курсовой проект ДМ1. Пояснительная записка пцк 1204. 01. 00. 00. 000 Пз (вариант 28 ) студент Тарабров Н. Б. гр. Млк31з

• Название: Пояснительная записка пцк 1204. 01. 00. 00. 000 Пз (вариант 28 ) студент Тарабров Н. Б. гр. Млк31з
• Дата: 01.02.2023
• Размер: 4.24 Mb.
• Имя файла: курсовой проект ДМ1.docx
• Тип: Пояснительная записка; #916138
• страница: 3 из 4

6.6 Разработка эскизной компоновки редуктора

Чертеж общего вида редуктора (эскизная компоновка) определяет:

– положение колес редуктора, элемента открытой передачи и муфты относительно опор (подшипников);

– расстояния и между условными шарнирными опорами (точками приложения реакций подшипников) быстроходного и тихоходного валов;

– расстояния и между точками приложения силы (сил) давления элемента открытой передачи и муфты условными шарнирными опорами.

Эскизная компоновка выполняется в соответствии с требованиями ЕСКД на миллиметровой бумаге формата А2 или А1 карандашом или в электронном варианте с использованием конструкторских программ и должна содержать: упрощенное изображение редуктора в двух проекциях, основную надпись и таблицу размеров.

7 Проверочный расчет подшипников

7.1 Общие сведения

Проверочный расчет по динамической грузоподъемности предварительно выбранных в разделе 6 подшипников выполняется отдельно для быстроходного и тихоходного валов. Пригодность подшипников определяется сопоставлением расчетной динамической грузоподъемности , Н, с базовой , Н, или базовой долговечности ,ч, с требуемой ,ч, по условиям:

или .

Базовая динамическая грузоподъемность подшипника , представляет собой постоянную радиальную нагрузку, которую подшипник может воспринять при базовой долговечности составляющей 10⁶ оборотов внутреннего кольца. Значения указаны в таблицах 5 и 6 (см. подразделы 6.4.1 и 6.4.2).

Требуемая долговечность подшипника предусмотрена ГОСТ 16162-93 и составляет для червячных редукторов > 5000 ч. При определении следует учесть срок службы (ресурс) проектируемого привода, рассчитанный в подразделе 2.2, а также рекомендуемые значения требуемой долговечности подшипников различных машин (см. табл. 9.4 [1, с. 145]).

Базовая долговечность подшипника , ч, определяется по формуле



где – частота вращения вала (быстроходного или тихоходного), об/мин;

– эквивалентная приведенная нагрузка, Н;

– показатель степени; – для роликовых подшипников);

– коэффициент долговечности; при вероятности безотказной работы

подшипников 90 % ;

– коэффициент долговечности, учитывающий качество металла и условия эксплуатации; при обычных условиях эксплуатации = 0,6…0,7.

7.2 Проверочный расчет подшипников быстроходного вала

7.2.1 Определение реакций в опорах

В соответствии с рисунком 6.2 (см. подраздел 6.4.1) и рисунком 5.1 составляем расчетную схему быстроходного вала (рисунок 7.1).

Определяем реакции в опорах А и В в плоскости yOz.

Составляем сумму моментов всех сил относительно точки А:

; , (7.2)

где – делительный диаметр червяка (см. таблицу 2), мм.

Из выражения (7.2) определяем реакцию , Н:



Значения нагрузок на валы приведены в таблице 4 (подраздел 5.2), а размеров участков вала – в таблице 7 (см. подраздел 6.5).



Рисунок 7.1 – Расчетная схема быстроходного вала

Составляем сумму моментов всех сил относительно точки B:

; . (7.3)

Из выражения (7.3) определяем реакцию , Н:





Проверяем правильность определения значений реакций:

; ,

следовательно, реакции определены верно.

Определяем реакции в опорах А и В в плоскости xOz.

Составляем сумму моментов всех сил относительно точки А:

; , (7.4)

Из выражения (7.4) определяем реакцию , Н:





Составляем сумму моментов всех сил относительно точки B:

; . (7.5)

Из выражения (7.5) определяем реакцию , Н:





Проверяем правильность определения значений реакций:

;



следовательно, реакции определены верно.

