Конструктивные размеры шестерни и колеса

 3.2 Конструктивные размеры шестерни и колеса

Шестерня

Сравнительно небольшие размеры шестерни по отношению к диаметру вала позволяют не выделять ступицу (см. рис. 3).

Длина посадочного участка lст»b=20 мм

Колесо

его размеры dае2=101.1 мм; b=20 мм

 диаметр ступицы dст »1.6*dк2=1.6*25=40

мм; длина ступицы

lст = (1.2¸1.5)* dк2=1.5*25=37.5 мм

lст = 35 мм

толщина обода

d0 =(3¸4)*m=1.3*(3¸4)=5 мм

рис2. Коническое зубчатое толщина диска С=(0,1¸0,17)*Rе=7 мм

колесо

3.3 Kонструктивные размеры корпуса редуктора

толщина стенок корпуса и крышки

d = 0,05*Rе+1=3,65 мм; принимаем d = 5 мм

d1=0,04*Rе+1=3,12 мм; принимаем d1 = 5 мм

толщина фланцев (поясов) корпуса и крышки:

верхнего пояса корпуса и пояса крышки

b=1,5*d=1,5*5=7,5 мм

b1=1,5*d1=1,5*5=7,5 мм

нижнего пояса крышки

р=2,35*d=2,35*5=11,75 мм; принимаем р=12 мм

Диаметры болтов:

фундаментальных d1=0,055*R1+12=12,3 мм; принимаем фундаментальные болты с резьбой М12

болтов, крепящих крышку к корпусу у подшипника, d2=(0,7¸0,5)* d1

d1=(0,7¸0,5)*12,3=8,6¸6,15 мм; принимаем болты с резьбой М8

болтов, соединяющих крышку с корпусом, d3=(0,7¸0,5)* d1

d3=6¸7,2 мм; принимаем болты с резьбой М6

3.4 Компоновка редуктора

Проводим посередине листа горизонтальную осевую линию - ось ведущего вала. Намечаем положение вертикальной осевой линии - оси ведомого вала. Из точки пересечения проводим под d1 = 20° осевые линии делительных конусов и откладываем на них отрезки Re = 53 мм.

Конструктивно оформляем по найденным выше размерам шестерню и колесо. Вычерчиваем их в зацеплении. Подшипники валов расположим стаканах.

Предварительно намечаем для валов роликоподшипники конические однорядные. Учитывая небольшие размеры редуктора принимаем лёгкую серию подшипников

 

Условное обозначение подшипника	d мм	D мм	B мм	C кН	Co кН
7203	17	40	12	14.0	9.0
7204	20	47	14	21.0	13.0

Наносим габариты подшипников ведущего вала, наметив предварительно внутреннюю стенку корпуса на расстоянии 10 мм от торца шестерни и отложив зазор между стенкой корпуса и центром подшипника 10 мм (для размещения мазеудерживающего кольца). Второй подшипник размещаем на расстоянии от первого равном 2.5*dв1=2,5*13=32.5 мм [2], где dв1 - диаметр выходного конца ведущего вала.

Размещаем подшипники ведомого вала, наметив предварительно внутреннюю стенку корпуса на расстоянии 10 мм от торца ступицы колеса и отложив расстояние между стенкой корпуса и центром подшипника 10 мм.

Замером определяем расстояния

a1=30 мм ; a2=48 мм ; a3=33 мм ; a4=64 мм

4. Проверка долговечности подшипников.

Ведущий вал

Расчётная схема

a1=30 мм

а2=48 мм

Рr1=203.5 Н

Pa1=74 Н

P=1678.3 Н

Определение реакций опор

в вертикальной плоскости

рис. 3 Расчётная схема

ведущего вала.

