close

Вход

Забыли?

вход по аккаунту

?

poyasnitelnaya zapiska(11)

код для вставкиСкачать
Ф. 4.1.2. Федеральное агентство по образованию
Государственное образовательное учреждение высшего профессионального образования
Уфимский государственный авиационный технический университет
Кафедра Основы конструирования механизмов и машин
% / нед12345678910100908070605040302010
Проектирование приводов с одноступенчатым редуктором (узла выходного вала).
Пояснительная записка
к курсовой работе по дисциплине Прикладная механика, ОКиП 2043.400506.000 ПЗ
Группа ИДМ-212Фамилия И.О.ПодписьДата Оценка
СтудентКаплуновская А. С.КонсультантКриони Н.К.ПринялКриони Н.К.
Уфа 2010г.
Введение
Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины. 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 колёса, валы, подшипники и т.д. В отдельных случаях в корпусе редуктора размещают так же устройства для смазывания зацеплений и подшипников или устройства для охлаждения.
Редуктор проектируют либо для привода определённой машины, либо по заданной нагрузке (моменту на выходном валу) и передаточному числу без указания конкретного назначения.
Редукторы классифицируют по основным признакам: типу передачи (зубчатые, червячные или зубчато-червячные), числу ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые и т.д.), типу зубчатых колёс (цилиндрические, конические, коническо-цилиндрические и т.д.), относительному расположению валов редуктора в пространстве (горизонтальные, вертикальные), особенностям кинематической схемы (развёрнутая, соосная, с развёрнутой ступенью и т.д.).
В данном случае редуктор представляет собой прямозубую передачу. Редуктор является одноступенчатым, установлен с горизонтальным расположением валов.
Выбор электродвигателя. Определение основных кинематических и энергетических параметров редуктора
Определение КПД привода. Общий КПД привода определяем по формуле:
где  - общий КПД привода;
п1,2 - потери на трение в подшипниках качения;
м - КПД муфты;
з - КПД зубчатой передачи 1.
Численные значения КПД определяем по таблице, приведенной в 2: п1,2 = 0,9925; м = 0,985; з = 0,965.
Подставив численные значения в формулу получим:
Определение требуемой мощности привода. Требуемая мощность привода определяется по формуле:
где Р - требуемая мощность привода, кВт;
nвых - частота вращения выходного вала, об/мин 1.
Определение требуемой мощности электродвигателя. Требуемая мощность на валу электродвигателя определяется по формуле:
где Рр - мощность на валу электродвигателя, кВт; Р - номинальная мощность на ведомом валу привода, кВт;
 - общий КПД привода 3.
Подставив численные значения в формулу получим:
По каталогу, приведенному в 2, определяем мощность двигателя Рном=7,5 кВт.
Определение частоты вращения вала электродвигателя. Требуемая частота вращения вала определяется по формуле:
где n1 - ребуемая частота вращения вала, об/мин;
n2 - частота вращения выходного вала, об/мин 1.
Подставив численные значения в формулу (1.4) получим:
Выбор электродвигателя. Согласно рассчитанным данным выбираем по каталогу двигатель типа 132S4/1440, асинхронная частота вращения 1440 об/мин 1.
Определение передаточного числа редуктора. Общее передаточное число привода определяем по формуле:
где u - общее передаточное число привода;
n1 - частота вращения вала электродвигателя, об/мин;
n2 - частота вращения выходного вала, об/мин.
