Проектирование цилиндрического редуктора

       (55)

      Для построения эпюры М вычислим ее значение в ряде точек, используя выражение (55):

      

      

      По  полученным численным значениям  M в выбранных точках строим эпюры М_и.y (рисунок 14).

      Для участка II выбираем произвольное сечение К₂, отстоящее от опоры Д на расстояние x (рисунок 13).

Рисунок 13. — Сечение участка ІІ

     Уточняем  пределы измерения координаты сечения  К₂. В данном случае текущая координата x изменяется в пределах 0 ≤x ≤ (L-L₃) = 0.0445 м.

     Выражение для изгибающего момента М_и.y формируется как результат действия моментов, образующихся при действии сил, расположенных справа от сечения К₂.

       (56)

     Для построения эпюры М_и.y вычислим ее значение в ряде точек, используя выражение (56):

     

     

     По  полученным численным значениям  M в выбранных точках строим эпюры М_и.y (рисунок 14).

      Вычисляем суммарные изгибающие моменты М_и в характерных участках вала по формуле (страница 64[4]):

        (57)

      

      По  полученным данным строим эпюры изгибающих моментов в характерных участках вала (рисунок 14).

      Также на рисунке 14 представляем эпюру крутящих моментов передаваемых валом.

      Вычисляем эквивалентные изгибающие моменты  М_экв в характерных точках вала по формуле (страница 64 [4]):

        (58)

      где — в случае реверсивной передачи.

      Вычисляем эквивалентные изгибающие моменты  М_экв в характерных точках вала по формуле (58):

      

      

      

      

      По  полученным данным строим эпюры эквивалентных  изгибающих моментов в характерных участках вала (рисунок 14).

      Определяем  расчётные диаметры вала в характерных  точках по формуле (страница 64 [4]):

        (59)

      где [σ_и] = σ_-1и / S_зап, а S_зап = 5.0.

      Найдём  [σ_и]:

      

      Определяем  расчётные диаметры вала в характерных  точках:

      

      

      

      

      Результаты  расчётов представим на рисунке 14.Диаметры вала на рисунке указываем для ряда его сечений (через 10 ÷ 15 мм длины вала).

      Диаметр вала под колесом не должен быть меньше 8.974 мм.

 

       7) Подбор и проверка подшипников по грузоподъёмности 

      Подшипники  служат опорами для валов. Они  воспринимают радиальные осевые нагрузки, приложенные к валу, и сохраняет  заданное положение оси вращения вала. Во избежание снижение КПД  механизма потери в подшипниках  должны быть минимальными. От качества подшипников в значительной степени зависят работоспособность и долговечность работ.

      На  долговечность подшипников также  влияет их смазка, количество которой невелико. Подшипниковые узлы необходимо тщательно защищать от попадания пыли и грязи.

      Тип подшипника выбираем в зависимости от нагрузки, её направления и характера действия на опору. При этом учитываем требуемую жёсткость опоры, недопустимость перекоса от несоосности посадочных мест или прогибов валов, способ фиксации связанных с опорами деталями, обеспечение удобства монтажа и, если требуется, регулировка. Для опор валов цилиндрических  косозубых колёс редуктора применим шариковые радиально-упорные подшипники лёгкой серии, так как на опоры действуют одновременно радиальные и осевые нагрузки. 

      7.1 Проверочный расчёт подшипников тихоходного вала редуктора

      Современный расчёт подшипников качения базируют только на двух критериях:

      - расчёт на статическую грузоподъёмность по остаточным деформациям;

      - расчёт на ресурс по усталостному  выкрашиванию.

      Назначаем шариковый радиальный однорядный подшипник ГОСТ 8338-75 1000903 [7]:

      d = 17 мм , D =30 мм, В = 7 мм, С = 2.85 кН, С₀ = 1.68 кН;

      где С –динамическая грузоподъёмность подшипника, кН;

      С₀–статическая грузоподъёмность подшипника, кН;

      D–наружный диаметр подшипника, мм;

      В– ширина подшипника, мм;

      d– внутренний диаметр подшипника, мм.

      Определяем  эквивалентную нагрузку по формуле (16.29) [3]:

      P_r = (X · V · F_r + Y· F_a) · K_s · K_T, (60)

      где F_r = 5.174 Н – радиальная нагрузка; F_a = 0 Н – осевая нагрузка;

      Y ,X – коэффициенты осевой и радиальной нагрузок, принимаем по таблице 16.5 [3]:   X = 1; Y = 0;

      V – коэффициент вращения, при вращении внутреннего кольца V = 1;

      K_s - коэффициент безопасности, учитывающий характер нагрузки. По таблице 16.3 [3] принимаем K_s = 1,3;

      K_T = 1 – температурный коэффициент.

      Тогда P_r = (1 · 1 · 5.174 ) · 1.3 · 1 = 6.726 Н.

      Определяем  ресурс подшипника по формуле (16.27) [3]:

      L = а₁ ∙ а₂ ∙ (C / P)^p; (61)

      где p = 3 — для шариковых подшипников;

      Р — эквивалентная нагрузка, Р ≤ 0.5 С;

      а₁ — коэффициент надёжности, при S = 0.9 (страница 333 [3]) а₁ = 1;

      а₂ — обобщенный коэффициент совместного влияния качества металла и условий эксплуатации, а₂ = 0.7.

