Размещено на http://www.allbest.ru/

МІНІСТЕРСТВО АГРАРНОЇ ПОЛІТИКИ ТА ПРОДОВОЛЬСТВА УКРАЇНИ

ЛЬВІВСЬКИЙ НАЦІОНАЛЬНИЙ АГРАРНИЙ УНІВЕРСИТЕТ

Факультет Кафедра механіки та енергетики машинобудування

КУРСОВИЙ ПРОЕКТ

з дисципліни:

„Деталі машин і основи конструювання”

(Розрахунково-пояснювальна записка)

ДУБЛЯНИ 2013

Зміст

• Зміст
• Вступ
• 1. Вибір електродвигуна, кінематичні та силові розрахунки, крутні моменти в перерізах валів
• 1.1 Початкові дані для розрахунків
• 1.2 Вибір електродвигуна
• 1.3 Кінематичні розрахунки
• 2. Розрахунок зубчастої передачі
• 2.1 Вибір матеріалу зубчастих коліс
• 2.2 Допустимі напруження
• 2.3 Геометричний розрахунок циліндричної зубчастої передачі
• 2.4 Кінематичні параметри передачі
• 2.5 Силові залежності передачі та перевірка міцності зубців на контактну та згинальну втому
• 3. Розрахунок відкритої клинопасової передачі
• 3.1 Геометричні параметри передачі
• 3.2 Кінематичні параметри передачі
• 3.3 Силовий розрахунок передачі
• 4. Розрахунок і конструювання валів
• 4.1 Попередній розрахунок валів
• 4.2 Підбір та перевірка підшипників
• 4.3 Вибір розмірів і перевірка шпонкових з'єднань
• 4.3 Розрахунок валів на витривалість
• 5. Розрахунок та вибір кулачкової муфти
• 6. Змащування і ущільнення редуктора
• 7. Послідовність складання
• Бібліографічний список

Вступ

Основними вимогами яким повинні відповідати сучасні машини являється забезпечення високої продуктивності. Однак побудова високопродуктивних машин зв'язана з підвищенням швидкості руху їх деталей і вузлів, що веде до підвищення навантаження на їх деталі. Одночасно з цим кожна машина повинна мати по можливості просту кінематичну схему, бути зручною в експлуатації і забезпечувати безпеку роботи. Тому курсове проектування являється можливим етапом вивчення курсу деталей машин.

Розрахувати чи спроектувати ту чи іншу машину - значить в відповідності з завданням по умовах роботи і режиму її навантаження утворюється нова, більш сучасна машина. Конструкцію розробляють найбільш раціональною, встановлюють найбільш раціональну форму і основні розміри її деталей, які б забезпечували постійну і безпечну роботу проектованої машини в цілому.

В процесі самостійного виконання курсового проекту у студентів виробляється відповідна методика розв'язку складальних задач конструювання, розвиваються конструктивні навики мислення та творчі можливості.

1. Вибір електродвигуна, кінематичні та силові розрахунки, крутні моменти в перерізах валів

1.1 Початкові дані для розрахунків

Основними початковими даними для розрахунку цього розділу є завдання до курсового проекту,

де подано:

- Схему приводу

- Р - потужність на вихідному валу привода, кВт (Р=4,2 кВт)

- ₃ - кутова швидкість вихідного вала приводу, рад/с (12,4 рад/с)

- L_h (h) - термін служби передачі, год (h=31*10³ год )

Частота обертання веденого вала привода:

n=, об/хв. (1.1)

- кутова швидкість веденого вала привода;

n==118,47 об/хв

1.2 Вибір електродвигуна

Потужність на ведучому валу привода:

P₁=, кВт (1.1)

к.к.д. пасової передачі;

к.к.д. циліндричної передачі;

к.к.д. підшипників;

к.к.д. муфти;

- потужність на веденому валу привода.

P₁== кВт

Приймається електродвигун марки 132S6/965, для якого Р₁=5,5 кВт, n₁=965 об/хв.

