Курсовая работа: Расчет и проектирование одноступенчатого зубчатого редуктора

Министерство образования Республики Беларусь

Минский государственный машиностроительный колледж

Расчетно-пояснительная записка

к курсовому проекту по «Технической механике»

Тема: Расчет и проектирование одноступенчатого зубчатого редуктора

Разработал:

учащийся гр.1-Дк

Зеньков Д.И.

Минск 2005

Перечень документов

Расчетно-пояснительная записка

Сборочный чертеж одноступенчатого цилиндрического редуктора

Спецификация

Чертеж вала тихоходного

Чертеж колеса зубчатого

         Содержание

1 Краткое описание работы привода

Тяговым органом заданного привода является цепной конвейер В цепных передачах (рис.1, а) вращение от одного вала к другому передается за счет зацепления промежуточной гибкой связи (цепи) с ведущим / и ведо­мым 2 звеньями (звездочками).

 Рис.1 Схема цепной передачи

В связи с отсутствием проскальзывания в цепных передачах обеспечивается постоянство среднего передаточного числа. Наличие гибкой связи допускает значительные межосевые рас­стояния между звездочками. Одной цепью можно передавать движение одновременно на несколько звездочек (рис.1, б). По сравнению с ременными цепные передачи имеют при прочих равных усло­виях меньшие габариты, более высокий КПД и меньшие нагрузки на валы, так как отсутствует необходимость в большом пред­варительном натяжении тягово­го органа.

Недостатки цепных передач: значительный    износ   шарниров цепи, вызывающий   ее   удлине­ние  и  нарушение правильности зацепления;       неравномерность движения цепи из-за  геометри­ческих   особенностей   ее зацеп­ления  с  зубьями  звездочек,   в  

результате чего появляются  до­полнительные динамические нагрузки в передаче; более высокие тре­бования к точности монтажа передачи по сравнению с ременными передачами; значительный шум при работе передачи.

Цепные передачи предназначаются для мощности обычно не более 100 кВт и могут работать как при малых, так и при больших скоростях (до 30 м/с). Передаточные числа обычно не превышают 7.

Применяемые в машиностроении цепи по назначению подразде­ляются на приводные, передающие энергию от ведущего вала к ведо­мому; тяговые, применяемые в качестве тягового органа в конвейерах; грузовые, используемые в грузоподъемных машинах. Из всех типов природных цепей наибольшее распространение имеют роликовые  с числом рядов от 1 до 4, втулочные , одно- и двухрядные, и зубчатые.

Кинематическая схема привода цепного конвейера приведена на рис.2.

Вращение привода передается от электродвигателя 1 ведущим звездочкам цепного конвейера 8 посредством клиноременной передачи 2, муфт 3 и 5, косозубого одноступенчатого редуктора 4, цепной передачи 6 и зубчатой открытой прямозубой передачи 7. При этом на кинематической схеме римскими цифрами обозначены тихоходные (I, III, VI) и быстроходные (II, IV, V) валы соответствующих передач.

Рис.2 Кинематическая схема привода цепного конвейера.

2 Кинематический расчет привода

2.1 Определение требуемой мощности и выбор двигателя

Исходные данные:

-          тяговое усилие цепи  F_t=13кН

-          скорость цепи  V=0,35 м/с

-          шаг тяговой цепи Р_t=220мм

-          число зубьев ведущих звездочек z=7

-          срок службы привода – 4 года в две смены.

Определяем мощность на тихоходном валу привода по формуле (1.1) [1,с.4]

         Р_VI= F_t· V                                                                              (2.1)

где Р_VI - мощность на тихоходном валу:

Р_VI=13·0,25=3,25кВт.

         Определяем общий КПД привода по формуле (1.2) [1,с.4]

По схеме привода

                                              (2.2)

где[1, с.5, табл.1.1]: - КПД ременной передачи;

- КПД зубчатой закрытой передачи;

- КПД цепной передачи;

- КПД зубчатой открытой передачи;

- КПД одной пары подшипников качения;

- КПД муфты.

Сделав подстановку в формулу (1.2) получим:

Определяем мощность, необходимую на входе[1,с.4]

                                                                             (2.3)

где Р_тр – требуемая мощность двигателя:

Определяем частоту вращения и угловую скорость тихоходного вала

                                                           (2.4)

об/мин

                                                                        (2.5)

Выбираем электродвигатель [1,с.390,табл. П1,П2]

Пробуем двигатель 4А112М4:

         Р_дв.=5,5кВт;

         n_с=1500об/мин;

         S=3,7%

         d_дв.=32мм.

