18. 5. конструирование основных соединений, разработка эскиза компоновки и определение основных размеров корпусных деталей.

    1. 5.1. Основные размеры корпуса


  19. Основные размеры, определяющие внешнее очертание корпуса находят в функции толщины стенки, вычисляемой по формуле: δ=1.8∙4T≥6 примем δ=6

  20. f=2…2.5δ=12

  21. k=0.8…0.2D≥18

  22. b=0.25…0.4δ=1.5

  23. d=1.253T=11

  24. df=1.25d=13.75






















































  25. ^

    

  26. 6. кинематический анализ редуктора


  27. Найдем частоту вращения быстроходного вала:

  28. n1=n1б=1440 об/мин

  29. Частота вращения промежуточного вала:

  30. n2б= n1т=n1бuб=14405.11=281.8 об/мин

  31. Частота вращения тихоходного вала:

  32. n2т=n1тuт=281.84.24=66.5 об/мин

  33. Окружная сила в зацеплении быстроходной передачи:

  34. V1б=π∙dw1б∙n16∙104=4.9 м/с

  35. V1т=π∙dw1т∙n1т6∙104=4 м/с








  36. 

  37. ^

    7. статическое исследование редуктора


  38. Целью статического исследование является определение вращающих моментов на валах и колесах редуктора и значений составляющих полных усилий и зацеплениях для каждой передачи.
    1. ^

      7.1. Моменты на валах и колесах редуктора


  39. Момент на шестерне полушеврона быстроходной передачи и на хвостовике быстроходного вала:

  40. Т1=Т2ТuБ∙uТ∙ηзац2∙ηп2=909,15,11∙4,24∙0,972∙0,992=45 Нм

  41. Момент на колесе полушеврона быстроходной передачи:

  42. Т2б=uб∙Т1б∙nзац2=111.5 Нм

  43. Момент на шестерне тихоходной передачи редуктора:

  44. Т1т=2∙Т2бnn=225.25 Нм
    1. ^

      7.2. Составляющие полного усилия в зацеплениях быстроходной и тихоходной передач




  45. Окружная сила на шестерне быстроходной передачи:

  46. Ft1б=2T1б∙103dw1б=1384.62 Нм

  47. Радиальная сила на шестерне быстроходной передачи:

  48. Fr1б=F1б∙tgαwcosβ=3216 Нм

  49. Осевая сила на шестерне быстроходной передачи:

  50. Fa1б=Ft1б∙tgβ=381.13 Нм

  51. Усилия, действующие на колесо быстроходной передачи:

  52. Ft2б=Ft1б∙nзац=1356.9 Нм

  53. Fr2б=Fr1б∙nзац=3151.7 Нм

  54. Fa2б=Fa1б∙nзац=373.5 Нм

  55. Окружная, радиальная и осевая сила на шестерне тихоходной передачи:

  56. Ft1т=2T1т∙103dw1т=1638.18 Нм

  57. Fr1т=F1т∙tgαwcosβ=3805.7 Нм

  58. Fa1т=Ft1т∙tgβ=458 Нм

  59. Усилия, действующие на колеса тихоходной передачи:

  60. 

  61. Ft2т=Ft1т∙nзац=1605.4 Нм

  62. Fr2т=Fr1т∙nзац=3729.6 Нм

  63. Fa2т=Fa1т∙nзац=448.8 Нм








  64. 

  65. ^

    8. расчет на прочность зубчатых передач.

    1. 8.1. Материалы, термическая и химико-термическая обработка зубчатых колес.


  66. Практикой эксплуатации и специальными исследованиями установлено, что нагрузка, допускаемая при контактной прочности зубьев, определяется в основном твердостью материала. Высокую твердость в сочетании с другими характеристиками, а следовательно, малые габариты и массу передачи можно получить при изготовлении зубчатых передач из сталей, подвергнутых термообработке.



    1. Быстроходная степень





    1. Шестерня

    1. HB

    1. HBcp

    1. σн

    1. σF



    1. 260…300



    1. 260



    1. 487



    1. 288



    1. Колесо



    1. 230…260



    1. 230



    1. 487



    1. 252

    1. Тихоходная ступень

    1. Шестерня



    1. 260….280



    1. 260



    1. 478.8



    1. 277.7

    1. Колесо



    1. 230…260



    1. 230



    1. 478.8



    1. 252


    1. ^

      8.2. Допускаемые контактные напряжения.


  67. Допускаемые контактные напряжения рассчитываем по формуле:

  68. σH=0.5∙(σH1+σH2)≥1.25[σHmin]

  69. Где σH1 – допускаемые контактные напряжения для шестерни тихоходной ступени.

  70. σH2 – допускаемые контактные напряжения для колеса тихоходной ступени.

  71. Допускаемые контактные напряжения для шестерни σH1 или для колеса σH2 (индекс 2 указан в скобках)

  72. σH22=σH01SH1∙ZN1

  73. Где SH1- коэффициент безопасности SH=1.1

  74. σH0- предел контактной выносливости

  75. Рассчитаем пределы выносливости для шестерни и колеса [3]:

  76. σH01=2∙HB+70=2∙260+70=590 МПа

  77. 

