Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже
Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.
Размещено на http://www.allbest.ru/
Редуктор вертикальный одноступенчатый
ВВЕДЕНИЕ
Техническое задание
Качественные вертикальные редукторы – только у нас!
Это очень хорошая ценность в среднем классе! Трактор имеет классическую структуру, поэтому 40 процентов веса на его передней оси. Это позволяет затянуть переднюю часть трактора в случае сверхмощной работы с использованием дополнительного веса. Отличная производительность двигателя.
Цилиндрический вертикальный редуктор
Современный высокопроизводительный двигатель. Все результирующие значения находились в пределах допустимого диапазона. Также стоит упомянуть автоматическую очистку фильтра твердых частиц. Эта функция больше не нуждается в замене. И как на самом деле появился двигатель, соответствующий самому строгому стандарту? Водители высоко оценили его темперамент и низкий расход топлива. Когда тестеры хотели проверить свои взгляды, используя результаты тестовой комнаты, они обнаружили, что они были точно такими же.
1. Выбор электродвигателя
2. Определение передаточного числа
4. Определение межосевого расстояния
5. Определение модуля передачи
6. Определение чисел зубьев шестерни и колеса
7. Уточнение передаточного числа
8. Определение основных геометрических размеров шестерни и колеса
9. Проверка зубьев на выносливость по контактным напряжениям
Это приводит к увеличению крутящего момента на очень хороших 51% при снижении оборотов на 38%. Начальный импульс также превысил средние значения 130 процентов. Диапазон, в котором двигатель обеспечивает постоянную мощность, составляет 700 оборотов. Такое значение не будет стыдно за любой более производительный трактор. И двигатель просто не идет на колени. Тестирование в испытательной установке подтвердило, что кривая потребления топлива показала низкие значения.
Карданный вал с электроприводом приводится в действие гидравлическим приводом через пластину сцепления. Длительная традиция разработки и производства тракторов серии 6000 на заводе в Мангейме отражена в широком диапазоне возможных редукторов. Это трансмиссия с двойным сцеплением с тремя группами и восемью передачами, электрически расположенными.
10. Сопоставление расчетного и допускаемого контактных напряжений
13. Сопоставление расчетного и допускаемого напряжения изгиба
14. Проектный расчет валов
15. Определение конструктивных размеров зубчатых колес
16. Подбор и проверка шпонок
17. Расчет усилий в зацеплении, закрытой и открытой передач
18. Выбор расчетной схемы ведомого вала
Оценки скорости и выравнивание оцениваются хорошо в тесте. Передача управляется либо вручную с помощью переключателей, либо маленького рычага переключения передач, либо автоматически. Если рычаг нажат вправо, шестерни сортируются автоматически. Комфорт трактора увеличивает диапазон автоматических функций и параметров регулировки. Производитель говорит о максимальном подходе к комфорту гладких передач. Опытные тестовые драйверы согласились, что это лучшая система автоматического переключения на рынке, но все же есть некоторые отличия по сравнению с плавным ходом.
20. Проверочный расчет ведомого вала
21. Расчет элементов корпуса
22. Смазка редуктора
24. Сборка узла ведомого вала
Список литературы
Введение
механический электродвигатель редуктор подшипник
Редуктор - механизм, служащий для уменьшения частоты вращения и увеличения вращающего момента. Редуктор законченный механизм, соединяемый с двигателем и рабочей машиной муфтой или другими разъемными устройствами. Редуктор состоит из корпуса (литого чугуна или стального сварного). В корпусе редуктора размещены зубчатые или червячные передачи, неподвижно закрепленные на валах. Валы опираются на подшипники, размещенные в гнездах корпуса; в основном используют подшипники качения. Тип редуктора определяется составом передач, порядком их размещения в направлении от быстроходного вала к тихоходному и положением осей зубчатых коле в пространстве.
Групповая сортировка возможна в некоторых ситуациях только вручную, например, при работе на участках в волнистой местности или при повороте на мысе и замедлении двигателя без снижения частоты вращения двигателя. Удобно автоматически ранжируется без каких-либо больших ударов. Для замедления до упора достаточно наступить на педали тормоза, а при остановке муфта отключается автоматически. Момент открытия можно запрограммировать.
Для водителей, которые хотят поддерживать полный контроль над работой педали сцепления во время движения на холме, будет полезно отключить функцию автоматического отключения муфты. Установленное значение отображается на приборной панели. Он дополняется тремя кнопками для управления различными функциями передачи. Это позволяет просто уменьшить скорость двигателя, когда это возможно. Здесь также можно запрограммировать программируемый указатель скорости. Испытательные водители также оценили возможность установки стартового снаряжения для каждой группы.
Назначение редуктора - понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим. Принцип действия зубчатой передачи основан на зацеплении пары зубчатых колес. Достоинством зубчатых передач является: высокий КПД, постоянство передаточного отношения и широкий диапазон мощностей.
В настоящем проекте произведен расчет механического привода, состоящего из закрытой цилиндрической прямозубой передачи.
