Проектирование одноступенчатого редуктора
Определение требуемой мощности и частоты вращения вала электродвигателя. Калькуляция допускаемых изгибных и контактных напряжений. Конструктивное оформление внутреннего контура редуктора. Проверочный расчет подшипника по динамической грузоподъемности.
| Рубрика | Производство и технологии |
| Вид | курсовая работа |
| Язык | русский |
| Дата добавления | 12.04.2015 |
| Размер файла | 845,2 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/
Задание на проектирование
Исходные данные.
Спроектировать одноступенчатый редуктор с закрытой цилиндрической косозубой передачей и цилиндрической шестернёй на выходном 180 Нм - крутящий момент на выходном валу;
360 - частота вращения выходного вала;
режим работы 3
6700 ч - время работы
22 - число зубьев шестерни на выходном валу.
Рисунок 1. Одноступенчатый редуктор.
- Содержание
Введение
1. Выбор электродвигателя. Определение основных кинематических и энергетических параметров редуктора
1.1 Определение требуемой мощности
1.2 Определение КПД привода
1.3 Определение требуемой мощности и частоты вращения вала электродвигателя
1.4 Определение передаточного числа редуктора
1.5 Определение крутящих моментов на валах редуктора
2. Проектировочный расчет зубчатой передачи
2.1 Расчет допускаемых контактных напряжений
2.2 Расчет допускаемых изгибных напряжений
2.3 Проектный расчёт зубчатой передачи
2.4 Геометрический расчет закрытой передачи
2.5 Проверка зубьев на выносливость по контактными напряжениям
2.6 Проверка прочности зубьев по напряжениям изгиба
3. Расчёт открытой передачи
4. Расчёт валов
4.1 Выбор допускаемых напряжений на кручение
4.2 Конструирование быстроходного вала
4.3 Конструирование тихоходного вала
5. Конструирование элементов редуктора
5.1 Общие рекомендации
5.2 Конструктивное оформление внутреннего контура редуктора
5.3 Фиксирующее крепление крышки к корпусу
5.4 Конструктивное оформление опорной части корпуса
5.5 Конструктивное оформление крышки люка
5.6 Конструирование колеса
5.7 Предварительное назначение подшипников
6. Проверочный расчёт тихоходного вала
6.1 Расчёт усилий в опорах вала
6.2 Построение эпюр моментов и определение максимального момента
6.3 Проверочный расчёт вала на усталостную прочность
7. Проверочный расчёт подшипника по динамической грузоподъёмности
8. Проверочный расчёт шпоночных соединений
9. Выбор сорта масла и уплотнений
Список литературы
Приложение
Введение
Редуктором называют механизм, служащий для уменьшения частоты вращения и увеличения вращающего момента. Редуктор - законченный механизм, соеждиняемый с давигателем и рабочей машиной муфтой или другими разъёмными устройствами.
Редуктор состоит из корпуса (литого чугунного или сварного стального). В корпусе редуктора размещены зубчатые или червячные передачи, неподвижно закреплённые на валах. Валы опираются наподшипники, размещённые в гнёздах корпуса. В основном используют подшипники качения.
Назначение редуктора - понижение угловой скорости и, соответственно, повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим. Принцип действия зубчатой передачи основан на зацеплении пары зубчатых колёс. Достоинства зубчатых передач являются высокий КПД, постоянство передаточного отношения и широкий диапазон мощностей.
1. Выбор электродвигателя. Определение основных кинематических и энергетических параметров редуктора
1.1 Определение требуемой мощности
Определяем потребляемую мощность привода:
Pпот = = = 6,785 кВт
Определяем потребляемую мощность электродвигателя по формуле
1.2 Определение КПД привода
=
где - КПД подшипника на входном валу, = 0,99
- КПД подшипника на выходном валу, = 0,99
- КПД муфты на входном конце вала, = 0,98
- КПД зацепления, = 0,97
- КПД открытой передачи, = 0,96
= = = 0,894
1.3 Определение требуемой мощности и частоты вращения вала электродвигателя
= 7,586 кВт.
Принимаем = 7,6 кВт.
Определяем частоту вращения вала электродвигателя.
Для частоты вращения ведущего вала одноступенчатого редуктора справедливо
= (720..1800) .
Определив мощность и частоту вращения электродвигателя, по таблице 24.9 2 подбираем электродвигатель с мощностью P, кВт, и частотой вращения n, ротора, ближайшими к Pпот = 7,6 кВт и оборотами (720..1800)
Выбираем двигатель IM1081 ТУ16-525.571-84, синхронная частота 1500 мощностью 11 кВт, асинхронной частотой вращения
Рисунок 2. Двигатель.
1.4 Определение передаточного числа редуктора
= = = 4,019
1.5 Определение крутящих моментов на валах редуктора
На колесе = = = 189,39 Нм;
На шестерне = = = 48,58 Нм;
На конце быстроходного вала = = = 49,07 Нм.
2. Проектировочный расчет зубчатой передачи
По табл. 8.7 выбираем для изготовления шестерни и колеса материал
Материал шестерни Сталь 45, материал колеса Сталь 45, временное сопротивление материала шестерни, МПа, временное сопротивление материала колеса, МПа, предел текучести материала шестерни, МПа, предел текучести материала колеса, =450 МПа.
Принимаем средние значения твёрдости для шестерни колеса
2.1 Расчет допускаемых контактных напряжений
Рассчитывают для каждого зубчатого колеса передачи по формуле:
где Н1,2 - допускаемое контактное напряжение, МПа;
Нlim1,2 - предел выносливости материала, определяем по эмпирическим значениям, указанным в таблице 2.2 МПа;
SН1,2 - коэффициент безопасности рекомендуемое значение SH = 1.1;
ZN1,2 (KHL) - коэффициент долговечности.
