Здесь можно найти учебные материалы, которые помогут вам в написании курсовых работ, дипломов, контрольных работ и рефератов. Так же вы мажете самостоятельно повысить уникальность своей работы для прохождения проверки на плагиат всего за несколько минут.
Предлагаем нашим посетителям воспользоваться бесплатным программным обеспечением «StudentHelp», которое позволит вам всего за несколько минут, выполнить повышение оригинальности любого файла в формате MS Word. После такого повышения оригинальности, ваша работа легко пройдете проверку в системах антиплагиат вуз, antiplagiat.ru, РУКОНТЕКСТ, etxt.ru. Программа «StudentHelp» работает по уникальной технологии так, что на внешний вид, файл с повышенной оригинальностью не отличается от исходного.
Работа № 125394
Наименование:
Курсовик Детали машин Редуктор.
Информация:
Тип работы: Курсовик.
Предмет: Машиностроение.
Добавлен: 02.03.2021.
Год: 2020.
Страниц: 38.
Уникальность по antiplagiat.ru: < 30%
Описание (план):
ВВЕДЕНИЕ
Редуктор – механизм, служащий для уменьшения частоты вращения и увеличения вращающего момента на валах. В корпусе редуктора расположены зубчатые и червячные колеса, неподвижно закрепленные на валах. Валы опираются на подшипники, размещенные в гнездах корпуса. В основном используются подшипники качения. Все редукторы классифицируются по типам, типоразмерам и исполнению. Тип редуктора определяется составом передач, порядком их размещения в направлении от быстроходного вала к тихоходному и положением осей зубчатых колес в пространстве. Для обозначения передач используют большие буквы русского алфавита: Ц – цилиндрическая, К – коническая, Ч – червячная П – планетарная и т. д. Если одинаковых передач две или более, то после буквы ставится соответствующая цифра. Наиболее распространены редукторы с горизонтальными валами. Обозначение типоразмера складываются из его типа и главного параметра его тихоходной ступени. Для передач цилиндрических и червячных редукторов главным параметром является межосевое расстояние.
? 1 Кинематический расчет
1.1Выбор электродвигателя
Рисунок 1.1 Электродвигатель. Муфта Редуктор Муфта Открытая зубчатая передача Моечная машина Находим общий КПД редуктора , (1.1)
Где, - КПД червячной передачи ( ) - КПД открытой передачи ( ) - КПД муфты ( ) - КПД подшипников ( ) 1.2Рассчитаем мощность на выходном валу привода: P_3=T·?/?10?^3 (2.2) P_3=70·0,942/?10?^3= .07кВт Находим требуемую мощность электродвигателя (2.3)
Определим угловую скорость: ?_4=?·n_3/30=3.14·9/ 0=0,942c^(-1) (2.4) По требуемой мощности Pтреб =0,37 кВт с учетом возможностей привода, состоящего из червячной uчер=8-80 ременной uотк=6-12 выбираем асинхронный двигатель серии А4 основного исполнения с синхронной частотой вращения n = 1000 мин-1. Обозначение – АИР71А6 Параметры выбранного электродвигателя: мощность Рдв = 0,37 кВт; асинхронная частота вращения nдв = 915 мин-1. 1.3 Определение мощностей и передаваемых моментов Определим передаточные числа привода (1.6)
где n3=9мин-1 – частота вращения приводного вала . Принимаем для червячной передачи uред=10 (1.7)
(1.8)
Определяем угловые скорости валов для быстроходного, тихоходного валов. (1.9)
Определяем мощности на валах: P1=Pтр·hмуф·hпод =0,1•0,98•0,99=0,097к т; (1.10) P2=0,097•0,8•0,99=0,07 кВт Р3= 0,077•0,98?0,992•0,95= 0,07кВт; Определяем крутящие моменты на валах Т1 = 9550· Р1/nдв = 9550•0,097/915= 1,01 Н?м; (1.11) Т2 = 9550•0,077/91,5= 8,01 Н?м; Т3 =9550•0,07/9=74,28Н?м Таблица 1.1. Значения частот вращения, мощностей и крутящих моментов на валах. Вал Мощность, Р,кВт Частота вращения n, Угловая скорость
Вращающий момент T, Нм I 0,097 915 95,77 1,0 II 0,077 91,5 9,58 8,0 III 0,07 9 0,94 74,28
2 Расчет передачи открытой Выбор материалов и термической обработки колес При мелкосерийном производстве и невысоких требованиях к размерам передачи для изготовления колес выбираем материалы для шестерни сталь 45, термообработка – нормализация, твердость НВ1 = 210; для колеса сталь 45Л, термообработка – нормализация, твердость НВ2 = 180.