Определяем асинхронную частоту вращения электродвигателя по формуле (1.3) [1,c.6]:

         n_a=n_c·(1-S);                                                                            (2.6)

         n_a=1500·(1-0,037);

         n_a=1444,5 об/мин

Определяем общее передаточное число привода

;                                                                    (2.7)

Производим разбивку прердаточного числа по ступеням. По схеме привода

         U_общ.=U_р.п.· U_з.з.· U_ц.п.· U_з.о.;                                                    (2.8)

Назначаем по рекомендации [1,c.7,c36]:

U_р.п.=3;

U_ц.п.=3;

U_з.о.=4; тогда

U_з.з.= U_общ./( U_р.п.· U_ц.п.· U_з.о.);

U_з.з.=2,94, что входит в рекомендуемые пределы

Принимаем U_з.з.=3.

Тогда

Находим:

                                                         (2.9)

         ;

Допускается ∆U=±3%

Принимаем окончательно электродвигатель марки 4А112М4

2.2 Определение частоты вращения и угловой скорости каждого вала

По формуле (2.5) определяем угловую скорость вала двигателя

         ;

         ;

                   n_дв.=1444,5 об/мин.

         По схеме привода (рис.1) определяем частоты вращения и угловые скорости каждого вала              

         ;                        ;

         ;                      ;

         ;                               ;

         ;                              ;

;           

;           ;

;          

;         

;                      

;                      ;

;                             

;                     

что близко к полученному в п.2.1.

2.3 Определение мощностей и вращающих моментов на каждом валу

Определяем мощность на каждом валу по схеме привода

                   ;

                   ;

                   ;

                   ;

                   ;             ;

                   ;          ;

                   ;          ;

                   ;          ;

                   ;           ;

                   ;          ;

что близко к определенному ранее в п.2.1.

Определяем вращающие моменты на каждом валу привода по формуле

                   (Нм)                                                           (2.10)

         ;    ;             Нм;

         ;        ;             Нм;

         ;      ;            Нм;

         ;     ;           Нм;

         ;     ;            Нм;

         ;       ;             Нм;

         ;     ;            Нм.

Проверка:

                                                                       (2.11)

         ;

         Нм

Все рассчитанные параметры сводим в табл.1.

                                                                                              Таблица 1

Параметры кинематического расчета

3 Расчет закрытой косозубой передачи

3.1 Исходные данные

Мощность на валу шестерни и колеса             Р₂=3,866 кВт

                                                                  Р₃=3,684 кВт

Вращающий момент на шестерне и колесе     Т₂=76,67 Нм

                                                                  Т₃=218,69 Нм

Передаточное число                                U=3

Частота вращения шестерни и колеса              n₂=481,5 об/мин

                                                                  n₃=160,5 об/мин

Угловая скорость вращения шестерни и колеса       ω₂=50,42 рад/с

                                                                  ω₃=16.8 рад/с

Передача нереверсивная.

Расположение колес относительно опор симметричное.

3.2 Расчет параметров зубчатой передачи

Выбираем материал для шестерни и колеса по табл.3.3 [1,c.34]:

шестерня – сталь 40Х, термообработка – улучшение 270НВ,

колесо - сталь 40Х, термообработка – улучшение 250НВ.

Определяем допускаемое контактное напряжение по формуле (3.9) [1,c.33]:

                                                                (3.1)

где    σ_Hlimb – предел контактной выносливости при базовом числе циклов;

К_HL – коэффициент долговечности;

         [S_H] – коэффициент безопасности;

по [1,c.33]: К_HL =1; [S_H] =1,1.

Определяем σ_Hlimb по табл.3.2 [1,c.34]:

         σ_Hlimb =2НВ+70;                                                           (3.2)

σ_Hlimb1 =2×270+70; σ_Hlimb1 =610МПа;

σ_Hlimb2 =2×250+70; σ_Hlimb1 =570МПа.

Сделав подстановку в формулу (3.1) получим

         ;      МПа;

         ;     МПа.

Определяем допускаемое расчетное напряжение по формуле (3.10) [1,c.35]:

                                                     (3.3)

         ;

         МПа.

Определяем межосевое расстояние передачи по формуле (3.7) [1,c.32]:

                                           (3.4)

где    К_а – числовой коэффициент;

К_Hβ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца;

          - коэффициент ширины;

         Т₂ – вращающий момент на колесе (по схеме привода Т₂=Т₃)

         Выбираем коэффициенты:

         К_а =43                 [1,c.32];

         К_Hβ =1,1     [1,c.32,табл.3.1];

         =0,315 назначаем по ГОСТ2185-66 с учетом рекомендаций [1,c.36];

         Т₂=Т₃=218,69Нм.

