Курсовая работа: Расчёт редуктора

36 мм.

Принимаем ближайшие большее значение из стандартного ряда dB3 = 38 мм.

Диаметр вала под подшипниками принимаем dП3 = 45 мм.

Диаметр под зубчатым колесом dK3=50 мм

Диаметр под уплотнитель d=40 мм

5. Конструктивные размеры шестерни и колеса

5.1 Шестерня:

Сравнительно небольшие размеры шестерни по отношению к диаметру вала позволяют не выделять ступицу. Длина посадочного участка (назовем его по аналогии lст.).

lст.=b= 30 мм

5.2 Колесо:

Коническое колесо кованое.

Его размеры: dае2=184 мм; b2= 30 мм.

Диаметр ступицы dст = l,2·dk2 = 1,2 · 50 = 60 мм; длина ступицы lст = (1,2  l,5)dk2 = (1,2  1,5) ∙ 28 = 33,6 ÷42 мм, принимаем lст = 38 мм.

Толщина обода δ0 = (3 4) m= (3 4)∙3 = 9 12 мм, принимаем δ0 = 10 мм.

Толщина диска С =(0,1÷ 0,17) Re=(0,1÷0,17)·105=10,5÷17,9 мм

Принимаем с=14 мм.

6. Конструктивные размеры корпуса редуктора

6.1 Толщина стенок корпуса и крышки:

δ = 0,05·Re+1=0,05·105+1=6,268 мм; принимаю δ=7 мм

δ1=0,04·Re+1=0,04·105+1=5,21 мм; принимаю δ=6 мм.

6.2 Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:

верхнего пояса корпуса и пояса крышки

b = 1,5 δ = 1,5∙7 = 10,5 мм; принимаю b=11 мм

b1 = 1,5∙δ1 = 1,5∙6= 9 мм;

нижнего пояса корпуса

р = 2,35 δ = 2,35∙7 = 16,45 мм; принимаю р = 17 мм.

6.3 Диаметр болтов:

фундаментных d1 = 0,055Re+12=0,055·105+12=17,79 мм; принимаю фундаментальные болты с резьбой М18;

болтов, крепящих крышку к корпусу у подшипника,

d2 = (0,7  0,75)d1 = (0,7  0,75)∙18 = 12,0  13,5 мм;

принимаю болты с резьбой М12;

болтов, соединяющих крышку с корпусом,

d3 = (0,5  0,6) d1 = (0,5  0,6)∙18 = 9  10,8 мм;

принимаю болты с резьбой М10.

7. Первый этап компоновки редуктора

Компоновку обычно проводят в два этапа. Первый этап служит для приближенного определения положения зубчатых колес относительно опор для последующего определения опорных реакций и подбора подшипников.

Выбираем способ смазывания: зацепление зубчатой пары – окунанием зубчатого колеса в масло; для подшипников – пластичный смазочный материал. Раздельное смазывание принято потому, что один из подшипников ведущего вала удален, и это затрудняет попадание масляных брызг. Кроме того, раздельная смазка предохраняет подшипники от попадания вместе с маслом частиц металла.

Камеры подшипников отделяем от внутренней полости корпуса мазе удерживающими кольцами.

Устанавливаем возможность размещения одной проекции – разрез по осям валов – на листе формата А1. Предпочтителен масштаб 1:1. проводим посредине листа горизонтальную осевую линию – ось ведущего вала. Намечаем положение вертикальной линии – ось ведомого вала. Из точки пересечения проводим под углом δ1=32о осевые линии делительных конусов и откладываем на них отрезки Re=105 мм.

Конструктивно оформляем по найденным выше размерам шестерню и колесо. Вычерчиваем их в зацеплении. Ступицу колеса выполняем несимметрично относительно диска, чтобы уменьшить расстояние между опорами ведомого вала.

Подшипники валов расположим в стаканах.

Намечаем для валов роликоподшипники конические однорядные легкой серии (см. таблица П7):

Условное обозначение подшипника	d	D	T	C	C0	e
	мм			кН
7207	35	72	18,25	38,5	26	0,37
7209	45	85	20,75	50	33	0,41

Наносим габариты подшипников ведущего вала, наметив предварительно внутреннюю стенку корпуса на расстоянии 8-10 мм от торца шестерни и отложив зазор между стенкой корпуса и торцом подшипника для размещения мазеудерживающего кольцо 10-15 мм.

При установке радиально-упорных подшипников необходимо учитывать, что радиальные реакции считают приложенными к валу в точках пересечения нормалей, проведенных к срединам контактных площадок (см. табл. 9.21). для однорядных конических роликоподшипников по формуле:

 мм.

