Технические требования на чертеже редуктора расчёт цилиндрических зубчатых передач Расчёт зубьев червячного колеса Пример выполнения курсового проекта Расчет резьбовых соединений Зубчатые передачи Червячные передачи

Курсовой проект по дисциплине "Детали машин"

Конструируем узел ведущего вала:

а) наносим осевые линии, удаленные от середины редуктора на расстояние l1. Используя эти осевые линии, вычерчиваем в разрезе подшипники качения (можно вычерчивать одну половину подшипника, а для второй половины нанести габариты);

б) между торцами подшипников и внутренней поверхностью стенки корпуса вычерчиваем мазеудерживающие кольца. Их торцы должны выступать внутрь корпуса на 1-2 мм от внутренней стенки. Тогда эти кольца будут выполнять одновременно роль маслоотбрасывающих колец. Для уменьшения числа ступеней вала кольца устанавливаем на тот же диаметр, что и подшипники (d= 40 мм). Фиксация их в осевом направлении осуществляется заплечиками вала торцами внутренних колец подшипников;


Подпись:     Рисунок 16.8.в) вычерчиваем крышки подшипников уплотнительными прокладками (толщиной ~ 1 мм) и болтами. Болт условно заводится в плоскость чертежа, о чем свидетельствует вырыв на плоскости разъема. Войлочные и фетровые уплотнения применяют главным образом в узлах, заполненных пластичной смазкой. Уплотнения манжетного типа широко используют как при пластичных, так и при жидких смазочных материалах ;

г) переход вала d= 40 к присоединительному концу d = 32 мм
выполняют на расстоянии 10 — 15 мм от торца крышки подшипника так, чтобы ступица муфты не задевала за головки болтов крепления крышки. Длина присоединительного конца вала d = 32 мм определяется длиной ступицы муфты.

  Аналогично конструируем узел ведомого вала. Обратим внимание на следующие особенности:

а) для фиксации зубчатого колеса в осевом направлении предусматриваем утолщение вала с одной стороны и установку распорной втулки — с другой; место перехода вала от d= 65 мм к d= 60 мм смещаем на 2 — 3 мм внутрь распорной втулки с тем, чтобы гарантировать прижатие мазеудерживающего кольца к торцу втулки (а не к заплечику вала!);

б) отложив от середины редуктора расстояние l2, проводим осевые линии и вычерчиваем подшипники ;

в) вычерчиваем мазеудерживающие кольца, крышки подшипников с прокладками и болтами;

г) откладываем расстояние l3 и вычерчиваем звездочку цепной передачи; ступица звездочки может быть смещена в одну сторону для того, чтобы вал не выступал за пределы редуктора на большую длину. Переход от d 60 мм к d 55 мм смещаем на 2 — 3 мм внутрь подшипника с тем, чтобы гарантировать прижатие кольца к внутреннему кольцу подшипника (а не к валу!). Это кольцо — между внутренним кольцом подшипника и ступицей звездочки — не допускает касания ступицы и сепаратора подшипника;

д) от осевого перемещения звездочка фиксируется на валу торцовым креплением. Шайба прижимается к торцу ступицы одним или двумя винтами. Следует обязательно предусмореть зазор между торцом вала и шайбой в 2 — 3 мм для натяга.

На ведущем и ведомом валах применяем шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 23360 — 78. Вычерчиваем шпонки, принимая их длины на

5 — 10 мм меньше длин ступиц.

Непосредственным измерением уточняем расстояния между опорами и расстояния, определяющие положение зубчатых колес и звездочки относительно опор. При значительном изменении этих расстояний уточняем реакции опор и вновь проверяем долговечность подшипников.

 Проверка прочности шпоночных соединений

  Шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок — по ГОСТ 23360 — 78 (см. источники [2; 3; 5]).

Материал шпонок — сталь 45 нормализованная.

Напряжения смятия и условие прочности по формуле

 σсмmax = [σсм]

 Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице [σсм] = 100 - 120 МПа, при чугунной [σсм] = 50 - 70 МПа. Ведущий вал: d = 32 мм; b х h = 10 х 8 мм;

t1 = 5 мм; длина шпонки l = 70 мм (при длине ступицы полумуфты МУВП 80 мм, (см. источники 2; 3; 5); момент на ведущем валу Т1 = 125*103 Нмм;

 σсм = МПа <[σсм]

(материал полумуфт МУВП - чугун марки СЧ 20).

 Ведомый вал.

