Автор работы: Пользователь скрыл имя, 02 Января 2012 в 17:01, курсовая работа
Редукторами называются механизмы, состоящие из пе¬редач зацеплением с постоянным передаточным отношением, заключенные в отдельный корпус и предназначенные для понижения угловой скорости выходного вала по сравне¬нию с входным. Уменьшение угловой скорости сопровож¬дается увеличением вращающего момента на выходном валу.
Редукторы условно делят по различным признакам. По типу передачи редукторы могут быть зубчатые с про¬стыми передачами (цилиндрическими, коническими, чер¬вячными). Комбинированные редукторы—редукторы, со¬четающие различные передачи: коническо-цилиндрические, зубчато-червячные, планетарно-волновые и т. п.
В зависимости от числа пар звеньев в зацеплении (числа ступеней) редукторы общего назначения бывают одно-, двух- и трехступенчатыми.
По расположению осей валов в пространстве различают редукторы с параллельными, соосными, пересекающимися и перекрещивающимися осями входного и выходного валов.
Из всего разнообразия редукторов наибольшее рас¬пространение получили простые цилиндрические двух¬ступенчатые редукторы.
В данной работе мы рассчитаем двухступенчатый комбинированный редуктор. Первая быстроходная ступень – цилиндрическая, тихоходная – червячная. Введение цилиндрической пары дает возможность увеличить передаточное отношение одноступенчатого червячного редуктора в 2-3 раза с целью повышения числа оборотов ведущего вала без значительного увеличения габаритов и веса редуктора или при одном и том же передаточном отношении увеличить число заходов червяка и повысить коэффициент полезного действия редуктора.
Введение 3
Задание 4
1 Кинематический расчет 5
2 Расчет прямозубой передачи 6
3 Расчет червячной передачи 13
4 Расчет валов 21
5 Расчет шпоночных соединений 34
6 Выбор подшипников качения 35
7 Расчет элементов корпуса редуктора 38
8 Выбор смазки 39
9 Расчет муфт 40
Литература 42
RBX = = = 8172,5 H.
ΣMb = 0
-RAX*144 + Ft2*72 – FM*92 = 0
RAX = = = 793,5 H.
Суммарная реакция.
RB = = = 8175,6 H.
RA = = = 2022 H.
Осевые моменты.
-MX1 + RAY*z1 = 0
При z1 = 0 MX1 = 0 кНмм;
При z1 = 72 MX1 = RAY*72 = 1860*72 = 133,9 кНмм.
-MX2 – RAY*(72 + z2) + Fa2*126 – FR2*z2 = 0
MX2 = – RAY*(72 + z2) + Fa2*126 + FR2*z2
При z2= 0 MX2 = - RAY*72 + Fa2*126 = - 1860*72 + 935*126 = -16 кНмм;
При z2= 72 MX2 = - RAY*144 + Fa2*126 + FR2*72 =
=
-1860*144 + 935*126 + 2084*72 = 0 кНмм.
-MY1 – RAX*z1 = 0
При z1 = 0 MY1 = 0 кНмм;
При z1 = 72 MY1 = -RAX*72 = -793,5*72 = -57 кНмм.
-MY2 + Ft2*z2 – RAX*(72 + z2) = 0
MY2 = Ft2*z2 – RAX*(72 + z2)
При z2= 0 MY2 = – RAX*56 = - 793,5*72 = -57 кНмм;
При z2 = 72 MY2 = Ft2*72 – RAX*144 = 5727*72 – 793,5*144 = 298 кНмм.
MY3 = FМ*z3
При z3= 0 MY3 = 0 кНмм;
При z3= 92 MY3 = 3240*92 = 298 кНмм.
МИ РЕЗ = ;
МИ РЕЗ1 = = 145,5 кНмм;
МИ РЕЗ2 = = 59,2 кНмм;
МИ РЕЗ2 = = 298 кНмм;
МК = 2100 кНмм.
4.5.1 Уточненный расчет вала.
Материал сталь 45. Для d≤80 мм σВ = 900МПа, σ-1 = 380 МПа, τ-1 = 230 МПа, ψτ = 0,05.
