Курсовая работа (т): Расчет редуктора с цепной передачей

В соответствии с рядом R_а40 принимаем диаметр вала d_в2 =32 мм.

диаметр вала под уплотнение  = 36 мм,

диаметр вала под подшипник =40 мм,

диаметр вала под посадку ступицы зубчатого колеса =42 мм.

Конструктивные размеры зубчатого колеса :

диаметр ступицы (1,5...1,7)· =(1,5...1,7)·42=61...71 мм,

принимаем  = 65 мм;

длина ступицы l_ст(0,7... 1,8) = (0,7...1,8)·42= 29..75 мм;

принимаем l_ст = 52 мм;

толщина обода δ₀ ; (2,5...4) m_n= (2,5...4)·1,5 = 3,75...6 мм,

принимаем δ₀₌5 мм.

Колесо изготовляем из поковки, конструкция дисковая.

Толщина диска е и (0,2...0,3)b₂ = (0,2...0,3)·40=8..12мм, принимаем е= 10 мм.

Диаметр отверстий в диске назначается конструктивно, но не менее 15...20 мм.

8. Конструктивные размеры элементов корпуса и крышки редуктора

Корпус и крышку редуктора изготовим литьем из серого чугуна.

.        Толщина стенки корпуса δ  0,025,+1...5 мм =0,025 · 100+ 1...5 мм = 2,5+1...5 мм, принимаем δ=7 мм.

2. Толщина стенки крышки корпуса редуктора   0,02,+1...5 мм - = 0,02·100+1...5 мм = 2,0+1...5 мм, принимаем  = 5 мм.

3. Толщина верхнего пояса корпуса редуктора s 1,5δ = 1,5·7=10,5 мм, принимаем s=10,5 мм.

2.      Толщина пояса крышки редуктора s₁ 1,5=1,5·5= 7,5 мм, принимаем s₁= 7,5 мм.

3.      Толщина нижнего пояса корпуса редуктора t (2...2,5)  = (2...2,5) 7 = 14...17,5 мм, принимаем t = 14 мм.

4.      Толщина ребер жесткости корпуса редуктора С 0,85 = 0,85·7 = 5,9 мм, принимаем С=6 мм.

5.      Диаметр фундаментных болтов d_ф (1,5...2,5)  = (1,5...2,5) 7= 10,5....17,5 мм, принимаем d_ф =12 мм.

6.      Ширина нижнего пояса корпуса редуктора (ширина фланца для крепления редуктора к фундаменту)

К₂= 2,1d_ф =2,1·12 = 25,2 мм, принимаем К₂=26 мм.

7.      Диаметр болтов, соединяющих корпус с крышкой редуктора, d_K  (0,5...0,6) d_ф = (0,5...0,6) 12 = 6... 7,2 мм, принимаем d_K = 7 мм.

8.      Ширина пояса (ширина фланца) соединения корпуса и крышки редуктора около подшипников К_к=3·6=21мм, принимаем К =18 мм.

Ширину пояса K₁ назначают на 2..8 мм меньше К, принимаем K₁ =18 мм.

9.      Диаметр болтов, соединяющих крышку и корпус редуктора около подшипников, d_к.п. 0,75d_ф=0,75·12 =9 мм, принимаем d_к._п = 9 мм.

10.    Диаметр болтов для крепления крышек подшипников к редуктору d_п (0,7...1,4)7 = (0,7... 1,4) 6 = 4,9... 9,8 мм, принимаем  ==8мм для быстроходного и тихоходного валов.

11.    Диаметр отжимных болтов можно принимать, ориентировочно из диапазона 8... 16 мм большие значения для тяжелых редукторов.

12.    Диаметр болтов для крепления крышки смотрового отверстия_K.C. = 6....10 мм, принимаем d_K.C. = 8 мм.

13.    Диаметр резьбы пробки (для слива масла из корпуса редуктора) d_п.р.,6...2,2)7 = (1,6...2,2) 6= 11,2... 15,4 мм, принимаем d_п.р.=12 мм.

