D= 140мм,

B= 33 мм,

r= 3,5 мм,

Сr= 92,3 кН

С0r= 56 кН

Проверочный расчет подшипников

Пригодность подшипников определяется  сопоставлением расчетной динамической грузоподъемности Сrр, Н, с базовой  Сr, или базовой долговечности L10h, ч, с требуемой Lh (Lh=37230 ч), по условиям:

Сrр ≤ Сr  или L10h ³ Lh

                                                                           (62)

,                                                                          (63)

где RЕ – эквивалентная динамическая нагрузка, Н

w - угловая скорость соответствующего вала,

m =3 – для шариковых подшипников.

Схема нагружения подшипников

Определим нагрузки в подшипниках.

Для шарикоподшипников характерны следующие соотношения:

Ra1 = Ra2 = Fa

Быстроходный вал.

Ra1 = Ra2 = 295,7 Н

Rr1 = RB; Rr2 = RA

Rr1 = 544,9 Н

Rr2 = 731,1 Н

Рисунок 6. Схема нагружения подшипников быстроходного вала

Промежуточный вал.

Ra1 = Ra2 = 680,3 Н

Rr1 = RD; Rr2 = RС

Rr1 = 3008,5 Н

Rr2 = 2600,4 Н

Рисунок 7. Схема нагружения подшипников промежуточного вала.

Тихоходный вал.

Ra1 = Ra2 = 680,3 Н

Rr1 = RЕ; Rr2 = RН

Rr1 = 2371,1 Н

Rr2 = 1570,1 Н

Рисунок 8. Схема нагружения подшипников тихоходного вала

Определение эквивалентной динамической нагрузки подшипников

Эквивалентная динамическая нагрузка, Н:

  при                                     (64)

  при  ,                                                    (65)

где Кб – коэффициент безопасности, находим по таблице 9.4 [4,с.133] Кб=1,4;

КТ – температурный коэффициент, при рабочей температуре до 100° С находим по таблице 9.5 [4,с.135] КТ = 1,0;

Х – коэффициент радиальной нагрузки, находим по таблице 9.1 [4,с.129] Х=0,56;

V – коэффициент вращения, для подшипников с вращающемся внутренним кольцом V = 1.

Быстроходный вал.

Определим для каждого подшипника соотношение и сравним полученное значение с е.

Значение коэффициентов е и Y для радиальных шарикоподшипников определим из соотношения Ra/Cor по таблице 9.2 [4,с.131].

Получаем е =0,2, Y=2,15.

Найдем эквивалентную динамическую нагрузку.

Н

Н

Промежуточный вал.

Определим для каждого подшипника соотношение и сравним полученное значение с е.

Получаем е =0,2, Y=2,1.

Найдем эквивалентную динамическую нагрузку.

Н

Н

Тихоходный вал.

Определим для каждого подшипника соотношение и сравним полученное значение с е.

Получаем е =0,175, Y=2,6.

Найдем эквивалентную динамическую нагрузку.

Н

Н

Определение расчетной динамической грузоподъемности

Быстроходный вал

Н

18898,5 ≤ 25500  

Промежуточный вал

Н

35465,3 ≤ 52700  

Тихоходный вал.

Н

21363,8 ≤ 92300  

Определение базовой долговечности

Быстроходный вал.

часов

91460,5 ³ 37230

Промежуточный вал.

часов

122156 ³ 37230

Тихоходный вал.

часов

3002342 ³ 37230

Определение пригодности подшипников

Условие Сrр ≤ Сr  и L10h ³ Lh выполняется, следовательно, предварительно выбранные подшипники пригодны для конструирования подшипниковых узлов.

Вывод: в данном пункте был произведен расчет редуктора. Определены основные габаритные размеры каждой передачи. Рассчитаны на прочность валы каждой ступени.

5.                 СМАЗЫВАНИЕ РЕДУКТОРА

Для редукторов общего назначения применяют непрерывное смазывание жидким маслом картерным непроточным способом (окунанием). Этот способ применяют для зубчатых передач при окружных скоростях

от 0,3 до 12, 5 м/с.

Выбор сорта масла зависит от значения расчетного контактного напряжения в зубьях sн и фактической окружной скорости колес n. По таблице 10.29 [4,с. 241] выбираем сорт масла И-Г-С-68.

Для двухступенчатых редукторов при смазывании окунанием объем масляной ванны определяют из расчета 0,4…0,8 л масла на 1 кВт передаваемой мощности. Для смазывания проектируемого редуктора достаточно 4 л масла.