Их вклад в агрегирование и контроль инструмента на практике неоспорим, что подтверждается опытом команды разработчиков тестов. Просторная компоновка заднего трактора обеспечивает легкий доступ при подключении и отсоединении гидравлических шлангов, что также может быть сделано под давлением. И в случае сильного давления на шланг он ослабляет его, чтобы предотвратить повреждение. Количество масла, которое может быть распределено, составляет всего 27 литров, но с дополнительным гидравлическим масляным баком до 55 литров.
Испытуемый трактор был оснащен механическими стабилизаторами нижней ноги для задней трехточечной сцепки. Однако, если трактор загружен с помощью тяжелых машин, рекомендуется использовать гидравлические стабилизаторы. Еще одна новинка в задней части трактора - это расширенная платформа для напольного шарнира, обеспечивающая больше свободного пространства для соединения карданного вала и шарнирного соединения карданного вала при маневрировании с подвесными машинами с активным приводом.
Техническое задание
Одноступенчатый вертикальный редуктор: зацепление цилиндрическое, прямозубое.
Исходные параметры:
T 2 = 150 Н*м - крутящийся момент на выходном валу;
n 2 = 330 об/мин - частота вращения выходного вала;
1. Выбор электродвигателя
1.1 Определяем потребляемую мощность привода, используя рекомендации "Методических указаний к выполнению расчетной части курсового проекта по прикладной механике" -
Поверните на 7 градусов влево и на 30 градусов вправо. Это на первый взгляд в кабине, где встроен новый подлокотник с новым командным центром четвертого поколения. Новый электронный программируемый джойстик может быть на спинке или на правой боковой консоли. Интеграция в спинку очень хорошая. С другой стороны, небольшое количество изменений повлияло на панель приборов и большой цветной дисплей в кабине с углом. При изменении угла наклона колонны приборная панель перемещается с рулевой колонкой.
Испытанный трактор был оснащен более крупным вариантом. В дизайне дизайнеры вдохновлялись интерфейсом смартфона или планшета. Пользователь может перемещать экраны вперед и назад с помощью пальца, в дополнение к стандартным до пяти, свободно конфигурируемым экранам.
1.2 Определяем потребляемую мощность электродвигателя по формуле
где - КПД редуктора;
КПД зубчатой передачи;
КПД пары подшипников качения;
КПД муфты.
Принимаем ориентировочные значения (табл. 6.1 )
Принимаем.
1.3 Определяем частоту вращения вала электродвигателя.
С учетом данных табл.1.2 , для частоты вращения ведущего вала одноступенчатого редуктора с цилиндрическими колесами, получим:
Диспетчер компоновки настроен. Многие водители имеют прямой доступ к основным функциям трактора. В нижнем конце терминала есть несколько кнопок, которые позволяют этот прямой доступ. Весь подлокотник структурирован в различные поля управления вместе с элементами управления для определенных функций. Долгожданным нововведением является поле управления, предназначенное для управления полным приводом и контроля блокировки дифференциала. В автоматическом режиме используется информация о угле поворота передних колес от датчиков передней оси, которые в стандартной комплектации оснащены новыми тракторами.
1.4 По величине потребляемой мощности и частое вращение ведущего вала (n 1) по табл.19.8 выбираем электродвигатель: серия 4Атип 112М4мощность Р=5,5 кВ та синхронная частота вращения n 1 =1445 об/мин.
2. Определяем передаточное число редуктора
3. Выбор материала зубчатых колес и определение допускаемых контактных напряжений
3.1 По табл.1.3 выбираем для изготовления шестерни и колеса материал - Сталь 40Х с термообработкой - улучшение.
Еще одним техническим новшеством является уже упомянутый программируемый джойстик. Он позволяет контролировать до трех внешних гидравлических контуров. Для тракторов с прямым приводом на джойстике есть две дополнительные кнопки, которые обычно зарезервированы для переключения передач вверх и вниз. В памяти можно хранить до четырех независимых последовательностей. Программирование может выполняться только с помощью стоячего трактора.
Редакторы также сообщили, что они также работали с тракторами в ночное время. Оператор может хранить до четырех различных комбинаций рабочих огней. При работе на краю участка земли рядом с дорогой, фар справа и слева можно отключать независимо друг от друга таким образом, чтобы транспортные средства на дорогах общего пользования не ослепляли.
3.2 Определяем допускаемые контакты напряжения для зубьев шестерни и колеса в прямозубой цилиндрической передаче:
где-предел выносливости контактной поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов переменных напряжений, находим по табл. 5.1
Для шестерни
Для колеса
1 - коэффициент долговечности (для передач при длительной работе с постоянными режимами напряжения); =1,1 - коэффициент безопасности.(для зубчатых колес с однородной структурой материала);
Водитель имеет достаточно места в кабине. Кабина также достаточно просторная. Уровень шума приятно низкий: тестовая комната измеряет 72 дБ в корпусе на месте оператора. В целом, хорошее впечатление от нового трактора подчеркивается большой дверью с широким отверстием, удобным пассажирским сиденьем, проверенной подвеской кабины и передними мостами, а также большими широкоугольными зеркалами с электрическим извлечением и обогревом.
