Проверочный расчет промежуточного вала
Определение кинематических и энергетических параметров редуктора. Проверка зубьев тихоходной передачи на выносливость по контактным напряжениям. Смазывание трущихся поверхностей редуктора. Определение реакций в опорах и построение изгибающих моментов.
| Рубрика | Производство и технологии |
| Вид | курсовая работа |
| Язык | русский |
| Дата добавления | 12.11.2014 |
| Размер файла | 471,9 K |
Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже
Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.
Размещено на http://www.allbest.ru/
Содержание
1. Исходные данные
2. Определение основных кинематических и энергетических параметров редуктора
2.1 Выбор электродвигателя
2.2 Определение передаточного числа редуктора и разбивка его между ступенями редуктора
2.3 Определение частот вращения зубчатых колес и моментов на валах редуктора
3. Расчет зубчатых колес
3.1 Выбор материала и способов упрочнения зубьев колес
3.2 Допускаемые контактные напряжения
3.3 Допускаемые изгибные напряжения
3.4 Проектировочный расчет тихоходной передачи
3.4.1 Определение межосевого расстояния
3.4.2 Назначение модуля передачи
3.4.3 Определение числа зубьев шестерни и колеса
3.4.4 Уточнение передаточного числа
3.4.5 Определение основных геометрических размеров шестерни и колеса
3.4.6 Определение сил в зацеплении
3.5 Проверка зубьев тихоходной передачи на выносливость по контактным напряжениям
3.6 Проверка зубьев колес тихоходной передачи по напряжениям изгиба
3.7 Проектировочный расчет быстроходной передачи
3.7.1 Определение межосевого расстояния
3.7.2 Назначение модуля передачи
3.7.2 Назначение модуля передачи
3.7.3 Определение числа зубьев шестерни и колес
3.7.4 Уточнение передаточного числа
3.7.5 Определение основных геометрических размеров шестерни и колеса
3.7.6 Определение сил в зацеплении
4. Разработка эскизного проекта
4.1 Диаметры валов и выбор подшипников
4.2 Расстояние между деталями передач
4.3 Компоновка редуктора
4.4 Конструкция элементов зубчатых колес
4.4.1 Конструкция зубчатого колеса тихоходного вала
4.4.2 Конструкция зубчатого колеса промежуточного вала
4.5 Подбор шпоночных соединений
4.5.1 Подбор шпонки для соединения промежуточного вала и ступицы колеса быстроходной передачи
4.5.2 Подбор шпонки для соединения тихоходного вала и ступицы колеса тихоходной передачи
4.5.3 Подбор шпонки для выходного конца быстроходного вала
4.5.4 Подбор шпонки для выходного конца тихоходного вала
4.6 Смазывание трущихся поверхностей редуктора и выбор уплотнений
5. Проверочный расчет промежуточного вала
5.1 Определение реакций в опорах и построение изгибающих моментов
5.2 Проверка на статическую прочность
5.3 Расчет на усталостную прочность
6. Расчет подшипников на долговечность
Список литературы
редуктор передача опора кинематический
В данном курсовом проекте спроектирован двухступенчатый цилиндрический редуктор по развернутой вертикальной схеме.
Редуктор предназначен для передачи 7,5 кВт мощности, обеспечивает на выходе момент 700 Нм при частоте 85 об/мин, при этом ресурс должен быть не менее 12000 часов. Передаточное число редуктора 17,02.
Корпус выполнен разъемным по осям валов, состоит из основания, промежуточного корпуса и крышки. Основной корпус, промежуточный корпус и крышку фиксируют относительно друг друга болтами и цилиндрическими штифтами, установленными без зазора. Крепление корпуса к полу обеспечивается 4-мя болтами М18. Для увеличения жесткости на корпусе предусмотрены ребра жесткости.
Ходовая часть редуктора состоит из входного вала-шестерни, промежуточного вала-шестерни, выходного вала и двух зубчатых колес. Вся ходовая часть выполнена из единого материала- стали 35ХМ. Для активной поверхности зубьев в качестве поверхностного упрочнения применена термообработка улучшение и закалка ТВЧ. Колеса изготавливают штамповкой.
Крышки подшипников - привертные, на винтах. В крышках с отверстием в качестве уплотнителя применяют манжеты.
Система смазывания редуктора - картерная, используется масло И-Г-А-68. С целью удаления загрязненного масла и для промывки редуктора в нижней части корпуса предусмотрено отверстие под пробку. Для слива масла днище картера выполняют под углом 1-2 о. Для контроля уровня масла применяется масломерная линейка.
Для подъема и транспортирования крышки корпуса и редуктора в сборе применены проушины, которые отливают заодно с корпусом.