         Подставив значения в формулу (3.4) получим:

         ;    мм;

         Принимаем окончательно по ГОСТ2185-66 [1,c.36]

         мм.

         Определяем модуль [1,c.36]:

                                                                      (3.5)

         ;

         ;

Принимаем по ГОСТ9563-60 модуль m_n=2,0мм [1,c.36]

Определяем суммарное число зубьев по формуле (3.12) [1,c.36]:

                                                                   (3.6)

Принимаем предварительно β=12º (β=8º…12º), тогда cosβ=0,978

         ;         ;

Принимаем зуба.

Определяем число зубьев шестерни и колеса по формулам (3.13) [1,c.37]:

         ;

         ;   ;  ;

         ;

         ;        .

Уточняем фактическое передаточное число

         ;

         ;     

Определяем отклонение передаточного числа от номинального

         ;      .

Допускается ∆U=±3%

Уточняем угол наклона зубьев по формуле (3.16) [1,c.37]:

                                                           (3.7)

         ;   ;      .

Определяем делительные диаметры шестерни и колеса по формуле (3.17) [1,c.37]:

                                                                                     (3.8)

         ;               мм;

         ;              мм.

Проверяем межосевое расстояние

                                                                                   (3.9)

         ;     мм.

Определяем остальные геометрические параметры шестерни и колеса

         ;      ;                  

         ;         ;                           (3.10)

                   ;                  (3.11)

         мм;  

;           мм;

;           мм;

;           мм;

;       мм;

;             мм;

;      мм

;      мм;

;     мм;

;   мм.

Проверяем соблюдение условия (т.к. Ψ_ba<0,4)

         ;

         ;              ;

         0,315>0,223

Значит, условие выполняется.

Определяем окружные скорости колес

;          м/с;

         ;

;           м/с;

         м/с.

Назначаем точность изготовления зубчатых колес – 8В [1,c.32].

Определяем фактическое контактное напряжение по формуле (3.6) [1,c.31]

                          (3.12)

где К_Н – коэффициент нагрузки:

                            К_Н =К_Нά× К_Нβ× К_Нu;

К_Нά – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями;

К_Нβ - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине;

К_Нu - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении.

         Уточняем коэффициент нагрузки

         К_Нά =1,09;                                                 [1,c.39, табл.3.4]

         К_Нu =1;                                                      [1,c.40, табл.3.6]

         ;     ;     ,

тогда К_Нβ =1,2;                                                  [1,c.39, табл.3.7]

         К_Н =1,09×1,2×1;    К_Н =1,308.

Сделав подстановку в формулу (3.12) получим

         ;

         МПа.

         Определяем ∆σ_Н

                   ;

                   ;          недогрузки,

что допускается.

Определяем силы в зацеплении

- окружная

                   ;                                                                     (3.13)

         ;   Н;

- радиальная

;                                                           (3.14)

         ;   Н;

- осевую

                   ;                                                                    (3.15)

         ;    Н.

Практика показывает, что у зубчатых колес с НВ<350 выносливость на изгиб обеспечивается с большим запасом, поэтому проверочный расчет на выносливость при изгибе не выполняем.

Все вычисленные параметры заносим в табл.2.      

         Таблица 2

Параметры закрытой зубчатой передачи

4 Расчет тихоходного вала редуктора

4.1 Исходные данные

Исходные данные выбираем из табл.1 и табл.2 с округлением до целых чисел:

         Н;

         Н;

         Н.

         ;

         Н;

         Т₃=219Н;

         d=187мм;

         b=40мм.

По кинематическое схеме привода составляем схему усилий, действующих на валы редуктора. Для этого мысленно расцепим шестерню и колесо редуктора. По закону равенства действия и противодействия :

         F_a1= F_a2= F_a;

         F_t1= F_t2= F_t;

         F_r1= F_r2= F_r.

Схема усилий приведена на рис.3.

Рис.3 Схема усилий, действующих на валы редуктора

4.2 Выбор материала вала

 Назначаем материал вала. Принимаем сталь 45 с пределом прочности σ_в = 700МПа

[1,c.34, табл.3.3].

Определяем пределы выносливости материала вала при симметричном цикле изгиба и кручения

                                                        [1,c.162]

                                                        [1,c.164]

         ;      МПа;

         ;       .

4.3 Определение диаметров вала

Определяем диаметр выходного конца вала под полумуфтой из расчёта на чистое кручение

                                                                         (4.1)

где [τ_к]=(20…40)Мпа                                         [1,c.161]

Принимаем [τ_к]=30Мпа.

