Детали машин

Федеральное государственное  бюджетное образовательное учреждение высшего профессионального образования

«Тульский государственный  университет»

Кафедра «Проектирование механизмов и деталей машин»

ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА 

к курсовому проекту  ДМ - 9

по дисциплине «Детали  машин»

Выполнил: студент гр. 661582с     ________________         Осипов С. С.

Проверил: доцент                ________________        Соловьёв В.Д.

Тула 2012

ДМКП.ПЛК009.000 ПЗ

Лист

Изм

Лист

№ домум.

Подп.

Дата

Содержание

Введение____________________________________________________ 4

1. Кинематический расчет привода _______________________________ 5
2. Расчет цепной передачи_______________________________________ 9
3. Расчет цилиндрических зубчатых передач________________________ 12
1. Быстроходная ступень____________________________________ 12
2. Тихоходная ступень ______________________________________17
4. Компоновка редуктора_______________________________________22
5. Проверочный расчет валов____________________________________23
1. Быстроходный вал_____________________________________23
2. Тихоходный вал______________________________________25
6. Проверочный расчет подшипников качения______________________28
1. Быстроходный вал_____________________________________28
2. Тихоходный вал______________________________________30
7. Проверка шпонок____________________________________________ 32
8. Технология сборки редуктора _____________________________________ 33
9. Выбор смазки  __________________________________________________ 35
10. Экономическое обоснование _____________________________________36

 Список литературы____________________________________________ 37

Спецификации на сборочные  чертежи____________________________38

ДМКП.ПЛК009.000 ПЗ

изм

лист

№ докум.

Подп

Дата

Разраб.

Осипов

Пояснительная записка

лит

лист

листов

Пров.

Соловьев

У

1

ТулГУ гр. 661582 с

Н.контр.

Утв.

Введение

Редуктор – это  механизм, состоящий из зубчатых или  червячных передач, заключённый в отдельный закрытый корпус и работающий в масляной ванне. Назначение редуктора – понижение частоты вращения и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим. Редукторы широко применяют в различных отраслях народного хозяйства, в связи с чем число разновидностей редукторов велико.

В данной работе рассмотрен редуктор с двумя разъемами, быстроходный вал расположен наверху. Смазывание окунанием колеса в масло возможно при условии применения дополнительных устройств. На редукторе для смазывания зацепления быстроходной ступени и подшипников применено промежуточное зубчатое колесо, установленное на тихоходном валу.

При проектировании привода  производят кинематические расчёты, определяют силы, действующие на детали и звенья сборочных единиц, выполняют расчёты изделия на прочность, решают вопросы, связанные с выбором материала и наиболее технологичных форм деталей, освещаются вопросы сборки и разборки отдельных сборочных единиц и привода в целом.

Основной задачей на этапе конструирования привода является минимизация его стоимости и габаритных размеров при обеспечении надёжности и технологичности. Это достигается оптимальным соотношением  параметров привода и электродвигателя по рекомендуемым значениям передаточных чисел всех его элементов, которые основаны на инженерном опыте. Исходным документом при проектировании является техническое задание, отступление от которого недопустимо.

ДМКП.ПЛК009.000 ПЗ

Лист

4

Изм

Лист

№ домум.

Подп.

Дата

1   Кинематический  расчет привода

Привод ленточного конвейера состоит из асинхронного короткозамкнутого двигателя - 1, упругой компенсирующей муфты - 2 , цилиндрического двухступенчатого редуктора - 3, выполненного по развернутой схеме и цепной передачи - 4.

Рисунок 1 - Кинематическая схема привода.

Выбор электродвигателя

     Необходимая мощность привода по формуле (1.18) Р, кВт

Р_необх = F∙ V ∙10^-3 = 8100 ∙0,8∙10^-3 =6,48 кВт

где F – тяговое усилие ленты конвейера, F =8,1 кН;

V – скорость движения ленты конвейера, V =0,8 м/с.

С учетом потерь в кинематической цепи определим потребную мощность электродвигателя по формуле (1.19)

                            = ∙ ∙ ∙ ,

    - к.п.д. муфты, принимаем = 0,98;

   - к.п.д. цилиндрической зубчатой передачи, принимаем ⁼ 0,98;

ДМКП.ПЛК009.000 ПЗ

Лист

5

Изм

Лист

№ домум.

Подп.

Дата

    - к.п.д. пары подшипников, принимаем = 0,99;

   - к.п.д. цепной передачи, принимаем = 0,93.