В цилиндрических редукторах при окунании в масляную ванну колеса:

,                                                                        (66)

где m – модуль зацепления;

2,5 мм ≤ hм ≤ 0,25×393,6 = 98,4мм

Контроль уровня масла производится жезловым маслоуказателем.

Для слива масла в корпусе редуктора предусматриваем сливное отверстие, закрываемое пробкой М16´1,5.

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, устанавливаем отдушины в верхней точке редуктора.

Так как окружная скорость n < 2 м/с, то для смазки подшипников будем использовать пластичный материал консталин жировой УТ -1.

6.                 КОНСТРУИРОВАНИЕ КОРПУСА И ДЕТАЛЕЙ РЕДУКТОРА

Сконструируем колесо первой ступени

Толщина обода.

                                                                                  (67)

мм

Наружный диаметр ступицы.

                                                                                           (68)

мм

Длина ступицы.

lст=(1,0…1,5)d                                                                                   (69)

lст=1,5·53=79,5 мм

Толщина ступицы.

dст=0,3d

dст=0,3×53=15,9 мм

Толщина диска.

                                                                                  (70)

мм.

Сконструируем колесо второй ступени

Толщина обода.

мм

Наружный диаметр ступицы.

мм

Длина ступицы.

lст=1,5·75=112,5 мм

Толщина ступицы.

dст=0,3×75=22,5 мм

Толщина диска.

мм.

Расчёт толщины стенок корпуса и рёбер жёсткости:

                                                                                (71)

Принимаем значение толщины стенки корпуса редуктора δ = 6 мм

Определим основные размеры редуктора:

1.                 Диаметр болтов для крепления фундаментального фланца редуктора к раме: d1= M10; d0=11мм;

Расстояние между болтами: lв=(12…15)d1 =15·10 = 150 мм;

Ширина фланца К=3d=3·10=30мм;

Толщина фланца b=1,5δ=1,5·10=15мм; С=1,2·10=12мм.

2.                 Диаметр стержней болтов для соединения фланца крышки и основания корпуса на продольных длинных сторонах редуктора, d2 = M8; d0=9мм;

 Расстояние между болтами lв= (12…15)d =15·8 =120 мм;

Ширина фланца К1= 2,7·8 = 21,6мм;

Толщина фланца b=1,5δ=1,5·8=12мм; С1= 0,5·8 = 4 мм.

3.                 В проектируемом редукторе используем врезные крышки. По таблице К18 [4,с.396] выбираем крышки Dк1= 72 мм, Dк2= 100 мм, Dк3= 140 мм.

4.                 Для осмотра внутреннего состояния редуктора в крышке устанавливается люк.

5.                 Диаметр стержней винтов со шлицом под отвёртку для крепления крышки смотрового люка к фланцу, d5=M6;

 Ширина фланца К=2,7·6=16,2мм;

Расстояние между винтами lв=(12…15)d=13·6=78мм;

С=1,2·6=7,2мм; b2=1,5·6=9мм.

6.                 Для фиксирования корпуса редуктора относительно крышки редуктора применяем два штифта, диаметр штифта dшт=6 мм.

7.                 Для удобства монтажа в крышке редуктора изготавливаются проушины   диаметром d =3∙d = 3∙6 =18 мм.

7.               ПОДБОР И ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ МУФТ

Основной характеристикой для выбора муфты является номинальный вращающий момент Т, Нм, установлены стандартом. Муфты выбирают по большему диаметру концов соединяемых валов и расчетному моменту Тр, который должен быть в пределах номинального:

,                                                                            (72)

где  Кр – коэффициент режима нагрузки, таблице 10.26[4,с. 237] Кр= 2;

Т1 –вращающий момент на быстроходном валу редуктора, Нм.

 Нм

Выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую с полумуфтой под тормоз.

Муфта 125-28-I.1-28-II.2-У3 ГОСТ 21424-75.

Проверим выбранную муфту.

                                                                       (73)

где длина пальца, 33 мм;

диаметр установки пальцев, 78 мм;

z – число пальцев, 4;

dП – диаметр пальца, dП =14 мм.

МПа

                                                                      (74)

где длина втулки, 28 мм.

Муфта удовлетворяет условиям выбора.

Для соединения тихоходного вала и вала барабана выбираем зубчатую муфту МЗ 56-I-56-II.2-У3 по ГОСТ 5006-83.

Выбранную муфту проверим смятие зубьев.

                                                                        (75)

где К –  коэффициент, учитывающий режим работы, К=1,1;

b – длина зуба, b =10 мм;

d – диаметр делительной окружности, d =z∙m.

z – число зубьев, z=50;

m – модуль зацепления, m=2 мм;

  – допустимое удельное давление, =15 МПа.