На первый взгляд, они могут иметь сложный вид, но для тех, кто изучает настройки один раз, работа с трактором будет проще, чем когда-либо прежде. И, конечно же, более эффективный и продуктивный. Разумеется, заслуживают внимания крестообразные ряды отдельных швов, связанных с центральным туннелем. Эта стойка очень жесткая и прочная, а пассажир в случае бриза предлагает аналогичную защиту классическому корпусу седана. Он имеет значительно меньший вес.
В прямозубой цилиндрической передаче за расчетное допустимое контактное напряжение принимаем меньшее из значений.
В данном случае:
4. Определяем межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев
Предварительный расчет межосевого расстояния выполняем по формуле 8.13 из учебника для студентов вузов "Детали машин", автор М.Н. Иванов .
Точная и исчерпаемая управляемость
Интерьер находится недалеко от кокпитов специальных спецификаций. Погода можно наслаждаться туристами, которые пользуются электромоторами в считанные секунды. Кондиционер является стандартным или премиум-вариантом в соответствии с индивидуальными спецификациями рынка. В предложении есть четыре оттенка краски для тела: серебристый и черный в сочетании с черным или красным, а красный и синий с кожаной отделкой черного цвета.
Это на самом деле спортивный автомобиль с техникой, полученной из гоночных спецификаций. В обычной жизни они непрактичны и не могут быть полностью использованы. Ностальгические спортивные автомобили часто выходят из платформы обычных седанов, имеют обычные технологии, а настоящие «спортсменки» очень разные. Группа передовых спортивных автомобилей сочетает в себе много роскоши с современными технологиями, но они часто скомпрометированы и часто служат образцом владельца здания, а не действительно оживленной поездкой.
Приведенный модуль упругости: Е пр = 2,1*10 5 МПа.
Коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния; =0,4. Коэффициент концентрации нагрузи при расчетах по контактным напряжениям. Чтобы определить значение необходимо найти: Коэффициент относительной ширины зубчатого венца относительно диаметра
Сравниваем:
По графику рисунка 8.15 находим:
Для нестандартных редукторов межосевое расстояние округляем по ряду Ra40 ( стр. 136). Принимаем а = 125 мм.
5. Определяем модуль передачи
Модуль передачи определяем по формуле:
где в w - ширина зубчатого венца:
это значение соответствует стандартному ряду линейных размеров.
Коэффициент, учитывающий влияние ширины колеса,
Принимаем (табл.8.5 ).
По табл.8.1. приводим найденное значение модуля к стандартному m = 2 мм
6. Определяем число зубьев шестерни и колеса
6.1 Суммарное число зубьев шестерни и колеса определяем по формуле (, стр.179):
6.2 Число зубьев шестерни(, стр.180):
Принимаем Z 1 = 23 ? Z min = 17
6.3 Число зубьев колеса:
7. Уточняем передаточное число
Определяем фактическое передаточное число по формуле:
Погрешность значения фактического передаточного числа от номинального значения:
что допустимо даже для стандартных редукторов (, стр.137).
За передаточное число редуктора принимаем u = 4,43.
8. Определяем основные геометрические размеры шестерни и колеса
8.1 Определяем делительные диаметры
Шестерни: d 1 =z 1 m=23 2 = 46 мм
Колеса: d 2 =z 2 m=1022 = 204 мм
8.2 Определяем диаметры вершин зубьев
Шестерни: d а1 = d 1 + 2 m = 46 + 2 2 = 50 мм
Колеса: d а2 = d 2 + 2 m = 204 + 2 2 = 208 мм
8.3 Определяем диаметры впадин
Для прямозубых цилиндрических передач:
Шестерня: d f 1 = d 1 - 2,5 m = 46 - 2,5 2 = 41 мм
Колесо: d f 2 = d 2 - 2,5 m = 204 - 2,5 2 = 199 мм
8.4 Определяем высоту зуба h = 2,25 m = 2,25 2 = 4,5 мм
8.5 Определяем ширину венца шестерни и колеса
в 1 = в w = 50 мм
в 2 = 1,1 в w = 50 1,1 = 55 мм
шестерня шире колеса на 5 мм
в 1= в 2 + 5мм = 55 + 5 = 60 мм.
Принимаем 60 мм.
8.6 Проверяем величину межосевого расстояния (8.1 )
a w = 0,5 (d 1 + d 2) = 0,5 (46 + 204) = 125 мм
Корригирования зубьев не требуется.