Коэффициент долговечности ZN1,2 определяем по формуле:
, но 2,6 при SH = 1,1;
Если , то следует принимать .
Коэффициент ZN учитывает возможность повышения допускаемых напряжений для кратковременно работающих передач ( при NH < NHG ).
Определяем базовое число циклов для контактных напряжений
где c - число зацеплений колеса,
n - частота вращения,
- срок службы передачи, ч.
= 581,7 млн циклов
= 144,7 млн циклов
Определяем эквивалентное число циклов для контактных напряжений; в соответствии с III режимом нагружения принимаем по табл 2.3 0,18
NHE1 = µH • NH1 = = 104,7 млн циклов
NHE2 = µH • NH2 = = 26,05 млн циклов
Предел выносливости Нlim1,2 назначаем по эмпирическим зависимостям в зависимости от вида термообработки:
где - среднее значение твердости материала.
Подставив численные значения в формулу получим:
= + 70 = 70 = 596 МПа
= + 70 = 70 = 502 МПа.
Коэффициент безопасности шестерни поскольку структура металла шестерни однородна по объёму
= = 541,8 МПа
Коэффициент безопасности колеса поскольку структура металла колеса однородна по объёму
= = 456,4 МПа
Pасчётное контактное напряжение - минимальное из двух найденных: = 456,4 МПа
2.2 Расчет допускаемых изгибных напряжений
Расчет зубьев на изгибную выносливость выполняют отдельно для зубьев шестерни и колеса, для которых вычисляют допускаемые напряжения изгиба по формуле
,
где ? предел выносливости зубьев по напряжениям изгиба Мпа, значения которого приведены в табл. 2.2;
SF ? коэффициент безопасности, рекомендуют SF = 1,5...1,75 (смотри табл. 2.2);
YA(КFC) ? коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки (например, реверсивные передачи), при односторонней нагрузке YA=1
YN(KFL) ? коэффициент долговечности, методика расчета которого аналогична расчету
ZN , но 4 .
При следует принимать = 1. Рекомендуют принимать для всех сталей . При постоянном режиме нагружения передачи
.
При переменных режимах нагрузки, подчиняющихся типовым режимам нагружения.
,
где принимают по таблице 2.3 µF = 0,065
NF1 = NH1 = 581,7 млн циклов;
NF2 = NH2 = 144,7 млн циклов.
Подставляем численные значения в формулу, получим:
NFE1 = µF • NF1 = 0,065 • 581,7 = 37,81 млн циклов;
NFE2 = µF • NF2 = 0,065 • 144,7 = 9,41 млн циклов.
Коэффициент долговечности YN=1 так как NFE>
Предел выносливости Flim1,2 назначаем по эмпирическим зависимостям в зависимости от вида термообработки, Мпа, по таблице 2.2:
где - среднее значение твердости материала таблица 2.1.
По формуле
определяем допускаемые напряжения изгиба.
2.3 Проектный расчёт зубчатой передачи
Межосевое расстояние определяется по формуле:
- коэффициент ширины зубчатого венца относительно межосевого расстояния, = рекомендуемые значения = (0,3..0,5). Выбираем
= 0,4.
- коэффициент концентрации нагрузки для контактных напряжений по длине зуба, зависит от расстояния передачи относительно опор. При = 1,004 назначаем по рис 2,3 3 = 1,044
E - приведённый модуль упругости. В случае изготовления колеса и шестерни из стали модуль упругости Е = МПа.
=== =118,066 мм
Округляем по ряду Ra20 = 125 мм
- коэффициент ширины зубчатого венца относительно диаметра колеса,
= , = = = 1,004.
2.4 Геометрический расчет закрытой передачи
Модуль зацепления определяется по формуле:
m = = = 1,25...2,5 мм
Принимаем по стандартному ряду модулей m = 2,5 мм
Определим суммарное число зубьев шестерни и колеса:
= = 97,03
Принимаем = 97
Число зубьев шестерни определим из соотношения:
= = = 19,331
Принимаем = 19 =
Определение числа зубьев колеса передачи:
= = 97-19 = 78
Уточняем передаточное отношение
= = = 4,105
Коррекция угла зацепления:
= = =
Коррекция частоты вращения тихоходного вала:
= = = 352,474
Рабочую ширину зубчатого венца колеса рассчитываем как
= 0.4 • 125 = 50 мм
И округляем до целого числа по ряду Ra20 нормальных линейных размеров (табл. 2.5). bw = 50 Тогда ширина зубчатого венца колеса = 50 мм, ширина зуба шестерни
b1 = b2 + (2...5) мм;
b1 = b2 + (2...5) = 50 + (2…5) = 52…55 мм.
b1 = 53 мм.
Делительные диаметры рассчитывают по формуле
Полученные значения подставляем в формулу:
мм
мм
Диаметры вершин зубьев колёс
? для косозубых колёс.
= 48,97 + 2 • 2,5 = 53,969 мм;
= 201,03 + 2 • 2,5 = 206,031 мм.
Диаметры впадин колёс рассчитываются по формуле
= = = 42,719 мм
= = = 194,781 мм
2.5 Проверка зубьев на выносливость по контактными напряжениям
Расчётом должна быть проверена справедливость соблюдения следующего неравенства:
где ZH ? коэффициент повышения прочности косозубых передач по контактным напряжениям,
Для необходимо рассчитать - коэффициент торцового перекрытия:
=
где и - числа зубьев зацепляющихся колёс
- угол зацепления.