Проверка:

Определение реакций опор в горизонтальной плоскости

Проверка:

Определение эквивалентных нагрузок

[3] , где X,Y - коэффициенты радиальной и осевой нагрузок соответственно;

Kv - коэффициент учитывающий вращение колец подшипников;

Fr - радиальная нагрузка, Н;

КБ - коэффициент безопасности;

Кт - температурный коэффициент

, где Нi, Vi - реакции опор в горизонтальной и вертикальной плоскостях соответственно, Н

Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников  

 [1]

здесь для подшипников 7203 параметр осевого нагружения e = 0.31

В нашем случае S1>S2; Fa>0, тогда Pa1=S1=706.2 H

Pa2=S1+Pa=271+74=345 H

X=0.4 Y=1.97

Расчётная долговечность, млн. об.

Расчётная долговечность, ч

, где n = 1500 частота вращения ведущего вала.

 Расчёт ведомого вала

 

Определение реакций опор в

вертикальной плоскости

рис. 4 Расчётная схема

ведомого вала.

Проверка:

Определение реакций опор в горизонтальной плоскости.

Проверка:

 Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников

В нашем случае S1>S2; Fa>0, тогда Pa1=S1=63 H

Pa2=S1+Pa1=63+203.5=266.5 H

Так как в качестве опор ведомого вала применены одинаковые подшипники 7204 , то долговечность определим для более нагруженного подшипника.

, по этому осевую нагрузку следует учитывать.

Эквивалентная нагрузка

 Pэ=0.4*515.7+1.67*266.5=0.7 кН

Расчётная долговечность, млн. об.

 [1]

Расчётная долговечность, ч

здесь n = 536 об/мин - частота вращения ведомого вала

Полученная долговечность более требуемой. Подшипники приемлемы.

5. Уточнённый расчёт валов.

Нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения по пульсирующему

5.1 Выбор материала вала

Предварительно примем углеродистую сталь обычного качества, Ст5, для которой предел временного сопротивления db=500 МПа

5.2 Определение изгибающих моментов

Ведущий вал

У ведущего вала определять коэффициент запаса прочности в нескольких сечениях нецелесообразно, достаточно выбрать одно сечение с наименьшим коэффициентом запаса, а именно сечение в месте посадки подшипника, ближайшего к шестерне (см. Рис.3). В этом опасном сечении действуют максимальные изгибающие моменты My и Mx и крутящий момент Mz = Т2. Концентрация напряжений вызвана напрессовкой внутреннего кольца подшипника на вал.

a1=14 мм;

а2=48 мм

Рr=203,5 Н;

Ра=74 Н ;

Р=1678,3 Н

Vа=308,5 Н;

Vв=105 Н;

Hа=2727,2 Н;

Hв=1048,9 Н;

Ma=10,582 Н*м

Построение эпюры Мy (рис. 5)

0£y£a1 My=-Pa*x+Ma;

y=0 My=Ma

y=a1 My=- Pr*a+Ma=-50,468 Н*м

0£y£a2 My=-Vв*y=-50,468 Н*м

Построение эпюры Мx (рис. 5)

0£x£a1 Mx=-P*x

0£x£a2 Mx=-Hв*x

x=0 Mx=0

x=a1 Mx=- P*a1=-50,349 Н*м

x=0 Mx=0

рис. 5 Эпюры моментов x=a2 Mx=- Hв*a2=-50,349 Н*м

Ведомый вал

а3=33 мм;

а4=64 мм

Рr=74 Н;

Ра=203,5 Н;

Р=595,5 Н

Vа=133,4 Н;

Vв=-59,4 Н;

Hа=393,9 Н;

Hв=202 Н;

Ma=82,0105 Н*м

Построение эпюры Мy (рис. 6)

0£y£a3 My=Vв*y

y=0 My=0

y=a3 My=Va*a3=44,022 Н*м

0£y£a4 My=Vв*y

y=0 My=0

y=a4 My=Va*a4=-38,016 Н*м

Построение эпюры Мx (рис. 6)

0£x£a3 Mx=-Ha*x

x=0 Mx=0

x=a3 Mx=- Ha*a3=-129,657 Н*м

0£x£a4 Mx=-Hв*x

x=0  Mx=0

 рис. 6 Эпюры моментов x=a4 Mx=- Hв*a4=-129,657 Н*м

5.3 Определение суммарного изгибающего момента в опасном сечении

5.4 Определение осевого момента сопротивления сечения

[1]