Определение допускаемых напряжений изгиба [?_F ]=0.4?_Flim•Y_N (2.1) где ?Flim – предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов напряжений (см. табл. 4): для шестерни ?F lim1 = 1,75•НВ1 = 1,75•210 = 367,5 МПа; для колеса ?F lim2 = 1,75•НВ2 = 1,75•180 = 315 МПа. YN – коэффициент долговечности. Y_N=v(6&N_F0/N_K ) ?1 (2.2) где NF0 – базовое число циклов напряжений. Для сталей NF0 = 4•106. NК – расчетное число циклов напряжений за весь срок службы передачи. При постоянном режиме нагружения NK = 60 n c Lh , (2.3) где n – частота вращения шестерни, колеса, мин-1; с – число зацеплений зуба за один оборот колеса. Для нереверсивной передачи с = 1; Lh – срок службы передачи Lh = 2920 L Кг Кс, ч , (2.4) где L – число лет работы передачи; Кг – коэффициент годового использования передачи, Кс – число смен работы передачи в сутки. Lh =25920ч. Расчетное число циклов напряжений: для шестерни NK1 = 60•n1•с•Lh = 60•91,5•1•25920 = 142,3•106; для колеса NK2 = 60•n2•с•Lh = 60•9•1•25920= 13,99•106; Так как расчетное число циклов напряжений для шестерни NK1 =142,3106; и для колеса NK2 =13,99•106; больше базового числа циклов NF0 = 4•106, то принимаем YN =1,0. Допускаемые напряжения изгиба:
для шестерни [?_F ]_1=0.4•367.5•1=147 для колеса [?_F ]_2=0.4•315•1=126
Число зубьев шестерни и колеса Принимаем z1= 24, тогда z2= z1•u = 24•10,17 =244,08 Принимаем z2= 244
Теперь можем рассчитать модуль передачи m по формуле
где Кm = 14 – вспомогательный коэффициент; Т1 – вращающий момент на шестерне, Т =74,28 Н•м; ?_bd– коэффициент ширины венца колеса относительно диаметра, При консольном расположении зубчатых колес относительно опор ?_bd=0,25-4, Принимаем ?_bd=0,3 КF? – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий. При твердости зубьев колес Н ? 350 НВ коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий [5]
КF? =1+1,1• ?bd /SX (2.6)
где SX – номер схемы расположения колес. SX = 1 (рис. 2.1); КF? = 1+1,1•0,3/1 = 1,33, YFS1 – коэффициент, учитывающий форму зуба шестерни YFS1 =3,47+13,2/z1 = 3,47+13,2/24=4,02. Значения коэффициента формы зуба YFS при коэффициенте смещения исходного контура х=0 Таблица 2.1 Z1 17 20 25 30 40 50 60 ?80 YFS1 4,30 4,12 3,96 ,85 3,75 3,73 3,73 3 74
Рисунок 2.1 Схемы передач
m??(( 74,28? 1.33? 4.02)/(?24?^2•0.3•14 ) )=3,5
Стандартные значения модуля по ГОСТ 9563-80 Ряд 1, мм 1,5 2 2,5 3 4 5 6 8 10 Ряд 2, мм 1,75 2,25 2,75 3,5 4,5 5,5 7 9 11 В силовых зубчатых передачах обычно рекомендуют использовать значения модуля m ?1,5 мм. Принимаем m=3,5 Определение основных размеров шестерни и колеса. Диаметры делительные: (2.7) d_d1=3,5+24=84мм d_d2=3,5+244=854 мм диаметры вершин d_a=d+2m_n (2.8) d_a1=84+2•3,5=91мм d_a2=854+2•3,5=861 мм диаметры впадин d_f=d-2.5m_n (2.9) d_f1=84-2.5•3,5=75,2 мм d_f2=854-2.5•3,5=845 25 мм
Находим межосевое расстояние: aw= m_n (2.10) aw= мм
Ширина венца колеса: (2.11)
Примем b2= 141мм Ширина венца шестерни
Проверочный расчет передачи на выносливость при изгибе Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле (2.12) где Ft– окружная сила в зацеплении YF — коэффициент, учитывающий форму КF = КFB KFv-коэффициент нагрузки По табл. 3.8[1] KFv = 1,2. Таким образом, коэффициент KF = 1,33 • 1,2 = 1.59;
Определяем окружную силу: Ft= , (2.13) где Т– вращающий момент на валу шестерни, d– делительный диаметр шестерни,
Ft=2•74,28•1000/84=176 ,5H Определяем окружные скорости и значения степени точности изготовления шестерни и колеса. ?= , (2.14) где ?-угловая скорость шестерни d1 – делительный диаметр шестерни. ? =9,58?84/2?103=0,4м/ . При данной скорости (до 10 м/с) принимаем 8 степень точности. Коэффициент, учитывающий форму зубьев: шестерни YFS1= 4,02; колеса YFS2= 3,47+13,2/z2= 3,47+13,2/244=3,52 Расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса
?_F2=(1768,57•1.59•3 47)/(140,7•3)=20,15М а‹[?_F ]_2=126МПа Расчетное напряжение изгиба в зубьях шестерни
Проверочный расчет зубьев при изгибе максимальной нагрузкой Предельные допускаемые напряжения изгиба [?_F ]_max=?_Flim•Y_Nmax• _St/S_FSt (2.15) где ?Flim – предел выносливости зубьев при изгибе, МПа; YN max – максимальная величина коэффициента долговечности, YN max=4 KSt – коэффициент влияния частоты приложения пиковой нагрузки, KSt = 1,3; SFSt – коэффициент запаса прочности, SFSt = 1,75. для шестерни [?F]1max = 367,5• 4 • 1,3 / 1,75 = 1092 МПа; для колеса [?F]2max = 315• 4 • 1,3 / 1,75 = 936 МПа. Максимальные напряжения изгиба при перегрузке [?F]max = ?F • Кп ? [?F]max , МПа, (2.16) где Кп – коэффициент перегрузки. Для привода с асинхронным электродвигателем при пуске Кп = 2,5 (см. табл. 11). для шестерни ?F1 max = ?F1 • Кп = 20,15 • 2,5 = 57,48 МПа ‹ [?F1]max =1092 МПа; для колеса ?F2 max = ?F2 • Кп = 22,99• 2,5 = 50,39 МПа ‹ [?F2]max =936 МПа. Условие прочности выполняется.