= = 1,62
Рассчитывают (или уточняют) величину вращающего момента Т1 в Нмм на шестерне проверяемой передачи:
,
где ? КПД передачи, он учитывает потери мощности в зубчатой передаче; обычно = 0,97.
= = 47,561 Нм
Определение степени точности передачи
Скорость в зацеплении определяется по формуле:
где d - диаметр колеса, мм
n - частота вращения колеса,
Скорость в зацеплении:
= = 3,71
Согласно скорости по степень точности изготовления колёс
Затем находим значение коэффициента KHV для рассчитываемой передачи. KHV = 1,037.
В косозубой передаче теоретически зацепляется одновременно не менее двух пар зубьев. На практике ошибки нарезания зубьев могут устранить двупарное зацепление, и при контакте одной пары между зубьями второй пары может быть небольшой зазор, который устраняется под нагрузкой вследствие упругих деформаций зубьев. Однако, первая пара зубьев нагружена больше, чем вторая на размер усилия, необходимого для устранения зазора. Это учитываем коэффициентом KH , назначаемым из (таблицы 2.8). KH = 1,13.
Расчёт
==0,81
Расчёт
= = 399,5 МПа
Определение недогрузки передачи
% = % = 12,5%
Недогруз передачи: 12,5% > 10%
Если в результате проверки выявится существенная недогрузка (свыше 10%) передачи, то с целью более полного использования возможностей материалов зубчатых колёс возможна корректировка рабочей ширины зубчатого венца по соотношению
.
мм
Уточнённое значение рабочей ширины венца округлил до нормального линейного размера (по табл. 2.5) R20 =40мм.
2.6 Проверка прочности зубьев по напряжениям изгиба
Расчёт выполняют отдельно для шестерни и для зубчатого колеса передачи после уточнения нагрузок на зубчатые колёса и их геометрических параметров.
Проверяют справедливость соотношения расчётных напряжений изгиба F и допускаемых напряжений [F]:
,
где
? коэффициент повышения прочности косозубых передач по напряжениям изгиба,
Для необходимо рассчитать коэффициент повышения изгибной прочности вследствие наклона изгибной линии:
= = 1- = 0,9
Определение коэффициента расчётной нагрузки
- коэффициент распределения нагрузки между зубьями.
Принимаем по табл 2.8 = 1,35
- коэффициент концентрации нагрузки для изгибных напряжений по длине зуба, зависит от расстояния передачи относительно опор. При = 1,021 назначаем по рис 2,3 3 = 1,138
- коэффициент внутренней динамической нагрузки. Назначаем по табл 2.7 3 в зависимости от скорости и степени точности методом линейной интерполяции.
Рисунок 7. Интерполяционная диаграмма.
, откуда
= - = 1,11 - = 1,103
Коэффициент расчётной нагрузки
=
Таким образом,
= = = 1,255
Расчёт
= Размещено на http://www.allbest.ru/
= = 0,749
Окружное усилие в зацеплении колес Ft определяем по формуле:
, Н.
Эквивалентные числа зубьев для косозубых колёс рассчитываются по формуле
=
где и - числа зубьев зацепляющихся колёс
- угол зацепления.
= = = 20,818
= = = 85,463
Коэффициенты формы зуба назначаются по табл 2.9 3
= 4,07, = 3,62.
Подставив численные значения в формулу найдем значения расчетных напряжений изгиба F:
МПа
МПа
Проверка по напряжениям изгиба: должно выполняться
87,25 МПа 270,5 МПа
77,61 МПа 222,2 МПа
3. Расчёт открытой передачи
По табл. 8,7 1 выбираем для изготовления шестерни материал
Материал шестерни Сталь 45 временное сопротивление материала шестерни, МПа, предел текучести материала шестерни, МПа.
Принимаем среднее значение твёрдости для шестерни
Определяем базовое число циклов.
= 141,7 млн циклов
Определяем реальное число циклов для напряжений изгиба.
в соответствии с III режимом нагружения принимаем по табл 8.9 1 =0,065 и коэффициент m = 6 (структура металла однородна по объёму)
= 9,2 млн циклов
Определим коэффициент YN
Поскольку то YN=1
Определяем изгибное напряжение для зубьев открытой шестерни:
= = = 446,4 МПа
Определяем допускаемое изгибное напряжение для зубьев шестерни и колеса:
= = 255,1 МПа
Эквивалентное число зубьев для прямозубых колёс:
= = 22
Коэффициенты формы зуба назначаются по табл 2.9 3 = 4,07.
Определение модуля открытой передачи:
m =
- коэффициент ширины зубчатого венца колеса относительно модуля,
- коэффициент концентрации нагрузки по длине зуба. Назначаем по 1, c 136 = 1,774
m = = = 3,591 мм
Принимаем m = 4 мм
Определение основных геометрических размеров шестерни
Делительный диаметр рассчитывается по формуле
= = = 88 мм
Диаметр вершины шестерни: коэффициент смещения принят равным нулю.
= = = 96 мм
Диаметр впадины шестерни рассчитывается по формуле
= = = 78 мм
Ширина венца
= = = 60 мм
Принимаем = 60 мм
Определение степени точности передачи
Скорость в зацеплении:
= = 1,624
Согласно скорости по таблице 2.6 степень точности изготовления колёс
Расчет усилий в зацеплении
Окружное усилие в зацеплении колес:
= = = 4090,909 Н
= = = 1488,97 H
Определение коэффициента расчётной нагрузки
- коэффициент внутренней динамической нагрузки. Назначаем по табл 2.7 3 в зависимости от скорости и степени точности методом линейной интерполяции.