1. Исходные данные
Исходными данными для курсового проектирования редуктора являются:
а) схема редуктора показана на рис.1.1;
б) вращающий момент на выходном конце тихоходного вала ТТ=800 Н·м;
в) частота вращения тихоходного вала nТ=70 мин-1;
г) длительность работы под нагрузкой Lh=11000 ч;
д) режим нагружения рис.1.2.
Рис. 1.1 Кинематическая схема редуктора
Рис. 1.2 Режим нагружения
2. Определение основных кинематических и энергетических параметров редуктора
2.1 Выбор электродвигателя
Для выбора электродвигателя определяют его требуемую мощность и частоту вращения.
Потребляемую мощность (кВт) на выходном валу редуктора по крутящему моменту ТТ (Н·м) и частоте вращения nТ (мин-1) определяют по формуле:
; (2.1)
(2.2)
где - КПД редуктора.
Коэффициент полезного действия двухступенчатого редуктора определяют с учетом потерь в отдельных парах кинематической цепи:
(2.3)
Здесь - КПД зубчатой передачи, - КПД пары подшипников, - КПД муфты /2/.
Требуемую мощность определяют по формуле (2.2):
Требуемая частота электродвигателя:
(2.4)
где uр - передаточное число редуктора, nТ - частота вращения быстроходного (входного) вала редуктора.
Для двухступенчатого цилиндрического редуктора примем 10<uр<25 и вычислим предварительную частоту вращения вала электродвигателя:
(2.5)
Подбираем электродвигатель /2, таблица 24.8/ с мощностью и частотой вращения близкой к . Выбираем асинхронный двигатель серии АИР 132М6/960 мощностью , синхронной частотой вращения и асинхронной частотой вращения вала электродвигателя
2.2 Определение передаточного числа редуктора и разбивка его между ступенями редуктора
После выбора двигателя становятся известны его мощность и частота вращения при номинальной нагрузке.
Передаточное число редуктора:
. (2.6)
Передаточное число uТ тихоходной и uБ ступеней редуктора определяют, округляя до второго знака после запятой:
(2.7)
Фактическое передаточное число:
(2.8)
Отклонение фактического передаточного числа от значения uр, полученного по формуле (2.8), не должно превышать 4%, т.е.
(2.9)
2.3 Определение частот вращения зубчатых колес и моментов на валах редуктора
Частота вращения шестерни быстроходной ступени:
Частота вращения колеса быстроходной ступени:
Частота вращения шестерни тихоходной ступени
Частота вращения колеса тихоходной ступени
Момент на валу колеса тихоходной ступени редуктора
Момент на валу колеса быстроходной ступени (на валу шестерни тихоходной ступени)
Момент на валу шестерни быстроходной ступени
3. Расчет зубчатых колес
3.1 Выбор материала и способов упрочнения зубьев колес
Для зубчатых колес проектируемого редуктора принят материал 35ХМ (одинаковый для всех колес), в качестве технологического упрочнения активной поверхности зубьев применяют улучшение и закалку ТВЧ. При этом твердость сердцевины зубьев шестерни и колеса принимает значение 269…302 HB, твердость поверхности зубьев 48…53 HRC (427…484 HB).Для расчета принимаем твердость сердцевины зуба равную 302НВ,а твердость поверхности зуба 50,5HRC /2/.
3.2 Допускаемые контактные напряжения
Расчет допускаемых контактных напряжений при проектировочном расчете ведется по формуле:
(3.1)
Наименование параметров уравнения (3.1) и рекомендации по определению их значений:
a) предел контактной выносливости, соответствующий базовому числу циклов напряжений /2/:
б) SH минимальный коэффициент запаса прочности; SH =1,2 (для зубчатых колес с поверхностным упрочнением) /1/
в) ZN - коэффициент долговечности /1/
, (3.2)
где базовое число циклов перемены напряжений,соответствующее пределу выносливости, определяют по средней твердости поверхностей зубьев /1/:
Эквивалентное число циклов перемены напряжений NHE при ступенчатой циклограмме нагружения (рис.1.2) определяют по формуле:
(3.3)
Для шестерни тихоходной передачи:
Для колеса быстроходной передачи:
Для колеса тихоходной передачи:
Для шестерни быстроходной передачи:
По формуле (3.2) находим коэффициент долговечности.
Для шестерни тихоходной передачи:
Для колеса тихоходной передачи:
Для колеса быстроходной передачи:
Для шестерни быстроходной передачи:
Принимаем
Из (3.1) найдем допускаемые контактные напряжения.
Для шестерни тихоходной передачи:
Для колеса тихоходной передачи:
Для шестерни быстроходной передачи:
Для колеса быстроходной передачи:
За допускаемое контактное напряжение принимается меньшее из значений допускаемых напряжений, т.е.