? 3 Расчеты передачи редуктора
Материал червячного колеса выбирают с учетом скорости скольжения в зацеплении, в зависимости от этой скорости по мере убывания антизадирных и антифрикционных свойств различают три группы материала (табл. 3.14). [3] Для червяка применяют те же марки сталей, что и для зубчатых колес. С целью получения высоких качественных показателей передачи применяют закалку до твердости ? 45 HRC, шлифование и полирование витков червяка. Наиболее технологичными являются эвольвентные червяки (ZI). Так как выбор материала для колеса связан со скоростью скольжения, предварительно определяют ее значение, м/с:
где n и T соответственно – частота вращения и крутящий момент на колесе; u – передаточное число червячной передачи.
Выбираем материал червяка и венца червячного колеса. Принимаем для червяка сталь 45 с закалкой до твердости не менее HRC 45 и последующим шлифованием. Выбираем БрО5Ц5С5 (? группа), отливка в песок, [?_в ]?145МПа, [?_Т ]?80МПа,
Допускаемые контактные напряжения для материала ? группы:
Коэффициент долговечности К_HL=1для постоянной нагрузки C_v =0.95(см. п. 3.3.3.1).
[?]_H0=(0.75…0.9)=0, 5·145=108,75МПа (3.2)
Значения в скобках принимаем для червяка с твердостью HRC›45. Допускаемые напряжения изгиба вычисляем для материала зубьев червячного колеса: [?]_F=К_HL·[?]_F0=0. 4·31,6=20,38МПа (3.3) [?]_F0=0,25[?_Т ]+0,08[?_в ]=0,25?80+0,08?145=3 ,6
Число витков червяка z_1 принимаем в зависимости от передаточного числа: при U=10 принимаем z_1=4. Число зубьев червячного колеса z_2=z_1 U (3.5) z_2=4•10=40 Принимаем стандартное значение z_2=40. При этом u_1=z_2/z_1 (3.6) u_1=40/4=10. Отличие от заданного (10-10)/10 100%=0%. По ГОСТ 2144-76 допустимо отклонение ?4%.
Определяем межосевое расстояние из условия контактной выносливости a_w=(z_2/q+1) ?((170/(z_2/q [?_H ] ))^2 T_2 K) (3.7) a_w=(40/10+1) ?((170/(40/10•138,44))^ 8,01•?10?^3•1,25)=49 04мм. Межосевое расстояние можно округлять до значений из стан дартного ряда (80; 100; 125; 140; 160; 180; 200; 225; 250 мм и т. д.) или до чисел, оканчивающихся на 0 или 5. Принимаем aw = 50 мм. Модуль рассчитаем по формуле (3.8)
Принимаем по ГОСТ 2144-76 (табл. 4.2)[1] стандартные значения m =2 мм и q = 10. Межосевое расстояние при стандартных значениях m и q
(3.9)
Основные размеры червяка: Делительный диаметр червяка d1=qm (3.10)
d1= 2•10 =20 мм; Коэффициент смещения x=a_w/m-0.5•(z_2+g) (3.11) x=50/2-0.5•(40+2)=0 Рекомендуемые пределы значений коэффициента смещения для червячных передач –0,7?х?0,7. Однако допускается диапазон –1?x?1 Диаметр вершин витков червяка dal = d1+ 2m (3.12) dal =20+ 2 •2 = 24мм;
Диаметр впадин витков червяка dfl = d1- 2,4m; мм (3.13)
dfl =24 - 2,4 •2 = 15,2мм; Длина нарезанной части шлифованного червяка
(3.14)
мм Принимаем b1 =57 мм; Делительный угол подъема витка (по табл. 4.3): при z1 =4и q = 2 у = 21°48/
Основные размеры венца червячного колеса: Делительный диаметр червячного колеса
Уточняем КПД редуктора, при скорости ?_S=0,09 м/с приведенный коэффициент трения для оловянной бронзы и шлифованного червяка (таблица 4.4 [1]) f^=0,08 и приведенный угол трения ?^=4^0 ?50?^. КПД редуктора с учётом потерь в опорах, потерь на разбрызгивание и перемешивание масла