Рисунок 8. Интерполяционная диаграмма.
, откуда
= - = 1,2 - = 1,162
Коэффициент расчётной нагрузки
=
Таким образом,
= = = 2,062
= = = 143,1 МПа
Проверка по напряжениям изгиба: должно выполняться
143,1 МПа 255,09 МПа
4. Расчёт валов
4.1 Выбор допускаемых напряжений на кручение
В проектируемых редукторах для изготовления валов рекомендуется применять термически обработанные среднеуглеродистые и легированные стали.
Для быстроходного вала: Сталь 45, нормализация , МПа
Для тихоходного вала: Сталь 45, нормализация , МПа
4.2 Конструирование быстроходного вала
Рисунок 9. Эскиз быстроходного вала.
Определение минимального диаметра вала исходя из условия прочности по касательным напряжениям.
db = = = 25,21 мм
Скорректируем диаметр входного вала по диаметру вала электродвигателя согласно соотношению db = = =(30,4...38) мм
Принимаем цилиндрический конец вала исполнения 2 по ГОСТ 12080-66, db = 32 мм.
Длина конца вала = 58 мм по ГОСТ 6636-69.
= Размещено на http://www.allbest.ru/
+ = 32 + = 39 мм
Примем диаметр под подшипник = 40 мм
Длина участка под манжету и подшипник = = = 60 мм. При проектировании компоновки уточнится.
Диаметр бурта
= + = 40 + = 49 мм
Примем = 50 мм
Длина участка вала под подшипник в уточняется после подбора подшипника, ориентировочно в 20 мм.
Длина участка вала-шестерни равна ширине зубчатого венца, рассчитанного выше.
= 53 мм.
4.3 Конструирование тихоходного вала
Рисунок 10. Эскиз тихоходного вала.
Определение минимального диаметра вала исходя из условия прочности по касательным напряжениям.
dв = = = 39,15 мм
Получение значение по ряду нормальных линейных размеров по ГОСТ 12080-66 округляем до dв = 40 мм.
Длина конца вала = 60 мм по ГОСТ 6636-69.
= dв + = 40 + = 47 мм
Примем диаметр под подшипник = 50 мм
Длина участка под манжету и подшипник
= = = 75 мм.
При проектировании компоновки уточнится.
Диаметр вала под колесо: диаметр под колесо должен быть больше диаметра под подшипник для облегчения монтажа колеса на вал.
= + = 50 + = 59,6 мм
Примем = 60 мм
Диаметр бурта колеса определяется как
= +
= + = 60 + = 66...68 мм
Примем = 67 мм.
Длина участка вала под подшипник в уточняется после подбора подшипника, ориентировочно в 20 мм.
5. Конструирование элементов редуктора
5.1 Общие рекомендации
Размеры корпуса определяются числом и размерами размещёных в них деталей, их относительным расположением и величиной зазора между ними. Для удобства сборки корпус выполняют разъёмным.
Плоскость разъёма проходит через оси валов, для удобства обработки располагается параллельно оси обработки. Верхняя часть крышки, служащая технологической базой для обработки плоскости разъёма, также выполняется параллельно оси валов.
5.2 Конструктивное оформление внутреннего контура редуктора
Определение зазоров между вращающимися деталями
a = + 3
Длина редуктора: вал электродвигатель редуктор подшипник
L = + + = + 125 + = 255 мм
Зазор:
a = + 3 = + 3 = 9,34 мм
Принимаем а = 10 мм
Компоновка:
Рисунок 11. Компоновка редуктора.
Толщина стенки корпуса
= 6 мм
= = = 4,4 мм
Принимаем = 6 мм
Толщина стенки крышки редуктора
= = = 5,4 мм.
Радиусы сопряжений:
r = = = 3 мм
R = = = 9 мм
Размеры конструктивных элементов:
f = = = 3 мм
b = = = 9 мм
= = = 8 мм
l = = = 13 мм
Рисунок 12. Сечение корпуса.
5.3 Фиксирующее крепление крышки к корпусу
Для крепления используются винты с цилиндрической головкой и шестигранным углублением под ключ.
Диаметр фланцевых винтов крепления крышки корпуса к корпусу определяется по формуле
d = 10 мм
d = = = 7,06 мм
Принимаем d = 10 мм.
Минимальная ширина фланца редуктора определяется из условия свободного размещения головки винта крепления крышки редуктора и толщины стенки редуктора
мм, принимаем мм.
Координата размещения оси болта мм, принимаем мм.
Рисунок 13. Крепление фланцевым болтом.
Необходимая точность фиксирования достигается штифтами. Используются два конических штифта с внутренней резьбой, которые устанавливаются по срезам углов крышки.
Диаметр штифтов = = = (7...8) = 8 мм 2, c 242
Длина штифтов = 40 мм.
Рисунок 14. Фиксирование крышки редуктора штифтом
5.4 Конструктивное оформление опорной части корпуса
Опорная поверхность выполнена в виде четырех расположенных в местах установки болтов платиков. Такое расположение позволяет снизить расход металла и уменьшает время обработки опорной поверхности корпуса, снижает нагрузки на резьбовые детали.
Рисунок 15. Опорная поверхность.