МПа

Муфта удовлетворяет условиям выбора.

8.                 РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ

Призматические шпонки: две тихоходного вала и одну на быстроходном валу -  проверяем на смятие.

Под полумуфту быстроходного вала устанавливаем шпонку:

d = 28 мм, b = 8 мм, h = 7 мм, t1 = 4 мм, t2 = 3,3 мм, l = 22 мм.

Под колесо промежуточного вала устанавливаем шпонку:

d = 53 мм, b = 16 мм, h = 10 мм, t1 = 6 мм, t2 = 4,3 мм, l = 70 мм.

Под колесо тихоходного вала устанавливаем шпонку:

d = 75 мм, b = 20 мм, h = 12 мм, t1 = 7,5 мм, t2 = 4,9 мм, l = 100 мм.

Под полумуфту тихоходного вала устанавливаем шпонку:

d = 56 мм, b = 16 мм, h = 10 мм, t1 = 6 мм, t2 = 4,3 мм, l = 63 мм.

Условие прочности:

,                                                                                (76)

где Ft – окружная сила на шестерне или колесе, Н;

Асм = (0,94×h – t1)×lр – площадь смятия, мм2;

lр =l - b – рабочая длина шпонки со скругленными торцами, мм;

где l – полная длина шпонки; b, h, t1 – стандартные размеры;

[sсж] -  допускаемое напряжение на смятие, [sсж] = 190Н/мм2.

Вычислим напряжение смятия для шпонки под полумуфтой.

lр = 22 – 8 = 14мм

Асм = (0,94×7 – 4)×14 = 36,12 мм2

Н/мм2

Вычислим напряжение смятия для шпонки под колесом на промежуточном валу.

lр = 70 – 16 = 54мм

Асм = (0,94×10 – 6)×54 = 183,6 мм2

Н/мм2

Вычислим напряжение смятия для шпонки под колесом на тихоходном валу.

lр = 100 – 20 = 80мм

Асм = (0,94×12 – 7,5)×80 = 302,4 мм2

Н/мм2

Вычислим напряжение смятия для шпонки под полумуфту.

lр = 63 – 16 = 47мм

Асм = (0,94×10 – 6)×47 = 159,8 мм2

Н/мм2

Все шпонки выдерживают напряжение смятия.

9.                 ТЕХНИЧЕСКИЙ УРОВЕНЬ РЕДУКТОРА

Технический уровень оценивают количественным параметром, отражающим соотношение затраченных средств и полученного результата, который представляет собой его нагрузочную способность, в качестве характеристики которой можно принять вращающий момент Т2, Нм, на его тихоходном валу. Объективной мерой затраченных средств является масса редуктора m, кг.

Определение массы редуктора

Для цилиндрического редуктора:

,                                                                                (77)

где j - коэффициента заполнения, определяется по графику [4,с. 263]

в зависимости от межосевого расстояния аw j = 0,34;

r= 7300 кг/м3 – плотность чугуна;

V – условный объем редуктора.

,                                                                                      (78)

где L – наибольшая длина редуктора;

В – наибольшая ширина;

Н – наибольшая высота редуктора.

 мм3

кг

Определение критерия технического уровня редуктора

Критерий технического уровня  определяем путем расчета относительной массы:

                                                                                           (79)

 кг/(Нм)

По таблице12.1 [4,с. 261] определяем технический уровень редуктора как низкий.

ВЫВОД

В результате выполнения курсовой работы был рассчитан двухступенчатый цилиндрический редуктор с передаточными отношениями u1 =4, u1 =4,5 модулями зацепления m1 = 1,5, m2 = 2,5, крутящим моментом на тихоходном валу Тт= 748,54 Н·м  и на быстроходном валу - Тб.=46 Н·м.

Редуктор имеет низкий технический уровень.

В ходе выполнения курсовой работы были получены основы знаний по конструированию деталей машин, оформления конструкторской документации и разработки типовых узлов механических систем на базе современных стандартов.

ЛИТЕРАТУРА

1.     Дунаев П. Ф., Леликов О. П. Конструирование узлов и   деталей машин. Учебное пособие для вузов. М.: Высш. шк.,1985.

2.     Дунаев П. Ф., Леликов О. П. Детали машин. Курсовое проектирование. Учебное пособие. М.: Высш.шк. ,1990.

3.     Кудрявцев В. Н. Курсовое проектирование деталей машин. Учебное пособие для вузов. Л.: Машиностроение1984.

4.     Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование по деталям машин. М.: Высшая школа, 1991.

Страницы: 1, 2, 3, 4