По таблице 4.7 [1] выбираем 8-ю степень точности передач. В этом случае коэффициент динамичности K_?=1,25. Коэффициент неравномерности распределения нагрузки (формула 4.26[1] ) K_?=1+(z_2/?)^3 (1-x) , (3.23) где коэффициент деформации червяка при q=10 и z_1=4 по таблице 4.6 [1] ?=70. Примем вспомогательный коэффициент x=0,6 (незначительные нагрузки, с. 65 [1]):
133,72МПа‹[?_H ]=138,4МПа. Результат расчёта следует признать удовлетворительным. Проверка прочности зубьев червячного колеса на изгиб. Эквивалентное число зубьев z_v=z_2/(cos^3 ?) (3.27) z_v=40/((cos?21?^0 48)^3 )=40,06 Коэффициент формы зуба по таблице 4.5 Y_F=2,27. Напряжение изгиба ?_F=(1,2T_2 KY_F)/(Z_2 b_2 m^2 ), (3.28)
?_F=(1,2?8,01•1,24?2 27)/(40?16?2^2 )=10,48МПа , Основное допускаемое напряжение изгиба для не реверсивной работы по табл. 4.8 [?_(-1F) ] = 45 МПа. Расчетное допускаемое напряжение [?_(-1F) ] =[?_(-1F) ] KFL Коэффициент долговечности примем по его минимальному значению KFL= 0,543 (см. с. 67). Таким образом [?_(-1F) ] = 45 •0,543 = 24,44 МПа. Прочность обеспечена, так как ?_F ‹ [?_(-1F) ]
Окружная сила на червячном колесе, равная осевой силе на червяке, F_t2=F_a1=(2T_2)/d_2 . (3.29) F_t2=F_a1=(2•8,01•?1 ?^3)/80=200,25Н. окружная сила на червяке, равная осевой силе на колесе, F_t1=F_a2=(2T_1)/d_1 (3.30) F_t1=F_a2=(2•1,01•?1 ?^3)/20=101Н радиальные силы на колесе и червяке F_r2=F_r1=F_t2•tg?. (3.31)
F_r2=F_r1=200,25•tg20 0=72,89Н
? 4 Первая компоновка редуктора
Компоновочный чертеж выполняем в двух проекциях -разрез по оси колеса и разрез по оси чертежа; желательный масштаб 1:1, чертить тонкими линиями! Примерно посередине листа параллельно его длинной стороне проводим осевую линию; вторую осевую, параллельную первой, проводим на расстоянии aw = 50 мм. Затем проводим две вертикальные осевые линии, одну для главного вида, вторую для вида сбоку. Вычерчиваем на двух проекция червяк и червячное колесо. Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса, принимая зазор { между стенкой и червячным колесом и между стенкой и ступицей червячного колеса ~15 мм.
Рисунок4.1 Вычерчиваем подшипники червяка на расстоянии l1 от другого, располагая их симметрично относительно среднего сечения червяка. Так же симметрично располагаем подшипники вала червячного колеса. Расстояние, между ними замеряем по чертежу 12 В связи с тем, что в червячном зацеплении возникают значительные осевые усилия, примем следующие подшипники: Исходя из полученных диаметров валов, предварительно выберем следящие подшипники.
Таблица 4.1 Условное обозначение подшипника Размеры, мм Грузоподъемность, кН d D B C/С0 46202 ГОСТ 831-75 15 31 11 8.25/ .65
? Таблица4.2
Условное обозначение подшипника Размеры, мм Грузоподъемность, кН d D B C/С0 7205A ГОСТ 27365-87 25 52 16.25 29.2/21
? 5 Расчет валов, выбор и расчет подшипников
5.1Определим параметры валов.
Выходной вал
Определяем расчетные ориентировочные геометрические размеры каждой ступени вала, мм. Выходной конец вала для установки муфты. Диаметр выходного конца вала определяется по формуле: (5.1)
где – крутящий момент на рассматриваемом валу, Нм; – пониженные допускаемые напряжения кручения, МПа, для выходных концов вала принимаются равными МПа[1]с.161;
Принятый диаметр обусловлен тем , что на конец вала должна одевается муфта, которая должна выдерживать определенный момент. Диаметр под манжету dм=25мм. Диаметр под подшипник dп=25мм. Диаметр по червячное колесо dч=25мм. Входной вал Выходной конец вала.
Выбираем d0=12 мм Диаметр под манжету dм=15мм. Диаметр под подшипник dп=15мм.