  78. σH02=2∙HB+70=2∙230+70=530 МПа

  79. Коэффициенты долговечности определим по формуле:

  80. ZN12=6NH012NHE12

  81. Где NH0 – базовое число циклов нагружения

  82. NHE – циклическая долговечность

  83. Найдем базовое число циклов нагружения по формуле:

  84. NH012=30∙HB2.4≤12∙107

  85. NH01=30∙2602.4=1.87∙107

  86. NH02=30∙2302.4=1.4∙107

  87. NHE – эквивалентное число циклов, соответствующее

  88. NHE=NH∙KHE=60∙nw∙n∙Lh∙μH

  89. Где nw – число зацеплений, в которое входит шестерня или колесо за один оборот, равно 1

  90. n – соответствующая частота вращения

  91. Lh=12000 - ресурс привода

  92. μH=0.56

  93. NHE1=60∙1∙281.8∙12000∙0.56=11.3∙107

  94. NHE2=60∙1∙68.5∙12000∙0.56=2.76∙107

  95. Допускаемые контактные напряжения на колесе и на шестерне:


  96. σH1=5901.1∙1.04=557.8 МПа

  97. σH2=5301.1∙2=963.6 МПа





  98. Допускаемое контактное напряжение:

  99. σH=0.5∙(557.8+963.6)=760 МПа
    1. ^

      8.3. Допускаемые напряжения изгиба.


  100. Допускаемые напряжения изгиба определяются для шестерни σF1 и колеса σF2 отдельно по формуле:

  101. σF1=σF0SF∙YN∙YR∙YA

  102. 

  103. Где σF0 – предел изгибной выносливости

  104. SF=1.75 – коэффициент безопасности

  105. YN=NF0NFH – коэффициент, учитывающий срок службы передачи и переменность режима нагружения



  106. YA=1 - коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки

  107. Эквивалентное число циклов найдем по формуле:

  108. NFE=NH∙μF=60∙nw∙n∙Lh∙μF

  109. Где nw – число зацеплений, в которое входит шестерня или колесо за один оборот

  110. n – соответствующая частота вращения (68.5 об/мин)

  111. Lh=12000 – ресурс привода

  112. μF=0.56

  113. Вычислим эквивалентное число циклов:

  114. NFE1=60∙1∙281.8∙12000∙0.56=11.3∙107

  115. NFE2=60∙1∙68.5∙12000∙0.56=2.76∙107

  116. Вычислим коэффициент, учитывающий срок службы передачи и переменности режима нагружения:

  117. YN1=64∙10611.3∙107=0.86

  118. YN2=64∙1062.76∙107=1.06

  119. Вычислим предел изгибной выносливости:

  120. σF01=1.8∙HB=1.8∙260=468 МПа



  121. σF02=1.8∙HB=1.8∙230=414 МПа



  122. Допускаемые напряжения изгиба определяются для шестерни σF1 и колеса σF2

  123. σF1=4681.75∙1∙1∙1=267.4 МПа

  124. σF2=4141.75∙1.06∙1∙1=250.4 МПа
    1. ^

      8.4. Контактные напряжения в зацеплении передач.


  125. Контактное напряжение в зацеплении определяется по формуле, используемое для прямозубой и косозубой передач, в нашем случае передача косозубая:

  126. 

  127. σH=1.18∙ZHβ∙Eпр∙Т1∙103∙КНdw12∙bw∙sin⁡(2αw)∙(u±1u)

  128. Eпр=0.215∙106- Приведенный модуль упругости

  129. Т1 – момент на шестерни передач

  130. dw1б=55 мм, dw1т=65 мм- начальный диаметр шестерни

  131. bwб=19 мм,bwт=50мм – ширина зубчатого венца колеса

  132. αw=20° - угол зацепления

  133. uт=5.11 uб=4,24 – передаточное отношение

  134. Коэффициент нагрузки Кн представляется в виде:

  135. Кн=Кнα∙Кнβ∙Кнv

  136. Кнт=1.10∙1.2∙1.5=2

  137. Кнб=1.10∙1.05∙1.06=1.2



  138. ZHβт=1.1cos213.9311.71=0.78

  139. ZHβб=1.1cos213.9311.65=0.79



  140. σHт=1.18∙0.78∙0.215∙106∙235.86∙103∙2652∙50∙sin2∙20∙4.24-14.24=611.6 МПа



  141. σHб=1.18∙0.79∙0.215∙106∙63.2∙103∙2552∙50∙sin2∙20∙5.11-15.11=385.6 МПа
    1. ^

      8.5. Напряжения изгиба в зубьях косозубых шестерни и колеса.