3.3 Допускаемые изгибные напряжения
Допускаемые напряжения изгиба для шестерен и колес при проектировочном расчете определяют по формуле:
(3.4)
Наименование параметров уравнения (3.4) и определение их значений:
а) предел выносливости зубьев при изгибе =650МПа /2/;
б) SF -коэффициент запаса прочности; SF=1,75 для зубчатых колес с поверхностным упрочнением /1/;
в) коэффициент долговечности определяют по формуле:
(3.5)
где базовое число циклов напряжений; NFE эквивалентное число циклов напряжений. При ступенчатой циклограмме нагружения (рис.1.2):
(3.6)
где qF=9 для закаленных зубьев /1/.
Для шестерни тихоходной передачи:
Для колеса тихоходной передачи:
Для шестерни быстроходной передачи:
Для колеса быстроходной передачи:
При условии принимаем
По формуле (3.4) находим допускаемое напряжение изгиба:
3.4 Проектировочный расчет тихоходной передачи
С целью получения оптимальных размеров передачи целесообразно прежде всего определить межосевое расстояние awТ и модуль mТ.
3.4.1 Определение межосевого расстояния
Значение межосевого расстояния:
(3.7)
где для прямозубых колес; коэффициент ширины шестерни относительно межосевого расстояния /1/; ; коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатых колес принимают в зависимости от коэффициента:
Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца:
/2/
По формуле (3.7) определим межосевое расстояние:
Вычисленное значение межосевого расстояния округляют до ближайшего значения из ряда размеров Ra40 по ГОСТ6636-69. Исходя из этого принимаем
3.4.2 Назначение модуля передачи
Максимально-допустимый модуль , мм определяют из условия неподрезания зубьев у основания
(3.9)
Минимально-допустимый модуль , мм определяют из условия прочности:
(3.10)
где для прямозубых передач; ; ; рабочая ширина зубчатого колеса, которую рассчитывают по формуле:
Минимально допустимый модуль определим по формуле (3.10):
Из полученного диапазона модулей принимают стандартное значение m. Принимаем /1/.
3.4.3 Определение числа зубьев шестерни и колеса
Суммарное число зубьев:
(3.11)
Число зубьев шестерни:
(3.12)
Значение округляют в ближайшую сторону до целого числа. Принимаем
Число зубьев колеса:
3.4.4 Уточнение передаточного числа
Фактическое передаточное число:
Отклонение фактического передаточного числа от номинального не должно превышать 3%, т.е.
3.4.5 Определение основных геометрических размеров шестерни и колеса
Межосевое расстояние:
Делительные и начальные диаметры:
Диаметр вершин зубьев:
Диаметр впадин зубьев:
Ширина зубчатого венца колеса:
Принимаем /2/.
Ширина зубчатого венца шестерни:
Принимаем /2/.
Коэффициент торцевого перекрытия для цилиндрических передач:
Окружная скорость вращения тихоходной передачи:
В зависимости от окружной скорости назначаем степень точности 9 /2/.
3.4.6 Определение сил в зацеплении
Окружная сила:
Радиальная сила:
3.5 Проверка зубьев тихоходной передачи на выносливость по контактным напряжениям
Расчетное значение контактного напряжения:
(3.13)
Коэффициент , учитывающий механические свойства сопряженных зубчатых колес; для стальных колес
Коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев; при
Коэффициент , учитывающий суммарную длину контактных линий;
для прямозубых передач:
Коэффициент нагрузки между зубьями
Коэффициент , учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий; .
Коэффициент , учитывающий внутреннюю динамику нагружения; =1,03 /2/.
Полученные параметры подставляем в формулу (3.13):
т.к. расчетное значение меньше допускаемого на 16%, то ранее принятые параметры передачи принимаем за окончательные.
3.6 Проверка зубьев колес тихоходной передачи по напряжениям изгиба
Расчетное напряжение изгиба в зубьях шестерни:
Расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса:
Коэффициент , учитывающий распределение нагрузки между зубьями; /2/.
Коэффициент , учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку; /2/.
Коэффициент , учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий /2/:
Коэффициент , учитывающего форму зуба и концентрацию напряжений; ,
Напряжение изгиба в зубьях шестерни:
Напряжение изгиба в зубьях колеса:
Учитывая выше вычисленные напряжения, сравним расчетные напряжения изгиба с допускаемыми:
На основании этого можно сделать вывод о том, что тихоходная передача удовлетворяет условиям прочности.
3.7 Проектировочный расчет быстроходной передачи
3.7.1 Определение межосевого расстояния
Коэффициент ширины зубчатых колес определяют по формуле:
где
Коэффициент ширины зубчатых колес :
Коэффициент ширины:
3.7.2 Назначение модуля передачи
Максимальное значение модуля определяют из условия неподрезания зубьев у основания:
Минимальное значение модуля определяют из условия прочности:
,
где для прямозубых передач;
Минимальное значение модуля:
Из полученного диапазона модулей принимают стандартное значение m. Принимаем /1/.