η_общ = 0,98 ∙ 0,98²∙ 0,99⁴ ∙ 0,93= 0,841

Р= 6,48/0,841 = 7,71 кВт

Определим необходимую  частоту вращения  вала электродвигателя по формуле (1.22) (мин^-1)            

n_в – частота вращения приводного вала, мин^-1;

U₁U_2… - передаточное число кинематических пар привода

Частота вращения приводного вала:

Предварительно примем передаточное число по таблице 1.2 U_ц.=3. Предварительно принимаем U_р= 25

U_пр=U_р∙U_ц.

U_пр=25∙3 = 75

n= n_в∙ U_пр =30,57 ∙ 75 =2292,75 мин^-1

Из таблицы 1.3 выбираем электродвигатель 112М6

n_синх = 3000 мин^-1, n_эл = 2895 мин^-1, Р_э= 7,5 кВт

Размеры электродвигателя:

ДМКП.ПЛК009.000 ПЗ

Лист

6

Изм

Лист

№ домум.

Подп.

Дата

Эскиз электродвигателя:

Уточняем передаточные числа. Общее передаточное число  привода:

Оставляем  U_ц.= 3, тогда

Проводим разбивку U_р по ступеням. Передаточное число быстроходной ступени при U_р=26,5 … 45

U_Б=0,75 ≤ U_мах

Передаточное число тихоходной ступени

≤ U_мах

что удовлетворяет требованиям  таблицы 1.1.

Пронумеровав валы, начиная  с первого, найдем крутящие моменты  на них и частоты их вращения по формулам (1,28) … (1.30)

ДМКП.ПЛК009.000 ПЗ

Лист

7

Изм

Лист

№ домум.

Подп.

Дата

Сведем данные в таблицу 1

               Таблица 1

ДМКП.ПЛК009.000 ПЗ

Лист

8

Изм

Лист

№ домум.

Подп.

Дата

2 Расчет цепной передачи

Исходные данные: U_ц = 3; Т₄=2025 Н∙м; Т₃=733,14 Н∙м; n₄=30,57 мин^-1;                 n₃=91,63 мин^-1. Мощность на ведущей звёздочке =6,9кВт*, угол наклона цепной передачи β=45˚. Смазывание периодическое, двухсменная работа.

* =Р∙ η_м∙η_п² ∙ η_зп³ =7,71∙0,98∙0,99² ∙0,98³ =  6,96 кВт

1. Согласно п.1 методики расчета назначаем числа зубьев звездочек U=3,  Z₁= 25, тогда по формуле (2.10) получаем:

2. Принимаем предварительное соотношение межосевого расстояние и шага цепи t по соображениям долговечности по формуле (2.10):

3. Определяем расчётную мощность по формуле:

коэффициент динамичности нагрузки;

-коэффициент межосевого расстояния;

-коэффициент наклона линии  центров звёздочек передачи к  горизонту ;

-коэффициент способа регулировки  натяжении;

-коэффициент смазки и загрязнения  передачи; =1,5

-коэффициент режима или продолжительности  работы передачи в течении  суток;  =1,25

-коэффициент числа зубьев;

-коэффициент частоты вращения.

ДМКП.ПЛК009.000 ПЗ

Лист

9

Изм

Лист

№ домум.

Подп.

Дата

4. По таблице 2.6 назначаем однорядную цепь ПР – 19,05 - 32 ГОСТ 13568-97, шаг которой t = 19,05 мм,.
5. Определим длину цепи по формуле(2.16):

L_t=

где а=40-19,05=20,95мм

Округляем до чётного  числа 

6. Уточняем межосевое расстояние по формуле(2.16):

7. Фактическое межосевое расстояние находим по формуле:

8. Определяем диаметр делительных окружностей звёздочек по формуле(2.18):

9. Среднюю окружность скорость рассчитываем по формуле(2.20):

10.  Полезную нагрузку (Н) определяем по формуле(2.21):

ДМКП.ПЛК009.000 ПЗ

Лист

10

Изм

Лист

№ домум.

Подп.

Дата

11. Натяжение от силы провисания и центральной силы вычисляем по формуле(2.22) и (2.23), коэффициенте при угле наклона 45° к горизонту:

12. Натяжение ведущей  и ветвей цепи (Н) находим по формуле(2.24):

13. Проверяем цепь на разрыв по формуле(2.25):

Где [S]-допускаемый коэффициент запаса прочности.

Цепь удовлетворяет  условиям прочности.

14. Определим нагрузку на вал от цепной передачи

F_к= 1,15 ∙

ДМКП.ПЛК009.000 ПЗ

Лист

11

Изм

Лист

№ домум.

Подп.