  142. Напряжения изгиба в основании зубьев косозубых колес определяется по формулам:

  143. - для шестерни:

  144. σF1=YF1∙ZFβ∙F1∙KFbw∙m

  145. ZFβ=KFα∙Yβεα – коэффициент

  146. Где KFα – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями

  147. Yβ – учитывает работу зуба как пластины и определяется равенством:

  148. Yβ=1-β°140°

  149. - для колеса

  150. σF2=σF1∙YF2YF1

  151. YF1=4; YF2=3.75

  152. Yβ=1-13.931°140°=0.9

  153. ZFβ=1.3∙0.91.71=0.68

  154. σF1=4∙0.68∙3898.2∙1.0365.4∙3=65.86 МПа

  155. σF2=65.8∙34=62.75 МПа
    1. ^

      8.6. Заключение о работоспособности.


  156. Передача считается работоспособной, если выполняется условия:

  157. Быстроходная ступень

  • Контактная выносливость поверхностей зубьев

  1. σH≤[σH]

  2. 385.6≤[557.8]

  • Изгибная выносливость зубьев колеса

  1. σF2≤[σF2]

  2. 62.7≤[250.4]

  3. Тихоходная ступень

  • Контактная выносливость поверхностей зубьев

  1. σH≤[σH]

  2. 611.6≤[963.6]

  • Изгибная выносливость зубьев колеса

  1. σF1≤[σF1]

  2. 65.86≤[226.3]












  3. ^

    

  4. 9. расчет подшипников качения редуктора.

    1. 9.1. Определение ресурса подшипников тихоходного вала редуктора.


  5. Расчетная схема промежуточного вала рассматривается в двух взаимно перпендикулярных плоскостях – плоскостей XY и XZ и представлена на рисунке



  6. - диаметр начальных окружностей

  7. d1=m∙z1=3∙21=63

  8. Определим силы, действующие в зацеплении:

  9. - окружную силу

  10. Ft1=-Ft1=2∙T1d1=2∙225.25∙10365=6930.8 Н

  11. - радиальную силу

  12. Fr1=-Fr1= Ft1∙tgα=6930.8∙tg20=15505.3 Н

  13. - осевую силу

  14. Fa1=-Fa1= Ft1∙tgβ=6930.8∙tg13.931=33139.7 Н

  15. Определим реакции, возникающие в подшипниках от усилий в плоскости ОУХ:

  16. Ra1=Rb1=ΣFt2=-Ft1Б2=-6930.82=-3465.4 Н

  17. Определим реакции, возникающие в подшипниках от усилий в плоскости OXZ:

  18. Ra2=Rb2=ΣFr2=-Fr1Б2=-15505.32=-7752.65 Н

  19. Реакции в подшипниках от усилий:

  20. 

  21. Ra=Rb=Ra12+Ra22=(-3465.4)2+(-7752.65)2=8491.9 Н

  22. Определим эквивалентную нагрузку, действующую на подшипник:
    P=X∙V∙Ra∙kσ∙km

  23. где X=1 – коэффициент радиальной нагрузки

  24. V=1 – коэффициент вращения



  25. kσ=1.3…1.5 – коэффициент безопасности, учитывающий характер нагрузки

  26. km=1 – температурный коэффициент

  27. Получим:

  28. P=1∙1∙8.4919∙1.4∙1=11.8 кН

  29. Определим долговечность работы по формуле:

  30. L=a1∙a2∙(Cp)p∙(10660∙n)

  31. Где C=29.6 кН – паспортная динамическая грузоподъемность;

  32. p=11.8 кН – эквивалентная нагрузка;

  33. p=3 – для шариковых подшипников

  34. a1=1 – коэффициент надежности

  35. a2=1 – обобщенный коэффициент совместного влияния качества металла и условий эксплуатации

  36. Получим:

  37. L=1∙1∙29.611.83∙10660∙281.8=7287.18 ч

  38. Lhe=Lh∙μ=12000∙0.56=6720 ч

  39. Необходимо соблюдение условий:

  40. L>Lhe
    1. ^

      

    2. 9.2. Определение ресурса подшипников промежуточного вала редуктора.


  41. Расчетная схема промежуточного вала рассматривается в двух взаимно перпендикулярных плоскостях – плоскостей ХУ и XZ и представлена на рисунке.

  42. Определим реакции, возникающие в подшипниках от усилий в плоскости ОУХ:

  43. Ra1=Rb1=ΣFt2=Ft2б+Ft1т2=1356.9+1638.182=1497.5 Н

  44. Определим реакции, возникающие в подшипниках от усилий в плоскости OXZ:

  45. Ra2=Rb2=ΣFr2=Fr2б+Fr1т2=3151.7+3805.72=3478.7 Н

  46. Реакции в подшипниках от усилий:

  47. Ra=Rb=Ra12+Ra22=1.49752+3.47872=3787.3 Н

  48. Определим эквивалентную нагрузку, действующую на подшипник:
    P=X∙V∙Ra∙kσ∙km

  49. где X=1 – коэффициент радиальной нагрузки

  50. V=1 – коэффициент вращения



  51. kσ=1.3…1.5 – коэффициент безопасности, учитывающий характер нагрузки

  52. km=1 – температурный коэффициент

  53. 