3.7.3 Определение числа зубьев шестерни и колеса
Суммарное число зубьев:
Число зубьев шестерни:
Принимаем
Число зубьев колеса:
3.7.4 Уточнение передаточного числа
Фактическое передаточное число:
Отклонение фактического передаточного числа от номинального не должно превышать 3%, т.е.
3.7.5 Определение основных геометрических размеров шестерни и колеса
Делительные и начальные диаметры шестерни и колеса:
Диаметр вершин зубьев:
Диаметр впадин зубьев:
Ширина зубчатого венца колеса:
Принимаем /2/.
Ширина зубчатого венца шестерни:
.
Коэффициент торцевого перекрытия:
Окружная скорость вращения быстроходной передачи:
В зависимости от окружной скорости назначаем степень точности 8 /2/.
3.7.6 Определение сил в зацеплении
Окружная сила:
Радиальная сила:
4. Разработка эскизного проекта
При эскизном проектировании определяют расположение деталей передач, расстояние между ними, ориентировочные диаметры ступеней валов, выбирают типы подшипников и схемы их установки.
4.1 Диаметры валов и выбор подшипников
Для быстроходного (входного) вала:
принимаем /2/.
принимаем /2/;
принимаем /2/.
По ГОСТ 8338-75 выбираем для быстроходного вала подшипник 206.
Параметры этого подшипника приведены в табл. 4.1.
Для промежуточного вала:
принимаем /2/;
принимаем /2/;
принимаем /2/;
принимаем /2/.
По ГОСТ 8338-75 выбираем для промежуточного вала подшипник 207.
Параметры этого подшипника приведены в табл. 4.1.
Для тихоходного вала:
принимаем ;/2/.
принимаем /2/.
принимаем /2/.
принимаем /2/.
По ГОСТ 8338-75 выбираем для тихоходного вала подшипник 210.
Параметры этого подшипника приведены в табл. 4.1.
таблица 4.1
Параметры подшипников
|
Обозначение подшипника |
,мм |
D,мм |
B,мм |
R,мм |
,кН |
,кН |
|
|
206 |
30 |
62 |
16 |
1,5 |
19,5 |
10,0 |
|
|
207 |
35 |
72 |
17 |
2 |
25,2 |
13,7 |
|
|
210 |
50 |
90 |
20 |
2 |
35,1 |
19,8 |
4.2 Расстояние между деталями передач
Расстояние между внешними поверхностями вращающихся деталей передач:
Чтобы поверхности вращающихся колес не задевали за внутренние поверхности стенок корпуса, между ними оставляют зазор:
Принимаем
Расстояние b0 между дном корпуса и поверхностью колес принимают
Принимаем
4.3 Компоновка редуктора
Толщина стенки корпуса редуктора:
Принимаем
Толщина стенки крышки редуктора:
Принимаем
Толщина верхнего фланца корпуса:
Принимаем
Толщина нижнего фланца корпуса:
Принимаем
Толщина фланца крышки редуктора:
Принимаем
Диаметр фундаментных болтов:
Принимаем (М18).
Число фундаментных болтов:
Диаметр болтов, стягивающих корпус и крышку у бобышек:
Принимаем (М14).
Диаметр болтов, стягивающих фланцы корпуса и крышки:
Принимаем (М10).
Диаметр штифтов для фиксации положения крышки относительно корпуса:
Принимаем
Толщина ребер корпуса:
Принимаем
Координата стяжного болта у бобышек:
Принимаем
Ширина опорной поверхности нижнего фланца корпуса:
Принимаем
Основные размеры крышек подшипников приведены в табл. 4.2. Выбор конструкции и расчет крышек подшипников выполнялся по рекомендациям справочной литературы /2/. Для подшипников промежуточного вала применяют глухие крышки /2, рис.8.2, а/. Для подшипников быстроходного и тихоходного валов применяют крышки с отверстием для выходного конца вала /2, рис.8.2, в/.
Для замены масла в корпусе предусматривают сливное отверстие, закрываемое пробкой. Размеры пробки приведены в табл. 4.3. Так же в верхней части корпуса предусмотрена отдушина- пробка для заливки масла.