Дата

3 Расчет цилиндрических зубчатых передач

3.1 Быстроходная ступень

Из таблицы 3.1 выбираем материал зубчатых колес:

n₁= 2895 мин^-1

T₂=169,8 Н∙м

U_Б= 7,1

Допускаемые напряжения определяем по таблице 3.2

для шестерни:

ДМКП.ПЛК009.000 ПЗ

Лист

12

Изм

Лист

№ домум.

Подп.

Дата

для колеса:

Срок службы передачи (ч) при 10 годах работы:

 t = 10∙К_год∙365∙24∙К_сут = 10 ∙ 0,6 ∙ 365 ∙ 24 ∙ 0,45=23652 ч

Число циклов нагружения по формуле (3.3)

N_k = 60∙n₁∙t= 60 ∙ 2895 ∙ 23652 = 4108,35∙10⁶

Эквивалентный  крутящий момент по формуле (3.2)

Т_НЕ2 =

При симметричном относительно опор расположении зубчатых колес ψ_ba = 0,4, тогда по формуле (3.3):

ψ_bd = 0,5 ∙ 0,4 ∙ (7,1+1) = 1,62

из таблицы 3.3 К_Нβ = 1,28

Расчетное значение допускаемого  контактного напряжения по формуле (3.5) σ_Нр = 0,4∙ (833+555,44)=555,4 МПа

Т.к. согласно условию (3.6) σ_Нр<1,23 σ_{Нр min} ; 555,4<1,23 ∙555,44=683,2 МПа, то принимаем σ_Нр = 555,44 МПа

 Ориентировочное межосевое  расстояние определим по формуле  (3.1)

а_w1 =

Принимаем значение а_w1 = 125 мм

Ширина колес  по формуле (3.7)

b_w2 = 0,4 ∙ 125= 45 мм;                    b_w1 =1,12 ∙45 = 50 мм

Модуль передачи m_n = (0,01 … 0,02) а_w= 1,6…3,5 Принимаем стандартный         m_n = 1,5 мм

Минимальный угол наклона  зубьев – по формуле (3.9)

ДМКП.ПЛК009.000 ПЗ

Лист

13

Изм

Лист

№ домум.

Подп.

Дата

β_min = arcsin

Суммарное число зубьев - по формуле (3.10)

Z_Σ =

Уточняем угол наклона  зубьев  по формуле (3.11)

β = arcos

Число зубьев шестерни по формуле (3.12)

Z₁ =

Полученное значение удовлетворяет условию Z₁≥ Z_1min =20  для угла  β до 12 º.

 Z₂ =166 – 20 = 146

Z_Σ =146+20=166

Окончательный угол наклона  зубьев

β = arcos

Фактическое передаточное число U_ф = Z₂/ Z₁ =146/=7,3 отличается от заданного менее, чем на 4% ,что допустимо.

Проверка - по формуле (3.14):

30,15 + 220,1=250,25, т.е. очень близко к 2а_w = 250 мм

Основные размеры колес – формулы (3.13) … (3.16)

Делительные диаметры и

Проверка - по формуле (3.14):

30,15 + 220,1=250,25, т.е. очень близко к 2а_w = 250 мм

Диаметры окружностей  вершин зубьев:

Диаметры окружностей  впадин зубьев

ДМКП.ПЛК009.000 ПЗ

Лист

14

Изм

Лист

№ домум.

Подп.

Дата

Силы в зацеплении  - по формулам (3.17)

Окружная скорость:

По таблице 3.4 назначаем 6-ю степень точности передачи.

Выполним проверочный расчет на выносливость при изгибе. Эквивалентная  окружная сила – по  формуле (3.19)

Коэффициенты К_Fα= 0,72, К_Fβ=1,21, К_А=2/1= 2

По формуле (3.23)

ω_Fν = 0,06∙0,02∙33,35

По формуле (3.22) определим динамическую добавку

0,0027

По формуле (3.21)

По формуле (3.20)

По формуле (3.24) эквивалентное число  зубьев

Коэффициенты формы зуба в зависимости  от Z_v   Y_Fs1 = 4,08; Y_Fs2 =3,6

По формуле (3.25) Y_β= 1 –

По формуле (3.27) ε_β= 

ДМКП.ПЛК009.000 ПЗ

Лист

15

Изм

Лист

№ домум.

Подп.

Дата

По формуле (3.28) ε_α= 

По формуле (3.26) Y_ε=1/1,69 = 0,59

По формуле (3.18) расчетное  напряжение изгиба для колеса

σ_F2=

для шестерни по формуле (3.29) σ_F1=29,08∙4,08/3,6= 32,96 МПа, что меньше

Таким образом, условия  изгибной выносливости выполняются.