5.2.Уточнений расчет входного вала. Червячный вал проверять на прочность не следует, так как размеры его поперечных сечений, принятые при конструировании после расчёта геометрических характеристик, значительно превосходят те, которые могли быть получены расчётом на кручение. Проверим стрелу прогиба червяка (расчёт на жесткость). Приведенный момент инерции поперечного сечения червяка J_пр=(?d_f1^4)/64 (0,375+0,625 d_a1/d_f1 ) ( 5.2) J_пр=(3,14•?15,2?^4) 64 (0,375+0,625 24/15,2)=0,35•?10?^4 мм^4.
Стрела прогиба f=(l_1^3 v(F_t1^2+F_r1^2 ))/(48EJ_пр ) (5.3) f=(?122?^3 v(?101?^2+?172.89?^2 ))/(48•2,1•?10?^5•0,3 •?10?^4 )=0,009мм. Допускаемый изгиб [f]=(0,005?0,01)m=(0, 05?0,01)2=0,01?0,02 мм. Таким образом, жесткость обеспечена, так как
f=0,009мм‹[f].
5.3.Расчет подшипников Вал червяка Расстояние между опорами l_1=122 мм. Диаметр d_1=20 мм.
где для подшипников с углом ?=12 коэффициент осевого нагружения e=0,37 ([1]). Осевые нагрузки подшипников (таблица 9.21[1]). В нашем случае S_1‹S_2; F_a?S_2-S_1; тогда P_a1=S_1=17,61Н; P_a2=S_1+F_a1=17,64+ 00,25=217,89Н. Долговечность определяем по более нагруженному подшипнику. Рассмотрим правый («второй») подшипник. Отношение P_a2/P_r2 =3,2›e, поэтому эквивалентную нагрузку определяем с учётом осевой; P_э2=(ХP_r2 V?+YP_a2)K?_б K_T=(0.45·68+1,46·21 ,89)·1,3=0,45кН, Расчётная долговечность, млн.об., L=(C/P_э2 )^3=(8,25/0,45)^3=60 7млн.об. (5.12) Расчётная долговечность, ч L_h=(L•?10?^6)/60n=( 027•?10?^6)/(60•91,5 =109786ч. (5.13)
Рисунок 5.1 Вал тихоходный
Расстояние между опорами l_2=50 мм. Диаметр d_2=80мм. Реакции опор в плоскости xz R_х3=R_х4=F_t2/2=200, 5/2=100,13Н; (5.13) в плоскости yz R_y3 l_2+F_r2 l_2/2-F_a2 d_2/2=0; (5.14)
R_y3=(-72,89•50/2+10 •80/2)/50=-44,36Н;
R_y4 l_2-F_r2 l_2/2-F_a2 d_2/2=0; (5.15)
R_y4=(72,89•50/2+101 80/2)/50=-117,24Н.
Проверка: R_y3 ?+R?_y4-F_r2=-44,36+1 7,24-72,89=0. (5.16) Строим эпюры изгибающих моментов относительно оси Х в характерных сечениях Нм Мх1=0 ; ?М_х2=-R?_(y3 )•l_2/2 (5.16) ?М_х2=44.36?_ •0.05/2=1.1Нм Мх3=0 ; ?М_х2=R?_(y4 )•l_2/2 (5.17) ?М_х2=-117.24?_ •0,05/2=-2.9Нм Строим эпюры изгибающих моментов относительно оси Y в характерных сечениях Нм МY1=0 ; ?М_Y2=-R?_(x3 )•l_б/2 (5.18) ?М_Y2=-101.13?_ •0.05/2=-2.52Нм Суммарные реакции
где для подшипников коэффициент осевого нагружения e=0,36 Осевые нагрузки подшипников ([1]). В нашем случае S_3‹S_4; F_a?S_4-S_3; тогда P_a3=S_3=32,72Н; P_a4=S_3+F_a2=32,72+ 00,25=133,72Н. Долговечность определяем по более нагруженному подшипнику. Рассмотрим правый («второй») подшипник. Отношение P_a4/P_r4 =0,87›e, поэтому эквивалентную нагрузку определяем с учётом осевой; P_э2=(XP_r4 V+YP_a4 ?)K?_б K_T=(0,4•154,18+1,64 133,72)•1,3=0,08кН где X=0,4 и Y=1,64 Расчётная долговечность, млн.об., L=(C/P_э2 )^(10/3)=(29,2/0,08) (10/3)=345030858млн. б. (5.20) Расчётная долговечность, ч L_h=(L•?10?^6)/60n=3 5030858/(60•9)=63894 034ч. (5.21)
Рисунок 5.2
? 6 Расчет корпуса редуктора, шпонок, муфт 6.1Конструирование корпуса редуктора.