Размер от среднего диаметра шестерни до реакции подшипника

f1=d1+a1=35+15,72=50,72 мм

Принимаем размер между реакциями подшипников ведущего вала

с1~(1,4÷2,3)·f1=(1,4÷2,3)·50,72=71÷116,6 мм

Принимаем с1=90 мм.

Размещаем подшипники ведомого вала, наметив предварительно внутреннюю стенку корпуса на расстоянии 10-15 мм от торца ступицы колеса и отложив зазор между стенкой корпуса и торцом подшипника 15-20 мм для размещения мазеудерживающего кольца.

Для подшипников 7209 размер мм

Определяем замером размер А – от линии реакции подшипника до оси ведущего вала. Корпус редуктора выполнен симметричным относительно оси ведущего вала и примем размер А = А = мм. Нанесём габариты подшипников ведомого вала.

Замером определяем расстояния f2= мм и с2= мм (так как А`+А=f2+c2).

Очерчиваем контур внутренней стенки корпуса, отложив зазор между стенкой и зубьями колеса, равный 1,5 х, т.е. 15мм.

8. Проверка долговечности подшипника

8.1       С точки зрения конструктивных соображений более рациональным будет просчитать долговечность наиболее нагруженного подшипника на валу, который вращается с большей частотой, т.е. подшипник находящейся радом с шестерней на ведущем валу.

Из предыдущих расчетов имеем Ft = 1920 H, Fr =592,6 H; Fa=370 Н из первого этапа компоновки с1 = 90 мм. и f1= 50.72 мм

Реакции опор:

в плоскости xz

Rx2c1 – Ft f1= 0 H ;

Rx2 = 1082 H;

Rx1c1 – Ft (f1 +c1)= 0 H ;

Rx1 = 3002 H;

Проверка: Rx2 – Rx1 + Ft = 1082 – 3002 + 1920 = 0 H;

в плоскости yz

-Ry2 + Frf1 - Fa = 0 H;

 137 H ;

-Ry1 + Fr*(f1 + c1) - Fa = 0 H;

729,6 H;

Проверка: H;

Суммарные реакции:

Н ;

Н ;

Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников [формуле (9.9)]

S2 = 0.83ePr2 = 0.83*0.37*1090,6=334 H;

S1 = 0.83ePr1 = 0.83*0.37*3089,5 = 948,8 H;

здесь для подшипников 7207 параметр осевого нагружения e = 0,37

Осевые нагрузки подшипников (см. табл. 9,21) [ Л. 1.] В нашем случае S1>S2; Fa>0; тогда Pa1 = S1= 1002.4 H; Pa2 = S1 + Fa =1002.4 +370=1372.4 H

Рассмотрим левый подшипник

Отношение Pa1/ Pr1 = 948.8/3089.5 = 0.307>e, поэтому не следует учитывать осевую нагрузку.

Эквивалентная нагрузка Рэ1 =VРr1KбKT, в которой радиальная нагрузка Рr1 = 3089,6 Н; V = 1; коэффициент безопасности для приводов ленточных конвейеров Kб = 1 (см. табл. 9.19) [Л.1]; КT = 1 (см. табл. 9.20) [Л.1].

Рэ2 = 3089,6 Н.

Расчетная долговечность, млн. об [формула (9.1)]

млн. об

Расчетная долговечность, ч

 404190 ч.

Найденная долговечность приемлема так, как требуемая долговечность намного меньше, чем расчетная долговечность подшипника.

9. Второй этап компоновки редуктора

В развитие первой компоновки здесь вычерчивают валы с насаженными на них деталями; размеры мазеудерживающих колец, установочных гаек и шайб, крышек и уплотнений определяют в соответствии с таблицей в гл IX [Л.1.]; размеры шпонок – в соответствии с таблицей в гл VII [Л.1.].

Диаметры участков валов под зубчатые колёса, подшипники и пр. назначают в соответствии с результатами предварительного расчета м с учетом технологических требований на обработку и сборку.

Взаимное расположение подшипников фиксируем распорной втулкой и установочной гайкой М х 1,5 со стопорной многолапчатой шайбой. Толщину стенки втулки назначают (0,1 0,15)dп; прнимаем её равной 0,15*35= 5,25мм.

Мазеудерживающие кольца устанавливают так, чтобы они выходили за торец стакана или стенки внутрь корпуса на 1-2 мм.

Подшипники размещаем в стакане, толщина стенки которого

ст=(0,08-0,12)D,

где D- наружный диаметр подшипника;

примем       ст=0,12*728 мм.

Для фиксации наружных колец подшипников от осевых перемещений у стакана сделан упор величиной К=6 мм.

У второго подшипника наружное кольцо фиксируем торцовым выступом крышки подшипника через распорное кольцо.

Для облегчения посадки на вал подшипника, прилегающего к шестерне, диаметр вала уменьшаем на 0,5-1 мм на длине. несколько меньшей длинны распорной втулки.