Подставив численные значения в формулу получим:
Примем U=4.5
Расчет закрытой передачи
Выбор материала зубчатых колес. Основными условиями для выбора материалов и термообработки колес являются:
1) критерии работоспособности, условия нагружения и назначение машин. Наиболее типовым критерием работоспособности зубчатых колес является контактная прочность рабочих поверхностей зубьев. Допускаемые контактные напряжения в зубьях пропорциональны твердости материалов, а допускаемая нагрузка передач по контактной выносливости пропорциональна квадрату твердости. Износостойкость и противозадирные свойства возрастают с увеличением твердости поверхностей зубьев, поэтому целесообразно широкое использование зубчатых колес с высокой поверхностной твердостью зубьев;
2) условие равнопрочности зубьев шестерни и колеса. Для обеспечения одинаковой контактной выносливости зубьев шестерни и колеса рекомендуется назначать такое сочетание материалов колес, чтобы твердость поверхности зубьев шестерни превышала твердость зубьев колеса на 25...70 НВ;
3) при твердости рабочих поверхностей зубьев обоих колес НВ  350 передачи являются плохо прирабатывающимися, при твердости НВ ≤ 350 хотя бы одного из колес возможна приработка зубьев. В связи с этим для колес с твердостью НВ  350 назначаются марки стали, подвергаемые закалке с нагревом ТВЧ, цементации, азотированию, а при НВ ≤ 350 - стали, подвергаемые улучшению, редко - нормализации;
4) технология изготовления зубчатых колес;
5) конструкция, размеры, точность зубчатых колес, методы обработки зубьев и виды термообработки 3.
Для колеса и шестерни выбираем материал - сталь 40Х, вид термообработки - улучшение.
Твердость поверхности колеса 235...262 НВ, шестерни - 269...302НВ1. Определение допускаемых напряжений. Допускаемое контактное напряжение рассчитывают для каждого зубчатого колеса передачи по формуле:
где Н1,2 - допускаемое контактное напряжение, МПа;
Нlim1,2 - предел выносливости материала, МПа;
SН1,2 - коэффициент безопасности;
ZN1,2 - коэффициент долговечности 1.
Предел выносливости Нlim1,2 назначаем по эмпирическим зависимостям в зависимости от вида термообработки:
где - среднее значение твердости материала.
Подставив численные значения в формулу получим:
Коэффициент безопасности назначаем в зависимости от вида термообработки (в данной работе - улучшение) и принимаем SН1,2 = 1,1 1.
Коэффициент долговечности ZN1,2 определяем по формуле:
где NHG1,2 - базовое число циклов;
NНЕ1,2 - эквивалентное число циклов до разрушения при расчетном контактном напряжении (при переменных режимах нагрузки) 5.
Эквивалентное число циклов определяем по формуле:
где Н - коэффициент эквивалентности;
NН1,2 - циклическая долговечность.
Коэффициент эквивалентности определяем в зависимости от режима работы и вида термообработке по таблице, приведенной в 1: Н = 0,125.
Циклическую долговечность определяем по формуле:
где с - число зацеплений зуба за один оборот (для проектируемого редуктора с = 1);
n1,2 - частота вращения того зубчатого колеса, по материалу которого определяют допускаемые напряжения, об/мин;
t - время работы передачи (ресурс), ч; t = Lh 1.
Подставив численные значения в формулу получим:
Полученные данные подставляем в формулу :
Базовое число циклов NHG перемены напряжений рассчитывают по следующим эмпирическим зависимостям:
Подставив численные значения в формулу получим:
Полученные данные подставляем в формулу и определяем коэффициент долговечности ZN1,2:
принимаем ZN1 = 1;
принимаем ZN2 = 1;
По вычисленным данным определяем допускаемое контактное напряжение по формуле :
Из двух значений рассчитанного допускаемого контактного напряжения в дальнейшем для прямозубых конических передач, у которых зубья шестерни значительно тверже зубьев колеса за расчетное принимаем Нmin - меньшее из значений Н1] и Н2]. 1.
Допускаемые напряжения изгиба F1,2 вычисляются по формуле:
где Flim - предел выносливости зубьев по напряжениям изгиба, МПа;
SF - коэффициент безопасности;
YА - коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки;
YN - коэффициент долговечности 1.
Коэффициент безопасности принимаем SF = 1,7, [5] при односторонней нагрузке YА = 1 1.
Коэффициент долговечности YN определяем по формуле (при НВ ≤ 350):
где NFG - базовое число циклов;
NFE - эквивалентное число циклов.
Для всех сталей рекомендуют принимать NFG = 4106 1.