При конструировании литой корпусной детали стенки следует по возможности выполнять одинаковой толщины. Толщину стенок литых деталей стремятся уменьшить до величины, определяемой условиями хорошего заполнения формы жидким металлом. Поэтому чем больше размеры корпуса, тем толще должны быть его стенки. Основной материал корпусов - серый чугун не ниже марки СЧ15.[1, стр. 257] Назначаем материалом корпуса чугун марки СЧ15. Для редукторов толщину ? стенки, отвечающую требованиям технологии литья, необходимой прочности и жесткости корпуса, вычисляют по формуле [1, стр. 257] ?=1,2?Т?6мм где T - вращающий момент на выходном (тихоходном валу), Н•м. ? = 2,4 мм. Так как ?‹6, то принимаем ? = 6 мм. Плоскости стенок, встречающиеся под прямым углом или тупым углом, сопрягают дугами радиусом r и R. Если стенки встречаются под острым углом, рекомендуют их соединять короткой вертикальной стенкой. В обоих случаях принимают: r ? 0,5?; R ? 1,5?, где ? - толщина стенки. [1, стр. 257] Назначаем r = 3 мм; R = 9 мм; Формовочные уклоны задают углом ? или катетом a в зависимости от высоты h. [1, стр. 258] Толщину наружных ребер жесткости у их основания принимают равной 0,9...1,0 толщины основной стенки ?. Толщина внутренних ребер из-за более медленного охлаждения металла должна быть 0,8?. Высоту ребер принимают hp ? 5?. Поперечное сечение ребер жесткости выполняют с уклоном. [1, стр. 258] Часто к корпусной детали прикрепляют крышки, фланцы, кронштейны. Для их установки и крепления на корпусной детали предусматривают опорные платики. Эти платики при неточном литье могут быть смещены. Учитывая это, размеры сторон опорных платиков должны быть на величину С больше размеров опорных поверхностей прикрепляемых деталей. Для литых деталей средних размеров С = 2...4 мм. [1, стр. 258] При конструировании корпусных деталей следует отделять обрабатываемые поверхности от "черных" (необрабатываемых). Обрабатываемые поверхности выполняют в виде платиков, высоту h которых можно принимать h = (0,4...0,5)?. [1, стр. 258]
Во избежание поломки сверла поверхность детали, с которой соприкасается сверло в начале сверления, должна быть перпендикулярна оси сверла. [1, стр. 258]
Корпуса современных редукторов очерчивают плоскими поверхностями, все выступающие элементы (бобышки, подшипниковые гнезда, ребра жесткости) устраняют с наружных поверхностей и вводят внутрь корпуса, лапы под болты крепления к основанию не выступают за габариты корпуса, проушины для транспортировки редуктора отлиты заодно с корпусом. При такой конструкции корпус характеризуют большая жесткость и лучшие виброакустические свойства, повышенная прочность в местах расположения болтов крепления, уменьшение коробления при старении, возможность размещения большего объема масла, упрощение наружной очистки, удовлетворение современным требованиям технической эстетики. Однако масса корпуса из-за этого несколько возрастает, а литейная оснастка усложнена. [1, стр. 262] Назначаем крепление крышки редуктора к корпусу болтами. Диаметр d(мм) болтов крепления крышки принимают в зависимости от вращающего момента Т (Н•м) на выходном валу редуктора:
6.2.Подбор и проверочный расчет шпонок. Ведущий вал, шпонка под муфтой. Для данного конца вала диаметром 12 мм выбираем шпонку призматическую имеющую следующие размеры. [1, стр. 433] Таблица 6.1 d b h t1 l 12 5 5 3 16
Проверим данную шпонку на смятие: (6.2) Допускаемая нагрузка для стальной ступицы: [?см]=100 МПа 2) Выходной вал, шпонка под колесом. Для данного участка вала диаметром 34 мм выбираем шпонку призматическую имеющую следующие размеры. [1, стр. 433] Таблица 6.2 d b h t1 l 25 8 7 4 16
Проверим данную шпонку на смятие:
Допускаемая нагрузка для стальной ступицы: [?см]=100 МПа Выходной вал, шпонка под муфтой. Для данного участка вала диаметром 20 мм выбираем шпонку призматическую имеющую следующие размеры. [1, стр. 433] Таблица 6.3 d b h t1 l 20 6 6 3,5 25
6.3Выбор муфты Муфтой называется устройство для соединения концов валов или для соединения валов со свободно сидящими на них деталями (зубчатые колеса, звездочки и т.д.). Назначение муфты – передача вращающего момента без изменения его величины и направления. В ряду случаев муфты дополнительно поглощают вибрацию и толчки, предохраняют машину от аварий при перегрузках, а также используются для включения и выключения рабочего механизма без остановки двигателя. Выбор муфты производим по расчетному крутящему моменту и диаметру вала (6.4) Tном=1,01Н·м k=1.4 Tp=1.4·1,01 =2,28 Н·м Tp=1.4·8,01=11,21 Н·м Выбираем муфту –Муфта 16-12-2-У3 ГОСТ 21424-93 Муфта 63-20-2-У3 ГОСТ 21424-93
Рисунок 6.1 ? 7 Вторая компоновка редуктора. Используем чертежи первого этапа компоновки. Второй этап имеет целью конструктивно оформить основные детали – червячный вал, вал червячного колеса, червячное колесо, корпус, подшипниковые узлы и др. Смазывание зацепления и подшипников – разбрызгиванием жидкого масла, залитого в корпус ниже уровня витков так, чтобы избежать чрезмерного заполнения подшипников маслом, нагнетаемым червяком. На валу червяка устанавливаем крыльчатки; при работе редуктора они будут разбрызгивать масло и забрасывать его на колесо и в подшипники. Уплотнение валов обеспечивается резиновыми манжетами. В крышке люка размещаем отдушину. В нижней части корпуса вычерчиваем пробку для спуска масла и устанавливаем маслоуказатель .