Таблица 4.2
Параметры элементов крышек
|
Параметр |
Быстроходный вал |
Промежуточный вал |
Тихоходный вал |
|
|
, мм |
86 |
104 |
122 |
|
|
,мм |
62 |
72 |
90 |
|
|
Диаметр винтов d, мм |
6 |
8 |
8 |
|
|
Число винтов z, шт. |
4 |
4 |
6 |
|
|
Ширина канавки b, мм |
5 |
5 |
5 |
|
|
Длина центрирующего пояска l, мм |
5 |
5 |
5 |
|
|
Толщина стенки д, мм |
5 |
6 |
7 |
Таблица 4.3
Параметры пробки маслосливного отверстия
|
D, мм |
B, мм |
A, мм |
L, мм |
D, мм |
S, мм |
, мм |
, мм |
, мм |
t, мм |
|
|
М16х1,5 |
13 |
3 |
24 |
25 |
19 |
16 |
2,5 |
22 |
1,9 |
Окно закрывают крышкой на винтах. Отдушину, соединяющую внутренний объем редуктора с внешней атмосферой (суфлер), обычно ставят на этой крышке. Размеры крышек смотровых отверстий и ручек, выполняющих роль простой отдушины, даны в табл. 4.4 и 4.5, а конструкция крышек и ручек-отдушин на рис. 4.8 и 4.9 /1/.
Для замера масла в редукторе служит маслоуказатель. Конструкцию маслоуказателя выполним по рис.4.7 /1/.
4.4 Конструкция элементов зубчатых колес
Основными конструктивными размерами цилиндрических зубчатых колес являются наружный диаметр da и ширина колеса b.
Шестерни изготавливаются как одно целое с валом (вал-шестерня), что увеличивает жесткость вала. Съемные зубчатые колеса, для снижения массы, делают с более тонким диском и облегченным ободом.
4.4.1 Конструкция зубчатого колеса тихоходного вала
Размеры зубчатого колеса округляют до нормальных линейных размеров по ГОСТ 6636 - 69 /2/.
Диаметр ступицы:
Принимаем
Длина ступицы
Толщина обода колеса:
Принимаем
Толщина диска колеса:
Диаметр окружности оси отверстия:
Принимаем
Диаметр отверстия:
Принимаем
4.4.2 Конструкция зубчатого колеса промежуточного вала
Диаметр ступицы:
Принимаем
Длина ступицы
Толщина обода колеса:
Принимаем доб=3,8мм.
Толщина диска колеса:
Диаметр окружности оси отверстия:
Принимаем d0=110мм.
Диаметр отверстия:
Принимаем dотв=30мм.
4.4.3 Конструкция дополнительного зубчатого колеса быстроходного вала
;
;
Диаметр ступицы:
Длина ступицы:
Толщина обода колеса:
Принимаем
Толщина диска колеса:
Принимаем
Диаметр окружности оси отверстия:
Принимаем
Диаметр отверстия:
Принимаем
4.5 Подбор шпоночных соединений
4.5.1 Подбор шпонки для соединения промежуточного вала и ступицы колеса быстроходной передачи
Для по ГОСТ 2336078 ширина шпонки b=10мм, высота шпонки h=8мм; глубина паза вала t1=5мм. Допускаемое напряжение на смятие =155МПа
Рабочую длину шпонки рассчитывают по формуле:
Длина шпонки:
Из ряда длин призматических шпонок выбираем длину
Окончательно принимаем: шпонка ГОСТ 2336078.
Длина ступицы быстроходной передачи:
4.5.2 Подбор шпонки для соединения тихоходного вала и ступицы колеса тихоходной передачи
Для по ГОСТ 2336078: ширина шпонки b=16мм, высота шпонки h=10мм; глубина паза вала t1=6мм.
Рассчитаем рабочую длину шпонки по формуле:
Длина шпонки:
Из ряда длин призматических шпонок выбираем длину
Окончательно принимаем: шпонка ГОСТ 2336078.
Длина ступицы тихоходной передачи:
4.5.3 Подбор шпонки для выходного конца быстроходного вала
Для по ГОСТ 12081-72: ширина шпонки b=5мм, высота шпонки h=5мм; глубина паза вала t1=3мм.
Рабочую длину шпонки рассчитывают по формуле:
Длина шпонки:
Из ряда длин призматических шпонок выбираем по ГОСТ2336078 длину
Окончательно принимаем: шпонка ГОСТ 12081-72.
Длина концевого участка L=42мм.
4.5.4 Подбор шпонки для выходного конца тихоходного вала
Для по ГОСТ 12081-72: ширина шпонки b=12мм, высота шпонки h=8мм; глубина паза вала t1=5мм.
Рабочую длину шпонки определяют по формуле:
Длина шпонки:
Из ряда длин призматических шпонок выбираем по ГОСТ 2336078 длину
Окончательно принимаем: две шпонки ГОСТ 12081-72.
Длина концевого участка L=82мм.
4.6 Смазывание трущихся поверхностей редуктора и выбор уплотнений
В данном редукторе используется картерная система смазки. Корпус является резервуаром для масла. В корпус редуктора заливают масло, так чтобы венцы колес были в него погружены. Колеса при вращении увлекают масло, разбрызгивая его внутри корпуса. Масло попадает на внутренние стенки корпуса, откуда стекает в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которая покрывает поверхность расположенных внутри корпуса деталей. Для контроля уровня масла используется маслоуказатель.
