Курсовой проект 1 страница. Техническая механика

Техническая механика

Одноступенчатый горизонтальный цилиндрический

косозубый редуктор

ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

Разработал А.А.Дудко

Консультант Н.А.Асаёнок

Содержание   Введение 4 1 Выбор электродвигателя и кинематический расчёт 5 2 Расчёт зубчатой передачи 7 3 Предварительный расчёт валов редуктора 16 4 Конструктивные размеры зубчатой пары 18 5 Размеры элементов корпуса и крышки редуктора 19 Заключение 21 Список используемой литературы 22
					КП 2-37 01 02.07.00.ПЗ
Изм.ммммммьмммм..	Лист	№ докум.	Подп.	Дата
Разраб.	Дудко			Редуктор цилиндрический одноступенчатый	Лит.	Лист	Листов
Пров.	Асаёнок			у
				МГАК А-20
Н. контр.
Утв.

Введение   Одним из важнейших факторов научно-технического прогресса, способствующих скорейшему совершенствованию общественного производства и росту его эффективности, является проблема повышения уровня подготовки специалистов. Решению этой задачи способствует выполнение курсового проекта по «Деталям машин», базирующегося на знаниях физико-математических и общетехнических дисциплин: математики, теоретической механики, сопротивления материалов, материаловедении и технологии металлов, инженерной графики,нормирования точности и технических измерений. Объектом курсового проектирования является одноступенчатый редуктор - механизм, состоящий из зубчатой передачи, 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 валом. Редуктор проектируется по заданной нагрузке (моменту на выходном валу) и передаточному числу без указания конкретного назначения, что характерно для специализированных заводов, на которых организовано серийное производство редукторов.
					КП 2-37 01 02.07.00.ПЗ	Лист
Изм.	Лист	№ докум.	Подп.	Дата

1 Выбор электродвигателя и кинематический расчёт   1.1 Составляем кинематическую схему редуктора     1.2 Определяем общий КПД редуктора   η = η3 · ηп^2, [7,с.5]   где η3 –КПД пары зубчатых цилиндрических косозубых колёс; η3=0.98 [7,с.5]; ηп –КПД, учитывающий потери в одной паре подшипников качения; ηп =0.99 [7,с.5]; η =0.98 ·0.99= 0.96   1.3 Определяем мощность на ведомом валу   η =Р2/Р1 , Р2 =Р1·η, Р2=15·0.98 = 14.7 кВт   1.4 Определяем частоту вращения ведомого вала   U=n1/n2, n2 = n1/ U, n2=975/3.6= 270.8 мин^-1   1.5 Подбираем электродвигатель по исходным данным (Р1=15кВт, n1=975мин^-1), поскольку вал двигателя соединяется с быстроходным валом редуктора муфтой. Примечание: при подборе мощности двигателя допускается его перегрузка до 5…8% при постоянной нагрузке и до 10…12% при переменной нагрузке [6,с.13]; отклонение частоты вращения вала двигателя от заданной допускается±3%. Выбираем электродвигатель с номинальной мощностью равной или несколько превышающей Р1 и с угловой скоростью близкой к n1.
					КП 2-37 01 02.07.00.ПЗ	Лист
Изм.	Лист	№докум.	Подп.	Дата
Принимаем электродвигатель единой серии 4А тип 160Mb[3,с.384], [6,с.13], для которого: Рдв=15кВт, nдв=975мин^-1, dдв=48мм [3,с.386]; [6,с.14]. Окончательно принимаем Р1=15кВт, n1 =975 мин^-1. 1.6 Проверяем отклонение частоты вращения вала двигателя от заданной для быстроходного вала редуктора   (nдв – n1)/nдв· 100%, (975–950)/975·100%=2% Принимаем n1=…мин^-1. 1.7 Определяем мощность на ведомом валу   Р2 =Р1·η, Р2 = 15·0.98 = 14.7 кВт   1.8 Уточняем частоту вращения ведомого вала редуктора   U= n1/n2, n2 = n1/U, n2 = 975/3.6 = 270.8 мин^-1   1.9 Определяем вращающие моменты на ведущем и ведомом валах Те1 и Те2   Те1=9,55 · Р1/ n1, Те1= 9,55·15·10^3/975 =147 Н·м, Те2=Те1·U·η, Те2= 147·3.6·0.96= 508.3 Н·м   1.10 Задаём число зубьев шестерни Z1, с целью уменьшения шума принимаем Z1=22…36 [4,с.142]. Окончательно принимаем Z1=26. 1.11 Определяем число зубьев колеса Z2   U= Z2/Z1, Z2 = U · Z1, Z2 = 3.6·26= 93   1.12 Задаёмся предварительно углом наклона зуба согласно рекомендации β =8º- 15º для косозубых передач [4,с.142]. Принимаем β=10º.