Сводная таблица параметров прямозубого цилиндрического зацепления без смещения
|
Параметры зацепления |
Числовые значения |
|||
|
Межосевое расстояние, а w |
||||
|
Нормальный исходный контур, б |
||||
|
Высота зуба, h |
||||
|
Шестерня |
||||
|
Геометрические параметры |
Числовые значения |
Геометрические параметры |
Числовые значения |
|
|
Число зубьев, z 1 |
Число зубьев, z 2 |
|||
|
Ширина венца, в 1 |
Ширина венца, в 2 |
|||
|
Делительный диаметр, d 1 |
Делительный диаметр, d 2 |
|||
|
Диаметр вершин зубьев, d a1 |
Диаметр вершин зубьев, d a2 |
|||
|
Диаметр впадин зубьев, d f1 |
Диаметр впадин зубьев, d f2 |
9. Проверка зубьев на выносливость по контактными напряжениям
9.1 Определяем коэффициент расчетной нагрузки ( стр.127)
К н = К н в х К н v
Ранее было найдено: К н в =1
Для того, чтобы найти коэффициент динамической нагрузки по контактным напряжениям К н v необходимо определить окружную скорость ведомого вала
Учитывая, что V 2 = 3,52 м/сек, по табл. 8.2 назначаем 8 ую степень точности.
К н = 1,17 х 1 = 1,17
9.2 Определяем расчетные контактные напряжения по формуле 8.10
где d w / = d 1 = 46 ммб w = б =20?
в w = 60 ммsin2б w = 0,64
Крутящий момент на ведущем валу:
где - КПД закрытой цилиндрической передачи
10. Сопоставление расчетного и допускаемого напряжений
10.1 Сравниваем расчетное контактное напряжение с допускаемым контактным напряжением:
10.2 Определяем недогрузку передачи:
Условие выполнено.
11. Определение усилий в зацеплении
11.1 Окружную силу определяем по формуле (8.5 ):
11.2 Радиальную и нормальную силу определяем по формулам:
12. Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба
12.1 Определяем допускаемые напряжения изгиба раздельно для шестерни и колеса по формуле:
где - базовый предел выносливости зубьев по напряжению изгиба находим по табл. 5.23
Для шестерни
Для колеса
S F - коэффициент безопасности
S F = S F / х S F // ,
где S F / - коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала зубчатого колеса и ответственность зубчатой передачи
S F / = 1,75…2,2, принимаем S F / = 1,975.
S F // - коэффициент учитывающий способ получения заготовки.
Для поковок и штамповок S F // = 1
S F = 1,975 х 1 = 1,975.
К FC - коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения (реверсирования) нагрузки; К FC = 1, для зубьев работающих одной стороной.
К FL - коэффициент долговечности; К FL = 1, для передач при длительной постоянной нагрузке.
Для шестерни
Для колеса
Проверку зубьев на выносливость по напряжениям изгиба проводим по колесу, т.к. у колеса меньше.
12.2 Определяем расчетное напряжение для колеса по формуле 8.19
Y FS - коэффициент формы зуба определяем по графику 8.20
При х = 0 (без смещения)
К F - коэффициент расчетной нагрузки определяем по формуле:
К F = К Fв х К FV (стр.127, )
где К Fв = 1,1 коэффициент концентрации нагрузки при расчетах по напряжениям изгиба, находим по графику 8.15 , при этом, (пункт 4 "П.З."). К FV = 1,16 коэффициент динамической нагрузки, по таблице 8.3
для колеса
13. Составление расчетных и допускаемых напряжений изгиба
13.1 Сравниваем расчетные напряжения изгиба с допускаемыми напряжениями изгиба
Условие прочности соблюдается.
14. Проектный расчет валов
14.1 Ведущий вал
Проектный расчет ведущего вала выполняем по рекомендациям .
14.1.1 Ведущий вал соединен с электродвигателем муфтой МУВП. Диаметр выходного конца вала, подобранного электродвигателя серии 4А тип 112М4, равен 32 мм. Так как вал электродвигателя и ведущий вал редуктора передают одинаковый крутящий момент, мы можем диаметр выходного вала редуктора принять равным или близким к диаметру выходного конца электродвигателя.
d = (0,8…1,0) d 1 = (0,8…1,0) 32 = 25,6…32 мм.
Проверим диаметр быстроходного вала по крутящему моменту:
принимаем диаметр выходного конца ведущего вала d = 30 мм.
14.1.2 Диаметр вала под подшипник
d п = d + 2t = 30 + 2 х 1,8 = 33,6 мм
где t =1,8 по табл.3.1
Принимаем d п = 35 мм
14.1.3 Диаметр буртика под подшипник
d бп = d п +3,2r = 35 + 3,2 х 2= 41,4 мм
где r = 2 по табл.3.1.
По ряду нормальных линейных размеров принимаем d бп = 42 мм
Рис.1 - Эскиз ведущего вала - шестерни
14.2 Ведомый вал
Ведомый вал редуктора передает крутящий момент Т 2 = 150 Нм.
14.2.1 По формуле (15.1 ) приближенного оцениваем средний диаметр ведомого вала при =15 МПа (для редукторных валов):
14.2.2 Разрабатываем конструкцию вала и по эскизной компоновке оцениваем его размеры.
14.2.3 Диаметр выходного конца ведомого вала:
Принимаем =35 мм
14.2.4 Диаметр вала под подшипник:
d п2 = d 2вых + 2t = 35 + 2 х 2 = 39 мм
t = 2 (по табл.3.1, )
Принимаем d п2 = 40 мм.
14.2.5 Диаметр буртика под подшипник
d бп2 = d п2 + 3,2r = 40 + 3,2 х 2,5 = 48мм
где r = 2,5 (по табл.3.1, )
Принимаем d бп2 = 48 мм.