В зависимости от окружной скорости колеса и контактных напряжений, смотрят вязкость смазывающей жидкости, а по вязкости назначают сорт масла.
При и кинематическая вязкость . Назначаем масло: ИГА-68 /2/.
Для защиты от загрязнения извне и для предупреждения вытекания смазочного материала подшипниковые узлы снабжают уплотняющими устройствами манжетными уплотнениями, которые обладают высокой надежностью и хорошими уплотняющими свойствами: для крышки подшипника быстроходного вала «Манжета ГОСТ 875279», тихоходного вала «Манжета ГОСТ 875279».
5. Проверочный расчет промежуточного вала
5.1 Определение реакций в опорах и построение изгибающих моментов
Заменяем конструкцию вала расчетной схемой с обозначением всех активных и реактивных сил, действующих на вал (рисунок 4.1). Из чертежа определяем: Силы, действующие на вал:
Определяем реакции в опорах и строим эпюры изгибающих моментов Mи в вертикальной YZ и горизонтальной XZ плоскостях.
Реакции в опорах ищем из условия и
Определим опорные реакции в горизонтальной плоскости XZ:
Проверка правильности определения реакций:
Определим опорные реакции в вертикальной плоскості YZ:
Проверка правильности определения реакций:
Определение полных реакций в опорах А и В:
Рассчитаем моменты в горизонтальной плоскости XZ:
в сечении А:
в сечении B:
в сечении С:
в сечении D:
Рассчитаем моменты в горизонтальной плоскостиYZ:
в сечении А:
в сечении B:
в сечении С:
в сечении D:
Определение суммарных изгибающих моментов:
Строим эпюры изгибающих моментов (Рис.5.1).
Рис. 5.1 Эпюры изгибающих моментов
5.2 Проверка на статическую прочность
Материал вала тот же, что и для шестерни (шестерня выполнена заодно с валом), т.е. сталь 35ХМ:
;;; . /5/
Допускаемое напряжение зависит от механических характеристик коэффициента запаса прочности
где
В соответствии с формой вала и эпюрами моментов, предположительно опасными сечениями вала, подлежащими проверке являются сечения C и D.
Проверим сечение 1-1.
Напряжения изгиба находят по формуле:
Момент сопротивления изгибу:
Момент в сечении 1-1:
Напряжение изгиба:
Момент сопротивления кручению:
Касательные напряжения определяются по формуле:
Оценку статической прочности проводят по энергетической теории прочности:
Проверим сечение 2-2 (шпонка).
Момент сопротивления изгибу:
Напряжение изгиба:
Момент сопротивления кручению:
Касательные напряжения определяются по формуле:
Оценку статической прочности проводят по энергетической теории прочности:
Статическая прочность вала обеспечена во всех опасных сечениях.
5.3 Расчет вала на усталостную прочность
Найдем коэффициет запаса прочности S, минимальное допустимое значение которого принимают в диапазоне [S]=1,5-2,5.
где и - коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям, определяемые по зависимостям:
где и - амплитуды напряжений цикла; и - средние напряжение цикла; и - коэффициенты чувствительности к асимметрии цикла напряжений для рассматриваемого сечения.
В расчётах валов принимают, что нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу: и , а касательные напряжения - по отнулевому циклу: и .
Тогда
Напряжения в опасных сечениях вычислят по формулам:
где - результирующий изгибающий момент;-крутящий момент (); и - моменты сопротивления сечения вала при изгибе и кручении.
Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении:
где и - пределы выносливости гладких образов при симметричном цикле изгиба и кручения /4/; и - коэффициенты снижения предела выносливости.
Значение и вычисляются по зависимостям:
где и - эффективные коэффициенты концентрации напряжений ; и - коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения /2/(табл.10.7); и - коэффициенты влияния качества поверхности /2/(табл. 10.8.); - коэффициент влияния поверхности упрочнения. /2/ (табл. 10.9)
Расчёт сечения 1-1( Ступенчатый переход с галтелью)
d=35 мм; (диаметр вала)
D=65 мм; (делительный диаметр шестерни)
;
Из справочной литературы /4/ принимаем:
;
Для принимаем /2/:
(без упрочнения)
Вычислим коэффициенты снижения предела выносливости:
Пределы выносливости вала:
Напряжения в опасном сечении вычислят по формулам:
Коэффициент влияния асимметрии цикла на рассматриваемое сечение:
Коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям равны:
Найдем коэффициет запаса прочности:
Расчёт сечения 2-2 (шпоночный паз)
Из справочной литературы /2/:
Для
(без упрочнения ) /2/.