					КП 2-37 01 02.07.00.ПЗ	Лист
Изм.	Лист	№докум.	Подп.	Дата
2 Расчёт зубчатой передачи   2.1 Выбор материалов и определение допускаемых напряжений 2.1.1 Поскольку в проектном задании к редуктору не предъявляется жёстких требований в отношении габаритов передачи, а изготовление колёс осуществляется в условиях мелкосерийного производства, то выбираем материалы со средними механическими свойствами. С целью сокращения номенклатуры применяемых материалов принимаем для шестерни и колеса сталь 45, так как передаваемая валом мощность невелика и для достижения лучшей приработки твёрдость колёс должна быть не более 350НВ. Кроме того, редуктор должен быть общего назначения, а для таких редукторов экономически целесообразно применять колёса с твёрдостью меньшей или равной 350НВ. Учитывая, что число нагружений в единицу времени зубьев шестерни в передаточное число раз больше числа нагружений зубьев колеса, для обеспечения одинаковой контактной усталости, механические характеристики материала шестерни должны быть выше, чем у колеса.   НВ1= НВ2 + (20…50) [8,с.48]   Чтобы этого достичь при одинаковых материалах, назначаем соответствующий режим термообработки, полагая, что диаметр заготовки шестерни не превысит 100мм, а колеса 300мм. Шестерня: сталь 45, термообработка –улучшение Принимаем: НВ1 =210; σу=390МПа; σu=730МПа[7,с.34]. Колесо: сталь 45; термообработка –нормализация Принимаем: НВ2 =190; σу=290МПа; σu=570МПа[7,с.34].   НВ1 – НВ2 = 210–190= 20,   что соответствует указанной рекомендации. 2.1.2 Определяем допускаемые контактные напряжения при расчете на контактную усталость   σнр =((σнlim b· ZN)/SH)· ZR· ZV· ZL· ZX, [2,с.14]   где σнlimb –предел контактной выносливости поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов напряжений.   σнlimb = 2 · НВ + 70, [2,с.27],[7,c.34] σн limb1 = 2 · 210+ 70 = 490Мпа, σн limb2 = 2 · 190+ 70= 450МПа   ZN –коэффициент долговечности, учитывающий срок службы передачи. Поскольку в проектном задании указано, что редуктор предназначен для длительной работы, то есть число циклов NN больше базового No, то ZN=1 [2,c.24],[7,с.33]; ZR –коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей зубьев[2, c.24]; ZV –коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости [2, c.25];
					КП 2-37 01 02.07.00.ПЗ	Лист
Изм.	Лист	№докум.	Подп.	Дата
ZL –коэффициент, учитывающий влияние вязкости смазочного материала [2, c.25]; ZX –коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса [2, c.25]. ГОСТ 21354-87 рекомендует для колес d‹1000 мм принимать   ZR · ZV · ZL · ZX = 0,9 [2,с.57]   SH –коэффициент запаса прочности. Для нормализованных и улучшенных сталей SН=1,1[2,с.23].   σнр1= ((490·1)/1,1) ·0,9= 401Мпа, σнр2=((450·1)/1,1) ·0,9 = 368Мпа В качестве расчётного значения для косозубых передач принимаем:   σнр = 0,45 · (σнр1+σнр2) ≥ σнрmin, [2,c.19] σнр = 0,45 · (401+368)= 346MПа   Проверяем соблюдение условия   σнр < 1,25 σнрmin , [2,c.19] 368< 1,25·346=432,5МПа   Принимаем σнр =368МПа. 2.1.3 Определяем допускаемые напряжения изгиба при расчёте на усталость   σFP = σFlim b· YN /SFmin· YR · YX · Yδ, [2,с.5]   где σFlimb –предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов напряжений.   σFlimb = 1,8 · НВ, [7,с.45] σFlimb1 = 1,8 · 210 = 378Мпа, σFlimb2 = 1,8 · 190 = 342Мпа   SFmin –минимальный коэффициент запаса прочности; SFmin =1,4- 1,7[2,с.35]. Принимаем SFmin =1,7 YN –коэффициент долговечности, зависящий от соотношения базового и эквивалентного циклов; YN =1[2,с.32]; YR –коэффициент, учитывающий влияние шероховатости переходной поверхности, он отличен от 1 лишь в случае полирования переходной поверхности; YR =1[7,с.46]; [2, c.36]; YX –коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса; При dа≤300мм YX=1[7,с.46]; [2, c.37]; Yδ –опорный коэффициент, учитывающий чувствительность материала концентрации напряжений; Yδ=1[2,с.36].
					КП 2-37 01 02.07.00.ПЗ	Лист
Изм.	Лист	№докум.	Подп.	Дата
σFP1 = 378·1/1,7·1·1·1 =222Мпа, σFP2 =342·1/1,7·1·1·1 = 201Мпа 2.2 Проектировочный расчёт передачи на контактную усталость активных поверхностей зубьев 2.2.1 Определяем ориентировочное значение делительного диаметра шестерни     , [2,с.57] где Кd –вспомогательный коэффициент; Кd=67,5МПа^1/3 для косозубых и шевронных передач [2,с.57]; Ψвd1= Ψва(u+1) [2,с.57] где Ψвd1 –коэффициент ширины шестерни относительно её диаметра [2,с.57]. Ψва- коэффициент ширины колеса. Принимаем Ψва=0,4...0,5 при симметричном расположении колёс [7,с.6]; Ψвd1= 0,5(3,5+1)=0,8 Кнβ -коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине венца. Выбираем по графику в зависимости от твёрдости рабочих поверхностей зубьев, схемы нагружения и параметра Ψвd1 Кнβ =1,03[2,с.58];   =80.8мм Принимаем d1=81мм. 2.2.2 Определяем делительный диаметр колеса d2   U = d2/d1, d2 = U · d1, d2 = 3.6·81= 291.6мм Принимаем d2=292мм. 2.2.3 Определяем межосевое расстояние передачи   , [7,c.37] aw=(81+292)/2=186.5мм   Принимаем aw=160мм по ГОСТ 2185-66 [7,с.36]. 2.2.4 Определяем рабочую ширину колёс b1 и b2. Учитывая неточность сборки и возможную осевую «игру» передачи выбираем   b1= b2 + (2…5)мм, b1= Ψвd1 · d1, b1= 0,8·81 = 64.8мм   Принимаем b1=66мм [4,с.298].
