Детали машин. Расчет редуктора

Т.к. условие не выполняется, то принимаем δ₁ = 6 мм.

Размеры фланца для соединения корпуса и крышки редуктора:

толщина

ширина

Для соединения крышки редуктора с корпусом используем винты с цилиндрической головкой и с шестигранным углублением под ключ по ГОСТ 11738-72 класса прочности 6,6. Диаметр винтов

Винты крепления корпуса и крышки располагают только по продольным сторонам в районе бобышек, стараясь максимально приблизить их к отверстию под подшипник. Расстояние между винтами должно быть не более При этом расстояние между любыми отверстиями делают не менее 3…5 мм.

Крышку фиксируют относительно корпуса двумя коническими штифтами с внутренней резьбой по ГОСТ 9464-79. Диаметр штифтов

Диаметр и число фундаментных болтов для крепления редуктора к плите примем =М16, =4.

Лапы под фундаментные болты выполняются в нишах, расположенных  на возможно большем расстоянии друг от друга преимущественно по углам корпуса.    

Высота ниши при креплении редуктора болтами

Диаметр отверстий  под фундаментные болты

Размеры лап под фундаментные болты:

ширина

толщина

Для подъема и транспортировки редуктора на крышке отливают проушины в виде ребра с отверстием. Толщину ребра принимают

а диаметр отверстия

По условию  , поэтому принимаем

 

 

8 ПРОЕКТИРОВАНИЕ ИСПОЛНИТЕЛЬНОГО ОРГАНА

8.1 Расчет на прочность вала исполнительного  органа.

Окружное усилие на исполнительном органе =8000 Н. Длину барабана принимаем приближенно равной диаметру барабана = =400 мм. Тогда расстояние между опорами примем равным 560 мм.

 

Рисунок 11– Схема нагружения вала исполнительного органа

 

Найдем силу F_q:

F₁=F_t/(0,6…0,7)=8000/0,65=12307,7 H;

F₂=(0,3…0,4)∙F₁=0,35∙12307,7=4307,7 H;

F_q=F₁+F₂=12307,7+4307,7=16615,4 Н.

Схема нагружения вала представлена на рисунке 11.

Реакции опор R_A и R_B:

H.

Эквивалентный момент в  опасном сечении определяется как

Нм.

Тогда диаметр вала барабана

мм.

Выбираем диаметр конца  вала d=70 мм, а диаметр вала под подшипниками d=75 мм.

8.2 Подбор подшипников по динамической  грузоподъемности

Так как работа исполнительного  органа зачастую происходит в условиях несоосности, то выбираем подшипник  шариковый сферический двухрядный.

Найдем эквивалентную динамическую нагрузку Р:

,

где X, Y – коэффициенты приведения радиальной и осевой нагрузок к условной, X=1.

K_б – коэффициент безопасности, учитывающий динамические нагрузки, K_б=1,2;

К_Т – температурный коэффициент, при t<105°С К_Т=1;

К_Е – коэффициент эквивалентности, учитывающий условие работы, К_Е=0,63.

Определяем Р, учитывая что F_a=0:

Н

Тогда грузоподъемность подшипника

 кН

Выберем подшипник средней серии 1315 ГОСТ 28428-90, так как он будет удовлетворять требованиям надежности.

Размеры радиального  сферического двухрядного подшипника 1315:

- диаметр отверстия              d  =  75 мм;

- диаметр внешнего  кольца             D = 160 мм;

- ширина подшипника             В = 37 мм;

- координата фаски    r  =  3,5 мм.

 

Рисунок 12 – Подшипник 

радиальный сферический 

двухрядный.        .

 

9 ПРОЕКТИРОВАНИЕ КОМБИНИРОВАННОЙ МУФТЫ

В данном курсовом проекте необходимо спроектировать комбинированную муфту: компенсирующую, предохранительную. В качестве компенсирующей выберем зубчатую полумуфту, а в качестве предохранительной – фрикционную дисковую полумуфту.

Зубчатые  муфты обладают высокой несущей  способностью и надежностью при  малых габаритных размерах; дисковые имеют следующие свойства: большая несущая способность при малых габаритных размерах, особенно по диаметру, плавность срабатывания, простота эксплуатации и ухода.

 

Рисунок 13 – Эскиз комбинированной  муфты.

 

Параметры зубчатой полумуфты возьмем  стандартные по ГОСТ 5006-83.

Вычислим  расчетный вращающийся момент , передаваемый муфтой:

,

где  – вращающий момент на тихоходном валу редуктора, Нм;

.

Допускаемое смещение валов: радиальное – 1,2 мм, осевое – 3мм, угловое – 1º.

9.1 Проектный расчет зубчатой полумуфты

Диаметр отверстия под  вал d_К = 70 мм;

Диаметр ступицы D₂ = 100 мм;

Длина ступицы l_К = 100 мм;

Диаметр крышки D₁ = 160 мм;

Диаметр фланца полумуфты D = 210 мм;

Ширина зубчатого венца b = 20 мм;

Модуль зацепления m = 2,75.

 

9.2 Проверочный расчет зубчатой полумуфты по напряжениям смятия рабочих поверхностей зубьев

Условие прочности определяется формулой

                                                 

  где  – коэффициент динамичности режима нагрузки ( = 1,7)

        – крутящий момент на начальной окружности зубчатого сопряжения

Условие прочности по данному критерию выполняется.