Частота обертання вала електродвигуна:

(1.3)

n₃ - частота обертання веденого вала привода;

u_n - передаточне число пасової передачі;

u_ц - передаточне число циліндричного редуктора.

об/хв

1.3 Кінематичні розрахунки

Загальне передаточне число приводу.

U'= (1.4)

n- частота обертання ведучого вала; об/хв.

n- частота обертання веденого вала; об/хв.

U'==8,14

Передаточне число редуктора:

U_р = U'/ U_в (1.5)

U_р = 8,14/3 = 2,72

U_в- передаточне число відритої передачі, приймаємо U_в=3.

Частота обертання проміжного вала:

n₂ = об/хв. (1.6)

n₁ - частота обертання ведучого вала, об/хв.

U_в - передаточне число відкритої передачі.

n₂ = об/хв.

Кутові швидкості проміжних валів:

===101 рад/с (1.7)

===33,67 рад/с (1.8)

1.4 Крутні моменти в перерізах валів.

T= 10³, Нм (1.9)

де - Р- потужність на окремих валах привода,кВт;

P₂=, кВт (1.10)

P₂=4,77 0,95 = 4,53 кВт

- кутова швидкість, рад/с.

Т₁=10³ = 47,23 Нм

Т₂=10³ =134,54 Нм

Т₃=10³ = 338,71 Нм

Таблиця 1.1. Результати кінематичних розрахунків приводу

Вал	Р, кВт	n, об/хв	,рад/с	T,Н м	U
1	4,77	965	101	47,23	3 2,72
2	4,53	321,67	33,67	134,54
3	4,2	118,47	12,4	338,71

електродвигун зубчастий муфта редуктор

2. Розрахунок зубчастої передачі

2.1 Вибір матеріалу зубчастих коліс

Для виготовлення зубчастих коліс вибираємо сталь однакову для шестерні і колеса.

Приймаємо 2-у групу матеріалів,сталь марки - 40Х, для якої термообробка колеса - покращення 269….302 НВ, термообробка шестерні - покращення і гартування струмом високої частоти (СВЧ), 45….56 HRC.

2.2 Допустимі напруження

Для визначення допустимих напружень у зубцях зубчастої передачі необхідно використати наступні початкові дані:

n = 321,67 об/хв.

u = 2,72

L_h = 31 тис.год.

Середня твердість матеріалу шестерні і колеса:

НВ_{2 сер}=0,5(НВ_2min+HB_2max); (2.1)

HB _min-мінімальна твердість.

HB _max-максимальна твердість

НВ_2сер=0,5(269+302) = 285,5

НRC_1сер=0,5(НRC_1min+HRC_1max); (2.2)

НRC_1сер=0,5(450+560) = 505

Базове число циклів навантажень при розрахунках на контактну міцність:

Шестерня:

N_но1=(НRC_1сер)³= 505³ =128787625 (2.3)

Колесо:

N_но2=(НВ_2сер)³=285,5³ =23271176 (2.4)

де НВ_2сер-середня твердість матеріалу зубчастого колеса.

НRC_1сер-середня твердість матеріалу шестерні.

Дійсне число циклів зміни напружень у зубцях тихохідної ступеці.

Колесо:

N₂ = 60 n₂ L_h 10³ = 60·118,47·31·10³= 220354200 (2.5)

Шестерня:

N₁ = = 220354200 · 2,72 = 599363424 (2.6)

n₂ - частота обертання веденого вала, об/хв;

L_h - ресурс передачі, тис. год.;

U₁- передаточне число тихохідної передачі.

Коефіцієнт довговічності при розрахунках за контактною міцністю

Колесо:

K_HL2 == (2.7)

Шестерня:

K_HL1= (2.8)

де - N_{HO2 ,}N_HO1- базове число циклів зміни напружень у зубцях;

N₂, N₁- дійсне число циклів зміни напружень у зубцях;

K_HLmax- максимальний коефіцієнт довговічності;

Якщо K_HL2 і K_HL1 ? 1, тоді приймаємо K_HL2=1,K_HL1=1.