					КП 2-37 01 02.07.00.ПЗ	Лист
Изм.	Лист	№докум.	Подп.	Дата
b2= b1 – (2…5)мм, b2=66–4 =62 мм   2.2.5 Определяем нормальный модуль по эмпирической зависимости   mn = (0,01…0,02) · aw, [7,c.293] mn =0,02· 160 = 3.2мм   Принимаем mn= 3мм по ГОСТ 9563-60 [7,с.36].   Определяем суммарное число зубьев   , , [7,c.36] ZΣ=2·160·0.9848/3=105.04   Принимаем ZΣ=105 Определяем числа зубьев шестерни и колеса   , [7,c.37] Z1=105/(3.6+1)=22, , Z2=105– 22=83   По округлённым значениям Z1 и Z2 уточняем передаточное число   Uп= Z2 / Z1, [7,c.37] Uп=83/22=3.7   Проверяем отклонение передаточного числа от заданного значения   (Uз – Uп)/ Uз · 100%, (3.6–3.7)/3.6·100% = 2.7%   Действительное значение угла наклона линии зуба β   cosβ= 0,5 · (Z1 + Z2) · mn/ aw, cosβ= 0,5 · (22+83) · 3/160, cosβ= 0.98, β=30   2.2.6 Определяем окружной модуль   mt = mn/ cosβ, [4,c.142] mt =3 /0.98=3.06мм   2.2.7 Уточняем диаметры делительных окружностей и межосевое расстояние   d1= mt · Z1, d1= 3.06· 22= 67мм,
					КП 2-37 01 02.07.00.ПЗ	Лист
Изм.	Лист	№докум.	Подп.	Дата
d2= mt · Z2, d2 =3.06 ·83 =253мм, aw =(d1+d2)/ 2, aw= (67+253)/2 = 160мм   2.3 Проверочные расчёты передачи 2.3.1 Проверочный расчёт передачи на контактную усталость активных поверхностей зубьев выполняем по условию контактной прочности ,   , где ZЕ–коэффициент, учитывающий механические свойства сопряженных зубчатых колес; ZЕ=190[2,с.15]; ZН –коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в зацеплении; ZН=2,41[2,с.15]; Zε –коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий; При εβ≥1 , [2,с.15]   εα = [1,88 - 3,2 · (1/ Z1 + 1/ Z2)] · cosβ, [7,с.39]   εα =[1,88-3,2·(1/22+1/83] ·0.98=1.68,   = 0.59   FtH –исходная окружная сила   FtН = 2 · Te1·10³/d1, FtН = 2·147·10³/67 = 4388Н Коэффициент нагрузки Кн определяется по следующей зависимости   Кн = КА· КHv· KHβ· KHα, [2,с.14]   где КА–коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку; КА =1[2,с.15]; КHv –коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении до зоны резонанса;   V = 0,1· nдв· d1/ 2000, V = 0,1·975·67/2000 = 3.26м/с
					КП 2-37 01 02.07.00.ПЗ	Лист
Изм.	Лист	№докум.	Подп.	Дата
При такой скорости следует принять 8 степень точности и тогда: КHv=1[7,с.40]; KHβ –коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями; KHβ=1,03[7,с.39];[2,с.58]; KHα –коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями; KHα =1,08[7,с.39]; КН =1·1·1.03·1.08= 1.1124, = 29.4МПа   Подставляем все вычисленные значения в формулу для проверочного расчёта   = 30.87МПа   Определяем процент недогрузки   (σн – σнр)/ σнр · 100%, (30.87–368)/368· 100%= 5%,   что соответствует рекомендации.   2.3.2 Проверочный расчёт на усталость по напряжениям изгиба выполняем по условию прочности σF ≤ σFP [2,с.29]   Расчётное местное напряжение при изгибе определяем по формуле:   σF = KF · YFS · Yβ · Yε · Ft /(в2 · mn) [2,с.29]   Для коэффициента нагрузки КF принимают: КF = КА · КFv · KFβ · KFα, [2,с.29] где КА –коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку; КА=1[2,с.29]; КFv –коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении до зоны резонанса; КFv =1,3[7,с.43]; KFβ –коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий; KFβ=1,08[2,с.59]; KFα –коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. , [7,с.47] = 0.89,   KF =1·1.03·1.08·0.89= 0.99
					КП 2-37 01 02.07.00.ПЗ	Лист
Изм.	Лист	№докум.	Подп.	Дата
YFS –коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений, определяется в зависимости от эквивалентного числа зубьев   Zv1 = Z1 / cos^3β, [2,с.62] Zv1= 22/0.98^3=23.4,   при этом YFs1=1 [2,с.38],[7,с.42].   Zv2 = Z2 /cos^3β, Zv2 = 83/0.98^3=88.29,   при этом YFs2=1 [2,с.38],[7,с.42]. Так как шестерня и колесо выполнены из одинаковых материалов, то расчёт ведём по тому из колёс, для которого YFS больше, то есть по шестерне. Принимаем YFS =1 Yε –коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев:   Yε =1/ εα, [2,с.32] Yε = 1/1.68= 0.59   Yβ – коэффициент, учитывающий наклон зуба.   Уβ = 1- εβ · β / 120, εβ = b2 / Рх, Px= Pn / sinβ, Pn= mn· π, Pn= 3·3,14 = 9.42мм, Px=9.42/0.017= 55.4мм, εβ = 62/55.4= 1.11, Уβ = 1- 1.11· 110/120= 0.0175   Подставляем все значения в формулу для проверочного расчёта передачи:   σF=1.25·3.75·0.0175·0.59/(31·4388)=3.55МПа   Напряжение изгиба σF значительно ниже допускаемого напряжения σFР, но это нельзя рассматривать как недогрузку передачи, поскольку основным критерием её работоспособности является контактная усталость.   2.4 Определение геометрических параметров колёс   2.4.1 Высота головки зуба   ha = mn ha = 3мм   2.4.2 Высота ножки зуба   hf = 1,25 · mn, hf= 1,25·3= 3.75мм