Проверочный расчет на контактную выносливость.

При β=5,13º, коэффициент Z_H = 2,4. Коэффициент Z_ε  - по формуле (3.34)

Z_ε   =

Контактное  напряжение в полюсе зацепления – по формуле (3.33)

σ_Н0 = 190 ∙ 2,4 ∙ 0,6558

По табл. 3.6 К_Нν=1,04;

По формуле (3.35) К_Н=1,1 ∙ 1,28 ∙ 1,04 = 1,46

По формуле (3.31) σ_Н ≤ σ_Нр , σ_Н =323,14 ∙ = 390,45 МПа < σ_Нр=555,44 МПа.

Проверка наиболее полного  использования материала зубчатых колес:

 σ_Н/ σ_Нр = 390,45/555,44 = 0,7 , условие выполняется.

Проверочные расчеты  при действии  кратковременной  максимальной нагрузки осуществляем по формулам (3.36) и (3.37)

σ_{Н max}=390,45 ∙ = 552,2 МПа < σ_{Нр max}=1900 МПа

σ_{F max1}=32,96 ∙ 2/1= 65,92 МПа < σ_{НF max1}=1260 МПа

σ_{F max2}=29,08 ∙ 2/1= 58,16 МПа < σ_{НF max2}=797,95 МПа.

Условия прочности при  кратковременной перегрузке выполняются.

ДМКП.ПЛК009.000 ПЗ

Лист

16

Изм

Лист

№ домум.

Подп.

Дата

3.2 Тихоходная ступень

Из таблицы 3.1 выбираем материал зубчатых колес:

n₃= 91,63мин^-1; T₃=733,14 Н∙м; U_Т= 4,45

Допускаемые напряжения определяем  по таблице 3.2

для шестерни:

для колеса:

Срок службы передачи (ч) при 10 годах работы:

 t = 10∙К_год∙365∙24∙К_сут = 10 ∙ 0,6 ∙ 365 ∙ 24 ∙ 0,45=23652 ч

Число циклов нагружения по формуле (3.3)

N_k = 60∙n₃∙t= 60 ∙ 91,63 ∙ 23652 = 1300∙10⁶

Эквивалентный  крутящий момент по формуле (3.2)

Т_НЕ2 =

При симметричном относительно опор расположении зубчатых колес ψ_ba = 0,4, тогда по формуле (3.3):

ДМКП.ПЛК009.000 ПЗ

Лист

17

Изм

Лист

№ домум.

Подп.

Дата

ψ_bd = 0,5 ∙ 0,4 ∙ (4,45+1) = 1,09

из таблицы 3.3 К_Нβ = 1,1

Расчетное значение допускаемого  контактного напряжения по формуле (3.5) σ_Нр = 0,4∙ (833+555,44)=555,4 МПа

Т.к. согласно условию (3.6) σ_Нр<1,23 σ_{Нр min}; 555,4<1,23 ∙555,44=683,2 МПа, то принимаем σ_Нр = 555,44 МПа

 Ориентировочное межосевое  расстояние определим по формуле  (3.1)

а_w1 =

Принимаем значение а_w1 = 160 мм

Ширина колес  по формуле (3.7)

b_w2 = 0,4 ∙ 160= 64 мм;                    b_w1 =1,12 ∙64 = 72 мм

Модуль передачи m_n = (0,01 … 0,02) а_w= 1,6…3,5. Принимаем стандартный         m_n = 2 мм

Минимальный угол наклона зубьев – по формуле (3.9)

β_min = arcsin

Суммарное число зубьев - по формуле (3.10)

Z_Σ =

Уточняем угол наклона  зубьев  по формуле (3.11)

β = arcos

Число зубьев шестерни по формуле (3.12)

Z₁ =

Полученное значение удовлетворяет условию Z₁≥ Z_1min =29  для угла  β до 12 º.  Z₂ =159 – 29 = 130

Z_Σ =130+29=159

Окончательный угол наклона  зубьев

ДМКП.ПЛК009.000 ПЗ

Лист

18

Изм

Лист

№ домум.

Подп.

Дата

β = arcos

Фактическое передаточное число U_ф = Z₂/ Z₁ =130/29=4,48 отличается от заданного менее, чем на 4% ,что допустимо.