Допустимі контактні напруження на поверхнях зубців.

Колеса:

_H2= K_HL2 ·_HO2= 580,9МПа. (2.9)

Шестерні:

_H1= K_HL1 ·_HO1= 877 МПа. (2.10)

де-_{HО2, HО1} - допустимі контактні напруження при базовому числі циклів, МПа

_HО2=1,8 НВ_ср+67=1,8 · 285,5+67=580,9 МПа (2.11)

_HО1=14 · НRCср1+170=14·50,5+170=877 МПа (2.12)

Максимальні допустимі контактні напруження на зубцях

Циліндричних коліс:

_{Hk max}=1,23 · _H2, МПа (2.13)

_{Hk max}=1,23·580,9=714,51 МПа

Коефіцієнт довговічності при розрахунку на згинальну втому

Шестерня:

K_FL1= (2.14)

k_Flmax = 1,63

K_FL1=

Колесо:

K_FL2= (2.15)

k_Flmax = 2,08

K_FL2=

де , N₂,N₁-дійсне число циклів зміни напружень у зубцях;

4 ·10⁶-базове число циклів зміни напружень у зубцях;

m - показник ступеня кривої втоми.

Допустимі напруження згину зубців в передачі.

Колесо:

_F2= K_{FL2 FO2}, МПа (2.16)

_F2=1·294,065 = 294,06МПа.

Шестерні:

_F1= K_{FL1 FO1}, МПа (2.17)

_F1=1·310=310 МПа.

Де -_{F2, F1}-допустимі напруження згину при числі циклів 4·10⁵;

K_{FL2 ,} K_FL1 - коефіцієнт довговічності.

2.3 Геометричний розрахунок циліндричної зубчастої передачі

Основою для виконання розрахунків циліндричних зубчастих передач є наступні початкові дані:

P₁ = 4,53 кВт

n₁ = 321,67 об/хв

щ₁ = 33,67 рад/с

u = 2,72

[?]_H = 580,9 МПа

[?]_F = 294,06 МПа

SXEM = 6

Міжосьва відстань передачі:

а_w=k_a (U+1),мм (2.18)

де - k_a - коефіцієнт, що характеризує тип передачі, для прямозубої Ка = 49,5;

k_HB- коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілу навантаження по ширині вінця при розрахунку на контактну втому. Попередньо приймаємо по табл. 3.1. значення k_HB = 1,062.

Т₂ - крутний момент на веденому валу передачі, Нм;

- коефіцієнт ширини зубчастого вінця в частках міжосьової відстані, = 0,4;

U - передаточне число передачі, U = 2,72;

- допустиме контактне напруження;

Коефіцієнт

= 0,5; (2.19)

де - коефіцієнт ширини зубчастого вінця в частках між осьової відстані.

= 0,5

Отже,

a_w = 49,5 (2,72 + 1) = 142,15 мм

Приймаємо міжосьову віддаль із стандартного ряду a_w = 150 мм.

Ділильний діаметр колеса

d₂=, мм (2.20)

де, a_w - міжосьова відстань передачі, мм;

u - передаточне число передачі.

d₂=

Ширина вінця колеса

b₂= (2.21)

b₂=

Модуль передачі

Рекомендований:

m = (0,01....0,02) а_w =(0,01.....0,02) 150 = 1,5...3 мм. (2.22)

Приймаємо m = 3 мм.

Сумарне число зубців передачі

Z_сум = (2.23)

a_w = міжосьова віддаль, мм

m-модуль передачі

Число зубців шестерні

Z₁ = (2.24)

Приймаємо z₁=27 зубців,

де, Z_сум - сумарне число зубців передачі;

U - передаточне число передачі.

Число зубців колеса

Z₂=Z_сум -Z₁=100 - 27=73 (2.25)

де: Z_сум - сумарне число зубців передачі;

Z₁ - число зубців шестерні.