Диаметр фундаментных болтов определяется по формуле
=
= = 14 мм
5.5 Конструктивное оформление крышки люка
Для заливки масла в редуктор и контроля правильности зацепления делают люк. Чтобы удобнее было заливать масло и наблюдать за зубчатыми колесами, размеры люка должны быть максимально возможными. Люк закрывается стальной крышкой из листов толщиной
При среднесерийном производстве крышку выполняют штампованной. Для того, чтобы внутрь корпуса извне не засасывалась пыль, под крышку ставят уплотняющую прокладку. Материал прокладки - технический картон толщиной мм. Крышка крепится к корпусу винтами.
Крышка совмещена с отдушиной. Во внутренней штампованной крышке пробиты 4 отверстия диаметром мм. Наружная крышка - плоская. Вдоль её длинной стороны выдавлены гребня, через которые внутренняя полость редуктора соединена с внешней средой.
Пространство между внутренней и внешней крышками заполнено фильтром из тонкой медной проволоки.
= = 5,4 мм.
Длина крышки L = 125 мм.
= = = (1,25...1,5) = 1 мм.
= = = (2,16...2,7) = 2 мм.
Рисунок 16. Крышка-отдушина.
Проушина для подъема и транспортировки выполняется в виде ребра с отверстием, диаметр которого D = = = 16 мм и шириной S = = = 16 мм.
Рисунок 17. Проушина.
5.6 Конструирование колеса
Форма зубчатого колеса может быть c плоской или выступающей ступицей.
При среднесерийном производстве заготовки колес получают из прутка свободной ковкой, а также ковкой и в штампах.
Диаметр ступицы.
= = = 79,5 мм
Примем = 80 мм.
Определение длины ступицы.
= = = 63,6 мм
Поскольку то принимаем = 67 мм
Определяем толщину обода зубчатого венца: S m + 0,05b2.
S = 2,5 + 0,05•40 = 4,5 мм
Примем S = 5 мм
На колесе выполняется фаска под углом 45 градусов
f = = (1,5..1,75) мм
Принимаем f = мм
Диаметр обода:
- = 194,78 - 2•5 = 184,78 мм
Принимаем Dоб = 185 мм
Толщина обода:
С = = (0,3..0,4)•40 = (12..16) = 15 мм
Рисунок 18. Эскиз зубчатого колеса.
5.7 Предварительное назначение подшипников
Рисунок 20. Подшипник.
Для быстроходного вала назначаем шариковые радиальные подшипники лёгкой серии 208
Внутренний диаметр d = 40 мм
Наружный диаметр D = 80 мм
Ширина В = 18 мм
Динамическая грузоподъёмность С = 32000 Н
Статическая грузоподъёмность = 17800 Н
Диаметр шарика = 12,7 мм
Для тихоходного вала назначаем шариковые радиальные подшипники лёгкой серии 210
Внутренний диаметр d = 50 мм
Наружный диаметр D = 90 мм
Ширина В = 20 мм
Динамическая грузоподъёмность С = 35100 Н
Статическая грузоподъёмность = 19800 Н
Диаметр шарика = 12,7 мм
6. Проверочный расчёт тихоходного вала
6.1 Расчёт усилий в опорах вала
Для проверки подшипников на прочность необходимо определить силовые факторы, воздействующие на подшипниковые узлы
Расчет усилий в зацеплениях открытой передаче
= 4090,91 H
= = = 1488,97 H
Расстояния между точками приложения усилий определяются замерами на чертеже: = 53,50 мм, = 53,50 мм, = 66,00 мм.
Расчётные формулы:
= = ,
Результаты расчётов сравниваются с замерами на чертеже, в случае расхождения расчёты ведутся по данным с чертежа.
Рисунок 20. Расчётная схема.
Расчёт реакций в опорах плоскости XOZ. Уравнение равновесия относительно точки А. M(A)=0.
+ - = 0
= = =
Уравнение равновесия относительно точки D. M(D)=0.
+ -
= = = -1552,11 Н
Проверка
+ - - = 0
-1552,11 + 7585,52 - 1942,5 - 4090,91 = 0
0 = 0
Расчёт реакций в опорах плоскости YOZ
Реакции в опорах определяем на основании уравнений равновесия относительно точки A. M(A)=0.
- - + = 0
=+-=
= = -1585,63 Н
Уравнение равновесия относительно точки D. M(D)=0.
- + + = 0
==
= = 825,54 Н
Проверка
+ - + = 0
-1585,63 + 825,54 - 728,88 + 1488,97 = 0
0 = 0
Определение максимальных усилий.
= = = 1758 H
= = = 7749,48 H
Опора А принимается плавающей. Осевые силы приложены к опоре С.
Результируюшая осевая сила = 486,84 H
Расчёт ведём по наиболее нагруженной опоре C, = 7749,48 Н
6.2 Построение эпюр моментов и определение максимального момента
Изгибающие моменты в плоскости XOZ
= 0
= = = -83,04 Нм
= - = = -270 Нм
= 0
Изгибающие моменты в плоскости YOZ
= 0
= = 44,17 Нм
= + + = 93,1 Нм
= = = 98,27 Нм
= 0
Определение результирующих моментов:
= = = 94,05 Hм
= = = 124,75 Hм
= = = 287,33 Hм
Максимальный момент
= 287,33 Нм
Построение эпюры
6.3 Проверочный расчёт вала на усталостную прочность
Для валов расчет на сопротивление усталости является основным. Прежде всего устанавливаем характер цикла напряжений. Так как установить действительный цикл нагрузки машины в условиях эксплуатации трудно, расчет выполняем по номинальной нагрузке, а циклы напряжений принимаем: симметричный - для напряжений изгиба и отнулевой для напряжений кручения.