Рисунок7.1 Конструируем стенку и крышки. Вычерчиваем фланцы и нижний пояс. Конструируем крюки для подъёма. Устанавливаем крышки подшипников глухие и сквозные для манжетных уплотнений. Под крышки устанавливаем металлические прокладки для регулировки. Конструкцию червячного колеса выполняем насаживая бронзовый венец на чугунный центр с натягом. Посадка H7/p6 по ГОСТ 25347-82.
? 8Сборка, смазка, редуктора 8.1.Сборка редуктора
Сборка редуктора: Сборку производим в одной из половинок корпуса (желательно производить сборку в нижней её половине). Устанавливаем на вал-червяк, подшипники и маслоотражательные кольца. Устанавливаем на оставшийся вал зубчатое колесо в соответствии с чертежами. Устанавливаем на валы подшипники и маслоотражательные кольца. Производим установку валов в корпус. Закрепляем вторую половину корпуса болтами на первой половине. Устанавливаем прокладки и манжетные уплотнения на входе и выходе(на валах1 и 2). Устанавливаем прижимные крышки. Сборка привода: Устанавливаем раму и закрепляем её, используя 8 фундаментных болтов. Устанавливаем двигатель и редуктор. Устанавливаем шкивы и производим предварительную установку ремней. Устанавливаем натяжное устройство и производим натяжение ремней до необходимой величины. Устанавливаем муфту.
8.2.Смазка передачи и подшипников редуктора. Способ смазки редуктора – струйная смазка. Этот метод смазки является более совершенным, но и более сложным и дорогим. При струйной смазке масло подается на зубья передач и в подшипники через специальные Брызгала или щелевые сопла, затем стекает в корпус редуктора и поступает в отстойник, где охлаждается. Струйную смазку применяют при неблагоприятном расположении деталей ( вертикальные валы). При подсчете потребного количества масла Q, л/мин, обычно полагают что все выделяемое тепло отбирается маслом [7,c.303]: (8.2.1) где N- передаваемая мощность, кВт ( N=0,1кВт); - коэффициент полезного действия редуктора с- удельная теплоемкость масла ( с=0,4 ккал/кг град [7,c.303]); - удельные вес масла ( =0,9кг/л); - прирост температуры масла ( = 5-10о С, принимаем “золотую середину” =8о С); - коэффициент , учитывающий эффективность использования масла ( = 0,5-0,8, принимаем “золотую середину” =0,7); Определяем количество масла для первого вала ( смазка подшипников):
Принимаем потребное количество масла Q= 2,5л/мин. Выбор смазочного материала основан на опыте эксплуатации машин. Принцип назначения сорта масла следующий: чем выше окружная скорость колеса, тем меньше должна быть вязкость масла, чем выше контактные давления в зубьях, тем большей вязкостью должно обладать масло. Поэтому требуемую вязкость масла определяют в зависимости от контактного напряжения и окружной скорости колес [6, с. 234]. При окружной скорости колес и рабочих контактных напряжений кинематическая вязкость смазки при , [5,с.304]. Принимаем масло инструментальное И20А ГОСТ 20799-79 имеющего при , [5,с.296]. Слив масла производится через маслоспускное отверстие в нижней части корпуса, которое закрывается резьбовой пробкой с прокладкой.
? 9Тепловой расчет редуктора Тепловой расчет редуктора Для проектируемого редуктора площадь теплоотводящей поверхности А ?0,73 м2 (здесь учитывалась также площадь днища, потому что конструкция опорных лап обеспечивает циркуляцию воздуха около днища). По формуле условие работы редуктора без перегрева при продолжительной работе t_раб=(P_1 (1-?))/(K_t•A•(1+?) )+?20?^0?[t_раб ] (9.1) где ? – КПД червячной передачи; P1 – мощность на червяке, Вт; Kt – коэффициент теплоотдачи, Вт/м2°С(Kt = 9–12 при плохих условиях охлаждения; Kt = 13–17 при хороших условиях охлаждения); А – площадь охлаждения корпуса без учета площади дна корпуса, м2:А?12•?a_w?^1.71=1 •?50?^1.71=0.09, где aw – межосевое расстояние червячной передачи; ?= 0,3 – коэффициент, учитывающий отвод теплоты от корпуса редуктора в металлическую плиту или раму; [t раб] = 95 °C – максимально допустимая температура нагрева масла:
? 10 Назначение посадок, выбор квалитетов точности шероховатости поверхностей, допусков формы и расположения поверхностей.