Из двух шпонок — под зубчатым колесом и под звездочкой — более нагружена вторая (меньше диаметр вала и поэтому меньше размеры поперечного сечения шпонки). Проверяем шпонку под звездочкой: d = 55 мм; b х h = 16 х 10 мм;

 tt = 6 мм; длина шпонки l = 80 мм (при длине ступицы звездочки 85 мм); момент T3 = 625*103 Нмм;

 σсм = МПа <[σсм]

 (обычно звездочки изготовляют из нормализованных углеродистых или легированных сталей). Условие σ см < [σсм] выполнено.

Уточненный расчет валов

 Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения — по отнулевому (пульсирующему).

 Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности s для опасных сечений и сравнении их с требуемыми (допускаемыми) значениями [s]. Прочность соблюдена при s > [s].

Будем производить расчет для предположительно опасных сечений каждого из валов.

  Ведущий вал (см. рис. 16.6).

Материал вала тот же, что и для шестерни (шестерня выполнена заодно с валом), т. е. сталь 45, термическая обработка - улучшение.

По табл. 6.2 при диаметре заготовки до 90 мм (в нашем случае da1 = 71,66 мм) среднее значение σв = 780 МПа.

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба

 σ-1 = 0,43σв = 0,43 * 780 = 335 МПа.

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений

 τ-1 = 0,58σ-1 = 0,58 * 335 = 193 МПа.

 Сечение А —А. Это сечение при передаче вращающего момента от электродвигателя через муфту рассчитываем на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.

 Коэффициент запаса прочности

  ,

где амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла

 τv = τm = 0,5τmax = T1/2Wк нетто ,

При d = 32 мм; b = 10 мм; t1= 5 мм
Wк нетто =мм3;

 τv = τm = =10,6 МПа.

Принимаем kτ = 1,68 (см. табл. 8.5, источник 3), ετ=0,76 (см. табл. 8.8, источник 3)
и Ψτ  = 0,1 (см. с. 166, источник 3).

 s = sτ =

ГОСТ 16162-78 указывает на то, чтобы конструкция редукторов предусматривала возможность восприятия радиальной консольной нагрузки, приложенной в середине посадочной части вала. Величина этой нагрузки для одноступенчатых
зубчатых редукторов на быстроходном валу должна быть  при

 (25*103 Нмм < Tb< 250*103 Нмм).

Приняв у ведущего вала длину посадочной части под муфту равной длине полумуфты l = 80 мм (муфта МУВП для валов диаметром 32 мм), получим изгибающий момент в сечении  А — А от консольной нагрузки

 М = 2,5*80/2 = 35,4*103 Нмм.

 Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

 

здесь опущены промежуточные выкладки (аналогичные выкладки см. ниже в расчете ведомого вала).
Результирующий коэффициент запаса прочности

 

получился близким к коэффициенту запаса sτ= 7,85. Это незначительное расхождение свидетельствует о том, что консольные участки валов, рассчитанные по крутящему моменту и согласованные с расточками стандартных полумуфт, оказываются прочными и что учет консольной нагрузки не вносит существенных изменений. Надо сказать и о том, что фактическое расхождение будет еще меньше, так как посадочная часть вала обычно бывает короче, чем длина полумуфты, что уменьшает значения изгибающего момента и нормальных напряжений.

Такой большой коэффициент запаса прочности (7,85 или 7,1) объясняется тем, что диаметр вала был увеличен при конструировании для соединения его стандартной муфтой с валом электродвигателя.

По той же причине проверять прочность в сечениях Б — Б и В — В нет необходимости.

  Ведомый вал (см. рис. 16.7).

Материал вала — сталь 45 нормализованная; σв = 570 МПа (см табл. 6.2).

Пределы выносливости σ-1= 0,43-570 = 246 МПа и τ-1 = 0,58*246= 142 МПа.

 Сечение А — А,. Диаметр вала в этом сечении 65 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки (см. табл. 8.5 источник 3): кσ=1,59 и кτ=l,49; масштабные факторы ε σ = 0,775; и ετ = 0,67 (см. табл. 8.8 источник 3); коэффициенты ψσ= 0,15 и ψτ = 0,1 (см. с. 163 и 166 источник 3).

Крутящий момент Т2 = 625 • 103 Н мм. Изгибающий момент в горизонтальной плоскости (см. рис. 16.7.2) M' = Rx3l2 = 75 • 82 = 6,15 •10 3 Н-мм;
изгибающий момент в вертикальной плоскости

 M'' = Ry3l2+Fa*0.5d2 = 1675 * 82 + 830*0.5*333.34 = 275*103 Н мм;

суммарный изгибающий момент в сечении А — А
МА_А = 275*103 Н мм;

 Момент сопротивления кручению (d = 65 мм; b = 18 мм; t1= 7 мм)

  Wк нетто =Н мм;

 Момент сопротивления изгибу (см. табл. 8.5 источник 3)
Wнетто = Н мм.