Для шпоночного паза концевой фрезой /2/:
Для натяга /2/:
Получаем для шпоночного паза:
Для натяга:
Принимаем для этого сечения большее:
Пределы выносливости вала:
Напряжения в опасном сечении вычислят по формулам:
Коэффициент влияния асимметрии цикла на рассматриваемое сечение:
Коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям равны:
Найдем коэффициет запаса прочности:
Сопротивление усталости вала обеспеченно во всех опасных сечениях.
6. Расчет подшипников на долговечность
Исходные данные:
1. Расчетная схема вала с указанием значения направления нагрузок (см. раздел 5. рисунок 5.1);
2. Частота вращения вала
3. Тип подшипника 207;
4. Условие работы подшипникового узла. Тип нагрузки нереверсивная, спокойная, температура подшипникового узла меньше 100°С
Расчет подшипников на долговечность:
1. Так как для обеих опор принят подшипник одного типа и размера, то из двух опорных реакций выбираем наибольшую, по которой и будем вести дальнейший расчет. Из расчета (см. п.5) следует, что более нагруженной является опора A.
2. По каталогу /2, табл. 24.10/, для принятого подшипника, выписываем значения базовых динамической и статической радиальных грузоподъемностей:
3. Определяем соотношение , где осевая нагрузка (для прямозубых цилиндрических колес );
Коэффициент осевого нагружения e=0 при
Так как отношение то X=1; Y=0.
4. Определяем эквивалентную динамическую нагрузку по формуле:
где V коэффициент вращения (V=1);
коэффициент безопасности, учитывающий характер нагрузки на долговечность подшипника; =1,1 при легких толчках;
коэффициент, учитывающий влияние температуры на долговечность подшипника; ,при
Для подшипников, работающих при переменных режимах нагружения, задаваемых циклограммой нагрузок (рис.1.2), определяют приведенную эквивалентную динамическую нагрузку по следующей зависимости:
5. Определяем расчетную динамическую грузоподъемность:
Оцениваем пригодность намеченного подшипника по условию:
Так как расчетное значение , следовательно данный подшипник лёгкой серии удовлетворяет условию.
Список литературы
1. Проектирование цилиндрических редукторов. Методические указания к выполнению курсового проекта по дисциплине «Детали машин» / Уфимск. гос. авиац. техн. унт, Сост.: В. К. Итбаев, Л. Н. Тархов. Уфа, 2003. 36 с.
2. Дунаев П. Ф., Леликов О. П. Конструирование узлов и деталей машин / Учеб. пособие для машиностроит. спец. вузов. 8-е изд., перераб. и доп. М.: Издательский центр «Академия»., 2004. 496 с.
3. Детали машин: Атлас конструкций: Учеб. Пособие для студентов машиностроительных специальностей вузов. В 2-х ч. Ч. 1 / Б. А. Богачев, А. В. Буланже и др.; Под общ ред. д-ра техн. Наук проф. Д. Н. Решетова. 5-е изд., перераб. и доп. М.: Машиностроение, 1992. 352 с.
4. Чернавский С. А., Боков К. Н., Чернин И. М. и др./ Курсовое проектирование деталей машин. 2-е изд.,перераб. И доп. М.: Машиностроение, 1988. 416 с.
5. Марочник сталей и сплавов/ М.М.Колосков, Е.Т. Долбенко, Ю.В. Каширский и др.; Под обей М28 ред. А.С. Зубченко. М.: Машиностроение, 2001. 672 с.
Размещено на Allbest.ru
...Подобные документы
Определение основных кинематических и энергетических параметров редуктора. Выбор электродвигателя. Расчет зубчатых колес и промежуточного вала. Определение реакций в опорах и построение изгибающих моментов. Проверка редуктора на статическую прочность.
курсовая работа [1,7 M], добавлен 22.10.2014Выбор материала зубчатой передачи и определение допускаемых напряжений. Определение нагрузок на валах. Расчетная схема быстроходного вала редуктора. Определение реакций в опорах. Расчет изгибающих моментов. Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов.
курсовая работа [261,2 K], добавлен 13.07.2012Определение вращающих моментов на валах привода двухступенчатого цилиндрического редуктора, передаточных чисел ступеней редуктора. Расчет тихоходной и быстроходной цилиндрических передач. Определение реакций в опорах валов и изгибающих моментов.
курсовая работа [369,8 K], добавлен 14.02.2013Расчет зубчатых пар редуктора на контактную выносливость и на выносливость по напряжениям изгиба. Расчет параметров цилиндрических зубчатых пар редуктора и проверка принятых размеров на выносливость по контактным напряжениям и напряжениям изгиба.