. Конструктивные размеры валов, подшипниковых узлов и компоновка редуктора

Чтобы вычертить компоновку редуктора, проверить прочность и жесткость валов, необходимо ориентировочно найти остальные конструктивные размеры его деталей и сборочных единиц.

1.      Зазор между внутренней боковой стенкой корпуса и торцом шестерни или колеса определяют из соотношения

у  (0,5...1,5) δ = (0,5... 1,5) 7 = 3,5... 10,5 мм,

принимаем у = 6 мм.

Если l_ст > b₁, то у берут от торца ступицы. В нашем случае l_ст = 52 мм, а потому размер у от торца ступицы колеса и от торца шестерни один и тот же.

2. Расстояние между внутренней стенкой корпуса (крышки) редуктора и окружностью вершин зубьев колеса и шестерни y₁ (1,5...3)7 = (1.5...3)6 = 10,5...21,0 мм, принимаем у₁ = 13 мм.

3. Для обеспечения достаточной вместимости масляной ванны картера редуктора расстояние от окружности d_a2 до внутренней стенки картера ориентировочно назначают из соотношения   (3...4)  = (3...4) 6 = 21...28 мм, принимаем  - 24 мм.

4.      Длины выходных концов быстроходного l₁. и тихоходного l₂ валов определяют из соотношения

l (1,5..2) d_в, а затем уточняют, исходя из длин ступиц деталей сборочных единиц, насаживаемых на эти концы:

l₁  (1,5...2) d_в1= (1,5...2) 25 = 37,5...50 мм,

принимаем l₁ =50 мм;

l₂  (1,5...2) d_в1= (1,5...2) 32 = 48...64 мм,

принимаем l₂ = 60 мм.

5. Назначаем тип подшипников качения для быстроходного и тихоходного валов и определяем конструктивные размеры подшипниковых узлов.

Предварительно назначаем конические роликоподшипники, восприни-мающие как радиальную, так и осевую нагрузку при работе с умеренными толчками.

При не значительной разнице диаметров посадочных участков валов под подшипники (=35 мм, a  =40 мм) следует ожидать, что для обоих валов подойдет легкая серия подшипников. Здесь типоразмеры подшипников намечаются ориентировочно для возможности компоновки редуктора; в дальнейшем при подборе подшипников по динамической грузоподъемности их параметры будут уточнены.

Ориентируясь на легкую серию подшипников для быстроходного и тихоходного валов, по табл. П43 получаем:

= = 35 мм, D₁ = 72 мм, T'mах=18,5 мм;= = 40 мм, D₂=80 мм, T’'mах=20,0 мм;

Размеры и  ориентировочно принимаем равными

,5Т mах.

 =1,5Т ‘mах = 1,5·18,5=27,75 мм,

=1,5Т ‘‘mах =1,5·20=30.0 мм

Расстояние от торца подшипника быстроходного вала до торца шестерни   8..18 принимаем  = 12 мм.

Размер   8..18 принимаем  = 12 мм.

Осевой размер глухой крышки подшипника тихоходного вала  8...25 мм, принимаем  = 15 мм.

6.Определяем расстояния a₁ и a_{2 по} длине оси вала от точки приложения сил, возникающих в зубчатом зацеплении, до точек приложения опорных реакций, которые ориентировочно примем на уровне внутренних торцов подшипников в точках А и В оси вала:

а) тихоходный вал

a₂ y+0,5 l_ст. = 6+0,5·52 = 28 мм, принимаем а₂ = 28 мм;

б) быстроходный вал

а₁ + 0,5b₁= 12 + 0,5·43 = 33,5 мм, принимаем a₁=34 мм.