Ділильні діаметри шестерні та колеса.

d₁ = m Z₁ =3·27=81 мм; (2.26)

d₂ = m Z₂ = 3·73= 219 мм. (2.27)

де - m нормальний модуль;

Z₁, Z₂ - число зубців шестерні та колеса.

Міжосьова відстань передачі

а_w= 0,5(d₁+d₂) = 0,5(81+219) = 150 мм. (2.28)

де d₁,d₂ - ділильні діаметри шестерні та колеса, мм.

Діаметри вершин і впадин

d_a1= d₁+2m =81+2·3= 88 мм. (2.29)

d_a2= d₂+2m = 219+2·3 =225 мм. (2.30)

d_f1=d₁-2,5m=81 - 2,5·3=73,5 мм. (2.31)

d_f2=d₂-2,5m= 219 - 2,5·3= 211,5 мм. (2.32)

де d₁,d₂ - ділильні діаметри шестерні та колеса, мм.

де- m нормальний модуль;

Ширина зубчастого вінця колеса

b₂ =0,315·150= 47,25 мм (2.33)

де- коефіцієнт ширини зубчастого вінця в частках між осьової віддалі;

а_w - міжосьова відстань передачі, мм;

Приймаємо b₂=48 мм.

Ширина вінця шестерні

b₁ = b₂+2 =48 + 2 = 50 мм; (2.34)

де b₂- ширина вінця колеса, мм.

2.4 Кінематичні параметри передачі

Фактичне передаточне число передачі

U_ф = (2.35)

де Z₁ Z₂ - число зубців шестерні та колеса.

Частота обертання та кутова швидкість веденого вала

об/хв.; (2.36)

рад/с; (2.37)

де n₁ - частота обертання шестерні, об/хв.;

- кутова швидкість ведучого вала, рад/с;

U_ф - фактичне передаточне число передачі.

Колова швидкість передачі

V₁=м/с; (2.38)

де d₁ - ділильний діаметр шестерні, мм.

- кутова швидкість ведучого вала, рад/с.

Вибираю 9- й ступінь точності.

2.5 Силові залежності передачі та перевірка міцності зубців на контактну та згинальну втому

Колова сила в зачепленні

F_t =H. (2.40)

де - крутний момент в перерізі вала шестерні, Нм;

d₁ - ділильний діаметр шестерні, мм.

Радіальна сила в зачепленні

Fr =H. (2.41)

де: F_t - колова сила в зачепленні, Н.

=20 - кут зачеплення;

в - кут нахилу лінії зубця, град.

Напруження згину в основі зубця колеса

, (2.42)

де: Ft - колова сила в зачепленні, Н;

- коефіцієнт розподілу навантаження між зубцями, табл.2.10;

- коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілу навантаження по ширині вінця при розрахунку за згином, табл.. 2.9;

- коефіцієнт, що враховує динамічні навантаження при розрахунку за згином, табл.2.11 [1];

- коефіцієнт форми зубця колеса;

- коефіцієнт нахилу лінії зубця;

b₂- ширина вінця колеса, мм;

m - нормальний модуль передачі, мм.

Коефіцієнт форми зуба

(2.43)

(2.44)

Отже,

(2.45)

Напруження згину в основі зубця шестерні

МПа (2.46)

де:- напруження згину в основі зубця колеса, МПа;

- коефіцієнт форми зубця шестерні та колеса.

Умова міцності зубців за згином

(2.47)

МПа

де: - допустимі напруження згину, МПа.