9.3 Проектный расчет фрикционной полумуфты

Назначим диаметральные  размеры диска:

- наружный диаметр D_н = (3...5)d = 4∙70 = 280 мм,

где d – диаметр выходного конца тихоходного вала;

- внутренний диаметр D_вн = (0,5...0,6)D_н = 0,55∙280 = 150 мм.

Определим осевую силу от всех пружин муфты

F_пр≤

,

где [p] – допускаемое давление, [p]=0,25 МПа.

F_пр = 0,25∙

∙(280² - 150²) = 10970 Н.

Количество пружин возьмем n=8.

Определим число дисков. Для этого рассчитаем момент передаваемый одной парой трения.

T_тр=F_пр∙f∙

∙ ,

где f – коэффициент трения, f=0,35.

T_тр=10970∙0,35∙

∙ =425,3 Нм.

Число пар трения:

z≥

,

β – кратность пиковых перегрузок, β = 1,25…1,35;

Т_Н – номинальный момент.

z=

=4,9

Полученное значение округляем до четного числа z=6.

Число ведущих дисков z₁= =3.

Число ведомых дисков z₂=z₁+1=3+1=4.

9.4 Расчет пружины фрикционной полумуфты

Пружина сжатия фрикционной полумуфты изображена на рисунке 14.

Условие прочности пружины:

τ=k

≤[τ_к],

где τ – расчетное напряжение в поперечном сечении витка;

 k – коэффициент, учитывающий влияние кривизны витков и поперечной силы

k=

;

c=D/d – число витков пружины;

F – сила, сжимающая пружину;

D – средний диаметр пружины;

d – диаметр проволоки;

Выразим диаметр d проволоки:

d≥

.

Примем c=6, тогда k= =1,24

F₂= = =1371 Н

Рисунок 14 – Пружина сжатия

Выбираем для пружин стальную углеродистую проволоку II класса по   ГОСТ 9389-75 (σ_в =1400 МПа)

[τ]=0,4σ_в =0,4∙1400=560 МПа.

d≥

=6,8 мм.

Принимаем d=7 мм, D=c∙d=6∙7=42 мм.

Определим величину осадка пружины λ₂, учитывая, его увеличение на 3 мм при возрастании силы от F₁ до F₂.

откуда:

=18 мм.

Рисунок 15 – Характеристика пружины сжатия

Найдем число рабочих витков пружины на основании формулы:

,

где z – число рабочих витков пружины;

      G – модуль сдвига, G=8∙10⁴ МПа;

имеем:

= 4,26

Полное число  витков пружины:

z₀=z+(1,5…2) = 4,26 + 1,74 = 6

Определяем шаг пружины

t = d+

+ s_p,

где s_p – зазор между витками пружины, s_p≈0,1d.

Тогда

t = 7+

+0,1∙7 = 11,93 мм.

Определяем высоту при  полном сжатии витков

H_з= (z₀ - 0,5) ∙d = (6 - 0,5)∙7 = 38,5 мм.

Определяем высоту свободной  пружины 

H₀ = H_з+z∙ (t - d) = 38,5+4,26∙(11,93 - 7) = 59,5 мм.

Вычисляем отношение H₀/D=59,5/60=0,99.

Так как условие H₀/D≤2,6 соблюдено, то проверка пружины на устойчивость не нужна.

10 ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ МУФТЫ СО ЗВЕЗДОЧКОЙ

Муфта стандартизована и подбирается  по диаметру вала.

Геометрические размеры  муфты:

z=6

l=30 мм

L=196 мм

D=166 мм

10.1 Расчет звездочки на смятие.

10.2 Расчет муфты по допускаемому крутящему моменту.

 

 

Рисунок 16 - Муфта со звездочкой.

 

 

 

 

 

 

 

 

Список  литературы

 

1. Сохрин П.П., Вайчулис Е.В. и др. Разработка рабочих чертежей деталей передач: Учебное пособие. – Челябинск: 2000.
2. Справочник конструктора-машиностроителя: в 3-х т. Т.1, 2, 3. – 5-е изд., перераб. и доп. – М.: Машиностроение, 1979.
3. Устиновский Е.П., Шевцов Ю.А. и др. Многовариантное проектирование зубчатых цилиндрических, конических и червячных передач с применением ЭВМ: Учебное пособие к курсовому проектированию по деталям машин. – Челябинск 1992.
4. Анурьев В.И. Справочник конструктора машиностроителя: В 3т.-8-е изд., перераб. и доп. Под ред. И.Н, Жестковой. – М..: Машиностроение, 2001.
5. Чернавский С.А., Снесарев Г.А. и др. Проектирование механических передач: Учебно-справочное пособие. – М.: Машиностроение, 1984 – 512с: ил.
6. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для машиностроительных специальностей вузов. – 4-е изд., перераб. и доп. – М.: Высш.шк., 1985 – 476с.: ил.
7. Пелипенко И.А., Щевцов Ю.А. Разработка компоновки редуктора: Учебное пособие к курсовому проекту по деталям машин.- Челябинск: ЧГТУ, 1991. – 41с.