Очерчиваем всю внутреннюю стенку корпуса, сохраняя величины зазоров, принятых в первом этапе компоновки: х=10 мм , и у2=20 мм и др.

Используя расстояния f2 и с2, вычерчиваем подшипники.

Для фиксации зубчатое колесо упирается с одной стороны в утолщение вала  мм , а с другой – в мазе удерживающее кольцо; участок вала 50 мм делаем короче ступицы колеса, чтобы мазеудерживающее кольцо  45 мм упиралось в торец колеса, а не в буртик вала; преход вала от 50мм к 45мм смещен на 2-3 мм внутрь зубчатого колеса.

Наносим толщину стенки корпуса к = 7 мм и определяем размеры основных элементов корпуса в соответствии с главой X [Л.1.]

Проверка прочности шпоночных соединений

Шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок – по ГОСТ 23360 – 78 (см. табл. 8.9) [1].

Материал шпонок – сталь 45 нормализованная.

9.1 Напряжения смятия и условие прочности по формуле (8.22)

.

9.2 Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице

[σcм] = 100   120 МПа.

9.3 Ведущий вал:

d = 28 мм; сечение шпонки bh =  мм; глубина паза t1 = 4 мм; длина шпонки l = 32 мм; момент на ведущем валу МII= 92000= Н-cм;

91.26 МПа

(материал полумуфт МУВП – чугун марки СЧ 20).

9.4 Ведомый вал.

Из двух шпонок – под зубчатым колесом – более нагружена вторая (меньше диаметр вала и поэтому меньше размеры поперечного сечения шпонки). Проверяем шпонку: d = 36 мм; b  h = 10  8 мм; t1= 5 мм; длина шпонки l = 50 мм; момент на ведомом валу МIII =140000 Н∙мм;

Условие σcм < [σcм] выполнено.

10. 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.

10.1 Ведущий вал.

Материал вала тот же, что и для шестерни (шестерня выполнена заодно с валом), т. е. сталь 45, нормализованная; σв=570 МПа

10.2 Предел выносливости при симметричном цикле изгиба

σ-1=0,43·570=246 МПа

10.3 Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений

τ-1=0,58·246=142 МПа

У ведущего вала определять коэффициент запаса прочности в нескольких сечениях нецелесообразно; достаточно выбрать одно сечение с наименьшым коэффициентом запаса, а именно сечение в месте посадки подшипника, ближайшего к шестерни. В этом опасном сечении действуют максимальные изгибающие моменты Мх и Му и крутящий момент МII

Концентрация напряжений вызвана напрессовкой внутреннего кольца подшипника на вал.

10.4 Изгибающие моменты в двух взаимноперпендикулярных плоскостях.

My= Rx2·c1=1082·90=97,380·103 H·мм

Мх=RY2·c1=137·90=12,330·103 H·мм

10.5 Сумарный изгибающий момент

 Н·мм

10.6 Момент сопротивления сечения

 мм3

10.7 Амплитуда нормальных напряжений

 МПа

10.8 Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжением

где σ-1- предел выносливости;

κσ- коэффициент напряжения цикла по нормальным напряжением;

συ- амплитуда нормальных напряжений.

10.9 Полярный момент сопротивления

мм3

10.10 Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

 МПа

10.11 Коэффициент запаса прочности по касательным напряжением

где τ-1-предел выносливости;

ψ-коэффициент учитывающий влияние цикла, ψ=0,1

τm-средние напряжение цикла.

10.7 Результирующий коэффициент запаса прочности

11. Вычерчивание редуктора

Редуктор вычерчивают в двух проекциях на листе формата А1 (594  841 мм) в масштабе 1:1с основной надписью и спецификацией (см. с. 319 – 321) [1].

12. Посадки шестерни, зубчатого колеса, подшипников

Посадки назначаем в соответствии с указаниями в таблице 10,13 [Л,1,]

Посадка зубчатого колеса на вал  по ГОСТ 25347-82,

Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала k6.

Отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца по Н7

Остальные посадки назначаем, пользуясь данными соответственно в таблице 10,13 [Л,1,]

13. Выбор сорта масла

13.1 Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до погружения колеса на всю длину зуба.

13.2 По табл. 10.8 [1] устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях σH = 442 МПа и скорости v =1,02 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 34 10-6 м2/с.

13.3 По табл. 10.10 [1] принимаем масло индустриальное И-30А (по ГОСТ 20799-75).

13.4 Подшипники смазываем пластичным смазочным материалом, закладываем в подшипниковые камеры при монтаже. Сорт смази выбираем по л ( табл. 9.14) [1], литол-24(ГОСТ21150-75).

14. 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 10 8 70 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. 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.