  54. Получим:

  55. P=1∙1∙3.7873∙1.4∙1=5.3 кН

  56. Определим долговечность работы по формуле:

  57. L=a1∙a2∙(Cp)p∙(10660∙n)

  58. Где C=29.6 кН – паспортная динамическая грузоподъемность;

  59. p=5.3 кН – эквивалентная нагрузка;

  60. p=3 – для шариковых подшипников

  61. a1=1 – коэффициент надежности

  62. a2=1 – обобщенный коэффициент совместного влияния качества металла и условий эксплуатации

  63. Получим:

  64. L=1∙1∙29.65.33∙10660∙66.5=12287.18 ч

  65. Lhe=Lh∙μ=12000∙0.56=6720 ч

  66. Необходимо соблюдение условий:

  67. L>Lhe
    1. ^

      9.3. Определение ресурса подшипника быстроходного вала редуктора.


  68. Расчетная схема промежуточного вала рассматривается в двух взаимно перпендикулярных плоскостях – плоскостей XY и XZ и представлена на рисунке.



  69. 

  70. Определим реакции, возникающие в подшипниках от усилий в плоскости ОУХ:

  71. Ra1=Rb1=ΣFt2=Ft1б2=1384.622=692.3 Н

  72. Определим реакции, возникающие в подшипниках от усилий в плоскости OXZ:

  73. Ra2=Rb2=ΣFr2=Fr1б2=32162=1608 Н

  74. Реакции в подшипниках от усилий:

  75. Ra=Rb=Ra12+Ra22=0.69232+1.6082=1750.7 Н

  76. Определим эквивалентную нагрузку, действующую на подшипник:
    P=X∙V∙Ra∙kσ∙km

  77. где X=1 – коэффициент радиальной нагрузки

  78. V=1 – коэффициент вращения



  79. kσ=1.3…1.5 – коэффициент безопасности, учитывающий характер нагрузки

  80. km=1 – температурный коэффициент

  81. Получим:

  82. P=1∙1∙1.7507∙1.4∙1=2.4509 кН

  83. Определим долговечность работы по формуле:

  84. L=a1∙a2∙(Cp)p∙(10660∙n)

  85. Где C=29.6 кН – паспортная динамическая грузоподъемность;

  86. p=2.4509 кН – эквивалентная нагрузка;

  87. p=3 – для шариковых подшипников

  88. a1=1 – коэффициент надежности

  89. a2=1 – обобщенный коэффициент совместного влияния качества металла и условий эксплуатации

  90. Получим:

  91. L=1∙1∙29.62.45093∙10660∙1440=6887.18 ч

  92. Lhe=Lh∙μ=12000∙0.56=6720 ч

  93. Необходимо соблюдение условий:

  94. L>Lhe




  95. ^

    

  96. 10. расчет валов на прочность.

    1. 10.1. Расчет тихоходного вала на прочность.


  97. Определим расстояние между сечениями вала:

  98. с=54

  99. e=38

  100. Построим эпюры изгибающих моментов в вертикальной плоскости

  1. Mx=Ra2∙z

  2. M0=Ra2∙0=0

  3. Ma=Ra2∙a=-3773.76∙0.054=-204.16 Нм



  4. В силу симметричности нагрузок с обратной стороны действует аналогичные силы. Построим эпюры изгибающих моментов в горизонтальной плоскости.

  5. My=Ra2∙y

  6. M0=Ra2∙0=0

  7. Ma=Ra2∙a=-1373.76∙0.054=-74.17 Нм

  8. В силу симметричности нагрузок с обратной стороны действует аналогичные силы. Найдем суммарный изгибающий момнет

  9. MΣ=My2+Mz2

  10. M0=0

  11. M0.054=(-204.16)2+(-74.17)2=217.22 Нм

  12. Максимальный изгибающий момент MΣ=217.22 Нм

  13. Построим эпюру крутящего момента от силы:

  14. Запас прочности рассчитываем по формуле:

  15. S=Sσ∙SτSσ2∙Sτ2

  16. Sσ=σ-1kσ∙σaεσ∙β+ψσ∙σT

  17. Где kσ= 2.5 – эффективный коэффициент концентраций напряжений при изгибе;

  18. εσ= 0.72 – масштабный фактор;

  19. β= 1 – фактор шероховатости поверхности;

  20. ψσ = 0.15 – коэффициент, корректирующий влияние постоянной цикла напряжений на сопротивление усталости;

  21. 

  22. Sσ=4002,5∙17.080.72∙1+0.15∙580=3.02;

  23. Sτ=τ-1kτ∙τaετ∙β+ψτ∙τM

  24. kτ = 1.8 - эффективный коэффициент концентраций напряжений при изгибе;

  25. ετ= 0.72 – масштабный фактор;

  26. β= 1 – фактор шероховатости поверхности;

  27. ψτ = 0.1 – коэффициент, корректирующий влияние постоянной цикла напряжений на сопротивление усталости;

  28. Sτ=2001.8∙5.480.72∙1+0.1∙2.01=38.27

  29. S=3.02∙38.273.022+38.272=3.01

  30. Условие прочности соблюдается если S>S=1,5

  31. Проверим статическую прочность при перегрузках:

  32. σэкв=σи2+3∙τ2 <[σ], где

  33. σи=2∙М0,1∙d3= 2∙217.22∙1030,1∙53.693=26.01 МПа;

  34. τ=Т2∙d3=274.06∙1032∙53.693=4 Мпа

  35. σ=0.8∙σТ=0,8∙720=464 Мпа

  36. σэкв=13,532+3∙10.532=26.92Мпа

  37. σэкв <[σ]: 26.92 МПа< 464 МПа.



