                   ;      мм.

         Согласовываем d_в с диаметром муфты упругой втулочной пальцевой МУВП, для этого определяем расчетный момент, передаваемый муфтой

                   Т_р3=Т₃×К                                                                      (4.2)

где К – коэффициент, учитывающий условия эксплуатации привода.

К=1,3…1,5                                                         [1,c.272, табл.11.3]

Принимаем К=1,5

Подставляя в формулу (4.2) находим:

                   Т_р3=219×1,5;

                   Т_р3=328,5Нм.

         Необходимо соблюдать условие

                   Т_р3<[T]                                                                         (4.3)

где [Т] – допускаемый момент, передаваемый муфтой.

В нашем случае необходимо принять [Т] 500Ни [1,c.277, табл.11.5]

Тогда принимаем окончательно

                   d_м2=40мм;

                   l_м2=82мм. (Длина полумуфты) Тип 1, исполнение 2.

         Проверяем возможность соединения валов стандартной муфтой

                   ;

         ;       мм.

Так как соединение валов стандартной муфтой возможно.

Принимаем окончательно с учетом стандартного ряда размеров R_а40:

         мм.

Намечаем приближенную конструкцию ведомого вала редуктора (рис.4), увеличивая диаметр ступеней вала на 5…6мм, под уплотнение допускается на 2…4мм и под буртик на 10мм.

Рис.4 Приближенная конструкция ведомого вала

мм;

мм – диаметр под уплотнение;

мм – диаметр под подшипник;

мм – диаметр под колесо.

4.4 Эскизная компоновка ведомого вала

Назначаем предварительно подшипники шариковые радиальные однорядные средней серии по мм подшипник №308, у которого D_п=90мм; В_п=23мм [1,c.394, табл.П3].

Выполняем эскизную компоновку вала редуктора. Необходимо определить длину вала L и расстояния от середины подшипников до точек приложения нагрузок a, b и с (рис.5).

Рис.5 Эскизная компоновка ведомого вала

е=(8…12)мм – расстояние от торца подшипника до внутренней стенки корпуса редуктора;

К=(10-15)мм – расстояние от внутренней стенки корпуса до торца зубчатого колеса.

Принимаем

l_ст=b+10мм – длина ступицы колеса:

l_ст=40+10=50мм;

(30…50)мм - расстояние от торца подшипника до торца полумуфты.

Принимаем  40мм.

Определяем размеры а, b, с и L.

а=b=Вп/2+е+К+lст/2;

а=b=23/2+10+11+50/2;

а=b=57,5мм

Принимаем а=b=58мм.

         с= Вп/2+40+lм/2;

         с=23/2+40+82/2;

         с=93,5мм

Принимаем с=94мм.

         L=Вп/2+a+b+c+ lм/2;

         L=23/2+58+58+94+82/2;

         L=262,5мм;

Принимаем L=280мм.

4.5 Расчет ведомого вала на изгиб с кручением.

Заменяем вал балкой на опорах в местах подшипников.

Рассматриваем вертикальную плоскость (ось у)

Изгибающий момент от осевой силы Fа будет:

         m_а=[Fa×d/2]:

         m_а=164·187×10^-3/2;

m_а=30,7Н×м.

Определяем реакции в подшипниках в вертикальной плоскости.

1åm_Ау=0

-R_By·(a+b)+F_r·a- m_а=0

R_By=(F_r·а- m_а)/ (a+b);

R_By= (899·0,058-30,7)/ 0,116;

R_By==184,8Н

Принимаем R_By=185Н

2åm_Ву=0

R_Аy·(a+b)-F_r·b- m_а=0

R_Аy==(F_r·b+ m_а)/ (a+b);

R_Аy =(899·0,058+30,7)/ 0,116;

R_Аy =714,15Н

Принимаем R_Аy=714Н

Проверка:

åF_Ку=0

R_Аy- F_r+ R_By=714-899+185=0

         Назначаем характерные точки 1,2,2’,3 и 4 и определяем в них изгибающие моменты:

         М_1у=0;

         М_2у= R_Аy·а;

         М_2у=714·0,058;

М_2у =41,4Нм;

         М_2’у= М_2у- m_а(слева);

         М_2’у=41,4-30,7;

М_2’у =10,7Нм;

М_3у=0;

М_4у=0;

Строим эпюру изгибающих моментов М_у, Нм (рис.6)

Рассматриваем горизонтальную плоскость (ось х)

1åm_Ах=0;

         Рис.6 Эпюры изгибающих и крутящих моментов ведомого вала.