Определяем габаритные размеры редуктора:

B_p  +  +  +y + l_ст.+  + +0,5= 60+30+20+6+52+20 + 15 + 10+50 =263 мм,

принимаем ширину редуктора В_р = 265 мм;

L_p+ δ+y₁+0,5d_a2+a_ω,+0,5d_a1+y₁+δ+K₁ =2(K₁ + δ+y₁) + 0,5 (d_a2 + d_a1) + a_ω =2 (18+ 7+13) + 0,5 (136,33+ 69,67) +100 = 286 мм, принимаем длину редуктора L_p = 290 мм;

H_р δ +y₁+d_a2++t = 7+15 + 136,33 + 15 + 18=192,33 мм.

принимаем высоту редуктора H_р = 193 мм.

Используя размеры зубчатой пары и другие ориентировочно полученные размеры ректора, вычерчиваем его компоновку на листе чертежной бумаги (можно на миллиметровке) в масштабе 1:1. При этом ориентировочно полученные конструктивные размеры редуктора и его деталей могут незначительно измениться.

10. Проверка прочности валов

Прочность валов проверим по гипотезе наибольших касательных напряжений (III теория прочности).

Быстроходный вал. 1.

Так как быстроходный вал изготовляют вместе с шестерней, то его материал известен-сталь 45, для которой предел выносливости

0,43 = 0,43·820 = 352 МПа.

1.      Допускаемое напряжение изгиба при симметричном цикле напряжений вычисляем по формуле, принимая [n] =2,2, К_δ =2,2 и k_РИ =1

[δ_и]_-1= δ_-1/(l[n]K_δ] =[352/2,2·2,2] I =72,7 МПа.

2.      Вычерчиваем схему нагружения вала и строим эпюры изгибающих и крутящих моментов

а) определяем реакции опор в вертикальной плоскостиот сил F_r и F_a:

M_A = -F_ra₁-F_ad₁+Y_B.2a₁ = 0;_{B =} +

+ =318+121,4=439,4 H

M_B= -Y_a2a₁-F_a ·0,5d₁+ F_ra₁= 0;

/2)-/(4a₁)=318-121,4=196,6 H;

б)определяем реакции опор в горизонтальной плоскости хОz от силы F_t

Х_А =Х_В = 0,5F_t=0,5·1730 = 865 Н;

в)для построения эпюр определяем размер изгибающих моментов в характерных точках (сечениях) А, С и В;

в плоскости у0z

М_А = М_В=0; = Y_A a₁ = 196,6·0,034 = 6,68 Н.м;

= Y_В a₁ = 439,4·0,034 = 14,93 Н·м;

(M_FrFa)_max =14,93 Н·м.

в плоскости хОz

М_A = М_В = 0; Мс = X_Aa₁ = 865·0,034 = 27,88 Н·м;

M_Ft= 27,88 Н·м;

г)крутящий момент T = T₁ = 57,6 Н·м;

д)выбираем коэффициент масштаба и строим эпюры

Вычисляем наибольшие напряжения изгиба и кручения для опасного сечения С:уммарный изгибающий момент

M_и=  = 31,7 Н·м,

Следовательно,

δ_и =  = = =  =1,29·10⁶

=== =1,17·10⁶

. Определяем эквивалентное напряжение по гипотезе наибольших касательных напряжений и сравниваем его значение с допускаемым:

== =2,67 МПа,

что значительно меньше [δ_и]_-1 = 72,7 МПа.

Тихоходный вал.

.        Материал для изготовления тихоходного вала- сталь 35, для которой по табл. П3 при d < 100 мм δ_в = 510 МПа и, следовательно, предел выносливости

δ_-1 0,43δ_в = 0,43·510=219 МПа.

2.      Допускаемое напряжение изгиба определим

при [n] = 2.2, К_δ = 2,2 и k_ри = 1

по формуле

[δ_и]_-1 =δ_-1/([n]K_δ k_ри) = [219/(2,2·2,2)] · 1 = 45,25 МПа.

.Вычерчиваем схему нагружения тихоходного вала и строим эпюры изгибающих и крутящих моментов:

а)определяем реакции опор в вертикальной плоскости у0z от сил F_Г и F_a:

M_A = -F_ra₂-F_a ·0,5d₂+Y_B.2a₂ = 0;_{B =} +