При переменных режимах нагрузки NFE определяют по формуле:
Коэффициент эквивалентности принимаем по таблице, приведенной в 1: F = 0,038 1.
Подставив численные значения в формулу получим:
По полученным данным определяем коэффициент долговечности YN по формуле :
принимаем YN1 = 1;
принимаем YN2 = 1;
Предел выносливости Flim1,2 назначаем по эмпирическим зависимостям в зависимости от вида термообработки:
где - среднее значение твердости материала 1.
По полученным данным определяем допускаемые напряжения изгиба по формуле :
Расчет закрытой конической зубчатой передачи.
Проектный расчет. Основной габаритный размер передачи - делительный диаметр колеса по внешнему торцу - рассчитывают по формуле:
,
где Епр - приведенный модуль упругости, МПа;
Т2 - вращающий момент на колесе передачи, Нмм;
КН - коэффициент неравномерности нагрузки по длине контакта;
uр - расчетное передаточное число конической передачи;
Н - допускаемое контактное напряжение, МПа;
- коэффициент ширины зубчатого венца относительно внешнего конусного расстояния.
Епр принимают для стальных колёс Епр=Естали=2,1·105 МПа;
Т2 - рассчитывают по формуле: ;
- коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине зуба, определяют по графикам на рис.1.1. Здесь . Рекомендуют принять . Наиболее распространено в редукторостроении значение предыдущее выражение для определения делительного диаметра по внешнему торцу колеса принимает вид
Геометрический расчёт. Определяют диаметр шестерни по внешнему торцу.
Число зубьев шестерни назначают по рекомендациям, представленным на рис. 2.6.
По значению определяют число зубьев шестерни:
Вычисленное значение z1 округляют до целого числа.
Рис.2.6
Определяют число зубьев колеса . Вычисленное значение z2 округляют до целого числа. После необходимо уточнить:
- передаточное число передачи =135/30=4,5,
- угол делительного конуса колеса ,
- угол делительного конуса шестерни, - внешний окружной модуль .
Рекомендуется округлить те до стандартного значения те=2.
После этого уточняют величины диаметров.
d = m=60
d = m z2=270
Рассчитывают величину внешнего конусного расстояния передачи Re =
Рабочая ширина зубчатого венца колеса
Полученное значение bw округляют до ближайшего из ряда нормальных линейных размеров .
Определяют расчётный модуль зацепления в среднем сечении зуба При этом найденное значение тт не округляют! Рассчитывают внешнюю высоту головки зубаh=m=2
Внешнюю высоту ножки зуба определяют как h = 1,2m.=2,4
Внешний диаметр вершин зубьев колёс рассчитывают по формуле
64
271
Угол ножки зуба рассчитывают по формуле:
Проверочный расчёт. При расчёте на выносливость зубьев колёс по контактным напряжениям проверяют выполнение условия
где Е - приведённый модуль упругости, для стальных колёс Е = E= 2,1*10МПа;
T - вращающий момент на шестерне, Н·мм, где - кпд передачи
Кн - коэффициент расчётной нагрузки, КН = К·KHV; коэффициент концентрации нагрузки К найден ранее по графикам рис.2.5.
К - коэффициент динамической нагрузки, находят по табл. 2.7 с понижением на одну степень точности против фактической, назначенной по окружной скорости V= в соответствии с рекомендация (табл.2.6);
dm1 - делительный диаметр шестерни в среднем сечении зуба, ;мм
м/с
К=1,05
- угол зацепления, .
Далее проверяют зубья колёс на выносливость по напряжениям и на изгиб по формулам [1]:
и где Ft - окружное усилие в зацеплении, Н, F = 2T/d=1,75; К - коэффициент расчётной нагрузки, KF=K. Здесь K =1+1,5·(K-1), а K определяют по табл. 2.7 с понижением точности на одну степень против фактической.