					КП 2-37 01 02.07.00.ПЗ	Лист
Изм.	Лист	№докум.	Подп.	Дата
2.4.3 Диаметры вершин зубьев   da1 = d1 + 2 · ha , da1 = 67+2·3= 73мм, da2 = d2 + 2 · ha, da2 = 253+2·3= 259мм   2.4.4 Диаметры впадин зубьев   df1 = d1 - 2 · hf, df1 = 67 – 2 · 3.75=59.5мм, df2 = d2 - 2 · hf, df2 =253 – 2 · 3.75= 245.5 мм   2.5 Определение сил, действующих в зацеплении 2.5.1 Окружная сила Ft = 2 · Te1·10³/d1, Ft = 2·147·10³/67= 4388H   2.5.2 Радиальная сила   Fr = Ft · tgα / cosβ, α=20º, Fr= 4388·0.36/0.98= 1611.9H   2.5.3 Осевая сила   Fa= Ft · tgβ, Fa= 4388·0.19=833.7H
					КП 2-37 01 02.07.00.ПЗ	Лист
Изм.	Лист	№докум.	Подп.	Дата
3 Предварительный расчёт валов редуктора 3.1 Вал редуктора испытывает совместное действие изгиба и кручения, причём характер изменения напряжений – повторно-переменный, поэтому основным расчётом валов является расчёт на выносливость, но в начале расчёта известны только крутящий момент Т, который численно равен передаваемому вращающему моменту Те. Изгибающие моменты Ми оказывается возможным определить лишь после разработки конструкций вала, когда, согласно чертежу, выявляется его длина. Кроме того, только после разработки конструкции определяются места концентрации напряжений: галтели, шпоночные канавки и т.д. Поэтому, прежде надо сделать предварительный расчёт валов, цель которого – определить диаметры выходных концов валов. Расчёт проводим условно только на кручение, исходя из условия прочности при кручении τ ≤ τadm,   где τadm – допускаемое напряжение на кручение. Поскольку мы заведомо пренебрегаем влиянием изгиба и концентрацией напряжений, то эту ошибку компенсируем понижением допускаемых напряжений. Выбираем материал для валов: ведущий вал – сталь 40Х; ведомый вал – сталь 45, для которого τadm =25…35МПа [4,с.294]. τ – касательное напряжение, возникающее в расчётном сечении вала. ,   где Т – крутящий момент. Ведущий вал: Т1=Тe1=147Н·мм; ведомый вал: Т2=Те2=508.3Н·мм. Wр –полярный момент сопротивления сечения при кручении.   Wр= 0,2 · dв³   Подставляем значения в условие прочности, получим ведущий вал:   ,   = 30.8мм Полученный результат округляем по ГОСТ 6636–69 до ближайшего большего значения из ряда R40[7,с.161]. Принимаем dв1=32мм. Ведущий вал редуктора соединяем с валом двигателя, чтобы выполнялось соотношение dв1/dдв ≤ 0,75. dв1 = 0,75 ·dдв,
					КП 2-37 01 02.07.00.ПЗ	Лист
Изм.	Лист	№докум.	Подп.	Дата
dв1 = 0,75 · 48= 36мм   Окончательно принимаем dв1=36мм, согласуя с ГОСТ 6636–69[7,с.161]. Ведомый вал: ,   dв2= =46.6мм   Полученный результат округляем по ГОСТ 6636–69 до ближайшего большего значения из ряда R40[7,с.161]. Окончательно принимаем dв2 =46мм. 3.2 Основные нагрузки, действующие на валы, возникают в зубчатом зацеплении (рассчитаны ранее во втором пункте): Fa=833.7H, Fr=1611.9H, Ft=4388H. Собственный вес вала и насаженных на нем деталей не учитываем, поскольку они играют роль лишь в весьма мощных передачах, где сила тяжести деталей выражаются величиной того же порядка, что и силы в зацеплении. Силы трения в опорах не учитываются. Большинство муфт, вследствие неизбежной несоосности соединяемых валов, нагружают вал дополнительной силой Fм. При расчёте валов можно приблизительно считать   , где Те2=Т2 – вращающий момент. =2930.2Н   На тихоходном валу редуктора, где вращающий момент значителен, должна быть предусмотрена расчетная консольная нагрузка Fм, приложенная к середине выступающего конца вала. Направление силы Fм в отношении окружной силы Ft может быть любым, так как это зависит от случайных неточностей монтажа. Поэтому в расчётных схемах силу Fм направляем так, чтобы она увеличивала напряжение от окружной силы Ft (худший случай). На расчётных схемах все силы, действующие на вал, а так же вращающие моменты как сосредоточенные, приложенные к середине ступиц, хотя в действительности они распределены по длине ступицы. 3.3 Диаметры под подшипники и колесо. 3.3.1 Ведущий вал:   Диаметр под подшипники   dn1 = dв1 + 2 · t, где t- высота буртика; t=2.5мм [8,с.108].