Определяем
запас прочности в месте
KF = 1,15; Kd = 0,7; Kτ = 2,05; T = 2100 кНмм.
Параметры шпоночного паза b = 14 мм, t1 = 4,1 мм.
WКР = 0,2d3 - = 0,2*483 - = 22092 мм.
τа = = = 32,7
S = Sτ =
=
= 2,8. Прочность обеспечена.
Определим запас прочности в месте перехода вала от одного сечения к другому d48 <-> 55
r = 1,6; r/d = 1,6/48 = 0,033; Кτ = 1,75; Кσ = 2,25; σа = .
КF = 1,15; Kd = 0,67.
Где МΣ = М1 = 226,7 кНмм,WЦ = 0,1d3 = 0,1*483 = 11059 мм3.
σМ = 0; τМ = 0; σа = = 20,5 МПа
τа = ; WКР = 0,2d3 = 0,2*483 = 22118,4 мм3.
τа = = 32,6 МПа.
Sσ = = = 6,3;
Sτ = = = 2,4;
S = = = 2,24. Запас прочности обеспечен.
Сечение в месте посадки подшипника.
Kτ = 1,15; Кσ/ Kd = 3,4; Кτ/ Kd = 2,6; d = 55 мм; МΣ = М1 = 298 кНмм
σа = = = 17,9; τа = = = 21,7.
Sσ = = = 7,2;
Sτ = = = 4,7;
S =
=
= 3,9. Запас прочности обеспечен.
Рис.
3
5 Расчет шпоночных соединений.
Шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок, пазов и длины шпонок – по ГОСТ 23360-78.
Материал шпонок – сталь 45 нормализованная.
Напряжение смятия и условие прочности
σсм
=
Допускаемое напряжение смятия при стальной ступице
[σсм] = 120…130 МПа.
5.1 Ведущий вал: d = 24 мм; b*h = 6*6 мм; t1 = 2,6 мм; К = 2,9 мм; длина шпонки l = 28 мм; момент на ведущем валу Т = 38800 Нмм;
(l
– b) =
l = 6 + 3,1 = 9,1 мм. Принимаем l = 20 мм.
5.2 Промежуточный вал: d = 24 мм; b*h = 6*6 мм; t1 = 2,6 мм; К = 2,9 мм; момент на промежуточном валу Т = 74700 Нмм;
(l
– b) =
l = 6 + 5,97 = 11,97 мм. Принимаем l = 20 мм.
5.3 Ведомый вал:
d = 48 мм; b*h = 16*10 мм; t1 = 5,1 мм; К = 6,2 мм; момент на ведомом валу Т = 2100000 Нмм;
(l
– b) =
l = 16 + 37,3 = 53,3 мм. Принимаем l = 56 мм.
D = 55 мм; b*h = 18*11 мм; t1 = 5,6 мм; К = 6,8 мм; момент на ведомом валу Т = 2100000 Нмм;
(l
– b) =
l
= 18 + 29,7 = 47,7 мм. Принимаем l = 48 мм.
6 Выбор подшипников качения.
6.1 Ведущий вал. Намечаем радиальные шариковые подшипники легкой серии.
6.1.1 Первый подшипник:
205: d = 25 мм; D = 52 мм; В = 15 мм; С = 14 кН; С0 = 6,95 кН; Fr = RB = 453,5 Н; Кτ = 1; V = 1; Kσ = 1,5; Lh = 21024 час; n = 965 об/мин.
Эквивалентная динамическая нагрузка
Рэ = V* Fr* Kσ*Кτ = 1*453,5*1,5*1 = 680,3 Н.
Требуемая грузоподъемность
С’
=
∆
=
6.1.2 Второй подшипник
204: d = 20 мм; D = 47 мм; В = 14 мм; С = 12,7 кН; С0 = 6,2 кН; Fr = RА = 302,5 Н; Кτ = 1; V = 1; Kσ = 1,5.
Эквивалентная динамическая нагрузка
Рэ = V* Fr* Kσ*Кτ = 1*302,5*1,5*1 = 453,75 Н.