K =1+1,5·(1,05-1)=1,075
Y - коэффициент формы зуба соответственно шестерни и колеса, находят по табл. 2.9 в зависимости от эквивалентного числа зубьев колёс
2.6. Расчёт открытой цилиндрической зубчатой передачи
Учитывая условия и характер работы открытых передач (недостаточная защищённость от загрязнения абразивными частицами и увеличенный абразивный износ при плохой смазке, большие деформации валов, приводит к увеличению зазоров в зацеплении, возрастанию динамических нагрузок, к понижению прочности изношенных зубьев вследствие уменьшения площади их поперечного сечения и, как следствие, к поломке зубьев), данные передачи рекомендуют рассчитывать по напряжениям изгиба. В этих передачах выкрашивание не наблюдается, так поверхностные слои зубьев изнашиваются и удаляются раньше, появляются усталостные трещины.
Для проектного расчёта открытых передач по напряжениям изгиба определяют модуль зацепления из выражений [1]: для прямозубых колес
Здесь:
- число зубьев шестерни открытой передачи (см. исходные данные); Z3=21
- коэффициент ширины зубчатого венца колеса относительно модуля, рекомендуют назначать для открытых передач ;
- допускаемое напряжение изгиба зубьев шестерни, Н/мм2, определяют в соответствии с п.2.2. ("Расчет допускаемых напряжений");
T3 - момент на шестерне, Н·мм; T3 = Tвых=180 Н·м;
Полученное значение модуля округляют в большую сторону до значения из стандартного ряда модулей (см. п.2.4).
m=4
Зная значение модуля, определяют геометрические размеры шестерни:
диаметр делительный ,
диаметр вершин зубьев ,
диаметр впадин зубьев ,
ширина венца Проверочный расчёт цилиндрической передачи
Проверка контактной выносливости рабочих поверхностей зубьев колёс. Расчётом должна быть проверена справедливость соблюдения следующих неравенств [1]:
- для прямозубых колёс
;
.
Рассчитывают величину вращающего момента Т1 в Н·мм на шестерне проверяемой передачи:
Для определения коэффициента внутренней динамической нагрузки KHV необходимо по табл. 2.6 назначить степень точности передачи в зависимости от окружной скорости в зацеплении
м/с.
Затем находят значение коэффициента КHV для рассчитываемой передачи.
Проверка прочности зубьев по напряжениям изгиба
Проверяют справедливость соотношения расчётных напряжений изгиба и допускаемых напряжений:
для прямозубых колёс
Окружное усилие в зацеплении колёс рассчитывают по формуле
Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине линии контакта определяют аналогично рассмотренному выше коэффициенту .
Коэффициент формы зуба 3. Проектный расчет валов и опорных конструкций.
Проектный расчёт ставит целью определить ориентировочно геометрические размеры каждой ступени вала: её диаметр d и длину l.
Основными критериями работоспособности проектируемых редукторных валов являются прочность и выносливость. Они испытывают сложную деформацию совместное действие кручения, изгиба и растяжения (сжатия).
Выбор подшипника для данных условий работы редуктора зависит от ряда факторов: передаваемой мощности редуктора, типа передачи, соотношения сил в зацеплении, частоты вращения внутреннего кольца подшипника, требуемого срока службы, приемлемой стоимости, схемы установки.
Выбор вала зависит от количества и размеров ступеней, и соответственно от количества и размеров установленных на вал деталей.
3.1. Выбор материала валов.
Для изготовления валов редуктора двигателя серии 4А типа М132S4УЗ используем легированную сталь 45 . Термообработка - улучшение. При данном виде термообработки повышается прочность, что является резервом нагрузочной способности вала.
3.2. Выбор допускаемых напряжений на кручение.
Проектный расчёт валов редуктора выполняют только по напряжениям кручения. Для компенсации этого значения допускаемых напряжений на кручение выбирают заниженными в пределах []к = 10...15 Н/мм2. Меньшие значения []к для быстроходных валов, большие значения []K для тихоходных валов.
Вал представляет собой ступенчатое цилиндрическое тело, количество и размеры ступеней которого зависят от количества и размеров установленных на вал деталей.