  38. 









  39. 

  40. 10.2. Расчет промежуточного вала на прочность.

  41. Определим расстояние между сечениями вала:

  42. с= 54 мм;

  43. е = 38 мм.

  44. M(Fa2Б)1=Fa2Б∙dw2Б2∙103=521,8∙213,432∙103=55,68 Нм

  45. M(Fa1Т)2=Fa1Т∙dw1Т2∙103=1766,43∙64,292∙103=56,78 Нм

  46. Построим эпюры изгибающих моментов в вертикальной плоскости (рис.10):

  47. 1. Mx=Rb1∙z;при 0<x<e

  48. M0=Rb1∙0=0

  49. Mс=Rb1∙e=4752∙0,038=180,58 Нм



  50. 2. Mx=MFa2Б+Rb1∙е+x-Ft2Б∙x при е<x<(е+b)

  51. . M0=MFa2Б+Rb1∙е=55,68+4752∙0,038=236,26 Нм

  52. . Mb=MFa2Б+Rb1∙е+b-Ft2Б∙b=55,68+4752∙0,038+0,112+2167,4∙0,112=236,26 Нм



  53. 3. Mx=Rb1∙z;при 0<x<e

  54. M0=Rb1∙0=0

  55. Mс=Rb1∙e=4752∙0,038=180,58 Нм

  56. Построим эпюры изгибающих моментов в горизонтальной плоскости (рис.10)

  1. .My=Rа2∙y;при 0<y<е

  1. M0=Rа2∙0=0

  2. Mc=Rа2∙е=3557∙0,038=135,166 Нм;



  3. 2. My=Rа2∙е+y-Fr2Б∙y; при е<y<(е+b)

  4. M0=Rа2∙е=135,166 Нм

  5. Mb=Rа2∙е+b-Fr2Б∙b=3557∙0,038+0,112+811,4∙0,112=624,43 Нм.

  6. Найдем суммарный изгибающий момент:

  7. M=My2+Mz2;

  8. M0=0;

  9. M(е)Ʃ1=M(е)12+M(е)22=180,582+135,1662=225,56 Hм

  10. 

  11. M(b)Ʃ2=M(e+b)12+M(e+b)22=236,262+135,172=272,2 Hм

  12. Максимальный изгибающий момент MƩ=272,2 Нм;

  13. Крутящий момент Т=117,68 Нм;

  14. Примем, что нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу (σа=σmax=σM=0), а касательные напряжения – по пульсирующему циклу (Та=Тм=0,5∙Т). Материал вала - сталь 45 σТ=580 МПа, σв=850 МПа, σ-1=400 МПа,Т-1=200 МПа.

  15. Опасным сечением является сечение, где находится максимальный момент на валу - MƩ=272,2 Нм;

  16. Та=Тм=0,5∙Т=0,5∙Т0,2∙d3=0,5∙117,68∙103/0,2∙353=6,86 МПа .

  17. σa=М0,1∙d3=272,2∙1030,1∙353=63,61 МПа.

  18. Запас прочности рассчитываем по формуле:

  19. S=Sσ∙SτSσ2∙Sτ2

  20. Sσ=σ-1kσ∙σaεσ∙β+ψσ∙σT

  21. Где kσ= 2,5 – эффективный коэффициент концентраций напряжений при изгибе;

  22. εσ= 0,72 – масштабный фактор;

  23. β= 1 – фактор шероховатости поверхности;

  24. ψσ = 0,15 – коэффициент, корректирующий влияние постоянной цикла напряжений на сопротивление усталости;

  25. Sσ=4002,5∙63,480,72∙1+0,15∙580=2,32;

  26. Sτ=τ-1kτ∙τaετ∙β+ψτ∙τM

  27. kτ = 1,8 - эффективный коэффициент концентраций напряжений при изгибе;

  28. ετ= 0,72 – масштабный фактор;

  29. β= 1 – фактор шероховатости поверхности;

  30. ψτ = 0,1 – коэффициент, корректирующий влияние постоянной цикла напряжений на сопротивление усталости;

  31. Sτ=2001,8∙6,860,72∙1+0,1∙6,86=30,94

  32. 

  33. S=3,32∙30,943,322∙30,942=31,31

  34. Условие прочности соблюдается если S>S=1,5

  35. Проверим статическую прочность при перегрузках:

  36. σэкв=σи2+3∙τ2 <[σ], где

  37. σи=2∙М0,1∙d3=2∙272,2∙1030,1∙353 =126,23 МПа;

  38. τ=Т2∙d3=117,68∙1030,2∙353=13,72 Мпа

  39. σ=0,8∙σТ=0,8∙580=464 Мпа

  40. σэкв=126,232+3∙13,722=128,45 Мпа

  41. σэкв <[σ]: 128,45 МПа< 464 МПа.