      Тогда:

      L = 1∙0.7∙(2.85∙10³/(0.5∙6.726))³ = 4.26 ∙ 10⁸ млн. оборотов.

      Определяем  ресурс подшипника в часах по формуле 16.28 [3]:

      L_h = 10⁶·L /( 60·n)=10⁶·4.26∙10⁸/(60·480) =1.479∙10¹⁰ часов, (62)

      где n = 480 мин^-1 – частота вращения тихоходного вала редуктора.

      Определяем  эквивалентную долговечность  подшипника по формуле (16.31) [3]:

      L_hE = K_HE·L_hå , (63)

      где K_HE – коэффициент режима нагрузки, определяем по таблице 8.10 [2]:

      K_HE = 0,25.

      Тогда L_hE = 0,25·1.479∙10¹⁰ = 36.975∙10⁸ часов.

      Определяем  подшипник по статической грузоподъёмности:

      По  формуле 16.33 [3] эквивалентная статическая нагрузка P₀ с учётом двукратной перегрузки определяется:

      Р₀ = 2· (X₀·F_r +Y₀·F_a) < C₀ , (64)

      где X₀ ,Y₀ — коэффициенты радиальной и осевой статических нагрузок; для шариковых радиальных однорядных подшипников X₀ = 0,6; Y₀ = 0,5.

      Тогда:

      P₀ = 2·(0,6·5.174 +0,5·0) = 6.21 Н;

      где P₀ не меньше чем F_r.

      Условие соблюдается.

     Выбранные подшипники и их основные параметры  заносим в таблицу 1:

 

    Таблица 1.

 

 

       8) Выбор и обоснование способа смазки

      Для уменьшения потерь на трение в зацеплении, предотвращения заедания зубьев, охлаждение зубчатых колёс, удаления продуктов износа и предохранения от коррозии применяем один из способов смазки - картерный (окунанием). Такой способ является наиболее простым и надёжным и применяется при окружной скорости колёс до 15 м/с . При большей скорости масло сбрасывается с зубьев колёс.

      При такой смазке объём масляной ванны  редуктора принимается 0,4...0,8 л масла  на 1 кВт передаваемой мощности, однако при этом толщина слоя масла под зубчатыми колёсами должна быть не менее двух толщин стенки корпуса.

      Уровень масла в корпусе при картерной  смазке контролируется с помощью маслоуказателя.

      При работе передач температура масла  и воздуха может повышаться и увеличиваться давление в корпусе, что вызывает просачивание масла через уплотнения и стыки. Для выравнивания давления в корпусе и во внешней среде применяются отдушины.

      Принимаем для  смазки редуктора масло трансмиссионное  ТМ-3-9 ГОСТ 17472-85, имеющее кинетическую вязкость .

      Для смазки подшипников применяем наиболее распространённую для подшипников  смазку: ЦИАТИМ-221 ГОСТ 9433-81.

 

      Заключение 

      В ходе разработки курсовой работы были проведены расчёты привода приборного устройства и разработана документация в соответствии с заданием на курсовую работу.

      В курсовой работе был произведён электрический  и кинематический расчет привода, расчёт геометрических размеров редуктора, произведена проверка редуктора на нагрев, расчёт валов соединяющие передачи, проведен расчет ременной передачи, осуществлён выбор шпонок и подшипников для редуктора, разработаны чертежи редуктора и составлена для них документация.

 

       Список литературы 

      

1.  Дунаев  П.Ф., Леликов О.П. Детали машин.  Курсовое проектирование. — М.: Высшая школа, 1984. — 336 с.
2. Дунаев П.Ф.Конструирование узлов и деталей машин. — М.: высшая школа, 1978. — 352 с.
3. Иванов М.Н. Детали машин: Учебн. для студентов высш. техн. учеб. Заведений. — 5-е изд., перераб. – М.: Высш. шк., 1991. — 383 с.
4. Курмаз Л.В. Детали машин. Проектирование: учебн. пособие\ Л.В. Курмаз, А.Т. 4. — 2-е изд., испр. И доп. — Мн.: УП «Технопринт», 2002. — 290 с.
5. Курсовое проектирование деталей машин /В.Н. Кудрявцев, Ю.А. Державец, И.И. Арефьев и др.; Под общ. Ред. В.Н Кудрявцева: Учебное пособие для студентов машиностроительных специальностей вузов. — Л.: Машиностроение, Ленингр. Отд-ние 1984. —400 с.
6. Курсовое проектирование деталей машин: Справ. пособие, часть I / [ Кузьмин А.В., Макейчик Н.Н. и др.] — М. Н. Минск: Высш. шк., 1082. — 334 с.
7. Курсовое проектирование деталей машин: Справ. пособие, часть II / [ Кузьмин А.В., Макейчик Н.Н. и др.] — М. Н. Минск: Высш.шк., 1982. — 334 с.
8. Савельев И.В. Курс физики: Учебн.: В 3-х т. Т 1: Механика. Молекулярная физика. — М.: Наука. Гл. ред. Физ.-мат. Лит., 1989. — 352 с.