Единая система допусков и посадок – ЕСДП регламентирована стандартами СЭВ и в основном соответствует требованиям Международной организации по стандартизации – ИСО. Посадки основных деталей передач.
- зубчатые колеса на валы при тяжелых ударных нагрузках. - зубчатые колеса и зубчатые муфты на валы. - зубчатые колеса при частом демонтаже; шестерни на валах электродвигателей; муфты; мазеудерживающие кольца. - стаканы под подшипники качения в корпус; распорные втулки. - муфты при тяжелых ударных нагрузках. - распорные кольца; сальники. Отклонение вала k6 – внутренние кольца подшипников на валы. Отклонение отверстия H7 – наружные кольца подшипников качения в корпусе. Примечание: Для подшипников качения указаны отклонения валов и отверстий, а не обозначение полей допусков соединений, потому что подшипники являются готовыми изделиями, идущими на сборку без дополнительной обработки.
Назначение параметров шероховатости поверхностей деталей машин. - Поверхности отверстий из-под сверла, зенковок, фасок. Нерабочие поверхности. Посадочные нетрущиеся поверхности изделий не выше 12-го квалитета. - Точно прилегающие поверхности. Отверстия после черновой развертки. Поверхности под шабрение. Посадочные нетрущиеся поверхности изделий не выше 8-го квалитета. - Отверстия в неподвижных соединениях всех квалитетов точности. Отверстия в трущихся соединениях 11-го и 12-го квалитетов. Боковые поверхности зубьев зубчатых колес 8-й и 9-й степени точности. - Отверстия в трущихся соединениях 6-8-го квалитетов. Отверстия под подшипники качения. Поверхности валов в трущихся соединениях 11-го и 12-го квалитетов. Боковые поверхности зубьев зубчатых колес 7-й степени точности. - Поверхности валов в трущихся соединениях 6-го и 7-го квалитетов. Боковые поверхности зубьев зубчатых колес 7-й и 6-й степеней точности. - Поверхности валов в трущихся соединениях 6-го и 7-го квалитетов. Боковые поверхности зубьев зубчатых колес 7-й и 6-й степеней точности для более ответственных поверхностей. Поверхности валов под подшипники качения. - Весьма ответственные трущиеся поверхности валов либо других охватываемых деталей.
? Заключение В результате работы я систематизировал, закрепил и расширил теоретические знания, ознакомился с конструкциями типовых деталей и узлов, научился самостоятельно принимать и защищать решения инженерно – технических задач, рассчитывать и конструировать механизмы и детали общего назначения на основе полученных знаний, овладеть техникой разработки конструкторских документов на различных стадиях проектирования и конструирования. Также я произвёл расчёт основных элементов на прочность, жёсткость и устойчивость. Этот проект поможет мне в будущем в выполнении дипломной работы и в дальнейшем непосредственно на производстве.
? Литература.
1.Чернилевский, Д.В. Детали машин. Проектирование приводов технологического оборудования / Д.В. Чернилевский. – М: Машиностро- ение, 2001. – 456 с. 2. Дунаев, П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин: учебное по- собие / П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов. – 9-е изд., перераб. и доп. – М. : Издательский центр «Академия», 2006. – 496 с. 3. Кудрявцев, В.Н. Курсовое проектирование деталей машин / В.Н. Кудрявцев, Ю.А. Державец, И.И. Арефьев, И.С. Кузмин, В.Ф. Федоров . Л.: Машиностроение, 1983. – 395 с. 4. Орлов, П.И. Основы конструирования / П.И.Орлов. М.: Машино-строение, 1988. Т.1, 2. – 622 с., 573 с. 5. Решетов, Д.Н. Детали машин / Д.Н. Решетов. М.: Машинострое- ние, 1989. – 496 с. 6. Святков, С.Н. Руководство к курсовому проектированию / С.Н. Святков. Л.: Ленгорисполком, 1973. – 321 с. 7. Титовская, В.О. Передачи с гибкой связью. Методические указания к выполнению контрольных работ / В.О. Титовская. – Красноярск: КПИ, 1983. 8. Чернавский, С.А. Проектирование механических передач / С.А. Чернавский, Г.А. Снесерев, Б.С. Козинцов, К.Н. Боков, Г.М. Ицкович, Д.В. Чернилевский. М.: Машиностроение, 1975. – 560 с. 9. Чернавский, С.А. Курсовое проектирование деталей машин: учеб- ное пособие / С.А. Чернавский, Б.С. Козинцов, К.Н. Боков, И.М. Чернин, И.М. Ицкович. – М: ООО ТИД «Альянс», 2005. – 416 с. 10. Чернилевский, Д.В. Детали машин. Проектирование приводов технологического оборудования / Д.В. Чернилевский. – М: Машиностро- ение, 2001. – 456 с.
* Примечание. Уникальность работы указана на дату публикации, текущее значение может отличаться от указанного.