					КП 2-37 01 02.07.00.ПЗ	Лист
Изм.	Лист	№докум.	Подп.	Дата
dn1 = 36+2·2.5= 41мм   Принимаем по ГОСТ 8338-75 dn1=45мм [7,с.161].   3.3.2 Ведомый вал:   Диаметр под подшипники   dn2 = dв2 + 2 · t, где t- высота буртика; t=2.5мм [8,с.108].   dn2 = 46+2·2.5= 51мм   Принимаем по ГОСТ 8338-75 dn2 =50мм [7,с.161].   Посадочный диаметр под колесо:   dk2 = dn2 + 3,2 · r,   где r –радиус галтели; r=3мм [8,с.108].   dk2 =50+3,2·3= 56.4мм   Принимаем по ГОСТ 6636–69 dк2=55мм [7,с.161].
					КП 2-37 01 02.07.00.ПЗ	Лист
Изм.	Лист	№докум.	Подп.	Дата
4 Конструктивные размеры зубчатой пары   Расчет конструктивных размеров зубчатой пары производится по [7,с.233]. Шестерню выполняем за одно целое с валом (размеры рассчитаны во втором пункте): d1=67мм; da1=73мм; df1=59.5мм; b1=…мм. Колесо кованое: d2=253мм; da2=259мм; df2=245.5мм; b2=…мм.   4.1 Диаметр ступицы   dст=1,6 · dk2, где dk2 – посадочный диаметр под колесо (рассчитан ранее в третьем пункте).   dст=1,6·60= 96мм   Принимаем dст=…мм.   4.2 Длина ступицы   Lст = (1,2 …1,5) · dk2, Lст= (1,2…1,5) · 60= 72…90мм   Окончательно принимаем Lст=72мм.   4.3 Толщина обода   δo= (3…4) · mn, где mn - нормальный модуль (рассчитан ранее во втором пункте). δo= (3…4) · 3= 9…12мм   Окончательно принимаем δo=9мм.   4.4 Толщина диска   C = 0,3 · aw,   где aw - межосевое расстояние (рассчитано ранее во втором пункте).   C = 0,3·160 = 48мм   Принимаем C=48мм.   4.5 Фаска   h = 0,5· mn, h = 0,5·3= 1.5мм   Принимаем h=2мм.
					КП 2-37 01 02.07.00.ПЗ	Лист
Изм.	Лист	№докум.	Подп.	Дата
5 Размеры элементов корпуса и крышки редуктора   Расчет конструкций корпусных деталей производится по [7,с.241]. Определим основные размеры корпуса и крышки редуктора. 5.1Толщина стенок корпуса   δ = 0,025 · aw + 1,   где - межосевое расстояние (рассчитано ранее во втором пункте).   δ = 0,025·160+1=5мм   Окончательно принимаем δ=8мм. 5.2Толщина стенок крышки   δ1 = 0,02 · aw + 1, δ1= 0,02·160+1= 4.2мм   Окончательно принимаем δ1=8мм. 5.3 Толщина фланцев поясов корпуса и крышки. 5.3.1 Верхнего пояса корпуса   b = 1,5 · δ, b = 1,5·5= 7.5мм Принимаем b =8мм. 5.3.2 Пояса крышки   b1 = 1,5 · δ1, b1= 1,5·= 6.3мм Принимаем b1 =8мм. 5.3.3 Нижнего пояса корпуса (без бобышек)   p = 2,35 · δ, p = 2,35·5= 11.75мм   Принимаем p=10мм. 5.4 Толщина рёбер основания корпуса   m = (0,85…1) · δ, m = (0,85…1) · 5= 4.25…5мм   Окончательно принимаем m=5мм. 5.5 Толщина рёбер крышки   m1= (0,85…1) · δ1, m1= (0,85…1) · 8= 6.8…8мм   Окончательно принимаем m1=8мм.