Перевірка зубців на контактну втому

 (2.48)

де - коефіцієнт прямозубої передачі, = 436;

- коефіцієнт розподілу навантаження між зубцями, = 1,0;

- коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілу навантаження по ширині вінця,= 1,04;

- коефіцієнт динамічності навантажень, = 1,2;

Ft - колова сила в зачепленні, Н;

U_Ф- фактичне передаточне число пердачі;

d_{2 -} ділильний діаметр колеса, мм;

b₂- ширина вінця колеса, мм;

== 528,29 МПа (2.49)

Умова контактної міцності зубців

= (0,9...1,05)=(0,9...1,05) 528,29 = 475,46...554,7 МПа. (2.50)

де - допустиме контактне напруження прямозубої передачі, МПа

= 528,29 = 475,46...554,7 МПа

Задана умова контактної міцності виконується.

3. Розрахунок відкритої клинопасової передачі

Рис. 2. Схема пасової передачі

Крутні моменти в перерізах валів передач

Ведучий вал :

Т₁=47,23 Нм

Ведений вал :

Т₂=134,54 Нм

За потужністю і частотою обертання ведучого вала, вибираємо профіль паса.

Приймаємо профіль паса В.

3.1 Геометричні параметри передачі

Діаметр ведучого шківа передачі

(3.1)

Кінцево приймаю .

Діаметр веденого шківа передачі

140·3·(1-0,01) = 415,8 мм (3.2)

Кінцево приймаю

d₁ - діаметр ведучого шківа, мм;

U - передаточне число передачі;

- 0,01, коефіцієнт проковзування.

Мінімальна міжосьова віддаль

мм (3.4)

Максимальна міжосьова віддаль

мм (3.5)

Довжина паса

(3.6)

Кінцево довжину паса L_p приймають за табл. 5.2, яка дорівнює L_p = 1600мм.

Дійсна міжосьова віддаль

(3.7)

де L_p - стандартна довжина паса, мм;

Х = - проміжний розрахунок;

Y = - проміжний розрахунок.

мм (3.8)

Кут охоплення ведучого шківа пасом

, град, (3.9)

де =120? - мінімальний кут охоплення ведучого шківа пасом

3.2 Кінематичні параметри передачі

Фактичне передаточне число передачі

(3.10)

Відхилення від заданого передаточного числа

(3.11)

Колова швидкість пасів

V₁=м/с; (3.12)

V₁=м/с;

де d₁ - ділильний діаметр ведучого шківа, мм.

- кутова швидкість ведучого шківа, рад/с.

Частота обертання та кутова швидкість веденого вала

об/хв.; (3.14)

рад/с; (3.15)

де n₁ - частота обертання ведучого вала, об/хв.;

- кутова швидкість ведучого вала, рад/с;

U_ф - фактичне передаточне число передачі.

3.3 Силовий розрахунок передачі

Кількість пасів передачі

(3.16)

де Р₁ - потужність на ведучому валу передачі, Р₁ = 4,77 кВт;

Р_о - номінальна потужність, що передається одним клиновим пасом, Р_о = 2,1кВт;

С_р - коефіцієнт режиму роботи передачі, С_р = 1,1;

С_L - коефіцієнт довжини паса, С_L = 0,95;

С_a - коефіцієнт кута охоплення, С_a = 1;

С_Z - коефіцієнт, що попередньо враховує число пасів передачі, С_Z = 0,95.

(3.17)

Приймаємо кількість пасів z = 3.

Попередній натяг віток клинового паса

(3.18)

де Z - прийнята кількість пасів передачі;

V - колова швидкість пасів, м/с;

- коефіцієнт, що враховує дію відцентрової сили, 0,18.

Колова сила, що передається пасом

(3.19)

Сила, що діє на вали передачі

(3.20)

4. Розрахунок і конструювання валів

4.1 Попередній розрахунок валів

Швидкохідний вал: для виготовлення вала вибираємо нормалізовану сталь 45.

d_в1 = мм (4.1)

де - крутний момент на вихідному валу;

- допустиме напруження кручення, приймаємо 20.

Отже приймаємо діаметр ведучого вала d_в1 = 34мм.

Посадочне місце під стандартне ущільнення приймаємо d_ущ. = 36 мм.

Посадочне місце під підшипником приймаємо d_п = 40 мм.

Діаметр вала під шестерню приймаємо d_ш=48мм.