Основные размеры колес – формулы (3.13) … (3.16)

Делительные диаметры и 

Проверка - по формуле (3.14):

58,4 + 261,6=320, т .е. близко к 2а_w = 320 мм

Диаметры окружностей вершин зубьев:

Диаметры окружностей  впадин зубьев

Силы в зацеплении  - по формулам (3.17)

Окружная скорость:

По таблице 3.4 назначаем 9-ю степень точности передачи.

Выполним проверочный  расчет на выносливость при изгибе. Эквивалентная окружная сила – по  формуле (3.19)

Коэффициенты К_Fα= 1,0; К_Fβ=1,0, К_А=2/1= 2

По формуле (3.23)

ДМКП.ПЛК009.000 ПЗ

Лист

19

Изм

Лист

№ домум.

Подп.

Дата

ω_Fν = 0,06∙0,02∙1,26

По формуле (3.22) определим динамическую добавку

0,00006

По формуле (3.21)

По формуле (3.20)

По формуле (3.24) эквивалентное число  зубьев

Коэффициенты формы зуба в зависимости  от Z_v   Y_Fs1 = 3,8; Y_Fs2 =3,6

По формуле (3.25) Y_β= 1 –

По формуле (3.27) ε_β= 

По формуле (3.28) ε_α= 

По формуле (3.26) Y_ε=1/1,73 = 0,58

По формуле (3.18) расчетное напряжение изгиба для колеса

σ_F2=

для шестерни по формуле (3.29) σ_F1=83,15∙3,8/3,6= 87,8 МПа, что меньше

Таким образом, условия  изгибной выносливости выполняются.

Проверочный расчет на контактную выносливость.

При β=6,4º, коэффициент Z_H = 2,4. Коэффициент Z_ε  - по формуле (3.34)

Z_ε   =

Контактное  напряжение в полюсе зацепления – по формуле (3.33)

ДМКП.ПЛК009.000 ПЗ

Лист

20

Изм

Лист

№ домум.

Подп.

Дата

σ_Н0 = 190 ∙ 2,4 ∙ 0,76

По табл. 3.6 К_Нν=1,01;

По формуле (3.35) К_Н=1,1 ∙ 1,1 ∙ 1,01 = 1,22

По формуле (3.31) σ_Н ≤ σ_Нр , σ_Н =432,3 ∙ = 477,9 МПа < σ_Нр=555,44 МПа.

Проверка наиболее полного  использования материала зубчатых колес:

 σ_Н/ σ_Нр = 477,9/555,44 = 0,86 ,  условие выполняется.

Проверочные расчеты  при действии  кратковременной  максимальной нагрузки осуществляем по формулам (3.36) и (3.37)

σ_{Н max}=477,9 ∙ = 675,85 МПа < σ_{Нр max}=1900 МПа

σ_{F max1}=87,8 ∙ 2/1= 43,9 МПа < σ_{НF max1}=1260 МПа

σ_{F max2}=83,15 ∙ 2/1= 41,575 МПа < σ_{НF max2}=797,95 МПа.

Условия прочности при  кратковременной перегрузке выполняются.

ДМКП.ПЛК009.000 ПЗ

Лист

21

Изм

Лист

№ домум.

Подп.

Дата

4 Компоновка редуктора

Прежде чем переходить к дальнейшим расчётам валов и  подшипников, имея размеры спроектированных зубчатых передач, проводят первый вариант компоновки редуктора. Затем по мере расчёта деталей и выбора их конструктивных форм первоначальная компоновка уточняется, что,  в свою очередь, является основанием для корректировки расчётных схем узлов, например расположения опор вала. Таким образом, расчёты деталей и уточнение компоновочного чертежа ведутся параллельно.

      Компоновочный  чертёж выполняется в масштабе на ватмане. Начинаем с наиболее сложной части – компоновки редуктора.

Необходимый зазор а между внутренними поверхностями корпуса и вращающимися зубчатыми колесами определяем по формуле

Полученное а округляем в большую сторону до целого значения а=26мм.

Сначала чертим вал, затем от оси вала откладываем межосевое расстояние а_w1 = 125мм. Расстояние между дном корпуса и поверхностью зубчатых колес принимают b₀>4a. b₀=105мм.

Расстояние между торцами  колес с=(0,3…0,5)а.            с=11мм.

Зазор между торцом шестерни внутренней поверхности корпуса е₁= (1…1,2)а

е₁=30мм.

ДМКП.ПЛК009.000 ПЗ

Лист

22

Изм

Лист

№ домум.

Подп.

Дата

5 Проверочный расчет валов

5.1 Быстроходный вал

Исходные данные: частота вращения n₁=2895 мин^-1, крутящий момент                            Т₂ = 169,8 Н∙м

Принимаем материал вала сталь 40Х ГОСТ 4543-71, НВ > 270,  σ_в= 900 МПа,        σ_-1= 410 МПа, τ_-1=240 МПа.