Допускаемые значение напряжений на кручение выбирают из диапазона:
Меньшее значение для быстроходных валов - Большее значение для тихоходных - Определение геометрических параметров.
Ступень вала и её параметры
d , lВал-шестерня коническая
Вал колеса
12341 - под
элемент открытой
передачи или полумуфтуd1примем d1=40мм
Т - крутящий момент, Нмl1l1 = 1.3d1=52ммl1 = 1.3d1 =52мм2 - под
уплотнение крышки с
отверстием и
подшипникd2d2 = d1 + 2t =45мм
только под уплотнениеd2 = d1 + 2t=45мм
l2l2 1.25d2 =30мм -
только под уплотнениеl2 1.25d2=60мм
3 - под
шестерню, колесоd3d3 = d2 + 3.2r=60мм
d3 = d2 + 3.2r=52ммl3l3 определяется графически на эскизной компоновке4 - под
подшипникd4d4=50ммd4 = d2=45ммl4l4 определяется
графическиl4=B - для шариковых подшипников;
l4 = B - для роликовых конических подшипников5 - под резьбуd5d5 =48ммd5 = d3 + 3f=56.8ммl5l5 0.4d4=20ммl5 определяется графически
3.3. Предварительный выбор подшипников
3.3.1. Определение типа, серии и схемы установки подшипников. Выбор наиболее рационального типа подшипника для данных условий работы редуктора весьма сложен и зависит от целого ряда факторов: передаваемой мощности редуктора, типа передачи, соотношения сил в зацеплении, частоты вращения внутреннего кольца подшипника, требуемого срока службы, приемлемой стоимости, схемы установки.
В соответствии с рекомендациями табл. 2.3 [1] предварительно выбираем для вала и вала шестерни роликовые конические подшипники легкой серии (ГОСТ 8328-75 №12209). На обоих валах применяется схема установки подшипников - враспор.
3.3.2. Определение основных параметров подшипников. По каталогу в зависимости от диаметра dП внутреннего кольца подшипника, равного диаметру второй d2 и четвертой d4 ступеней вала, определяем основные параметры подшипников:
- для тихоходного вала:
d = 45 мм; D = 85 мм;
Тнаиб=21мм; B = 19 мм; r = 2 мм.
r1=0.8мм
грузоподъемность Сr = 44кН, С0r =25,5кН
- для вала - шестерни: d = 50 мм;
D = 90 мм;
Тнаиб=22 мм
В = 20 мм;
с = 17 мм;
r =2 мм;
r1=0,8 мм
грузоподъемность Сr = 45,7 кН, С0r = 27,5 кН.
3.4. Проверочный расчет валов на выносливость
3.4.1. Составление расчетной схемы по чертежу вала и определение расчетных нагрузок, опорных реакций.
Для данного редуктора на прочность проверяется тихоходный вал, так как сил нагружения на нем больше.
Расчет для закрытой передачи.
- окружная сила - радиальная сила - осевая сила Расчет для открытой передачи.
- окружная сила - радиальная сила - осевая сила l1=47 мм
l2=95 мм
l3=75,5 мм
Плоскость XOZ:
М(F)А=0: Н
М(F)В=0: Н
FХ=0: -3170,69+1333,34+6123,06-4285,71=0 верно.
1) при 0 ≤ х 1≤ при х1 = 0: при х1 = : 2) при 0 ≤ х2 ≤ :
при х2 = 0: при х2 = : 3) при 0≤ х3 ≤ при х3 = 0 при х3 = Плоскость YOZ:
М(F)А=0: М(F)В=0: FY=0: 1309,39+105,2-2874,46+1559,87=0 верно.
1)при 0 ≤ х1 ≤ : при х1 = 0: при х1 = : 2)при 0 ≤ х2≤ : при х2 = 0: при х2 =: 3)при 0 ≤ х 3≤ : при x3= 0: при х3 = : .
Определяем результирующий изгибающий момент
Эпюры
3.3.3. Определение коэффициента запаса усталостной прочности.