  42. 


    1. ^

      

    2. 10.3. Расчет быстроходного вала на прочность.


  43. Построим эпюры изгибающих моментов в вертикальной плоскости (рис.9):

  44. 1. Mx=Ra1∙z;при 0<x<0,038

  45. M0=Ra1∙0=0

  46. Ma=Ra1∙a=268,96∙0,38=10.22 Нм

  47. В силу симметричности нагрузок с обратной стороны действует аналогичные силы.

  48. Построим эпюры изгибающих моментов в горизонтальной плоскости.

  49. 1.Mх=Ra2∙z;при 0<y<0,038

  50. M0=Ra2∙0=0

  51. Ma=Ra2∙a=418,25∙0,038=15,89 Нм;

  52. В силу симметричности нагрузок с обратной стороны действует аналогичные силы.

  53. Найдем суммарный изгибающий момент:

  54. M=My2+Mz2;

  55. M0=0;

  56. M(0,035)Ʃ1=10,22+15,892=18,89 Hм

  57. Максимальный изгибающий момент MƩ=18,89 Нм;

  58. Крутящий момент Т=63,7 Нм;

  59. Примем, что нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу (σа=σmax=σM=0), а касательные напряжения – по пульсирующему циклу (Та=Тм=0,5∙Т). Материал вала - сталь 45 σТ=580 МПа, σв=850 МПа, σ-1=0,4…0,5,σв=0,4…0,5*850=340…425=400 МПа,Т-1=0,2…0,3 σв=0,2…0,3*850=170…255=200 МПа, .

  60. Опасным сечением является сечение, где находится максимальный момент на валу - MƩ=18,89 Нм;

  61. Та=Тм=0,5∙Т=0,5∙Т0,2∙d3=0,5∙61,319∙103/0,2∙503=1,06 МПа .

  62. σв=М0,1∙d3=18,890,1∙503=1,56 МПа.

  63. Запас прочности рассчитываем по формуле:

  64. S=Sσ∙SτSσ2∙Sτ2

  65. Sσ=σ-1kσ∙σaεσ∙β+ψσ∙σT

  66. Где kσ= 2,5 – эффективный коэффициент концентраций напряжений при изгибе;

  67. 

  68. εσ= 0,72 – масштабный фактор;

  69. β= 1 – фактор шероховатости поверхности;

  70. ψσ = 0,15 – коэффициент, корректирующий влияние постоянной цикла напряжений на сопротивление усталости;

  71. Sσ=4002,5∙1,560,72∙1+0,15∙580=3,92;

  72. Sτ=τ-1kτ∙τaετ∙β+ψτ∙τM

  73. kτ = 1,8 - эффективный коэффициент концентраций напряжений при изгибе;

  74. ετ= 0,72 – масштабный фактор;

  75. β= 1 – фактор шероховатости поверхности;

  76. ψτ = 0,1 – коэффициент, корректирующий влияние постоянной цикла напряжений на сопротивление усталости;

  77. Sτ=2001,8∙1,060,72∙1+0,1∙1,06=72,6

  78. S=3,92∙72,63,922∙72,62=3,91

  79. Условие прочности соблюдается если S>S=1,5

  80. Проверим статическую прочность при перегрузках:

  81. σэкв=σи2+3∙τ2 <[σ], где

  82. σи=2∙М0,1∙d3= 2∙18,89∙1030,1∙503=8,61 МПа;

  83. τ=Т0,2∙d3=63,7∙1030,2∙503=2,12 Мпа

  84. σ=0,8∙σТ=0,8∙580=464 Мпа

  85. σэкв=8,612+3∙2,12=9,36 Мпа

  86. σэкв <[σ]: 9,36 МПа< 464 МПа.





  87. 






  88. ^

    

  89. 11. КОНСТРУИРОВАНИЕ ОСНОВНЫХ РАЗМЕРОВ СОЕДИНЕНИЙ, РАЗРАБОТКА ЭСКИЗА КОМПОНОВКИ И ОПРЕДЕЛЕНИЕ ОСНОВНЫХ РАЗМЕРОВ КОРПУСНЫХ ДЕТАЛЕЙ.

    1. 11.1. Основные размеры корпуса.


  90. Основные размеры, определяющие внешнее очертание корпуса находят в функции толщины стенки, вычисляемой по формуле: δ=1,84Т≥6 примем δ=6.

  91. f=2…2,5δ=12

  92. k=0,8…0,2DH≥1,8

  93. b=0,25…0,4δ=1,5

  94. d=1,253T =11

  95. df=1,25d=13,75
    1. ^

      11.2. Соединение призматическими шпонками.