5.5 Амплитуда нормальных напряжений

[1]

5.6 Определение полярного момента сопротивления

5.7 Определение амплитуды касательного напряжения

5.9 Определение коэффициентов запасов прочности

8.1 по нормальному напряжению

,где sv - амплитуда нормальных напряжений; Кs - эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений; es - масштабный фактор для нормальных напряжений; b - коэффициент учитывающий влияние шероховатости поверхности b = 0.97¸0.9

8.2 по касательному напряжению

, где t-1 - предел выносливости стали при симметричном цикле кручения; kt - коэффициент концентрации напряжений; et - масштабный фактор; t - амплитуда касательных напряжений, МПа; b - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности; Yt - коэффициент асимметрии цикла; tm - среднее значение амплитуды касательных напряжений, МПа.

5.10 Определение общего коэффициента запаса прочности

6. Выбор типа крепления вала на колесе.

Расчёт соединений.

6.1 Выбор материала

В качестве материала шпонки примем сталь углеродистую обыкновенного качества Ст6, для которой допускаемое напряжение на смятие [s]см=70¸100 МПа, допускаемое напряжение на срез [t]ср=0,6*[s]см=42 МПа

6.2 Геометрические размеры шпонки

b=5 мм;

h=5 мм;

t1=3.0 мм;

t2=2.3 мм;

lш=lст2-(5¸10)=28 мм,

где lст2 - длина ступицы, мм

lш - длина шпонки, мм

шпонка 5´5´28 ГОСТ 23360-78

6.3 Проверка шпонки на смятие

, где Т3 - крутящий момент на валу С, Н*м (таблица 2);

dк - диаметр вала под колесо, мм;

h - высота шпонки, мм;

b - ширина шпонки, мм;

lш - длина шпонки, мм

 возьмём с закруглёнными концами

lp=28-5=23 мм берём 20 мм

6.4 Проверка шпонки на срез

7. Выбор и анализ посадок

7.1 Выбираем посадки

Примем посадки согласно таблице 4

таблица 4

Зубчатое колесо на вал
Распорная втулка на вал
Торцевые крышки на ПК
Внутренние кольца ПК на валы
Наружные кольца ПК в корпусе
Уплотнения на валы

Выполним анализ посадки Н7/m6

7.2 Определение предельных отклонений отверстий на колесе

D=25 (Н7) ES=+21 мкм

EI=0 мкм

7.3 Определение предельных отклонений вала

d=25 (m6) es=+21 мкм

ei=+8 мкм

7.4 Определение max значения натяга

Nmax=es-EI=21-0=21 мкм

7.5 Определение max значения зазора

Smax = ES-ei = 21-8=13 мкм

7.6 Определение допусков

7.6.1. на отверстие

ТD=ES=EI=21-0=21 мкм

7.6.2 на вал

Тd=es-ei=21-8=13 мкм

7.7 Определение предельных размеров

Dmax=D+ES=25+0.021=25.021 мм

Dmin=D+EI=15 мм

dmax=d+es=25+0.021=25.021 мм

dmin=d+ei=25+0.008=25.008 мм

7.8 Построим схему допусков

8. Выбор муфт. Выбор уплотнений.

8.1 Выбор муфты

Возьмём муфту упругую втулочно-пальциевую (МУВП). Эта муфта является наиболее распространённой муфтой с неметаллическими упругими элементами - резиной; обладает хорошей эластичностью, демпфирующей электроизоляционной способностью

8.1.1 Вращающий момент на валу электродвигателя

8.1.2 При ударной нагрузке принимаем коэффициент режима работы муфты К=4

8.1.3 Расчётный вращающий момент

8.1.4 По нормали МН-2096-64 выбираем муфту МУВП-16 (см. табл. 5)

 таблица 5

d, мм	D, мм	L, мм	D1, мм	z	dп, мм	lп, мм	lв, мм	[Мрас] Н*м	w,. рад/с
13	90	84	58	4	10	19	15	31.4	660

8.1.5 Проверяем пальцы на изгиб

8.1.6 Проверяем резиновые втулки на смятие

Выбранная муфта удовлетворяет условию прочности

8.2 Выбор уплотнений

Выберем уплотнение подшипников качения в зависимости от окружной скорости валов.