Согласно схеме 1 и  рис. 1 по формулам (4.6) … (4.10) определяем реакции опор

    Реакции опор R и R (Н) определяют через их составляющие в различных плоскостях:

, где - геометрические параметры вала.

=

ДМКП.ПЛК009.000 ПЗ

Лист

23

Изм

Лист

№ домум.

Подп.

Дата

Изгибающий момент в  опасном сечении определяется по формуле (4,11):

Определяем коэффициент  К_L по формуле (4.42), где N_Е вычисляем по формуле (4.43) с учетом определенных ранее при расчете цилиндрической зубчатой передачи количества циклов нагружения  на каждой ступени графика нагрузки.

N₁ = 4108,35∙10⁶;  N₂ = 1300∙10⁶

N_Е = 4108,35∙10⁶∙ 0,75⁹ +  1300∙10⁶ ∙ 0,25⁹ = 308∙10⁶

N_Е > N₀, значит К_L= 1

Определяем коэффициенты, входящие в формулу (4.44). Для шпоночного паза и  из таб.4.3 имеем ; Из табл.4.5-

Поверхностное упрочнение не применяем, тогда = =1.

По формуле (4.44) находим:

;

где и - эффективные коэффициенты концентрации напряжений ;

 и  -коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения вала, определяем по таблице (4.5);

и -коэффициент влияния поверхностного упрочнения;

 и  -нормальное и опасное напряжение в опасном сечении вала.

Осевой и полярный моменты сопротивления для вала d=20мм , ослабленного шпоночным пазом 6х6мм,составляют по табл.4.7:

ДМКП.ПЛК009.000 ПЗ

Лист

24

Изм

Лист

№ домум.

Подп.

Дата

м³

 м³

Напряжения определяют по формуле (4.45)

Коэффициенты  запаса прочности рассчитывают по формулам (4.37) и (4.38)

Условие прочности вала соблюдено.

5.2 Тихоходный вал

Исходные данные: частота вращения n₃=91,63 мин^-1, крутящий момент                            Т₂ = 91,63 Н∙м

Принимаем материал вала сталь 40Х ГОСТ 4543-71, НВ > 270,  σ_в= 900 МПа,        σ_-1= 410 МПа, τ_-1=240 МПа.

Согласно схеме 3 и рис. 2 по формулам (4.6) … (4.10) определяем реакции опор

ДМКП.ПЛК009.000 ПЗ

Лист

25

Изм

Лист

№ домум.

Подп.

Дата

Нагрузку от муфты  принимаем по формуле (4.4)

Н

Изгибающий момент в  опасном сечении определяется по формуле (4,11):

Определяем коэффициент  К_L по формуле (4.42), где N_Е вычисляем по формуле (4.43) с учетом определенных ранее при расчете цилиндрической зубчатой передачи количества циклов нагружения  на каждой ступени графика нагрузки.

N₁ = 4108,35∙10⁶;  N₂ = 1300∙10⁶

N_Е = 4108,35∙10⁶∙ 0,75⁹ +  1300∙10⁶ ∙ 0,25⁹ = 308∙10⁶

N_Е > N₀, значит К_L= 1

Определяем коэффициенты, входящие в формулу (4.44). Для шпоночного паза и  из таб.4.3 имеем ; Из табл.4.5-

Поверхностное упрочнение не применяем, тогда  = =1.

По формуле (4.44) находим:

ДМКП.ПЛК009.000 ПЗ

Лист

26

Изм

Лист

№ домум.

Подп.

Дата

;

где и - эффективные коэффициенты концентрации напряжений;

 и  - коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения вала, определяем по таблице (4.5);

и - коэффициент влияния поверхностного упрочнения;

 и  - нормальное и опасное напряжение в опасном сечении вала.

Осевой и полярный моменты сопротивления для вала d=45мм , ослабленного шпоночным пазом 14х9мм,составляют по табл.4.7:

Напряжения определяют по формуле (4.45)

Коэффициенты  запаса прочности рассчитывают по формулам (4.37) и (4.38)

Условие прочности вала соблюдено.

ДМКП.ПЛК009.000 ПЗ

Лист

27

Изм

Лист

№ домум.

Подп.