F_М·(a+b+с)-R_Вх·(a+b)- F_t·a=0;

972·(0,058+0,058+0,094)-R_Вх·(0,058+0,058)-2431·0,058=0;

R_Вх=(204.12-141)/0,116;

R_Вх=544,13Н

R_Вх»544Н

2åm_Вх=0;

-R_Ах·(a+b)+F_t·b+F_м·с= 0;

R_Ах=(2431×0,058+972×0,094)/0,116;

R_Ах=2003,15Н

R_Ах»2003Н

Проверка

åm_Кх=0;

-R_Ах+ F_t- F_м+R_Вх=-2003+2431-972+544=0

Назначаем характерные точки 1,2,2’,3 и 4 и определяем в них изгибающие моменты:

         М_1х=0;

         М_2х= -R_Ах·а;

         М_2х=-2003·0,058:

М_2х=-116,2Нм;

         М_3х=- F_м ·с;

         М_3х=-972·0,094;

М_3х=-8,65Нм

М_4х=0;

Строим эпюру изгибающих моментов М_х.

Крутящий момент

Т_I-I=0;

Т_II-II=T₁=F_t·d/2;

Т_II-II=2431×187×10^-3/2;

Т_II-II=227,3Нм

5 Расчет быстроходного вала редуктора

5.1 Исходные данные

Исходные данные выбираем из табл.1 и табл.2 с округлением до целых чисел:

         Н;

         Н;

         Н.

         ;

         Н;

         Т₃=212,2Н;

         d=63мм;

         b=44мм.

Схема усилий, действующих на валы редуктора приведена на рис.3.

5.2 Выбор материала вала

 Назначаем материал вала. Принимаем сталь 45 с пределом прочности σ_в = 700МПа

[1,c.34, табл.3.3].

Определяем пределы выносливости материала вала при симметричном цикле изгиба и кручения

                                                        [1,c.162]

                                                        [1,c.164]

         ;      МПа;

         ;       .

5.3 Определение диаметров вала

Определяем диаметр выходного конца вала под полумуфтой из расчёта на чистое кручение по формуле (4.1):

                   ;      мм.

         Согласовываем d_в с диаметром муфты упругой втулочной пальцевой МУВП, для этого определяем расчетный момент, передаваемый муфтой по формуле (4.2):

                   Т_р3=Т₃×К                                                                     

где К – коэффициент, учитывающий условия эксплуатации привода.

         К=1,3…1,5                                                        [1,c.272, табл.11.3]

Принимаем К=1,5

Подставляя в формулу (4.2) находим:

                   Т_р3=219×1,5;

                   Т_р3=328,5Нм.

         Необходимо соблюдать условие (4.3)

                   Т_р3<[T]                                                                        

где [Т] – допускаемый момент, передаваемый муфтой.

В нашем случае необходимо принять [Т] 500Ни [1,c.277, табл.11.5]

Тогда принимаем окончательно

                   d_м2=40мм;

                   l_м2=82мм. (Длина полумуфты) Тип 1, исполнение 2.

         Проверяем возможность соединения валов стандартной муфтой

                   ;

         ;       мм.

Так как соединение валов стандартной муфтой возможно.

Принимаем окончательно с учетом стандартного ряда размеров R_а40:

         мм.

Намечаем приближенную конструкцию ведомого вала редуктора (рис.7), увеличивая диаметр ступеней вала на 5…6мм, под уплотнение допускается на 2…4мм.

                   Рис.7 Приближенная конструкция ведущего вала

мм;

мм – диаметр под уплотнение;

мм – диаметр под подшипник;

мм – диаметр под колесо.

5.4 Определение возможности изготовления вала-шестерни

Определяем размер х (рис.8)

                                                               (5.1)

         Рис.8 Схема для определения размера х

По ГОСТ23360-78 для диаметра 45мм предварительно выбираем шпонку сечением b×h=14×9мм. Подставив в формулу (5.1) значения получим

                   ;       мм,

так как размер получился отрицательный, значит изготовление вала и шестерни отдельно невозможно. Определяем размеры вала-шестерни (рис.9).

                   Рис.9 Приближенная конструкция вала-шестерни

мм;

мм – диаметр под уплотнение;

мм – диаметр под подшипник;

мм – диаметр технологического перехода;

 мм – диаметр впадин зубьев;

 мм – диаметр вершин зубьев;

мм – делительный диаметр.