Діаметр упору приймаємо d_уп=56мм.

Рис.3. Конструкція ведучого вала

Ведений вал: для виготовлення вала вибираємо нормалізовану сталь 45.

d_в2 =мм (4.2)

де - крутний момент на вихідному валу;

- допустиме напруження кручення.

Отже приймаємо діаметр ведучого вала d_в2 = 46мм;

Посадочне місце під стандартне ущільнення приймаємо d_ущ = 48 мм;

Приймаємо посадочне місце під підшипник d_п =50 мм;

Посадочне місце під колесо d_к =60 мм;

Діаметр упору приймаємо d_уп=70мм.

Рис. 4. Конструкція веденого вала

Конструктивні розміри шестерень і зубчастих коліс

Ведучий вал:

Шестерня, її розміри: d₁=81мм; d_a1=84мм; b₁=50мм;

Ведений вал:

Колесо, його розміри: d₂=219м; d_a2=225мм; b₂=48мм. Діаметр ступиці d_ст=1,6· d_к2=1,6·60=100 мм; товщина обода =Приймаємо =8мм; товщина диска с = 0,3 b₂= 0,3 50 = 10 мм. Діаметр ступиці d_ст=1,6 d_к=1,6 55 = 88 мм; довжина ступиці l_ст= (1,2..1,5) d_к = (1,2..1,5) 60=72 …90 мм, приймаю = 60 мм.



Рис. 4. Конструктивні параметри зубчастого колеса

Конструктивні розміри корпуса редуктора

- товщина стінки корпуса і кришки:

=0,025а_w+1=мм; (4.3)

Приймаємо 8мм.

- товщина верхнього пояса (фланця) корпуса:

b = = =12мм. (4.4)

- товщина нижнього пояса корпуса:

p₁ = = =18,8мм. (4.5)

- товщина ребер основи пояса корпуса:

m =мм; приймаємо 8мм. (4.6)

- товщина ребер кришки:

m =мм; приймаємо 8мм. (4.7)

- діаметр фундаментальних болтів:

d₁ =мм; (4.8)

Приймаємо болт з різьбою М16.

- діаметр болтів біля підшипниках:

d₂= _мм; (4.9)

Приймаємо М12.

- діаметр болтів з?єднуючих кришку з корпусом:

d₃ = мм; приймаємо М10. (4.10)

- діаметр болтів з?єднуючих кришки (глухі і сквізні) в підшипниках приймаємо М8.

4.2 Підбір та перевірка підшипників

Ведений вал.

Реакції опор: в площині хz:

 (4.11)

в площині уz:

(4.12)

Сумарні реакції в опорах становлять:

P_r1 = P_r2 = (4.13)

Рис.5. Розрахункова схема ведучого вала

Довговічність редуктора h = 31000год; робоча температура підшипників до 50? С. Внаслідок відсутності осьової сили, орієнтовно призначаємо кульковий радіальний підшипник легкої серії 210, що має: d=50мм; D = 90 мм; в = 20 мм; базову статичну вантажність С₀ =19,8кН; базову динамічну вантажність С = 35,1кН.

Розрахункове еквівалентне навантаження:

P_e=XP_r1V= =2325.4Н (4.15)

де - X=1 - для радіально кулькового підшипника у випадку відсутності

осьового навантаження;

V=1-коефіцієнт кільця (обертається внутрішнє кільце);

=1,4 - коефіцієнт безпеки для короткочасних перевантажень до 150%;

= 1 - температурний коефіцієнт.

Довговічність підшипника.

L = 3439 млн.об. (4.16)

Розрахункова довговічність підшипника в год.

L_h ===484 10³ год. (4.17)

- що є дещо більше від довговічності редуктора та задовольняє вимоги щодо довговічності підшипників.