Определяем суммарные реакции в опорах и , Н:

;

;

7.2.2 Определение эквивалентной нагрузки

Для роликовых конических подшипников эквивалентная нагрузка определяется по формуле



где – коэффициент радиальной нагрузки;

– коэффициент осевой нагрузки;

– коэффициент вращения ( при вращении внутреннего кольца по

отношению к нагрузке;

– радиальная нагрузка;

– осевая нагрузка;

– коэффициент безопасности, назначаемый в зависимости от характера

нагрузки; для редукторов всех типов ;

– температурный коэффициент, учитывающий температуру нагрева

подшипника, если она превышает 373,15 °К.

В радиально-упорных подшипниках при действии на них радиальных нагрузок возникают осевые силы , как составляющие радиальных нагрузок опор. Данные силы, Н, для конических роликовых подшипников определяются по формуле

. (7.7)

Для роликовых конических подшипников коэффициент осевого нагружения приведен в каталоге на подшипники. Для подшипника 7307 (см. таблицу 5, подраздел 6.4.1).

Радиальные нагрузки опор (см. рисунок 7.1) Н; Н.

;

.

Значения расчетных осевых нагрузок и , действующих на радиально-упорные подшипники, складываются из внешней осевой силы и осевых составляющих радиальных нагрузок на подшипники и . В соответствии с принятой схемой расположения подшипников “в распор” (рисунок 7.1) и в зависимости от условий нагружения значения осевых нагрузок и могут быть определены по формулам, приведенным в таблице 9.6 [1, с.148].

Поскольку и значения осевых нагрузок подшипников, Н, будут определяться по формулам

;

; .

В дальнейшем расчет будем выполнять для подшипника опоры 2 (см. рисунок 7.1), как наиболее нагруженного. Определяем значение отношения для 2-й опоры быстроходного вала:

.

Поскольку , принимаем (см. таблицу 5, подраздел 6.4.1), .

Определяем по формуле (7.6) значение эквивалентной нагрузки, Н:

.

7.2.3 Проверка подшипников по динамической грузоподъемности

Проверку правильности предварительного выбора подшипника для быстроходного вала проводим по формуле (7.1):



следовательно, подшипник 7307 пригоден.
7.3 Проверочный расчет подшипников тихоходного вала

7.3.1 Определение реакций в опорах

В соответствии с рисунком 6.4 (см. подраздел 6.4.2) и рисунком 5.1 составляем расчетную схему тихоходного вала (рисунок 7.2).

Определяем реакции в опорах C и D в плоскости yOz.

Составляем сумму моментов всех сил относительно точки C:

; , (7.8)

где – делительный диаметр червячного колеса (см. таблицу 2), мм.

Из выражения (7.8) определяем реакцию , Н:



Значения нагрузок на валы приведены в таблице 4 (см. подраздел 5.2), а размеров участков вала – в таблице 7 (см. подраздел 6.5).




Рисунок 7.2 – Расчетная схема тихоходного вала

Составляем сумму моментов всех сил относительно точки B:

; . (7.9)

Из выражения (7.9) определяем реакцию , Н:





Проверяем правильность определения значений реакций:

; ,

следовательно, реакции определены верно.

Определяем реакции в опорах C и D в плоскости xOz.

Составляем сумму моментов всех сил относительно точки C:

; , (7.10)

Из выражения (7.10) определяем реакцию , Н:





Составляем сумму моментов всех сил относительно точки B:

; . (7.11)

Из выражения (7.11) определяем реакцию , Н:





Проверяем правильность определения значений реакций:

;

,

следовательно, реакции определены верно.

Определяем суммарные реакции в опорах и , Н:

; ;

; .

7.3.2 Определение эквивалентной нагрузки

Радиальные нагрузки опор (см. рисунок 7.2) Н; Н.

Для подшипника 7210 (см. таблицу 6, подраздел 6.4.2).