Дата

6 Проверочный  расчёт подшипников качения

6.1 Быстроходный вал

Исходные данные:

    На основании  рекомендации п.5.1 выбран подшипник средней серии №7604  ГОСТ 333-79, у которого динамическая грузоподъёмность , угол , угол контакта

Коэффициент вращения V=1;коэффициент безопасности –по табл.5.8:

температурный коэффициент K

Находим соотношение F_r/Co и по рис.5.2 определяем значение параметра :

-для подшипника  F_r/Cor=1778.7/22000=0,08; :

-для подшипника II F_r/Cor=1344.2/22000=0,06; =0,1.

Осевые составляющие радиальных нагрузок определяем по формуле:

где -коэффициент минимальной осевой нагрузки ,принимаемый по графику  рис.5.2

Расчётная осевая нагрузка определяется по табл.5.10,при S и F >0:

-для подшипника I 177,87 Н

-для подшипника II Н

Дальнейший расчёт ведём  по наиболее нагруженному подшипнику II c

Находим соотношение  . Для этого соотношения из табл.5.7 определяем e=0,45.

Соотношение

ДМКП.ПЛК009.000 ПЗ

Лист

28

Изм

Лист

№ домум.

Подп.

Дата

Из табл.5.7 для  и , находим коэффициенты радиальной и осевой нагрузок Х=1,Y=1,39.

Эквивалентную динамическую  нагрузку на подшипник II вычисляем по формуле (5.3):

P =

Срок службы подшипника:

Долговечность подшипника находим по формуле(5.11)

где n частота вращения вала, мин ;

t - срок службы подшипника, ч.

Долговечность на каждой ступени графика нагрузки:

Приведённую динамическую нагрузку с учётом графика нагрузки определяем по формуле (5.10):

где Р ,P ,…P можно считать пропорциональной нагрузкой крутящим моментам Т на ступенях нагрузки.

Расчётную динамическую грузоподъёмность вычисляем по формуле(5.2):

< Cr=31500 Н

Вывод: Подшипник подобран правильно.

ДМКП.ПЛК009.000 ПЗ

Лист

29

Изм

Лист

№ домум.

Подп.

Дата

6.2 Тихоходный вал

Исходные данные

На основании рекомендации п.5.1 выбран подшипник средней серии №7607                      ГОСТ 333-79, у которого динамическая грузоподъёмность , угол , угол контакта

Коэффициент вращения V=1;коэффициент безопасности –по табл.5.8:

температурный коэффициент K

Находим соотношение F_r/Co и по рис.5.2 определяем значение параметра :

-для подшипника F_r/Cor=5631,6/61500=0,092; :

-для подшипника II F_r/Cor=6084,8/61500=0,098; =0,09.

Осевые составляющие радиальных нагрузок определяем по формуле:

, где  -коэффициент минимальной осевой нагрузки ,принимаемый по графику  рис.5.2

Расчётная осевая нагрузка определяется по табл.5.10,при S

-для подшипника I 506,84 Н

-для подшипника II Н

Дальнейший расчёт ведём по наиболее нагруженному подшипнику II c

Находим соотношение  . Для этого соотношения из табл.5.7 определяем e=0,30.

Соотношение

ДМКП.ПЛК009.000 ПЗ

Лист

30

Изм

Лист

№ домум.

Подп.

Дата

Из табл.5.7 для  и , находим коэффициенты радиальной и осевой нагрузок Х=0,74,Y=2,94. Эквивалентную динамическую  нагрузку на подшипник II вычисляем по формуле (5.3):

Срок службы подшипника:

Долговечность подшипника находим по формуле(5.11)

, где n частота вращения вала, мин ; t - срок службы подшипника, ч.

Долговечность на каждой ступени графика нагрузки :

Приведённую динамическую нагрузку с учётом графика нагрузки определяем по формуле (5.10):

где Р ,P ,…P можно считать пропорциональной нагрузкой крутящим моментам Т на ступенях нагрузки.

Расчётную динамическую грузоподъёмность вычисляем по формуле(5.2):

< Cr=71690 Н

Вывод: Подшипник подобран правильно.

ДМКП.ПЛК009.000 ПЗ

Лист

31

Изм

Лист

№ домум.

Подп.

Дата

11. Проверка шпонок

Вал 1

Выбранную шпонку проверяют  по напряжениям смятия (МПа) по формуле (4.47):

где - рабочая длина шпонки ,мм.

Вал 2

Вал 3

ДМКП.ПЛК009.000 ПЗ

Лист

32

Изм

Лист

№ домум.

Подп.

Дата

8 Технология сборки редуктора

Перед сборкой  внутреннюю полость корпуса редуктора  тщательно очищают и покрывают  маслостойкой краской. Сборку производят в соответствии с чертежом общего вида редуктора, начиная с узлов  валов.