курсовая работа [245,6 K], добавлен 27.01.2016Определение потребной мощности электродвигателя. Выбор материала и термической обработки. Проверка зубьев колес по контактным напряжениям. Конструктивные размеры корпуса редуктора. Уточненный расчет промежуточного вала. Компоновка и смазка редуктора.
курсовая работа [242,7 K], добавлен 14.03.2014Выбор электродвигателя, расчет передаточного числа привода и его разбивка. Поверочный расчет зубьев колеса на выносливость по контактным напряжениям, подшипников на долговечность по динамической грузоподъемности. Определение реакций и моментов.
курсовая работа [2,3 M], добавлен 01.02.2011Выбор параметров редуктора и определение мощности электродвигателя. Проектировочный расчёт зубчатой передачи и зубьев на изгибную выносливость. Подбор подшипников качения. Шпоночные соединения и смазка редуктора. Проверка вала на прочность и выносливость.
курсовая работа [241,3 K], добавлен 05.10.2013Определение вращающих моментов и окружных усилий на каждом зубчатом колесе. Расчет диаметров вала по участкам. Проверочный расчет вала на выносливость и на жёсткость. Определение углов поворота сечений вала в опорах. Эпюры крутящих и изгибающих моментов.
курсовая работа [530,1 K], добавлен 08.01.2016Выбор электродвигателя и кинематический расчет. Определение параметров передачи, Проверочный расчет на контактную и изгибную выносливость зубьев. Конструктивные размеры элементов редуктора. Вычерчивание редуктора, посадки деталей, выбор сорта масла.
дипломная работа [140,6 K], добавлен 12.03.2010Выбор двигателя привода редуктора, определение номинальной мощности двигателя, передаточных чисел, силовых и кинематических параметров привода. Проектный расчет закрытой зубчатой передачи. Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов на тихоходном валу.
курсовая работа [182,1 K], добавлен 22.04.2019Выбор электродвигателя, кинематический расчет и схема привода. Частоты вращения и угловые скорости валов редуктора и приводного барабана. Расчет зубчатых колес редуктора. Выносливость зубьев по напряжениям изгиба. Расчёт вращающих моментов вала.
контрольная работа [693,6 K], добавлен 01.12.2010Выбор электродвигателя и энергокинематический расчет. Расчет зубчатой передачи редуктора. Определение числа циклов перемены напряжений. Определение размеров передач. Проверка на выносливость по контактным напряжениям. Расчет открытых зубчатых передач.
курсовая работа [67,6 K], добавлен 01.09.2010Определение мощности электродвигателя, кинематический расчет привода. Проектировочный расчет цилиндрической зубчатой передачи. Проверка зубьев колес по контактным напряжениям. Эскизная компоновка редуктора. Проверка долговечности подшипников качения.
курсовая работа [2,3 M], добавлен 09.07.2012Определение внешнего делительного диаметра колеса по критерию контактной выносливости. Построение эпюр изгибающих моментов ведомого вала. Определение сил, действующих в зацеплении. Расчёт размеров корпуса редуктора. Проверка долговечности подшипников.
курсовая работа [950,4 K], добавлен 03.03.2014Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчёты привода. Определение реакций подшипников валов редуктора и построение эпюр изгибающих и крутящих моментов. Выбор смазки для зацепления и подшипников. Подбор муфты, компоновка и сборка редуктора.
курсовая работа [1,3 M], добавлен 09.06.2015Расчет ременной, тихоходной и быстроходной передач редуктора, подшипников, шпонок и соединительных муфт. Определение конструктивных размеров корпуса и крышки редуктора. Выбор входного, промежуточного и выходного валов. Смазывание зубчатого зацепления.
курсовая работа [702,1 K], добавлен 15.09.2010Кинематический и силовой расчет планетарного редуктора. Расчет размеров зубчатых колес планетарного редуктора из условия контактной прочности поверхностей зубьев. Работоспособность подшипников сателлитов. Проверочный расчет вала быстроходной ступени.
курсовая работа [520,7 K], добавлен 22.10.2012Определение передаточного числа редуктора и его ступеней, кинематических параметров. Расчет передачи с гибкой связью, параметров зубчатых колес редуктора. Выбор материала валов, допускаемых контактных напряжений на кручение. Определение реакций опор.
курсовая работа [486,4 K], добавлен 03.06.2013Определение мощностей, частот вращения и моментов на валах привода. Расчет на контактную выносливость. Определение толщины стенки и размеров фланцев корпуса и прочих размеров редуктора. Расчет ременной передачи. Первая эскизная компоновка редуктора.
курсовая работа [2,3 M], добавлен 17.06.2010Выбор электродвигателя и его кинематический расчет. Определение клиноременной передачи. Расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи. Нагрузка валов редуктора. Определение реакций в подшипниках. Построение эпюр моментов. Выбор и назначение посадок.
курсовая работа [269,8 K], добавлен 28.12.2010