  Амплитуда и среднее значение цикла касательных напряжений

 =  МПа .

 Амплитуда нормальных напряжений изгиба

  σv = МА-А / 2WК нетто= МПа; среднее значение σm = 0.

 Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

 

 Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

 

 Результирующий коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям для сечения А-А 

 Сечение К-К . Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом (см. табл. 8.7 источник 3)

   и ; принимаем  и.

 Изгибающий момент М4 = FBl3 = 5126*82 ≈420*103 Н мм.

 Осевой момент сопротивления Н мм.

 Амплитуда нормальных напряжений МПа.,

 Полярный момент сопротивления Wp = 2W = 2*21.2 = 42.4*103 мм3.

 Амплитуда и среднее значение цикла касательных напряжений

 МПа.

 Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

 

 Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

  .

 Результирующий коэффициент запаса прочности

  .

 Сечение Л-Л. Концентрация напряжений обусловлена переходом от диаметра 60мм к диаметру 55мм: при  и  коэффициенты концетрации напряжений ;  (см.табл. 8.2 источник 3). Масштабные факторы ; (см. табл. 8.8 источник 3).

 Внутренние силовые факторы те же, что и для сечения К-К.

 Осевой момент сопротивления сечения мм3.

 Амплитуда нормальных напряжений  МПа.

 Полярный момент сопротивления сечения Wp =2*16.5*103 =33*103 мм3.

 Амплитуда и среднее значение цикла касательных напряжений

 МПа.

Коэффициенты запаса прочности .

 Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения Л-Л

 .

 Сечение Б-Б. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки (см. табл. 8.5 источник 3) ; ; ; .

Изгибающий момент (положим x1 = 60мм) МБ-Б = FВx1 = 5126*60 = 307*103 Н мм.

 Момент сопротивления сечения нетто при b = 16мм и t1 = 6мм

 Wнетто =мм3.

 Амплитуда нормальных напряжений изгиба

  = МБ-Б / Wнетто =МПа

 Момент сопротивления кручения сечения нетто

 Wк нетто =мм3.

 Амплитуда и среднее значение цикла касательных напряжений

 =МПа.

 Коэффициенты запаса прочности 

  

 Результирующий коэффициент запаса прочности

 

Сведём результаты проверки в таблицу

Сечение

А -А

К –К

Л -Л

Б –Б

Коэффициент запаса s

7.2

3.2

3.9

4.45

 16.8. Вычерчивание редуктора


Редуктор чертят в двух или трёх проекциях (рис. 16.9.) в возможно большем масштабе исходя из выбранного формата чертежа. Примеры основной надписи на чертеже и спецификации приведены в источнике [1].

  16.9. Посадки зубчатого колеса, звёздочки и посадки подшипников.

 Посадки назначаем в соответствии с указаниями настоящего пособия .

Посадка зубчатого колеса на вал H7/p6 по Гост 25437 – 82. Посадка звёздочки цепной передачи на вал редуктора H7/k6.

Шейки валов подшипников выполняем с отклонением вала  k6. Отклонение отверстий в корпусе под наружные кольца по Н7.

Остальные посадки назначаем, пользуясь данными табл. 10.13 источника [3].

 16. 10.  Выбор сорта масла

 Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 10 мм. Объем масляной ванны V определяем из расчета
0,25 дм3 масла на 1 кВт передаваемой мощности: V= 0,25-12,7*3,2 дм3.

По табл. 12.1 устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях

   = 392 МПа и скорости V = 3,38 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 28*106 м2/с. По табл. 12.3 принимаем масло индустриальное
И-ЗОА (по ГОСТ 20799-75*). Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом УТ-1 и периодически пополняем его шприцем через пресс-масленки.

 16.11.  Сборка редуктора

 Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов: на ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца и шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80-100°С; в ведомый вал закладывают шпонку 18х11х70 и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку, мазеудерживающие кольца и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле.

  Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.

После этого на ведомый вал надевают распорное кольцо, в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки.

 Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают войлочные уплотнения, пропитанные горячим маслом или стандартные резинометаллические манжеты, смазанные машинным маслом.
Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами

 Далее на конец ведомого вала в шпоночную канавку закладывают шпонку, устанавливают звездочку и закрепляют ее торцовым креплением; винт торцового крепления стопорят специальной планкой.

Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель.

Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой из технического картона; закрепляют крышку болтами.

 Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.


Проверочный расчет на выносливость при изгибе