При расчете коэффициента запаса усталостной прочности принимают, что напряжения изгиба изменяются по симметричному циклу, а напряжения кручения - по отнулевому. Выбор отнулевого цикла для напряжения кручения основан на том, что большинство валов передает переменное по значению, но постоянные по направлению вращающие моменты [1].
Определяем амплитуду симметричного цикла нормальных напряжений при изгибе вала в опасном сечении:
и амплитуду от нулевого цикла касательных напряжений при кручении вала:
где Mоп - результирующий изгибающий момент в рассматриваемом опасном сечении, Н  мм;
Т - крутящий момент на валу, Нмм [1].
Mоп определяем по формуле:
Моменты сопротивления изгибу и кручению нетто - сечения вала:
Подставляем численные значения в формулы :
При совместном действии изгиба и кручения запас усталостной прочности определяют по формуле:
где S - запас сопротивления усталости только по изгибу:
где Запас сопротивления усталости по изгибу вычисляется по формуле: (6.7)
где -1 -предел выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба,
k- коэффициент эффективной концентрации напряжений при изгибе,
kF - коэффициент влияния качества поверхности,
kd - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения, а - амплитуда напряжения цикла,
 -коэффициент учитывающий влияние постоянной составляющей цикла напряжения на сопротивление усталости;
m - среднее напряжение цикла.
Предел выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба вычисляется по формуле:
Для материала валов (Ст 45У) из таб. [1; 10.2] выбираем значения:
Принимаем k для первого сечения k=1,75 по таблице [1;10.10] Принимаем kF=0,89 при чистовом шлифовании вала по табл. [1;10.8].
Принимаем kd=0,72 по таблице[1;10.7].
Принимаем =0,09 по таблице [1;10.2]. Принимаем m =0 для симметричного цикла [1; стр169].
Запас сопротивления усталости по кручению вычисляется по формуле: где -предел выносливости гладких образцов при симметричном цикле кручения,
- коэффициент эффективной концентрации напряжений при кручении,
- коэффициент влияния качества поверхности,
- коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения, - амплитуда напряжения цикла,
- коэффициент, учитывающий влияние постоянной составляющей цикла напряжения на сопротивление усталости;
- среднее напряжение цикла.
Предел выносливости гладких образцов при симметричном цикле кручения вычисляется по формуле:
Для материала валов (Ст 45У) из таб. [1; 10.2] выбираем значения:
Принимаем для первого сечения =1,55по таблице [1;10.10].
Принимаем =0,94 при чистовом шлифовании вала по табл. [1;10.8].
Принимаем =0,72 по таблице[1;10.7].
Принимаем =0,09 по таблице [1;10.2]. Вычислим запас усталостной прочности: Условие усталостной прочности выполняется.
3.3.4. Проверка правильности подбора подшипника
Проверка правильности выбора подшипников должна проводиться двумя способами:
1) по сравнению требуемой Cr треб и паспортной Cr пасп динамической грузоподъёмности подшипника.
2) по обеспечению заданной долговечности подшипника.
Схема установки подшипников - "враспор".
Так как тихоходный вал более нагружен , подбор подшипников ведем по нему. Его грузоподъемности равны: Cr =44 kH; Cor = 25,5 kH.
Осевые силы определим по формулам:
(7.1)
(7.2)
Для подшипников шариковых радиальных в зависимости от соотношения Fa/Cor находим значения Х, Y и e.
Х= 0,56; Y=2,30; е= 0,19.
Сравниваем отношение Fa/(VFr) с коэффициентом e и окончательно принимаем значения коэффициентов X и Y: при Fa/(VFr)e принимают X=1 и Y=0, при Fa/(VFr)>e оставляют записанные ранее значения. V - коэффициент вращения, при вращении внутреннего кольца принимаем V=1.
X=0,56 Y=2,3.
X=0,56 Y=2,3.
Динамическую нагрузку вычислим по формуле:
(7.3)
где Кб - коэффициент безопасности, принимаем Кб=1,3 из таблицы [2; стр.64].
КТ - температурный коэффициент, принимаем КТ=1 из [2;стр. 64].