  96. Подбор шпонок производится по таблицам стандартов в функции диаметра d, определяющего ширину шпонки b и высоту h. Принимая величину допускаемых напряжений смятия σсм=80…120 МПа, определяют рабочую длину шпонки (мм) по формулу:

  97. lp=4∙T∙103d∙h∙[σсм]

  98. Полная длина шпонки первого исполнения (со скругленными торцами)

  99. l=lp+b

  100. Для колеса тихоходной ступени и диаметром вала d=54 мм выбираем призматическую шпонку, имеющую размеры

  101. b=14 мм, h=9 мм.

  102. Длину шпонки найдем из условия прочности для призматических шпонок

  103. σсм=4∙T∙103d∙h∙l

  104. T- вращаюший момент на колесе тихоходной ступени Т=123,88 НМ.

  105. h- высота шпонки;

  106. l- длина шпонки.

  107. lp=4∙117,68∙10350∙9∙[120]=8,7 мм

  108. l=8,7+16=22,7 мм

  109. Принимаем длину шпонки l=23 мм.

  110. Для колеса быстроходной ступени с диаметром вала 38 мм выберем призматическую шпонку, имеющую размеры:

  111. b=10 мм, h=8 мм.

  112. 

  113. Длину шпонки найдем из условия прочности для призматических шпонок

  114. σсм=4∙T∙103d∙h∙l

  115. T- вращаюший момент на колесе тихоходной ступени Т=61,319 НМ.

  116. h- высота шпонки;

  117. l- длина шпонки.

  118. lp=4∙63,7∙10350∙10∙[120]=7,8 мм

  119. l=7,8+10=17,8 мм

  120. Принимаем длину шпонки l=18 мм.
    1. ^

      11.3. Обоснование выбора конструкции крышек подшипников.


  121. Размеры крышки определяются, прежде всего, размером внешнего кольца подшипника. В данном случае используются закладные крышки. Эти крышки не требуют специального крепления к корпусу резьбовыми деталями. Они удерживаются кольцевым выступом, для которого в корпусе протачивают канавку. Чтобы обеспечит сопряжение торцов выступа крышки и канавки корпуса по плоскости, на наружной цилиндрической поверхности крышки перед торцом выступа делают канавку.


    1. ^

      11.4.Манжетные уплотнения.


  122. Широко применяются при смазывании подшипников жидким маслом и при окружной скорости до 20 м/с манжетные уплотнения. Манжета состоит из корпуса, изготовленного из маслобензостойкой резины, каркаса, представляющего собой стальное кольцо Г- образного сечения, и браслетной пружины. Каркас придает манжете жесткость и обеспечивает плотную посадку в корпусную деталь без дополнительного крепления. Браслетная пружина втягивает уплотняющую часть манжеты, вследствие чего образуется рабочая кромка шириной b=0,4…0,6 мм, плотно охватывающая поверхность вала.

  123. Манжеты, предназначенные для работы в засоренной среде выполняют с дополнительной рабочей кромкой, так называемой «Пыльником».

  124. Манжету обычно устанавливают открытой стороной внутрь корпуса. К рабочей кромке в этом случае обеспечен хороший доступ смазочного масла.
    1. ^





    1. 

    2. 11.5. Смазочные устройства.


  125. При работе передач масло постепенно загрязняется продуктами износа. С течением времени оно стареет. Свойства его ухудшаются. Поэтому масло, налитое в корпус редуктора периодически меняют. Для этой цели в корпусе предусматривается сливное отверстие, закрываемое пробкой с цилиндрической резьбой (Рис. 12). Размеры пробки:

  126. d=M18*9 мм;

  127. D1=29,1 мм;

  128. D2=34,6 мм;

  129. L=13 мм;

  130. b=3 мм.



  131. Рис.12 – пробка.

  132. Для наблюдения за уровнем масла в корпусе устанавливают жезловые масло указатели (щупы) (рис13). Исполнение наклонного щупа вызывает некоторые технологические трудности при формовке корпуса и сверления наклонного отверстия, поэтому вертикальное исполнение предпочтительнее.

  133. При длительной работе в связи с нагревом масла и воздуха повышается давление внутри корпуса, что приводит к просачиванию масла через уплотнения и стыки. Чтобы избежать этого, внутреннюю полость корпуса сообщают с внешней средой путем установки отдушин в его верхних точках (рис.11).



  134. Рис.11
    1. ^

      11.6. Конструирование корпусных деталей и крышек.


  135. Размеры корпуса определяются числом и размерами размещенных в них деталях, относительным их расположением и величиной зазора между ними. Для удобства сборки корпус выполняют 

  136. разъемным. Плоскость разъема проходит через оси валов. Зазор между колесами и стенками редуктора:

  137. a =10 мм;

  138. толщина стенки корпуса редуктора

  139. δ=2,6∙0,1∙Т =2,6∙0,1∙240,4=5,75 ≥6 мм.

  140. Принимаем δ=6 мм.

  141. Толщину стенки крышки корпуса δ1=0,9…1δ, где δ=6 мм – толщина стенки корпуса. Толщину стенки крышки корпуса принимаем δ1=5 мм. Для уменьшения массы крышки боковые стенки выполняют наклонными.

  142. Диаметр приливов, в которых располагаются подшипники, определяются:

  143. Dn=1,25D+10 мм;



  144. Рис.12.
    1. ^

      11.7. Крепление крышки к корпусу.