Ведущий вал

, где w - угловая скорость ведущего вала, рад/с; d - диаметр выходного конца ведущего вала, мм

Так как u1<2 м/с, то примем войлочное уплотнение по ГОСТ 6308-71, со следующими параметрами

dв1	d	D	b	D1	d1	b1	b2
13	12	21	2.5	22	14	2	3.0

Ведомый вал

, где w - угловая скорость ведомого вала, рад/с; d - диаметр выходного конца ведомого вала, мм

u2<2 м/с, принимаем войлочное уплотнение со следующими параметрами:

dв1	d	D	b	D1	d1	b1	b2
17	16	25	3	26	18	2.5	3.2

9. Выбор смазки редуктора и подшипников.

9.1 Выберем смазку для редуктора

Окружная скорость u = 5 м/с. Так как u<10 м/с, то примем картерную смазку. Колесо погружаем в масло на высоту зуба.

Определим объём масляной ванны

V=(0.5¸0.8)*Nн , где Nн - номинальная мощность двигателя, Вт

V=(0.5¸0.8)*1.5=0.75¸1.2 л

При средней скорости u = 5 м/с, вязкость должна быть 28*10-6 м /с

Принимаем масло индустриальное И-30А по ГОСТ 20799-75

 9.2 Выберем смазку подшипников качения

Критерием выбора смазки является k (млн.об./мин.)

k=dп*n, где dп - диаметр вала под подшипники, мм;

n - частота вращения вала, об/мин

k1 = dп1*n1 = = млн.об./мин.

K2 = dп2*n2 = = млн.об./мин

Полученные значения k не превышают 300000 млн.об./мин., поэтому применяем пластичную смазку УС-2 по ГОСТ 1033-73, которая закладывается в подшипниковые камеры при монтаже.

10. Сборка 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 ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца и устанавливают роликоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80-100° С;

 в ведомый вал закладывают шпонку 5´5´28 и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку, мазеудерживающие кольца и устанавливают подшипники, предварительно нагретые в масле.

Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора, регулируют зубчатое зацепление 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 в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок; регулируют тепловой зазор. Перед установкой сквозных крышек в проточки закладывают войлочные уплотнения, пропитанные горячим маслом. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны прокручиваться от руки) и закрепляют крышки винтами.

Затем ввёртывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и привинчивают фонарный маслоуказатель.

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

11. Список использованной литературы

1. Анурьев В.И. - Справочник конструктора - машиностроителя: в 3-х томах. Том 3 - М.: Машиностроение, 1980. - 398 с.

2. Анурьев В.И. - Справочник конструктора - машиностроителя: в 3-х томах. Том 1 - М.: Машиностроение, 1979. - 483 с.

3. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. - Детали машин. Курсовое проектирование. - Высшая школа, 1990. - 523 с.

4. Чернавский С.А. - Курсовое проектирование деталей машин. - М.: Машиностроение, 1988. - 416 .с

Оглавление

Техническое задание 1 Назначение и сравнительная характеристика привода 2

1.  Кинематический и силовой расчёт привода. Выбор электродвигателя 4

2.  Геометрический прочностной расчёт закрытой передачи 7

3.  Разработка эскизной компоновки редуктора 10

4.  Проверка долговечности подшипников 13

5.  Уточнённый расчёт валов 17

6.  Выбор типа крепления вала на колесе  20

7.  Выбор и анализ посадок 21

8.  Выбор муфт. Выбор уплотнений 22

9.  Выбор смазки редуктора и подшипников 23

10.Сборка редуктора 25

11.Список использованной литературы 26

Приложения

Оглавление