14.2.6 Диаметр вала под колесо:
d k ? d бп2 ? 48 мм
Принимаем d k = 48 мм
14.2.7 Диаметр буртика под колесо
d бк = d к + 3f = 48 + 3 х 1,6 = 52,8 мм
где f = 1,6 (по табл.3.1 )
По ряду нормальных линейных размеров принимаем d бк = 53 мм
Рис.2 - Эскиз ведомого вала
15. Определяем конструктивные размеры зубчатых колес
15.1 Определяем конструктивные размеры цилиндрического прямозубого колеса
15.1.1 Принимаем длину ступицы колеса:
I cm = в w = 55 мм
15.1.2 Определяем диаметр ступицы:
По ряду нормальных линейных размеров принимаем d ст.к. = 85 мм
15.1.3 Определяем толщину обода зубчатого венца:
S = 2,5m + 2 = 2,5 х 2 + 2 = 7 мм (15.2)
Так как в w > 20 мм, увеличиваем S на 10-20 %.
Принимаем S = 8 мм
15.1.4 Определяем фаски на торцах зубчатого венца:
f = (0,6…0,7) m = (0,6…0,7) 2 = 1,2…1,4 мм (15.3)
Принимаем f = 1,2 мм. На прямозубых колесах фаску выполняем под углом б ф = 45?.
15.1.5 Определяем толщину диска:
с = (0,35…0,4) х в = (0,35…0,4) х 55 = 21…24 мм (15.5)
Принимаем с = 22 мм.
Радиус закруглений R ? 6 мм. Принимаем R = 6 мм.
16. Подбор и проверка шпонок
16.1 По ГОСТ 23360-78 подбираем призматическую шпонку под цилиндрическое колесо.
Диаметр вала под колесо d к = 48 мм;
Длина ступицы колеса l стк = 55 мм;
Выбираем шпонку в х h x l = 14 х 9 х 45, где l=b 2 - 10 мм = 55 - 10 = 45 мм
l раб. =l - b =45 - 14 = 31 мм
16.1.1 Проверяем длину шпонки из условия прочности на смятие
Допускаемое напряжение = 120 МПа
16.2 Подбираем шпонку на выходной конец тихоходного вала
Выбираем шпонку в х h х I = 10 x 8 x 40, где l=b 2 - 10 мм = 50 - 10 = 40 мм
l раб. =l - b =40 - 10 = 30 мм
16.2.1 Проверяем длину шпонки из условия прочности на смятие
Условие прочности выполняется.
17. Расчет усилий в зацеплениях закрытой и открытой передач
17.1 Расчет усилий в зацеплении закрытой цилиндрической прямозубой передачи.
Окружное усилие:
Радиальное усилие:
F r 2 = F t 2 x tg б = F t 2 x tg20° = 1470,58 x 0,36397 = 535,24 H (17.2)
18. Выбор расчетной схемы вала
Определение опорных реакций, построение эпюр изгибающих и крутящих моментов
18.1 Расчетная схема ведомого вала приведена на стр.26
18.2 Определение реакций в опорах
Реакции в опорах определяем на основании уравнения равновесия
18.2.1 В вертикальной плоскости
F r 2 х I 1 + R Y (I 1 + I 2) = 0
Отсюда реакция опоры Д в вертикальной плоскости
R Y (l 1 +l 2) - F r2 l 2 = 0
Проверка:
267,62 - 535,24 + 267,62 = 0
18.2.2 В горизонтальной плоскости:
F t 2 I 1 + R X 1 (I 1 + I 2) = 0
R X 2 (l 1 +l 2) - F t 2 l 2 = 0
Проверка:
735,29 - 1470,58 + 735,29 =0
ВЫВОД: Реакции в опорах определены, верно.
18.3 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов
Эпюры изгибающих моментов строят в двух плоскостях.
18.3.1 Горизонтальная плоскость:
Момент под колесом:
М игк = R X х l 1 = 735,29 х 49 = 36029,21 Н*мм
18.3.2 Вертикальная плоскость:
Момент под колесом:
М ивк = R Y х l 1 = 267,62 х 49 = 13113,38 Н*мм
18.4 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов
ВЫВОД: Наиболее опасным является сечение под колесом.
19. Подбор и расчет подшипников
Подбор и расчет подшипников ведомого вала ведем по наиболее нагруженной опоре Д. требуемый ресурс долговечности подшипников по заданию L h = 24000 ч.
19.1 Учитывая сравнительно небольшую осевую силу назначаем по для ведомого вала шариковые радиальные подшипники средней узкой серии, условное обозначение 308 со следующими характеристиками:
Внутренний диаметр подшипника, d = 40 мм;
Наружный диаметр подшипника, D = 90 мм;
Ширина подшипника, B = 23 мм;
Фаска подшипника, r = 2,5 мм;
Динамическая грузоподъемность: C r = 41000 Н
Статическая грузоподъемность: С о = 22400 Н
n пред. = 9000 об/мин. (при жидкой смазке)
19.2 Определяем эквивалентную радиальную нагрузку по формуле(16.39 ):
P r = XVF r + x К б x К т
Для чего находим суммарную радиальную реакцию в опоре Д:
К = 1 - температурный коэффициент;
К б = 1,3 - коэффициент безопасности;
Р r = 1 х 782,47 х 1 х 1,3 = 1017,21 Н
19.3 Находим эквивалентную долговечность(16.31 ):
где = 1 -по табл. 8.10 стр.173 М.Н.Иванов
L h = 24000 часов (задано)
L hE = 1 х 24000 = 24000 ч.