					КП 2-37 01 02.07.00.ПЗ	Лист
Изм.	Лист	№докум.	Подп.	Дата
5.6 Диаметр фундаментных болтов   d1=(0,03…0,036) · aw + 12, d1=(0,03…0,036)·160+12 = 16.8…17.7мм   Окончательно принимаем болты с резьбой М18 5.7 Диаметр болтов у подшипников   d2= (0,7…0,75) · d1, d2= (0,7…0,75) · 18= 12.6…13.5мм   Окончательно принимаем болты с резьбой М16 5.8 Диаметр болтов, соединяющих крышку с основанием корпуса   d3= (0,5…0,6) · d1, d3= (0,5…0,6) ·18= 9…10.8мм   Окончательно принимаем болты с резьбой М12
					КП 2-37 01 02.07.00.ПЗ	Лист
Изм.	Лист	№докум.	Подп.	Дата
6 Подбор подшипников   Ведущий вал. Из предыдущих расчётов (пункт второй): Fa=…H, Fr=…H, Ft=… H. Из первого этапа компоновки: L1=…м. Составляем расчётную схему вала:     Реакции опор: Горизонтальная плоскость:   Rx1=Rx2=Ft/2=…/…=…Н   Вертикальная плоскость: , =…Н·м , , , =…Н,
					КП 2-37 01 02. ….00.ПЗ	Лист
Изм.	Лист	№докум.	Подп.	Дата
, , , =…Н Проверка: , , –… +…– …=0, 0=0 Суммарные реакции: , =…Н, , =…Н Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 1. Намечаем шариковые радиальные однорядные подшипники №… по ГОСТ 8338-75 [7,с.392], [8,с.410], для которых: d=…мм; D=…мм; B=…мм; C=…Н; Cо=…Н. Эквивалентная динамическая нагрузка определяется по формуле:   , [7,с.212] где R1 –радиальная нагрузка; R1=…H; Fa –осевая нагрузка; Fa=…H; V –коэффициент вращения кольца; V=1 при вращении внутреннего кольца подшипника относительно направления радиальной нагрузки [7,с.215]; Kб –коэффициент безопасности; Kб=… [7,с.214]; Кт –температурный коэффициент; Kт=1 при рабочей температуре подшипника менее 100ºС [7,с.214]. Значения коэффициентов Х, У определяются в зависимости от отношения Fa/Cо [7,с.212]. Fa/Cо=…/…=…   Этой величине соответствует коэффициент осевого нагружения е=… [7,с.212] Сравниваем отношения Fa/R1 с коэффициентом е[7,с.212]   Fa/R1 =…/…=…> е
					КП 2-37 01 02. ….00.ПЗ	Лист
Изм.	Лист	№докум.	Подп.	Дата
При этом Х=…; У=… [7,с.212]. Определяем эквивалентную динамическую нагрузку: Fred=(…·…·…+ …·…) ·…·…=…Н Расчётная долговечность в миллионах оборотов определяется по формуле: , [7,с.211]   =…млн.об. Расчётная долговечность в часах: , [7,с.211] где n1 –частота вращения ведущего вала редуктора. =…часов Ведомый вал несёт такие же нагрузки, как и ведущий: Fa=…H, Fr=…H, Ft=… H. Нагрузка на вал от муфты Fм=…Н. Из первого этапа компоновки: L2=…м. L3=…м. Составляем расчётную схему вала:
					КП 2-37 01 02. ….00.ПЗ	Лист
Изм.	Лист	№докум.	Подп.	Дата
Реакции опор: Горизонтальная плоскость , , , =…Н, , , , =…Н,   Проверка: , , …+… - …+…= 0, 0=0 Вертикальная плоскость: , =…Н·м, , , , =…Н, , , , =…Н, Проверка: , , …– …+…= 0, 0=0
					КП 2-37 01 02. ….00.ПЗ	Лист
Изм.	Лист	№докум.	Подп.	Дата
Суммарные реакции: ,   =…Н   ,   =…Н   Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 4. Намечаем шариковые радиальные однорядные подшипники №… по ГОСТ 8338-75[7,с.392], [8,с.410], для которых: d=…мм; D=…мм; B=…мм; C=…Н; Cо=…Н.   Fa/Cо =…/…=…   Этой величине соответствует коэффициент осевого нагружения е=… [7,с.212]. Сравниваем отношения Fa/R4 с коэффициентом е[7,с.212]:   Fa/R4 =…/…=…< е   При этом Х=…; У=… [7,с.212]. Эквивалентная динамическая нагрузка:   , [7,с.212] Fred=…·…·…·…=…Н   Расчётная долговечность в миллионах оборотов:   , [7,с.211]   =… млн.об.   Расчётная долговечность в часах:   , [7,с.211]   где n2 –частота вращения ведомого вала редуктора.   =… часов
					КП 2-37 01 02. ….00.ПЗ	Лист
Изм.	Лист	№докум.	Подп.	Дата
7 Проверка прочности шпоночных соединений   Шпонки призматические со скруглёнными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок – по ГОСТ 23360–78 [7,с.169], [8,с.427]. Материал шпонок – сталь 45 нормализованная. Напряжения смятия и условие прочности по формуле:     Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице.   σcм.adm = 100÷120 МПа   Ведущий вал: d=…мм; b×h=…×…мм; t1=4мм; длина шпонки L=…мм; момент на ведущем валу Те1=…Н·мм.   =… МПа,     σcм.max ‹ σcм.adm   Ведомый вал: Из двух шпонок – под зубчатым колесом и на выходном конце вала – более нагружена вторая (меньше диаметр вала и поэтому меньше размеры поперечного сечения шпонки). Проверяем шпонку на выходном конце вала: d=…мм; b×h=…×…мм; t1=…мм; длина шпонки L=…мм; момент на ведомом валу Те2=…Н·мм.   =… МПа,   σcм/max ‹ σcм.adm