5.5 Эскизная компоновка вала-шестерни

Назначаем предварительно подшипники шариковые радиальные однорядные средней серии по мм подшипник №308, у которого D_п=90мм; В_п=23мм [1,c.394, табл.П3].

Выполняем эскизную компоновку вала редуктора. Необходимо определить длину вала L и расстояния от середины подшипников до точек приложения нагрузок a, b и с (рис.10).

 l=(0,8…1)×d_а – расстояние между серединами подшипников;

l=(0,8…1)×67; принимаем l=60мм;

а=b=l/2;

а=b=30мм;

(30…50)мм - расстояние от торца подшипника до торца полумуфты.

Принимаем  40мм.

с= Вп/2+40+lм/2;

         с=23/2+40+82/2;

         с=93,5мм

Принимаем с=94мм.

L=Вп/2+a+b+c+ lм/2;

         L=23/2+30+30+94+82/2;

         L=206,5мм;

Принимаем L=210мм.

         Рис.10 Эскизная компоновка вала-шестерни

5.6 Расчет вала-шестерни на изгиб с кручением.

Заменяем вал балкой на опорах в местах подшипников.

Рассматриваем вертикальную плоскость (ось у)

Изгибающий момент от осевой силы Fа будет:

         m_а=[Fa×d/2]:

         m_а=164·63×10^-3/2;

m_а=5,2Н×м.

Определяем реакции в подшипниках в вертикальной плоскости.

1åm_Ау=0

-R_By·(a+b)+F_r·a- m_а=0

R_By=(F_r·а- m_а)/ (a+b);

R_By= (899·0,03-5,2)/ 0,06;

R_By==362,8Н

Принимаем R_By=363Н

2åm_Ву=0

R_Аy·(a+b)-F_r·b- m_а=0

R_Аy==(F_r·b+ m_а)/ (a+b);

R_Аy =(899·0,03+5,2)/ 0,06;

R_Аy =536,16Н

Принимаем R_Аy=536Н

Проверка:

åF_Ку=0

R_Аy- F_r+ R_By=536-899+363=0

Назначаем характерные точки 1,2,2’,3 и 4 и определяем в них изгибающие моменты:

         М_1у=0;

         М_2у= R_Аy·а;

         М_2у=536·0,03;

М_2у =16,1Нм;

         М_2’у= М_2у- m_а(слева);

         М_2’у=16,1-5,2;

М_2’у =10,9Нм;

М_3у=0;

М_4у=0;

Строим эпюру изгибающих моментов М_у, Нм (рис.11)

Рассматриваем горизонтальную плоскость (ось х)

1åm_Ах=0;

F_М·(a+b+с)-R_Вх·(a+b)- F_t·a=0;

972·(0,03+0,03+0,094)-R_Вх·(0,03+0,03)-2431·0,03=0;

R_Вх=(149,7-72,9)/0,06;

R_Вх=1279,3Н

R_Вх»1279Н

2åm_Вх=0;

-R_Ах·(a+b)+F_t·b+F_м·с= 0;

R_Ах=(2431×0,03+972×0,094)/0,06;

R_Ах=2738,3Н

R_Ах»2738Н

Проверка

åm_Кх=0;

-R_Ах+ F_t- F_м+R_Вх=-2738+2431-972+1279=0

Назначаем характерные точки 1,2,2ё’,3 и 4 и определяем в них изгибающие моменты:

         М_1х=0;

         М_2х= -R_Ах·а;

         М_2х=-2738·0,03:

Рис.11 Эпюры изгибающих и крутящих моментов вала-шестерни

М_2х=-82,2Нм;

         М_3х=- F_м ·с;          М_3х=-972·0,094;  М_3х=-8,65Нм

М_4х=0;

Строим эпюру изгибающих моментов М_х.

Крутящий момент

Т_I-I=0;        

Т_II-II=T₁=F_t·d/2;    Т_II-II=2431×63×10^-3/2;     Т_II-II=76,6Нм

6 Подбор подшипников быстроходного вала

Исходные данные

n₂=n_II=481,5мин^-1;

d_п2=40мм;

R_Аy=536Н;

R_Ах=2738Н;

R_By=363Н;

R_Вх=1279Н;

Н.

Определяем радиальные нагрузки, действующие на подшипники

         ;

; 

Здесь подшипник 2 – это опора А в сторону которой действует осевая сила F_а (см. рис.11).

;

         ;

Назначаем тип подшипника, определив отношение осевой силы к радиальной силе того подшипника, который ее воспринимает (здесь подшипник 2)

         ;

         ;

Так как соотношение меньше 0,35, то назначаем шариковый радиальный однорядный подшипник легкой серии по d_п2=40мм [1,c.217, табл.9.22].