Фактический срок работы подшипника рассчитывают по зависимости
19.3.1 Определяем ресурс подшипника:
L E = 60 х 10 -6 х n х L hE = 60 х 10 -6 х 330 х 24000 = 475,2 млн.об.
n = n 2 = 330 об/мин.
19.3.2 По табл. 16.3 :
а 1 = 1 - коэффициент надежности;
а 2 = 1 - обобщенный коэффициент совместного влияния качества металла и условий эксплуатации;
19.4 Определяем потребную динамическую грузоподъемность выбранного подшипника и сравниваем ее с паспортной.
С (потребная) ? С (паспортная) (16.26 )
С (потребная) = Р,
где Р = Р r = 1017,21 Н
р = 3 (для шариковых подшипников)
L = L E = 475,2 млн.об.
С (потребная) =
С (потребная) = 7937,8 Н < С (паспортная) = 41000 Н
Условие выполняется, по паспортным значениям С значительно превышает потребное.
19.5 Проверяем подшипник на статическую грузоподъемность:
Р о = Х о х F r
Для шарикоподшипников:
Коэффициент радиальной статической силы Х о = 0,6
С учетом возможной двух кратной перегрузки:
Р о = 2 (0,6 х 782,47) = 938,9 Н < 22400 Н
Условие выполняется.
20. Проверочный (уточненный) расчет ведомого вала
20.1 Выбор материала вала.
Материал вала - Сталь 45, улучшенная 192…240 НВ
Характеристики:
750 МПа - предел прочности при растяжении;
450 МПа - предел текучести;
срок службы длительный, нагрузка близка к постоянной, допускается двух кратная кратковременная нагрузка.
20.2 Расчет вала на выносливость.
Для валов расчет на сопротивление усталости является основным. Прежде всего устанавливаем характер цикла напряжений. Так как установить действительный цикл нагрузки машины в условиях эксплуатации трудно, расчет выполняем по номинальной нагрузке, а циклы напряжений принимаем: симметричный - для напряжений изгиба (рис.4) и от нулевой для напряжений кручения (рис.5).
Цель расчета - определение запаса сопротивления усталости в опасном сечении. При совместном действии кручения и изгиба запас сопротивления усталости определяем по формуле:
Как видно из эпюр, в нашем случае опасным сечением под колесом.Проведем для него расчет.
20.2.1 Суммарный изгибающий момент в К.
20.2.2 Запас сопротивления усталости по изгибу и по кручению:
В этих формулах и - амплитуды переменных составляющих циклов напряжений, а и - постоянные составляющие.
Согласно принятому выше условию (рис.4 и рис.5) при расчете валов
находим = 38341 / (0,1 х 48 3) = 3,46 МПа
находим = = 0,5 х 150 х 10 3 / (0,2 х 48 3) = 3,39 МПа
и - коэффициенты корректирующие влияние постоянной составляющей цикла напряжений на сопротивление усталости. Их значения зависят от механических характеристик материала.
Для среднеуглеродистых сталей = 0,1; = 0,05.
Предел выносливости определяем по формуле(15.7 ):
0,4 х 750 = 300 МПа
0,2 х 750 = 150 МПа
По графику рис.15.5 находим
Масштабный фактор К d = 0,64
По графику рис.15.6 находим
Фактор шероховатости поверхности К f = 1,0
По таблице 15.1 назначаем:
Коэффициент концентрации напряжений при изгибе К = 1,86
Коэффициент концентрации напряжений при кручении К = 1,4
Находим запас сопротивления усталости при совместном действии напряжений кручения и изгиба (15.3 )
Вывод: Запас прочности вала на сопротивление усталости обеспечен.
20.3 Расчет вала на статическую прочность при перегрузках.
Проверку статической прочности производим в целях предупреждения пластических деформаций и разрушений с учетом кратковременных перегрузок (например, пусковых и т.п.). При этом определяем эквивалентное напряжение(15.8 ):
При перегрузках напряжения удваиваются и для опасного сечения под колесом:
Условия соблюдается.
Вывод: Статическая прочность вала при перегрузках обеспечена.
21. Расчет элементов корпуса
На рисунке 4 показан один из возможных вариантов корпуса вертикального одноступенчатого цилиндрического редуктора. Для удобства сборки корпус выполнен разъемным. Плоскости разъемов проходят через оси валов и располагаются параллельно плоскости основания.
Для соединения нижней, верхней частей корпуса и крышки редуктора по всему контуру разъема выполнены специальные фланцы, которые объединены с приливами и бобышками для подшипников. Между бобышками, основанием и на крышке имеются ребра жесткости.