Максимальное значение Pr=6340,87 Н.
Требуемую динамическую грузоподъемность подшипника вычислим по формуле:
(7.4)
где n - частота вращения вала;
Lhe - требуемая долговечность c учетом режима нагрузки,
Долговечность вычисляется по формуле:
(7.5)
где - коэффициент эквивалентности, в соответствии со стандартным режимом нагрузки 0 принимаем 1, из таблицы [2;2.3].
P=3 для шариковых подшипников;
.
Условие на динамическую грузоподъемность выполняется.
Проверяем на долговечность.
Условие долговечности выполняется.
овечность. Подшипник выбран верно.
4. КОНСТРУИРОВАНИЕ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС
Конические зубчатые колеса
Конструктивные формы конических зубчатых колес с внешним диаметром вершин зубьев dae 120 мм представлены на рис. 4.5.
Рис.4.5
Так как угол делительного конуса колеса выбираем конструкцию конического колеса показанную на рис 4.5 б. Размер ступицы колеса определяют по рекомендациям для цилиндрических зубчатых колес.
Диаметр dст ступицы вычисляется по формуле - , где - диаметр вала под колесо. мм;
Примем dст =80мм
Длину ступицы вычислим по формуле:
мм;
Длина lст ступицы больше ширины зубчатого венца колеса. .
Примем lст=50мм.
Выступающую часть ступицы располагают по направлению действия осевой силы в зацеплении. В одноступенчатых редукторах колеса делают со ступицей, симметрично выступающей в обе стороны от диска колеса.
Внешние углы зубьев притупляют фаской . Ширину зубчатого венца принимают равной S = 2,5т +2=7 мм. Торец зубчатого венца шириной b=(1...1,1)S=7...7,7; примем b=7; Для уменьшения объема точной механической обработки выполняют выточки глубиной 1...2 мм.
Конструирование зубчатой цилиндрической шестерни.
Рис.8. Зубчатое колесо.
Диаметр ступицы колеса и ширина торцов зубчатого венца вычисляется по формуле:
(5.8)
где - диаметр вала под шестерню.
мм.
Принимаем мм.
Длину ступицы вычислим по формуле:
(5.9)
мм.
Принимаем мм.
Ширину S торцов зубчатого венца вычислим по формуле:
(5.10)
где m - модуль передачи,
b3- ширина зубчатого колеса.
мм.
Принимаем 11мм.
Внешний диаметр выемки
Принимаем Ширина диска
Примем с=18 мм
Размер фаски на торцах колеса вычисляется по формуле:
(5.11)
мм.
Принимаем мм.
Размер фаски для шестерни открытой передачи:
(5.12)
мм.
Принимаем мм.
Ширина венца шестерни больше ширины венца колеса на 3 мм
5.Конструирование элементов корпуса редуктора.
Корпус редуктора служит для размещения и координации детален передачи, защиты их от загрязнения, организации системы смазки, а также воспринятая сил, возникающих в зацеплении редукторной нарыл подшипниках, открытой передаче. В проектируемых одноступенчатых редукторах принята в основном конструкция разъёмного корпуса, состоящего из крышки и основания. Конструктивные элементы корпуса редуктора это подшипниковые бобышки, фланцы, рёбра, соединённые стенками в единое целое.
При конструировании литой корпусной детали следует, по возможности, выполнять одинаковой толщины. Толщина стенок корпуса тем больше, чем больше размеры корпуса. Основной материал корпусов - серый чугун не ниже марки СЧ15.
Форма корпуса определяется в основном технологическими, эксплуатационными и эстетическими требованиями с учётом его прочности и жёсткости. Этим требованиям удовлетворяют корпуса прямоугольной формы с гладкими наружными стенками без выступающих конструктивных элементов: подшипниковые бобышки и рёбра внутри; стяжные болты только по продольной стороне корпуса в нишах; крышки подшипниковых узлов преимущественно врезные; фундаментные лапы не выступают за габариты корпуса .