Подшипник № 208, у которого:

         D_n1=80мм;

         В_n1=18мм;

         С₀=17,8кН – статическая грузоподъемность;

         С=32кН – динамическая грузоподъемность. [1,c.393, табл.П3].

Определяем коэффициент осевого нагружения по отношению .

         ;          ;

При      е=0,19        [1,c.212, табл.9.18].

Так как меньших значений отношения  нет ориентировочно считаем е=0,15

Проверяем выполнение неравенства

;

где V – коэффициент вращения, при вращении внутреннего кольца V=1.

.

Определяем номинальную долговечность подшипников в часах

                               [1,c.211];                                (6.1)

F_э=V×F_r2×K_d×K_τ;             [1,c.212];

где K_d - коэффициент безопасности;

K_d =1,3…1,5                                   [1,c.214, табл.9.19];

принимаем K_d =1,5;

K_τ – температурный коэффициент;

K_τ =1 (до 100ºС)                             [1,c.214, табл.9.20];

         F_э=1×2790×1,5×1;  F_э=4185Н=4,185кН.

Подставляем в формулу (6.1):

         ;    ч.

По условию срок службы редуктора – 4 года в две смены. Исходя из того, что в году 260 рабочих дней имеем:

         L_зад=260×8×2×4;     L_зад=16640ч:

         L_зад>L_h.

         Необходимо выбрать подшипник средней серии по d_п2=40мм [1,c.217, табл.9.22].

Подшипник № 308, у которого:

         D_n1=90мм;

         В_n1=23мм;

         С₀=22,4кН – статическая грузоподъемность;

         С=41кН – динамическая грузоподъемность.

Подставляем в формулу (6.1):

         ;    ч.

Сейчас условие L_зад<L_h выполняется.

7 Подбор подшипников тихоходного вала

Исходные данные

n₃=n_III=160,5мин^-1;

d_п3=40мм;

R_Аy=714Н;

R_Ах=2003Н;

R_By=185Н;

R_Вх=544Н;

Н.

Определяем радиальные нагрузки, действующие на подшипники

;

;  

Здесь подшипник 2 – это опора А в сторону которой действует осевая сила F_а (см. рис.6).

;

;

Назначаем тип подшипника, определив отношение осевой силы к радиальной силе того подшипника, который ее воспринимает (здесь подшипник 2)

         ;

         ;

Так как соотношение меньше 0,35, то назначаем шариковый радиальный однорядный подшипник легкой серии по d_п3=40мм [1,c.217, табл.9.22].

Подшипник № 208, у которого:

         D_n2=80мм;

         В_n2=18мм;

         С₀=17,8кН – статическая грузоподъемность;

         С=32кН – динамическая грузоподъемность. [1,c.393, табл.П3].

Определяем коэффициент осевого нагружения по отношению .

         ;          ;

При      е=0,19        [1,c.212, табл.9.18].

Так как меньших значений отношения  нет ориентировочно считаем е=0,15

Проверяем выполнение неравенства

;

где V – коэффициент вращения, при вращении внутреннего кольца V=1.

.

         Определяем номинальную долговечность подшипников в часах

                               [1,c.211];                                (6.1)

F_э=V×F_r2×K_d×K_τ;             [1,c.212];

где K_d - коэффициент безопасности;

         K_d =1,3…1,5                                   [1,c.214, табл.9.19];

принимаем K_d =1,5;

K_τ – температурный коэффициент;

K_τ =1 (до 100ºС)                             [1,c.214, табл.9.20];

         F_э=1×2126×1,5×1;  F_э=3189Н=3,189кН.

         Подставляем в формулу (6.1):

         ;    ч.

 Условие L_зад<L_h выполняется.

8 Подбор и проверочный расчет шпонки быстроходного вала

Выбор и проверочный расчет шпоночных соединений проводим по [4].

Рис.12 Сечение вала по шпонке

Для выходного конца быстроходного вала при d=34 мм подбираем призматическую шпонку со скругленными торцами bxh=10x8 мм² при t=5мм (рис.12).

При длине ступицы муфты l_М=82 мм выбираем длину шпонки l=70мм.

условия прочности определяем по формуле:

где Т – передаваемый момент, Н×мм; Т_II=76,7Н

l_р – рабочая длина шпонки, при скругленных концах l_р=l-b,мм;

[s]_см – допускаемое напряжение смятия.