  145. Для соединения крышки с корпусом используются болты с наружной шестигранной головкой (ри.13).

  146. Размеры элементов крышки и корпуса принимают:

  147. d= 10 мм;

  148. K=2,7d=2,7*10=27 мм;

  149. С=0,5К=0,5*27=13,5 мм.

  150. Для точного фиксирования положения крышки редуктора относительно корпуса применяют штифты. Размеры штифтов (рис.14):

  151. dшт=(0,7…0,8)d=(0,7…0,8)*10=(7…8)=8 мм, где

  152. d – диаметр крепежного болта;

  153. lшт= 26мм.


    1. ^

      

    2. 11.8. Конструирование прочих элементов редуктора.


  154. Для подъема и транспортировки крышки корпуса и собранного редуктора применяют проушины (рис.16), отливая их заодно с крышкой. В данном случае проушина выполнена в виде ребра с отверстием.

  155. d=3*δ=3*5=15 мм



  156. Рис.15.

  157. Для заливки масла в редуктор и контроля правильности зацепления делают люк. Чтобы удобнее было заливать масло и наблюдать за зубчатыми колесами при сборке и эксплуатации, размеры люка должны быть максимально возможными. Люк закрывается стальной крышкой из листов толщины δк. При среднесерийном производстве крышку выполняют штампованной (рис.16). для того, чтобы внутрь корпуса извне не засыпалась пыль, под крышку ставят уплотнительную прокладку. Материал прокладки – технический картон марки А толщиной 1,0…1,5 мм. Крышка крепится к корпусу винтами с полукруглой головкой.

  158. d = δк=5 мм;

  159. δк= (0,010…0,012)L=(0,010…0,012)*173=1,73…3,46=3 мм.

  160. h = (0,4…0,5) δк=(0,4…0,5)*6=2,4…3 мм;

  161. H≥0,05L=0,05*173=8,65 мм.




    1. ^

      11.9. Подбор системы смазки.


  162. В данном редукторе используется картерная система смазывания, т.е. корпус является резервуаром для масла. Масло заливается через верхний люк. Для слива масла в корпусе предусмотрено сливное отверстие, закрываемое пробкой.

  163. 

  164. При работе передач продукты изнашивания постепенно загрязняют масло. С течением времени оно стареет, свойства ухудшаются. Бракованными признаками служат повышенное содержание воды и наличие механических примесей. Поэтому масло, залитое в корпус, периодически меняют.

  165. В зависимости от контактного напряжения до 600 МПа и окружной скорости колес до 2 м/с определяем требуемую вязкость масла 34*10 м2/c. По вязкости определяем марку масла- масло индустриальное И-40 А. потребляемое количество масла V= 6,8 л.

  166. Предельно допустимый уровень погружения колес в масляную ванну:

  167. hM=m…0,25∙d2T=0,25…53,75=50 мм
    1. ^

      11.10. Краткое описание сборки редуктора.


  168. Данная конструкция редуктора позволяет осуществить независимую сборку редуктора. В первую очередь на валы устанавливаются зубчатые колеса, затем упорные втулки, подшипники, регулировочные кольца, обеспечивающие регулировку осевых зазоров, маслоотражательные шайбы. Затем устанавливаются манжеты и крышки подшипников с отверстиями для концов валов. Далее в корпус устанавливаются валы, а также глухие крышки. На корпус устанавливают крышку, которая фиксируется специальными канавками, затем крышка крепится стяжными болтами. На корпус устанавливают маслоуказатели и сливную пробку. Затем в корпус через отверстие люка заливают масло. После этого на крышке корпуса устанавливается крышка люка.


    1. ^

      11.11. Эскизы стандартных изделий.


  169. Подшипник ГОСТ 8338-75

    1. Обозначение подшипника

    1. d

    1. D

    1. B

    1. 109

    1. 45

    1. 75

    1. 16

    1. 112

    1. 60

    1. 95

    1. 18

    1. 207

    1. 35

    1. 72

    1. 17
















  170. ^

    

  171. СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ.


  1. Проектирование приводов с цилиндрическими редукторами: Методические указания к выполнению ресчетно-графической работы по дисциплине «Детали машин и основы их конструирования» /Сост.: Прокшин С.С., Сидоренко А.А., Федоров В.А., Минигалеев С.М. – Уфа: УГАТУ, 2006. – 58с.

  2. Анурьев В.И. «Справочник конструктора – машиностроителя: в 3-х т.; Т.2. – 8-е изд., перераб. И допол.» Под ред. И.Н. Жестоковой – М.:Машиностроение, 2001. – 912с.ил.

  3. М.Н. Иванов, В.А. Финогенов. Детали машин – М., Высшая шк., 2006. – 408с.,ил.

  4. Конструирование узлов и деталей машин: Справочное учебно- методическое пособие /П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов. – М., Высшая шк., 2005.-444с.








Скачать файл (2642.8 kb.)

Поиск по сайту:  

© gendocs.ru
При копировании укажите ссылку.
обратиться к администрации