4.3 Вибір розмірів і перевірка шпонкових з'єднань

Для з'єднання ведучого вала редуктора з веденим шківом пасової передачі вибираємо шпонки призматичні з округленим торцем. Розміри перерізів шпонок та пазів вибираємо по ГОСТ 23360-78. Матеріал шпонок - сталь 45 - нормалізована.

Для d_в1=34 мм приймаємо шпонку з параметрами:

b = 10 - ширина шпонки, мм;

h = 8 - висота шпонки, мм;

t₁ = 5 - глибина паза в валі, мм;

Визначаємо необхідну довжину шпонки:

; (4.18)

де - - допустиме напруження зминання, при стальній ступиці = 100120МПа;

Т - крутний момент , Нм;

d - діаметр вала, мм;

Приймаємо стандартну довжину шпонки l=50 мм.

Напруження зминання і умова міцності визначаємо за формулою:

(4.19)

Для посадки шестерні на ведучий вал вибираємо шпонки призматичні з округленим торцем. Розміри перерізів шпонок та пазів вибираємо по ГОСТ 23360-78. Матеріал шпонок - сталь 45 - нормалізована.

Для d_ш1=48 мм приймаємо шпонку з параметрами:

b = 14 - ширина шпонки, мм;

h = 9 - висота шпонки, мм;

t₁ = 5,5 - глибина паза в валі, мм;

Визначаємо необхідну довжину шпонки:

; (4.20)

де - - допустиме напруження зминання, при стальній ступиці = 100120МПа;

Т - крутний момент , Нм;

d - діаметр вала, мм;

Приймаємо стандартну довжину шпонки l=36 мм.

Напруження зминання і умова міцності визначаємо за формулою:

(4.21)

Для посадки колеса на велений вал вибираємо шпонки призматичні з округленим торцем. Розміри перерізів шпонок та пазів вибираємо по ГОСТ 23360-78. Матеріал шпонок - сталь 45 - нормалізована.

Для d_к2=60 мм, приймаємо шпонку з параметрами:

b = 18 - ширина шпонки, мм;

h = 11 - висота шпонки, мм;

t₁ = 7 - глибина паза в валу, мм;

Визначаємо необхідну довжину шпонки:

; (4.22)

де - - допустиме напруження зминання, при стальній ступиці = 100120МПа;

Т - крутний момент , Нм;

d - діаметр вала, мм;

Приймаємо стандартну довжину шпонки l=50 мм.

Напруження зминання і умова міцності визначаємо за формулою:

(4.23)

Для вихідного кінця веденого вала вибираємо шпонки призматичні з округленим торцем. Розміри перерізів шпонок та пазів вибираємо по ГОСТ 23360-78. Матеріал шпонок - сталь 45 - нормалізована.

Для d_в2=46, мм приймаємо шпонку з параметрами:

b = 14 - ширина шпонки, мм;

h = 9 - висота шпонки, мм;

t₁ = 5,5 - глибина паза в валі, мм;

Визначаємо необхідну довжину шпонки:

; (4.24)

де - - допустиме напруження зминання, при стальній ступиці = 100120МПа;

Т - крутний момент , Нм;

d - діаметр вала, мм;

Приймаємо стандартну довжину шпонки l=63 мм.

Напруження зминання і умова міцності визначаємо за формулою:

(4.25)

4.3 Розрахунок валів на витривалість

Ведучий вал.

При діаметрі заготовки до 90 мм (в нашому випадку d_a1=88мм) середнє значення ?_в=780МПа.

Границя витривалості при симетричному циклі згину:

= 0,43·780 = 335 МПа; (4.26)

Границя витривалості при симетричному циклі дотичних напружень:

= 0,58·335 = 193 МПа. (4.27)

де - - границя міцності, МПа.

Вихідні параметри: Т₁ = 134,54 Нм; d = 34мм; b = 10мм; t₁ = 5мм

Полярний момент опору перерізу вала:

W_{к.нетто} = (4.28)

де d - діаметр вала, мм;

t₁ - глибина паза в валі, мм.