Требуемая динамическая грузоподъемность
С’
= Рэ
∆
=
Подшипники
подобраны верно. Большой недогруз
связан с тем, что диаметр вала был искусственно
увеличен вследствие подбора муфты.
6.2 Промежуточный вал.
6.2.1 Первый подшипник выбираем радиальный шариковый легкой серии.
207: d = 35 мм; D = 72 мм; В = 17 мм; С = 25,5 кН; С0 = 13,7 кН; Fr = RВ = 746,7 Н; Кτ = 1; V = 1; Kσ = 1,5.
Эквивалентная нагрузка
Рэ = V* Fr* Kσ*Кτ = 1*746,7*1,5*1 = 1120,1 Н.
Требуемая динамическая грузоподъемность
С’
= Рэ
∆
=
6.2.2 Вторая пара подшипников – роликоподшипники.
7207: d = 35 мм; D = 72 мм; Т = 18,5 мм; В = 17 мм; С = 38,5 кН; Fr = RА = 1641 Н; е = 0,37; Y = 1,62.
Р = (0,4*V*Fr + 0,87*Fa)* Kσ*Кτ = (0,4*1*1641 + 1,62*1863,5)*1,3*1 =
=4777,8 Н.
С’
= Рэ
∆
=
Подшипники подобраны верно.
6.3 Ведомый вал. Намечаем радиально-упорные роликовые подшипники серии 7311: d = 55 мм; D = 120 мм; Т = 32 мм; В = 29 мм; С = 134 кН; е = 0,37; Y = 1,62.
S = 0,83*e*Fr;
S1 = 0,83*0,37*8175 = 2510 Н;
S2 = 0,83*0,37*2022 = 621 Н;
S1 – S2 = 2510 – 621 = 1889.
6.3.1 На опору А действует сила Fa = 2280
Fa2 = S1 +A = 2510 + 2280 = 4790
= 1,9 > e = 0,37
Р = (0,4*V*Fr + Y*Fa)* Kσ*Кτ = (0,4*1*2022 + 1,62*4790)*1,5*1 =
= 12853.
С’
= Рэ
∆
=
6.3.2 Подшипник опоры В.
Fa1 = S1 = 2510 Н
Fr = 8175 Н
= 0,3 < e = 0,37
Р = V*Fr* Kσ*Кτ = 1*8175*1,5*1 = 12263 H
С’
= Рэ
∆
=
Подшипники
не догружены.
7 Расчет элементов корпуса редуктора
Материал корпуса СЧ15.
Толщина стенок δ для чугунных отливок назначается от приведенного габарита корпуса N.
N = (2L + B + H)/4
Где L = 0,4 м; В = 0,22 м; Н = 0,4 м.
N = (2*0,4 + 0,22 + 0,4)/4 = 0,355
При данном N получаем δ = 8 мм.
Толщина стенки крышки корпуса.
δ1 = 0,9*δ = 7 мм.
Сопряжения:
R = 1,2*δ = 10 мм; r = 0,5*δ = 4 мм.
Высота платиков:
h = (0,4…0,5) δ = 3…4 мм.
Толщина внутренних ребер:
δ2 = 0,8*δ = 7 мм.
Проушины принимаем отлитыми за одно целое с корпусом.
Крепление крышки к корпусу.
В зависимости от межосевого расстояния тихоходной передачи аТ = (160…220) мм, выбираем болты М14.
С целью фиксации крышки относительно корпуса принимаем штифты с диаметром:
dшт = (0,7…0,8)d;
где d – диаметр крепежного болта – 14мм.
dшт = (0,7…0,8)*14 = 9,8…11,2 мм. Принимаем 12мм.
Крышки для осевой фиксации и герметизации узлов подшипников выбираем стандартные по ГОСТ 18511-73 и ГОСТ 18512-73.
Манжеты выбираем по ГОСТ 8752-79.
Диаметр и число болтов для крепления корпуса к раме выбираем в зависимости от суммарного межосевого расстояния М16 и n = 4.