Цель расчета - определение запаса сопротивления усталости в опасном сечении. При совместном действии кручения и изгиба запас сопротивления усталости определяем по формуле согласно
S = = 1.5
где запасы сопротивления по изгибу и кручению согласно
=
=
Определение коэффициентов концентрации напряжения согласно
где - масштабный коэффициент,
- фактор чистоты поверхности,
и - коэффициенты концентрации напряжений для данного сечения вала,
и - эффективные коэффициенты концентрации напряжений,
По - амплитуды переменных составляющих циклов напряжений, - постоянные составляющие.
= 0.
=
= =
где - осевой момент сопротивления при изгибе,
- осевой момент сопротивления при кручении.
=
=
Коэффициенты, корректирующие влияние постоянной составляющей цикла напряжений на сопротивление усталости:
= = = 0,142
= = = 0,071
Выбор материала вала
Материал вала Сталь 45, нормализация
Временное сопротивление = 610 МПа,
Предел выносливости при изгибе = 275 МПа.
Предел выносливости при кручении = 165 МПа.
Расчет вала на выносливость.
Проведём расчёт для опасного сечения
Опасный участок - посадка подшипника с натягом
= = = 12271,84
= = = 24543,67
= = = 23,41 МПа
= = = = 3,67 МПа
Назначаем коэффициенты согласно 2
- эффективный коэффициент концентрации напряжений в отношении к масштабному фактору при изгибе. По таблице 10.9 2 при d = 50 мм, = 610 МПа принимаем
= 3,4, = 2,45
Коэффициент чистоты поверхности согласно табл 10.8 2
= 0,86 = 0,92
и - коэффициенты концентрации напряжений для данного сечения вала,
= = 3,26
= = 2,37
= = = 3,61
= = = 18,42
S = = = 3,54
Опасный участок - галтель
= = = 12271,84
= = = 24543,67
= = = 23,41 МПа
= = = = 3,67 МПа
Назначаем коэффициенты согласно 2
по табл 10.3 2 - масштабный коэффициент для изгиба, = 0,73, для кручения, = 0,81
и - эффективные коэффициенты концентрации напряжений, для радиуса галтели r = 1, мм и высоты уступа t = по табл 10.6 2 =2,01 = 1,56
Коэффициент чистоты поверхности согласно табл 10.8 2 = 0,86 = 0,92
и - коэффициенты концентрации напряжений для данного сечения вала,
= = 2,6
= = 1,84
= = = 4,52
= = = 23,59
S = = = 4,44
Опасным участком является посадка подшипника с натягом.
Усталостная прочность тихоходного вала обеспечивается, поскольку запас прочности превышает минимальное значение s: 3,54 1,5
7. Проверочный расчёт подшипника по динамической грузоподъёмности
Требуемый ресурс долговечности подшипников по заданию = 6700 ч
Учитывая сравнительно небольшую осевую силу назначаем по 2 шариковые радиальные подшипники лёгкой серии 210 со следующими характеристиками:
Внутренний диаметр d = 50 мм
Наружный диаметр D = 90 мм
Ширина В = 20 мм
Динамическая грузоподъёмность С = 35100 Н
Статическая грузоподъёмность = 19800 Н
Диаметр шарика = 12,7 мм
Определяем эквивалентную радиальную нагрузку по формуле:
P =
где V - коэффициент вращения; V = 1 (вращение внутреннего кольца подшипника)
X - коэффициент радиальной силы
Y - коэффициент осевой силы
= 1,3 - коэффициент безопасности;
= 1 - температурный коэффициент; = 0,56 - коэффициент режима работы;
Определяем ресурс подшипника:
Для случая с ненулевым значением осевой силы расчёт значений коэффициентов Х и Y проводится в соответствии с 5 Первоначально определяется по таблице 58 значение Для него рассчитывается следующее соотношение:
= = = 0,091
Следовательно, по табл 58 5 = 16,52
Далее для отношения определяется коэффициент е по табл 64
= = 0,41
Для 0,41 при значении соотношения
= = 0,06
Коэффициент
е = 0,224 и по табл 64 5 X = 1, Y = 0
P= = = 5641,62Н
Определяем эквивалентное время работы
=
где n - частота вращения вала,
n = 352,47
= = = 141,69 млн об
Определяем потребную динамическую грузоподъемность выбранного подшипника и сравниваем ее с паспортной.
=
где - коэффициент, корректирующий ресурс в зависимости от надёжности,
- коэффициент, характеризующий совместное влияние на ресурс особых свойств подшипника и условий его эксплуатации, = 0,75
= = = 32371,88 35100 Н
8. Проверочный расчёт шпоночных соединений
Рисунок 21. Шпоночное соединение.
Из условия прочности на смятие имеем:
=
Шпонка на конце быстроходного вала
= = = 25,07 МПа
Шпонка на конце тихоходного вала
= = = 75 МПа
Шпонка под колесом
= = = 59,56 МПа
Для неподвижных соединений при посадках с натягом принимают
= МПа. с 90. Поскольку все вычисленные напряжения смятия ниже допускаемого = 110 МПа, то все шпонки удовлетворяют условию прочности.
9. Выбор сорта масла и уплотнений
Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса (картерная смазка).При вращении колёс внутри корпуса образуется взвесь частиц масла, которые покрывают поверхность расположенных внутри деталей.
Объём масляной ванны для одноступенчатых цилиндрических редукторов рекомендуется принимать таким, чтобы на 1 кВт передаваемой мощности приходилось 0,35-0,7 л масла.
V = = = (3,85..7,7).