					КП 2-37 01 02. ….00.ПЗ	Лист
Изм.	Лист	№докум.	Подп.	Дата
8 Уточнённый расчёт валов 8.1 Ведущий вал Выполнение уточнённого расчёта ведущего вала не имеет смысла, так как его диаметр был преднамеренно увеличен для того, чтобы соединить вал двигателя и выходной конец ведущего вала стандартной муфтой, чем был обеспечен запас прочности.   8.2 Ведомый вал Составляем расчётную схему нагружения вала, используя значения реакций опор в двух плоскостях, полученные при подборе подшипников. Устанавливаем два предполагаемых опасных сечения, подлежащих проверке на усталостную прочность: сечение А-А, проходящее через середину венца зубчатого колеса (dk2=…мм), и сечение Б-Б, проходящее через опору у выходного конца вала (dп2=…мм). Для этих сечений соблюдается условие:   S ≥ Sadm,   где Sadm - заданный или требуемый коэффициент запаса прочности. Sadm =1.6…2.1[8,с.253]. S -расчётный коэффициент запаса прочности   , [8,с.259] где Sσ, Sτ –коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям, определяемые по зависимостям:   , , где σ-1 и τ–1 –пределы выносливости гладких стандартных цилиндрических образцов при симметричном цикле изгиба и кручения. Для углеродистых конструкционных сталей   σ-1= 0,43 · σu, τ–1= 0,58 · σ-1
					КП 2-37 01 02. ….00.ПЗ	Лист
Изм.	Лист	№докум.	Подп.	Дата
Для стали 45 σu=570МПа.   σ-1 = 0,43 · 570= 245МПа, τ–1 = 0,58 · 245 = 142МПа   σа и τа –амплитуды напряжений цикла; σm и τm –средние напряжения цикла; Ψσ и Ψτ – коэффициенты чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений [7,с.164]; где Кσ и Кτ - эффективные коэффициенты концентраций напряжений [8,с.257]; Кd –коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения [8,с.258]; КF –коэффициент влияния параметров шероховатости поверхности [8,с.258]. В расчётах валов принимают, что нормальные напряжения изменяются по симметричному, а касательные по отнулевому циклу. Для симметричного цикла: σm = 0, σa =σu= Mu/Wxнетто,   где Ми – результирующий изгибающий момент,   ,   где Мх, Му - изгибающие моменты в горизонтальной и вертикальной плоскостях; Wхнетто –осевой момент сопротивления сечения при изгибе. Для отнулевого цикла:   τа = τm = τ/2 = T/2Wpнетто,   где Т –крутящий момент; Wрнетто –полярный момент сопротивления сечения при кручении.   Сечение А-А: Концентратор напряжений – шпоночный паз. Кσ =…; Кτ =…; Кd=…; КF=…; ψσ =…; ψτ=….   , =…мм^3
					КП 2-37 01 02. ….00.ПЗ	Лист
Изм.	Лист	№докум.	Подп.	Дата
, =…мм^3   Сечение Б-Б: Концентратор напряжений – прессовая посадка. Кσ/Кd =…; Кτ/Кd=…; КF =…; ψσ =…; ψτ=….   , =…мм^3, , =…мм^3   Для определения изгибающих моментов строим эпюры моментов в горизонтальной и вертикальной плоскостях.   Горизонтальная плоскость: МxI = 0, МxII = Rx3· L2 = …·…= …Н·м, МxIII = Rx3 · 2L2 + Ft · L2 = …·…·…+…·… =…Н·м, МxIII (спр) = Fm· L3 = …·…= …Н·м, МxIV =0   Вертикальная плоскость: МyI =0, МyII =Ry3·L2 = …·… = …Н·м, МyII(c)=Ry3·L2 + m =…·… +… = …Н·м, МyII (спр) =Ry4·L2 = …·… = …Н·м, МyIII=0   Из эпюр: Сечение А-А: МU1Г=…H·м, МU1B=…H·м
					КП 2-37 01 02. ….00.ПЗ	Лист
Изм.	Лист	№докум.	Подп.	Дата
, =…H·м, σ u =…/…=… МПа, τ= …/…= …МПа,   =…,   =…,   =…   Сечение Б-Б: МU2Г=…Н·м, МU2B=…, МU2=MU2Г =…H·м σu= …/…= …МПа, τ= …/…= …МПа =…,   =…,   =…
					КП 2-37 01 02. ….00.ПЗ	Лист
Изм.	Лист	№докум.	Подп.	Дата
					КП 2-37 01 02. ….00.ПЗ	Лист
Изм.	Лист	№докум.	Подп.	Дата
9 Выбор посадок Выбор посадок основных деталей производим по [7,с.263].   Посадка зубчатого колеса на вал … по ГОСТ 25347-82.   Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала ….   Отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца по ….   Мазеудерживающие кольца ….   Распорная втулка ….   Манжета армированная ….