Определяем осевые силы , как составляющие радиальных нагрузок опор, Н, по формуле (7.7)

;

.

В соответствии с принятой схемой расположения подшипников “в распор” (рисунок 7.2) и в зависимости от условий нагружения значения осевых нагрузок и определяем по формулам, приведенным в таблице 9.6 [1, с.136].

Поскольку и значения осевых нагрузок подшипников, Н, будут определяться по формулам

;

; .

В дальнейшем расчет будем выполнять для подшипника опоры 2 (см. рисунок 7.2), как наиболее нагруженного. Определяем значение отношения для 2-й опоры тихоходного вала:

.

Поскольку , принимаем , .

Определяем по формуле (7.6) значение эквивалентной нагрузки, Н:

.

7.3.3 Проверка подшипников по динамической грузоподъемности

Частота вращения тихоходного вала рад/с (см. таблицу 1); динамическая грузоподъемность подшипника 7216А Н (см. таблицу 6).

Проверку правильности предварительного выбора подшипника для тихоходного вала проводим по формуле (7.1):



следовательно, подшипник 7216А пригоден.

8 Разработка сборочного чертежа редуктора

8.1 Конструирование червячного колеса

Основные параметры вала-червяка и червячного колеса (диаметр, ширина, модуль, число зубьев и пр.) определены при проектном расчете червячной передачи (см. таблицу 2). Конструкция вала-червяка и червячного колеса зависит главным образом от проектных размеров, материала, способа получения заготовки и масштаба производства.

Зависимости, определяющие значения конструктивных элементов червячного колеса, приведены в таблице 10.4 [1, с. 164].

Основными конструктивными элементами червячного колеса являются обод, ступица и диск (рисунок 8.1).


а и б – с напрессованным венцом (б –с натягом), в – цельное колесо из чугуна

Рисунок 8.1 – Конструкция червячного колеса
Обод воспринимает нагрузку от зубьев и должен быть достаточно прочным и в то же время податливым, чтобы способствовать равномерному распределению нагрузки по длине зуба. Жесткость обода обеспечивает его толщина S.

Ступица служит для соединения колеса с валом и может быть расположена симметрично, несимметрично относительно обода или равна ширине обода. Это определяется технологическими или конструктивными условиями. Длина ступицы должна быть оптимальной, чтобы обеспечить, с одной стороны, устойчивость колеса на валу в плоскости, перпендикулярной оси вала, а с другой – получение заготовок ковкой и нарезание шпоночных пазов методом протягивания.

Диск соединяет обод и ступицу. Его толщина определяется в зависимости от способа изготовления колеса. Иногда в дисках колес выполняют отверстия, которые используют при транспортировке и обработке колес, а при больших размерах и для уменьшения массы. Острые кромки на торцах ступицы и углах обода притупляют фасками , размеры которых принимают по таблице 10.1 [1, с. 160].

По условиям работы червячные колеса изготовляют составными: центр колеса (ступица с диском) – из стали, реже из серого чугуна, а зубчатый венец (обод) – из антифрикционного материала. При единичном и мелкосерийном производстве зубчатые венцы соединяют с центром колеса посадкой с натягом ( ). При постоянном направлении вращения червячного колеса на наружной поверхности обода выполняют буртик, (рисунок 8.1, а). В современных конструкциях для упрощения процесса изготовления зубчатого венца и обода колеса буртик не делают, обеспечивая посадку венца на обод с натягом (рисунок 8.1, б).При небольших скоростях скольжения м/с и малых диаметрах колеса его можно изготовить цельнолитым (рисунок 8.1, в).

Для выбранного материала зубчатого венца червячного колеса (см. подраздел 2.1) выполняем колесо цельнолитым.

Определение размеров конструктивных элементов червячного колеса проводим по формулам, приведенным в таблице 10.4 [1, с. 164-165]. Результаты расчета сводим в таблицу 8.

Таблица 8 – Конструктивные элементы червячного колеса в мм

Элемент колеса	Размер	Значение
Обод	Диаметр наибольший	(см. таблицу 2)
	Диаметр внутренний	; значения и приведены в таблице 2; . Принимаем
	Толщина	; . ; . ; . Принимаем ; .