Размеры корпуса редуктора определяются числом и размерами размещенных в нем деталей и их расположением в пространстве.
К корпусным деталям относятся прежде всего корпус и крышка редуктора, т.е. детали, обеспечивающие правильное взаимное расположение опор валов и воспринимающие основные силы, действующие в зацеплениях.
Корпус и крышка редуктора обычно имеют довольно сложную форму, поэтому их получают методом литья или методом сварки (при единичном или мелкосерийном производстве).
Ориентировочно основные размеры корпуса определились при составлении компоновочной схемы. Теперь следует уточнить их.
|
Наименование элемента |
Обозначение |
Эмпирическое соотношение |
Размер, мм |
|
|
Зазор между вращающимися деталями и корпусом редуктора |
||||
|
Толщина стенки корпуса редуктора |
0,025 х а + 5 0,025 х 125 + 5 |
|||
|
Толщина стенки крышки редуктора |
||||
|
Толщина фланца корпуса редуктора |
||||
|
Толщина фланца крышки редуктора |
||||
|
Толщина фланца подошвы корпуса |
||||
|
Диаметр болтов по разъему корпусов и крышки |
||||
|
Ширина фланца |
||||
|
Диаметр болтов по приливам |
||||
|
Диаметр фиксирующих штифтов |
||||
|
Диаметр фундаментальных болтов |
||||
|
Высота бобышки |
конструктивно |
|||
|
Высота приливов |
конструктивно |
|||
|
Толщина ребер жесткости |
||||
|
Диаметр отверстия в проушине |
d п = (1,5…2,0) |
|||
|
Длина редуктора |
L = d a 2 +2a 1 +2 |
|||
|
Ширина редуктора |
В = в 1 +2a 1 +2 |
|||
|
Высота редуктора |
Н? Н 1 +а+(d а1 /2)+а 1 + |
|||
|
Высота корпуса |
Н 1 = +в+d а2 /2 |
22. Смазка редуктора
В настоящее время в машиностроении широко применяют картерную систему смазки при окружной скорости колес от 0,3 до 12,5 м/с. В корпус редуктора заливают масло так, чтобы венцы колес были в него погружены. При их вращении внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которые покрывают поверхность расположенных внутри деталей.
22.1 Выбор сорта смазки
Выбор смазочного материала основан на опыте эксплуатации машин. Принцип назначения сорта масла следующий: чем выше контактные давления в зубьях, тем большей вязкостью должно обладать масло, чем выше окружная скорость колеса, тем меньше должна быть вязкость масла.
Поэтому требуемую вязкость масла определяют в зависимости от контактного напряжения и окружности скорости колес.
Окружная скорость колес ведомого вала у нас определена в пункте 9.2 "П.З.", V 2 = 3,52м/сек. Контактное напряжение определено в пункте 3.2 "П.З.", [ н ] = 463,9 МПа.
Теперь по окружности и контактному напряжению из табл.8.1 находим требуемую вязкость масла = 34. Сорт масла выбираем с учетом требуемой вязкости по табл.8.3 . Возможно использование двух сортов масла: индустриальное И-30А или индустриальное И-40А.
22.2 Определение объема масляной ванны
22.2.1 Предельно допустимые уровни погружения колес цилиндрического редуктора в масляную ванну:
m ? h M ? 0,25d 2
2 ? h M ? 0,25 х 204 = 51 мм
Наибольшая допустимая глубина погружения зависит от окружной скорости колеса. Чем медленнее вращается колесо, тем на большую глубину оно может быть погружено.
Учитывая, что окружная скорость невысока, а схема редуктора вертикальная, примем значение h м = 35 мм.
22.2.2 Теперь определим уровень масла от дна корпуса редуктора:
h = в 0 + h м = 15 + 35 = 50 мм
где в 0 - расстояние от наружного диаметра колеса до дна корпуса
в 0 ? 6 х m ? 6 х 2 ? 12 мм
примем в 0 = 15 мм.
22.2.3 Объем масляной ванны
(L-) x (B-) x h = (244 - 8) x (96 - 8) x 50 = 1038400 мм 3
Объем масляной ванны составил? 1,0 л.
22.3 Способ контроля уровня смазки зубчатых колес
Для контроля уровня масла в корпусе необходимо установить стеклянный маслоуказатель
Также в нижней части корпуса редуктора предусмотрено отверстие с пробкой для слива отработанного масла, а на крышке редуктора - отдушина для снятия давления в корпусе, появляющегося от нагрева масла и воздуха при длительной работе. Отдушину можно также использовать в качестве пробки, закрывающей отверстие для заливки масла.
23. Выбор способа и типа смазки подшипников
Подшипники смазывают тем же маслом, что и детали передач. Другое масло применяют лишь в ответственных изделиях.
При картерной смазке колес подшипники качения смазываются брызгами масла. При окружности вращения колес V > 1 м/с брызгами масла покрываются все детали передач и внутренние поверхности стенок корпуса. Стекающее с колес, валов и стенок корпуса масло попадает в подшипники.