Габаритные (наружные) размеры корпуса определяются размерами расположенной в корпусе редукторной передачи и кинематической схемой редуктора.
Определение толщины стенок корпуса.
.
Таким образом, толщину корпуса редуктора принимаем равным 6 мм.
Плоскости стенок, встречающиеся под прямым или тупым углом, сопрягают дугами радиуса r и R.
Толщина стенки крышки корпуса.
Для соединения корпуса и крышки редуктора по всему контуру в плоскости разъема выполняют фланцы. Фланцы объединяют с приливами для установки подшипников и элементов опоры. Для соединения крышки и основания корпуса используют винты класса точности не менее 6. Диаметр винтов вычисляется по формуле:
Рис. 6. Расположение винта.
Таким образом, По ГОСТ 11738-84, диаметр винтов крепления принимаем равным 10 мм.
Винты располагают в соответствии с конструктивными особенностями редуктора.
Для фиксации крышки относительно основания корпуса используют штифты, которые предотвращают взаимное смещение корпусных деталей при сборке. Диаметр штифта вычисляется по формуле:
(5.3)
мм.
Принимаем диаметр мм. По таблице [1;24.35] выбираем параметры штифта: Lш=30 мм.
Редуктор устанавливают на основание или на фундамент, прикрепляя болтами. Диаметр фундаментальных болтов вычислим по формуле:
мм.
Принимаем мм.
Число точек крепления равно четырем.
Размеры конструктивных элементов фланца. l - берем равной длине штифта l=12.9 мм.
Диаметр проушины.
.
4. Смазка зубчатой передачи.
Для уменьшения потерь мощности на трение и снижения интенсивности износа трущихся поверхностей, а также для предохранения их от "заедания", "задиров", коррозии и лучшего отвода теплоты трущиеся поверхности деталей должны иметь надежную смазку.
В редукторе применяем картерную систему смазки.
Для того чтобы выбрать необходимую марку масла, нужно вычислить окружную скорость:
В зависимости от контактного напряжения и окружной скорости колёс.
Принимаем масло индустриальное И-40А.
Уплотнительные устройства применяют для предохранения от вытекания смазки из подшипниковых узлов, а так же для предотвращения попадания пыли и влаги извне. В проектируемом редукторе в качестве уплотнительных устройств используем манжетные уплотнения.
Объем масла И-40А, требуемый для заливки в редуктор составляет 1,5 литра.
Приложение.
Эскизы стандартных деталей
Винты установочные с шестигранной головкой ГОСТ 1481-84
dL0Lh64215
Винты с цилиндрической головкой ГОСТ 1491-80
DdLh106164
Манжеты резиновые армированные для валов ГОСТ 8752-79
Диаметр вала dD1h1456510456510 Подшипники роликовые конические однорядные ГОСТ 8328-75
ОбозначениеРазмеры, ммdDBr122094585192122085090202
Шпонки призматические ГОСТ 23360-78
dbLh401235853164010
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1. Расчет зубчатых передач : Методические указания к выполнению курсового проектирования по дисциплине "Прикладная механика" / Р.Г.Ахматвалиев, А.А.Сидоренко, Х.Ш.Газизов - Уфа:УГАТУ,2006.-35 с.
2.Расчет и конструирование одноступенчатого зубчатого редуктора: Учеб. пособие / М. Ш. Мигранов, О. Ф. Ноготков, А. А. Сидоренко, Л. Ш. Шустер. - М.: Изд-во МАИ, 2002. - 125 с.
3. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для машиностроит. спец. вузов. / Дунаев П. Ф., Леликов О. П. - 8-е изд., перераб. и доп. - М.: Высш. шк., 2004. - 496 с.
4.Детали машин: Учебник для машиностроительных специальностей вузов / М. Н. Иванов, В. А. Финогенов. - 8-е изд., испр. - М.: Высш. шк., 2003. - 408с. 
Документ
Категория
Рефераты
Просмотров
155
Размер файла
1 052 Кб
Теги
poyasnitelnaya, zapiska
1/--страниц
Пожаловаться на содержимое документа