					КП 2-37 01 02. ….00.ПЗ	Лист
Изм.	Лист	№докум.	Подп.	Дата
10 Смазка редуктора Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 10мм. Объем масляной ванны V определяем из расчета 0,25дм^3 масла на 1 кВт передаваемой мощности:   V = 0,25·…≈ …дм^3   Устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях σH=…МПа и скорости v=…м/с, рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна …м²/с [7,с.253]. Принимаем масло индустриальное … [7,с.253], [8,с.241]. Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом УТ-1, периодически пополняем его шприцем через пресс-маслёнки.
					КП 2-37 01 02. ….00.ПЗ	Лист
Изм.	Лист	№докум.	Подп.	Дата
11 Описание конструкции и сборки редуктора Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборка производится в следующей последовательности: На ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца и шариковые радиальные однорядные подшипники, предварительно нагретые в масле до 80 - 100°С. В ведомый вал закладывают шпонку b×h×l=…×…×… и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку, мазеудерживающие кольца и устанавливают шариковые радиальные однорядные подшипники, предварительно нагретые в масле. Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. После этого на ведомый вал надевают распорные кольца, в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки. Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают манжеточные уплотнители, пропитанные горячим маслом. Проверяют заклинивание подшипников. Ввёртывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и закрепляют фонарный маслоуказатель. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой. Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.
					КП 2-37 01 02. ….00.ПЗ	Лист
Изм.	Лист	№докум.	Подп.	Дата
12 Технико-экономические показатели 12.1 Важным показателем совершенства конструкции является условие равной прочности и долговечности всех элементов, поскольку наличие в конструкции хотя бы одного недостаточно прочного или недостаточно долговечного элемента снижает надёжность конструкции в целом. Но при проектировании редукторов оказалась оправданной система, при которой различные элементы конструкции рассчитывают на различную долговечность или на различный ресурс наработки до предельного состояния, поэтому в данной конструкции редуктора валы рассчитаны на неограниченный, а подшипники на ограниченный ресурс. При этом предусмотрена замена подшипников при очередных плановых ремонтах. В противном случае расчёт подшипников на большой ресурс мог бы привести к неоправданному завышению веса и габаритов конструкции. Главное, на что было обращено внимание при проектировании – чтобы ни один из этих элементов не выходил из строя раньше намеченного срока главного ремонта. 12.2 В проекте нами широко использованы стандартные изделия (подшипники, крепёжные детали, уплотнения, сливные пробки, пробки отдушин и т.д.), а также стандарты на различные элементы деталей (выточки, галтели, литейные уклоны, заплечики и т.д.). Этот важный технико-экономический фактор обеспечил: 12.2.1 Уменьшение объёма конструкторских работ, благодаря сокращению вновь проектируемых узлов и деталей, и выполненных чертежей. 12.2.2 Снижение сроков изготовления и общей стоимости изделия за счёт применения стандартной технологии, готовых (покупных) относительно дешёвых стандартных изделий и инструментов. 12.2.3 Регламентацию всех характеристик стандартизованных объектов, что даёт возможность централизации их производства, международного обмена и лёгкой замены во время эксплуатации и ремонта. 12.3 На всех стадиях проектирования редуктора соблюдался принцип унификации, направленный на повышение технико-экономических показателей конструкции, при этом учитывались типы и размеры подшипников качения, модули зубчатых колес, крепёжные детали, посадочные размеры и материалы. После разработки сборочных чертежей проведён окончательный анализ конструкции с целью унификации и получены следующие выводы: 12.3.1 Унификация модулей зубьев уменьшает номенклатуру зуборезного инструмента. 12.3.2 Унификация посадочных размеров снижает номенклатуру контрольных калибров. 12.3.3 Унификация крепёжных деталей уменьшает комплект гаечных ключей и количество запасных деталей, упрощает ремонтное обслуживание и эксплуатацию. 12.4 Назначение посадок, допусков, степеней точности, шероховатостей поверхностей деталей выполнено с позиции их влияния на эксплуатационные свойства редукторов и согласовано с технологическими возможностями
					КП 2-37 01 02. ….00.ПЗ	Лист
Изм.	Лист	№докум.	Подп.	Дата
производства редукторов, поскольку необоснованно высокие требования повысили бы себестоимость редукторов, не улучшая их качества. Выбранные степени точности наиболее экономичны для редукторов общего назначения. Использована наиболее распространённая система отверстия, поскольку сокращается номенклатура дорогих инструментов для отверстий. 12.5 Экономические аспекты при проектировании проявляются при выборе материалов, термообработки, упрочняющей технологии, формы и способа изготовления детали. Техн

Дата добавления: 2015-07-13