Так как смазка жидкая, для предохранения от ее вытекания из подшипниковых узлов, а так же для их защиты от попадания извне пыли, грязи и влаги торцовые крышки установим с жировыми канавками, которые заполним густой консистентной смазкой.
24. Сборка узла ведомого вала
Операции по сборке узла ведомого вала осуществляют в следующем порядке:
1. установить шпонку в паз на диаметр вала для цилиндрического колеса;
2. установка цилиндрического колеса;
3. установка втулки распорной;
4. установка подшипников до упора в заплечики, осевой зазор регулируется при установке крышек с помощью набора тонких металлических прокладок;
5. укладка вала в бобышки нижнего корпуса;
6. установка и крепление верхнего корпуса;
7. установка и крепление крышек, фиксирующих подшипники (жировые канавки сквозной крышки перед установкой забить консистентной смазкой);
8. установка шпонки в паз на выходной конец вала;
Список литературы
1. "Методические указания к выполнению расчетной части курсового проекта по прикладной механике" УГАТУ.
2. Иванов М.Н. Детали машин. Высшая школа, 2000 г.
3. П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов. Детали машин. Курсовое проектирование. Высшая школа, 1984 г.
4. Д.С. Левятов, Г.Б. Соскин. Расчеты и конструирование деталей машин. Высшая школа, 1985 г.
5. Феодосьев В.И. Сопротивление материалов. М., 1989 г.
6. Марочник сталей и сплавов. Справочник / Под редакцией В.Г. Сорокина, М., Машиностроение, 1989 г.
7. Анурьев В.И. Справочник конструктора машиностроителя. М.,2001 г. Т.I, II, III.
8. Детали машин: Атлас / Под редакцией Д.Н. Решетова. М., 1992 г.
9. М.И. Амфимов. Редукторы. Конструкции и расчет. М., Машиностроение, 1972 г.
10. Подшипники качения. Справочник-каталог / Под редакцией В.Н. Нарышкина и Р.Р. Коросташевского. М., Машиностроение, 1984 г.
11. П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов "Конструирование узлов и деталей машин". Высшая школа, 2003 г.
Размещено на Allbest.ru
Подобные документы
Подбор электродвигателя привода, его силовой и кинематический расчеты. Определение допускаемых контактных напряжений и напряжений изгиба. Параметры цилиндрической зубчатой передачи. Эскизная компоновка редуктора. Вычисление валов и шпонок, выбор муфт.
курсовая работа , добавлен 17.09.2012
Кинематический расчет привода редуктора. Выбор и проверка электродвигателя с определением передаточного числа привода и вращающих моментов на валах. Расчет закрытой цилиндрической передачи привода. Выбор материала зубчатых колес и допускаемых напряжений.
курсовая работа , добавлен 16.04.2011
Кинематический расчет привода. Предварительный и уточненный подбор закрытой косозубой цилиндрической передачи редуктора, валов, подшипников и шпоночных соединений. Конструирование зубчатых колес и корпуса редуктора. Выбор смазки колес и подшипников.
курсовая работа , добавлен 28.10.2012
Кинематический расчет привода, который состоит из электродвигателя, ременной передачи, редуктора и муфты. Выбор материала, термической обработки, определение допускаемых контактных напряжений и напряжений изгиба. Подбор подшипников качения выходного вала.
курсовая работа , добавлен 22.01.2014
Кинематический и силовой анализ привода, выбор электродвигателя, передаточных отношений для редуктора и цепной передачи. Выбор материалов и допускаемых напряжений для зубчатых колес. Расчет конической прямозубой передачи, определение усилий в зацеплении.
дипломная работа , добавлен 03.01.2010
Расчет цилиндрической зубчатой передачи, валов редуктора, открытой ременной передачи. Выбор смазки редуктора. Проверка прочности шпоночного соединения. Выбор типа корпуса редуктора и определение размеров его элементов. Выбор посадок зубчатых колес.
курсовая работа , добавлен 21.10.2015
Определение общего КПД привода. Выбор материала и определение допускаемых напряжений, проектный расчет закрытой цилиндрической передачи быстроходной ступени. Выбор материала и определение допускаемых напряжений тихоходной ступени. Сборка редуктора.
курсовая работа , добавлен 26.07.2009
Назначение и область применения цилиндрической прямозубой передачи. Расчет угловых скоростей валов. Выбор твердости, термообработки и материала колес. Расчет допускаемых контактных напряжений. Особенности параметров зубчатой цилиндрической передачи.
курсовая работа , добавлен 17.04.2011
Назначение и область применения ленточного конвейера. Кинематический расчет привода и закрытой цилиндрической прямозубой передачи. Конструктивное оформление зубчатых колес, корпуса и крышки редуктора. Подбор шпонок и подшипников, сборка привода.
курсовая работа , добавлен 21.03.2015
Порядок проектирования червячно-цилиндрического редуктора, выбор электродвигателя. Выбор материала зубчатых колёс и определение допускаемых контактных и изгибающих напряжений. Проектный расчёт быстроходной ступени, подбор шпонок и подшипников.