Объём масла V = 7 л
Рекомендуемое значение вязкости масла для зубчатых колёс закрытых передач при контактном напряжении = 399,5 МПа и окружной скорости v = 3,71 = 28,06 Руководствуясь вязкостью масла, назначаем по ГОСТ 20799-88 Масло индустриальное И-Г-А-32 Принцип назначения сорта масла: чем выше контактные давления в передаче и чем меньше скорость, тем более вязкой должно быть масло. Глубина погружения колёс в масло.
= 10 мм
= = 5...50,26 мм.
Принимаем = 15...50 мм.
Для контроля за уровнем масла в корпусе устанавливают жезловый маслоуказатель (щуп). Для замены масла в редукторе предусматривают сливное отверстие.
Список литературы
1. Иванов М.Н. Детали машин: Учебник для студентов высших технических учебных заведений. - изд., перераб. - М.: Высшая школа, 1998. - 447 с.
2. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для машиностроительных специальностей вузов. - изд., перераб. и доп. - М.: Высшая школа, 1998. - 447 с.
3. Расчет и конструирование одноступенчатого зубчатого редуктора: Учеб. пособие / М.Ш.Мигранов, О.Ф. Ноготков, А.А.Сидоренко, Л.Ш. Шустер. - М.: Изд-во МАИ, 2002. - 125 с.
4. Допуски и посадки: Справочник в ч. / Под ред. В.Д. Мягкова, изд., перераб. и доп. - Л.: Машиностроение. Ленингр. отд-ние, 1983.- 447 с.
5. В.И. Анурьев "Справочник конструктора-машиностроителя" том 1. - 2001. - 920 с.
6. В.И. Анурьев "Справочник конструктора-машиностроителя" том 2. - 2001. - 912 с.
7. В.К. Итбаев, Р.Г. Ахматвалиев, А.А. Сидоренко, Б.А. Беляев. Расчет зубчатых передач. Методические указания к выполнению курсового проектирования по дисциплине "Прикладная механика". - Уфа, 2009. - 35 с.
8. Расчет зубчатых передач. Методические указания к выполнению курсового проектирования по дисциплине "Прикладная механика". изд., испр. и доп. Уфимск. гос. авиац. техн. ун-т; Сост.: В.К. Итбаев, Р.Г. Ахматвалиев, А.А. Сидоренко, Б.А. Беляев. - Уфа, 2009. - 35 с.
9. Измерительные размеры зубчатых колес Сост.: О.Ф. Ноготков, В.Н. Рубцов, С. М. Минигалеев - Уфа, 2009. - 33 с.
10. СТО УГАТУ 016-2007. Графические и текстовые конструкторские документы. Требования к построению, изложению, оформлению. - Уфа: Уфимск. гос. авиац. техн. ун-т, 2007. - 93 с.
Приложение
Эскизы стандартных деталей.
Болт с шестигранной головкой класса точности B (ГОСТ 7790-70)
|
d, мм |
S, мм |
D, мм |
H, мм |
l, мм |
мм |
|
|
6 |
10 |
10,9 |
4 |
16 |
16 |
|
|
14 |
21 |
22,8 |
8,8 |
50 |
34 |
Винт с цилиндрической головкой класса точности B (ГОСТ 11738-84)
|
d, мм |
S, мм |
D, мм |
H, мм |
l, мм |
мм |
|
|
10 |
8 |
16 |
10 |
60 |
26 |
Манжеты резиновые армированные для валов (ГОСТ 8752-79)
|
d, мм |
D, мм |
H, мм |
|
|
40 |
60 |
10 |
|
|
50 |
70 |
10 |
Подшипники шариковые радиальные однорядные (ГОСТ 8328-75)
|
Обозначение |
D, мм |
d, мм |
В, мм |
Dw, мм |
С, кН |
кН |
|
|
208 |
80 |
40 |
18 |
12,7 |
32000 |
17800 |
|
|
210 |
90 |
50 |
20 |
12,7 |
35100 |
19800 |
Шайба пружинная (ГОСТ 6402-70)
|
мм |
d, мм |
s, мм |
b, мм |
|
|
6 |
6,1 |
1,4 |
1,4 |
|
|
10 |
10,2 |
2,5 |
10,2 |
Шайба на конце вала ГОСТ 14734-69
|
мм |
D, мм |
H, мм |
A, мм |
d, мм |
мм |
c, мм |
|
|
40 |
45 |
5 |
12 |
6,5 |
4,5 |
1 |
Шпонки призматические (ГОСТ 23360-78)
|
d, мм |
h, мм |
b, мм |
l, мм |
мм |
мм |
|
|
40 |
8 |
12 |
40 |
5 |
3,3 |
|
|
32 |
8 |
10 |
40 |
5 |
3,3 |
|
|
53 |
10 |
16 |
45 |
6 |
4,3 |
Штифт конический (ГОСТ 9464-79)
|
d, мм |
c, мм |
мм |
мм |
l, мм |
|
|
8 |
1,6 |
M5 |
8 |
40 |
Штифт цилиндрический (ГОСТ 3128-70)
|
d, мм |
c, мм |
l, мм |
|
|
4 |
1,6 |
12 |
Размещено на Allbest.ru
...Подобные документы
Кинематический расчет привода. Определение допускаемых контактных и изгибных напряжений. Расчет закрытой, открытой передачи. Компоновка редуктора. Уточненный расчет параметров выходного вала редуктора. Размеры редуктора, деталей. Допуски и посадки.
курсовая работа [179,4 K], добавлен 12.04.2012Проектирование цилиндрического одноступенчатого косозубого редуктора. Выбор электродвигателя на основе требуемой мощности, расчет зубчатых колес и валов редуктора. Конструктивные размеры шестерни, колеса и корпуса редуктора. Определение диаметра болтов.