С учетом того, что на выходном конце быстроходного вала устанавливается полумуфта из ст.3 ([s]_см=110…190 Н/мм²) вычисляем:

9 Подбор и проверочный расчет шпонок тихоходного вала

Для выходного конца тихоходного вала при d=34 мм подбираем призматическую шпонку со скругленными торцами bxh=10x8 мм² при t=5мм. Т_II=218,7Н

При длине ступицы муфты l_М=82 мм выбираем длину шпонки l=70мм.

С учетом того, что на выходном конце быстроходного вала устанавливается полумуфта из ст.3 ([s]_см=110…190 Н/мм²) и Т_III=218,7Н   вычисляем:

Условие выполняется.

Для соединения тихоходного вала со ступицей зубчатого колеса при d=45 мм подбираем призматическую шпонку со скругленными торцами bxh=14x9 мм² при t=5,5мм. При l_ст=50 мм выбираем длину шпонки l=40мм.

Материал шпонки – сталь 45 нормализованная. Проверяем напряжения смятия и условия прочности с учетом материала ступицы  чугуна СЧ20 ([s]_см=70…100 МПа) и Т_III=218,7Н:

Условие выполняется.

Выбранные данные сведены  в табл.3.

                                                                                              Таблица 3

Параметры шпонок и шпоночных соединений

10 Выбор системы и вида смазки.

Скорость скольжения в зацеплении V_S = 1.59 м/с. Контактные напряжения s_Н = 482,7 Н/мм². По таблице 10.29 из [3] выбираем масло  И-Т-Д-680.

Используем картерную систему смазывания. В корпус редуктора заливаем масло так, чтобы венец зубчатого колеса был в него погружен на глубину h_м (рис.12):

                   Рис.13 Схема определения уровня масла в редукторе

h_{м max} £ 0.25d₂ = 0.25×183 = 46мм;

h_{м min} = 2×m = 2×2 = 4мм.

При вращении колеса масло будет увлекаться его зубьями, разбрызгиваться, попадать на внутренние стенки корпуса, откуда стекать в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которым покрываются поверхности расположенных внутри корпуса деталей, в том числе и подшипники.

Объем масляной ванны  

 V = 0.65×P_II = 0.65×3,866 = 2.5 л.

Контроль уровня масла производится пробками уровня, которые ставятся попарно в зоне верхнего и нижнего уровней смазки. Для слива масла предусмотрена сливная пробка. Заливка масла в редуктор производится через съемную крышку.

И для вала-шестерни, и для зубчатого колеса выберем манжетные уплотнения по ГОСТ 8752-79. Установим их рабочей кромкой внутрь корпуса так, чтобы обеспечить к ней хороший доступ масла.

11 Сборка редуктора

Для редуктора принимаем горизонтальную конструкцию разъемного корпуса, изготовленного литьем из серого чугуна СЧ15. Устанавливаем зубчатую пару с подшипниками. Для предотвращения задевания поверхностей вращающихся колес за внутренние стенки корпуса внутренний контур стенок провести с зазором х=8…10мм [3]; такой же зазор предусмотреть между подшипниками и контуром стенок. Расстояние между дном корпуса и поверхностью колес принимаем у³4х;  у³(32…40)мм

Для малонагруженных редукторов (Т₂£500Нм) определяем толщины стенок крышки и основания корпуса

         ;       мм, принимаем мм.

Для крепления крышек подшипников в корпусе и крышке предусматриваем фланцы. Крышки торцовые для подшипников выбираем по табл.143 (глухие) и 144 (с отверстием для манжетного уплотнения) [2, т.2, с.255].

Для быстроходного вала:

крышка торцовая глухая типа 2 исполнения 2 диаметром D=90мм ГОСТ18511-73;

крышка торцовая с отверстием для манжетного уплотнения типа 1 исполнения 2 диаметром D=90мм ГОСТ18512-73.

Для тихоходного вала:

крышка торцовая глухая типа 2 исполнения 2 диаметром D=80мм ГОСТ18511-73;

крышка торцовая с отверстием для манжетного уплотнения типа 1 исполнения 2 диаметром D=80мм ГОСТ18512-73.

Прорисовываем корпус и крышку редуктора с учетом рекомендаций [3.с.219].

Устанавливаем верхнюю крышку на винты и закручиваем пробки.

Список использованной литературы

1.         С.А. Чернавский и др. «Курсовое проектирование деталей машин» М. 1987г.

2.         Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя: В 3 т. -8-е изд. перераб. и доп. Под ред. И.Н. Жестковой. – М.: Машиностроение, 1999

3.         Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие. – М.: Высш. шк., 1991

4.         Чернин И.М. и др. Расчеты деталей машин. – Мн.: Выш. школа, 1978