На валы закладывают шпонки и напрессовывают элементы передач редуктора. Мазеудерживающие кольца и подшипники следует насаживать, предварительно нагрев в масле до 80-100 градусов по Цельсию, последовательно с элементами передач. 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 конических штифтов; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу. После этого в подшипниковые камеры закладывают смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок, регулируют тепловой зазор. В шпоночный паз на выходном конце ведущего вала закладывают шпонку и устанавливают полумуфту.  В шпоночный паз на выходном конце ведущего вала закладывают шпонку и устанавливают полумуфту, которая крепится концевой шайбой.

Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают войлочные  уплотнения, пропитанные горячим  маслом. Проверяют проворачиванием  валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышку винтами. Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое окно крышкой с прокладкой, закрепляют крышку болтами. Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.

Наличие зазоров в  подшипниках обеспечивает легкое вращение вала, предотвращает защемление тел качения в результате температурных деформаций.

ДМКП.ПЛК009.000 ПЗ

Лист

33

Изм

Лист

№ домум.

Подп.

Дата

9 

Устранение зазоров  повышает жесткость опор, точность вращения вала, а также улучшает распределение нагрузки между телами качения, повышая несущую способность  подшипника.

Таким образом, под регулированием подшипников понимают установление минимальных зазоров, при которых в условиях эксплуатации не возникает натяг (в результате температурных деформаций), или создание при необходимости предварительного натяга.

ДМКП.ПЛК009.000 ПЗ

Лист

34

Изм

Лист

№ домум.

Подп.

Дата

9 Выбор смазки

  Принцип назначения  сорта масла следующий: чем  выше окружная скорость колеса, тем меньше должна быть вязкость, а чем выше контактное напряжение ,тем большей вязкостью должно  обладать масло.

     Для данного  редуктора  выбираем индустриальное  масло марки И-30А                (И –Г –А–46) с вязкостью 3…5 мм²/с при температуре 50° по ГОСТ 17479.4-87. Это минеральное индустриальное масло, без присадок.

ДМКП.ПЛК009.000 ПЗ

Лист

35

Изм

Лист

№ домум.

Подп.

Дата

10 Экономическое обоснование

1.Спроектированный привод  машины включает редуктор. Необходимость  применения редуктора продиктована  следующими экономическими соображениями:

а) регулирование электродвигателя чаще всего экономически не целесообразно, так как за пределами номинального режима работы КПД двигателей значительно уменьшается;

б)масса и стоимость  электродвигателя при одинаковой мощности уменьшаются с увеличением скорости ,поэтому применение электродвигателя в сочетании с редуктором ,понижающим угловую скорость ,вместо электродвигателя с малой скоростью без редуктора экономически целесообразно;

2.Разбивка передаточного  числа редуктора по ступеням  приводит к минимизации его  массы и, следовательно, к уменьшению стоимости.

3.В аспекте выбора  машиностроительного материала,  его термической обработки и  способов упрочнения, приближение  в расчётах действительных напряжений  к допускаемым будет свидетельствовать  о снижении материалоёмкости  и стоимости конструкции .

4.При конструировании форм зубчатых колёс ,валов и других деталей  были использованы приёмы ,снижающие массу этих деталей, что также способствует экономичности .

5.Использованные элементы  стандартизации несомненно отразились  на удешевлении конструкции.

6.Применение способа уплотнения вращающихся валов и смазки выбранными смазочными материалами приводит к повышению долговечности.

ДМКП.ПЛК009.000 ПЗ

Лист

36

Изм

Лист

№ домум.

Подп.

Дата

Список  литературы

1.Дунаев П.Ф., Леликов  О.П. Конструирование узлов и деталей машин –М.:высш.шк.,1988-381с.

2.Соловьёв В.Д.,Фатеев  В.И. Детали машин курсовое  проектирование-Тула.:ТулГу,2004-321с.

3.Чернавский С.А., Снесарев  Г.А. Козинцев Б.С. Проектирование  механических передач-М.: Машиностроение .,1984-50с

4.Ширяев А.Д. Детали машин-М.:Машиностроение,1988-254с

5. ГОСТ 21354-87 (СТ СЭВ  5744-86) . Передачи зубчатые цилиндрические  внешнего заципления .Расчёт на  прочность .-Введ. 01.01.89.-М.:Изд-во стандартов ,1988-125с.

ДМКП.ПЛК009.000 ПЗ

Лист

37

Изм

Лист

№ домум.

Подп.

Дата

Изм

Лист

№ домум.

Подп.

Дата