контрольная работа [305,0 K], добавлен 09.11.2011Кинематический расчет привода, который состоит из электродвигателя, ременной передачи, редуктора и муфты. Выбор материала, термической обработки, определение допускаемых контактных напряжений и напряжений изгиба. Подбор подшипников качения выходного вала.
курсовая работа [374,1 K], добавлен 22.01.2014Соединение вала электродвигателя с валом редуктора. Передача крутящего момента от электродвигателя с изменением направления, частоты вращения и крутящего момента выходному валу. Опоры валов в корпусе редуктора. Расчет требуемой мощности двигателя.
курсовая работа [380,7 K], добавлен 18.06.2011Мощность и КПД привода электродвигателя. Проектный и проверочный расчёт зубчатой передачи редуктора. Определение допускаемых напряжений. Расчет контактных напряжений, основных размеров и формы тихоходного вала. Подбор и расчет шпонок и подшипников.
курсовая работа [173,2 K], добавлен 20.12.2012Кинематический и силовой расчет для выбора электродвигателя. Уточнение передаточного отношения передач. Расчет зубчатой передачи редуктора. Определение допускаемых контактных и изгибных напряжений. Проектный расчет валов редуктора и подбор подшипников.
курсовая работа [51,0 K], добавлен 29.03.2014Выбор электродвигателя и редуктора. Кинематический расчет привода и частоты вращения валов, определение погрешности. Проектирование цепной и червячной передачи. Способ смазки и марка масла. Выбор материала и расчет допускаемых напряжений. Тепловой расчет.
контрольная работа [3,0 M], добавлен 07.05.2012Проектирование цилиндрического одноступенчатого редуктора по заданным исходным данным, применяемого в приводах общего назначения. Основные расчетные параметры: зубчатой передачи, ременной передачи и валов. Определение допускаемых контактных напряжений.
курсовая работа [853,8 K], добавлен 07.06.2010Определение мощности, частоты вращения и крутящего момента валов редуктора. Проектный и проверочный расчет зубчатых передач. Конструирование зубчатых цилиндрических и конических колес. Выбор посадок для внутреннего кольца подшипника, выбор муфт.
курсовая работа [348,6 K], добавлен 19.10.2022Выбор двигателя, кинематический и силовой расчет привода. Расчет зубчатых колес редуктора. Определение шевронной зубчатой передачи. Расчет подшипника первого и второго вала по динамической грузоподъемности. Основные размеры корпуса и крышки редуктора.
курсовая работа [182,6 K], добавлен 05.12.2012Проведение расчета передаточного отношения, скорости вращения валов с целью выбора электродвигателя. Определение допускаемых контактных напряжений зубчатых колес, размеров корпуса редуктора, тихоходного и быстроходного валов. Особенности сборки редуктора.
курсовая работа [242,1 K], добавлен 29.07.2010Подбор электродвигателя привода, его силовой и кинематический расчеты. Определение допускаемых контактных напряжений и напряжений изгиба. Параметры цилиндрической зубчатой передачи. Эскизная компоновка редуктора. Вычисление валов и шпонок, выбор муфт.
курсовая работа [1,6 M], добавлен 17.09.2012Выбор электродвигателя и кинематический расчет. Определение допускаемых контактных напряжений. Проектный расчет зубьев на прочность. Предварительный расчет валов редуктора. Определение конструктивных размеров шестерни, колеса и корпуса редуктора.
курсовая работа [291,4 K], добавлен 24.07.2011Проект привода к ленточному конвейеру: кинематическая схема. Расчёт электродвигателя, клиноременной передачи, одноступенчатого цилиндрического редуктора. Выбор зубчатой муфты, определение частоты вращения выходного вала; сборка редуктора, система смазки.
курсовая работа [1,8 M], добавлен 25.02.2011Определение частоты вращения приводного вала редуктора. Выбор материала и определение допускаемых напряжений червячных и зубчатых колес редуктора. Конструктивные размеры редуктора и подбор болтов. Выбор смазочных материалов и описание системы смазки.
курсовая работа [102,5 K], добавлен 01.04.2018Выполнение по установленной методике расчета цилиндрических зубчатых колес редуктора, приводимого в действие электродвигателем. Методика составления чертежа редуктора от шестерен до корпуса. Определение требуемой динамической грузоподъемности подшипника.
курсовая работа [156,3 K], добавлен 05.08.2011Выбор электродвигателя и его обоснование. Определение частоты вращения приводного вала, общего передаточного числа и разбивка его по ступеням, мощности, частоты вращения и крутящего момента для каждого вала. Расчет червячных передач, подбор смазки.
курсовая работа [286,5 K], добавлен 22.09.2013Выбор электродвигателя и определение его требуемой мощности; кинематический и силовой расчет привода по валам. Расчет тихоходной ступени, выбор материала и допускаемых напряжений. Эскизная компоновка редуктора. Смазка зубчатых зацеплений и подшипников.
курсовая работа [859,3 K], добавлен 06.05.2012Подбор электродвигателя. Определение частот вращения и вращающих моментов на валах. Расчет червячной передачи. Определение допускаемых контактных напряжений. Материалы шестерни и колеса. Эскизное проектирование. Расчет валов на статическую прочность.
курсовая работа [2,1 M], добавлен 06.08.2013Кинематические расчеты, выбор электродвигателя, расчет передаточного отношения и разбивка его по ступеням. Назначение материалов и термообработки, расчет допускаемых контактных напряжений зубчатых колес, допускаемых напряжений изгиба, размеров редуктора.
курсовая работа [64,6 K], добавлен 29.07.2010