Продолжение таблицы 8

	Ширина	(см. таблицу 2)
Ступица	Диаметр внутренний	(см. подподраздел 6.4.2, пункт 3)
	Диаметр наружный	(см. подподраздел 6.4.2, пункт 3)
	Толщина	;
	Длина	(см. подподраздел 6.4.2, пункт 3)
Диск	Толщина	; ; ; Принимаем по таблице .
	Радиусы закругления и уклон
	Отверстия

На торцах зубьев выполняют фаски размером с округлением до стандартного значения по таблице 10.1 [1]. Угол фаски .

.
8.2 Конструирование валов

Конструкция ступеней валов зависит от типа и размеров установленных на них деталей (зубчатых колёс, муфт, шкивов) и способа закрепления этих деталей в окружном и осевом направлениях. При разработке конструкции вала принимают во внимание технологию сборки и разборки передач, механическую обработку, усталостную прочность и расход материала при изготовлении. Окружное зацепление колёс, элементов открытых передач, муфт и подшипников осуществляется посадками, шпоночными соединениями и соединениями с натягом.

Основные размеры ступеней валов (длины и диаметры) были рассчитаны в пункте 6.4.
8.3 Выбор соединений

Для соединения валов с деталями, передающими вращающий момент, применяем шпонки и посадки с натягом. В проекте применяем призматические шпонки, изготовленные из стали 45. Длина шпонки принимается на 5…10 мм меньше длины ступицы насаживаемой детали. Длину шпонок выбираем из стандартного ряда Ra40 табл. 13,15[1, с. 326]. Сечение шпонки выбираем по величине соответствующего диаметра ступени по табл. К42 [1, с. 449-450].

8.4 Конструирование корпуса редуктора
Корпус предназначен для размещения деталей передачи, обеспечения смазки, восприятия усилий, возникающих при работе, а также для предохранения деталей передачи от повреждений и загрязнений.

Габариты и форма редуктора определяются числом и размерами зубчатых колес, заключенных в корпус, положением плоскости разъема и расположением валов.

Основной материал корпусов редукторов в случае серийного производства – серый чугун марки СЧ-15.

Основной материал корпусов редукторов в случае серийного производства - серый чугун марки СЧ-15.

Определяем толщину стенки основания корпуса и крышки:





Полученное значение толщин стенок корпуса редуктора округляем до ближайшего большего значения =12 мм.

Толщина ребер жесткости:



Для соединения крышки с основанием используем болты с наружной нормальной шестигранной головкой.

Номинальный диаметр фланцевых болтов определяем по формуле:





Принимаем в качестве крепления крышки с основанием болт с резьбой М12.

Ширина фланца корпуса К и фундаментных лап назначается из условия свободного размещения головки болта (винта) или гайки и возможности поворота гаечного ключа на угол не менее 60°.

Высота фланца h определяется графически исходя из условия размещения головки болта на плоской опорной поверхности. Необходимо, чтобы расстояние между опорными поверхностями под стяжные болты были не менее 3… 5 мм.

Для соединения подшипниковой бобышки крышки с основанием используем болты с наружной нормальной шестигранной головкой.

Номинальный диаметр фланцевых болтов определяем по формуле:





Принимаем в качестве крепления подшипниковой бобышки крышки с основанием болт с резьбой М16.

Номинальный диаметр фундаментных болтов (винтов) для крепления редуктора к фундаментной плите (раме):



Принимаем в качестве крепления редуктора к фундаментной плите болты с резьбой М18.

9 Проверочные расчеты

9.1 Проверочный расчет шпоночных соединений

Призматические шпонки, применяемые в проектируемых редукторах, проверяют на смятие. Проверке подлежат три шпоночных соединения:

• 
  соединение вала червяка с полумуфтой;
  
• 
  соединение червячного колеса с валом;
  
• 
  соединение ведущей звездочки с тихоходным валом редуктора.