Середні та амплітудні напруження циклу:

(4.29)

де Т₁ - обертальний момент;

W_{к.нетто} - полярний моменти опору перерізу вала.

(4.30)

де - = 1,7 - ефективний коефіцієнт концентрації напружень біля шпонкового паза; = 0,87 - коефіцієнт впливу розмірів поперечного перерізу вала; =0,1 - коефіцієнт чутливості матеріалу вала до асиметрії дотичних напружень;- середні та амплітудні напруження циклу.

(4.31)

де - згинальний момент; W_нетто - осьовий момент опору перерізу вала.

(4.32)

Коефіцієнти запасу міцності:

 (4.33)

де - = 1,78;- ефективний коефіцієнт концентрації напружень біля шпонкового паза; = 0,86 - коефіцієнт впливу розмірів поперечного перерізу вала; = 0,15 - коефіцієнт чутливості матеріалу вала до асиметрії циклу нормальних напружень.

Сумарний коефіцієнт запасу міцності:

S = (4.34)

Отже, міцність вала в перерізі забезпечено, оскільки S = 7,09 > = 1.5...2,5.

5. Розрахунок та вибір кулачкової муфти

Вихідні параметри:

Т - обертальний момент, Т = 338,71 Нм;

d - діаметр вала, d = 46 мм;

1) Визначаємо робочий крутний момент муфти:

Tp = K_n T_ном=1,5·338,71=508,065 Нм (5.1)

де, К =1,5 коефіцієнт запасу;

T_ном - номінальний крутний момент.

2) Приймаємо муфту, що має: вагу 10,00 кг; зовнішній діаметр муфти D=130мм; ширину L = 200 мм; допустимий обертальний момент Т_max=800 Нм; допустиму кутову швидкість обертання щ=26 рад/с.

3) Із умови міцності на зминання, висота виступів буде дорівнювати:

(5.2)

Приймаємо h_р=13 мм.

Загальна висота виступів:

. (5.3)

Фактичне напруження зминання:

(5.4)

Міцність муфти забезпечено, оскільки:

6. Змащування і ущільнення редуктора

Мащення зубчастого зачеплення виконується зануренням зубчастого колеса в масло, залите в середину корпуса до рівня, який забезпечує занурення колеса приблизно на 10 мм. Об'єм масляної ванни визначається із розрахунку 0,25 дм³ масла на 1 кВт потужності, яка передається:

(6.1)

Вибираємо в'язкість масла. При контактних напруженнях і швидкості V = 1,36 м/с рекомендована в'язкість масла повинна бути приблизно рівна 34·10^-6 м²/с.

Кінематична в'язкість 34·10^-6 м²/с при кутовій швидкості V = 1,36 м/с, по таблиці приймаємо масло індустріальне І - 30А (по ГОСТ 20799 - 75).

Камери підшипників заповнюємо змащувальним матеріалом УТ - 1, періодично поповнюємо його закладаючи безпосередньо до підшипника , відкриваючи при цьому кришку.

7. Послідовність складання

Перед зборкою редуктора внутрішню частину корпуса ретельно очищують, покривають масло стійкою фарбою. Збірку проводять у відповідності з збірним кресленням, починаючи з вузлів валів:

- на вхідний вал насаджують підшипники нагріті перед тим в маслі до 80 -100?С;

- На проміжний вал закладають шпонки і запресовують шестерню і колесо до упори в бут валу, потім одівають розпірну втулку і підшипники нагріті в маслі;

- Вихідний вал збирають аналогічно.

Зібрані вали складають в корпус і накривають кришкою покритою спиртовим лаком. Для центрівки на фланцях встановлюють два штифти, затягують кріпильні болти.

Після цього в підшипникові вузли накладають пластичну змазку і прикручують глухі кришки. В сквозні кришки закладають гумові сальники і змастивши підшипник прикручують їх. Перевіряють прокручуваність валів. Потім вкручують зливну пробку, і масло покажчик .

Заливають масло в корпус і прикручують оглядову кришку з прокладкою. Зібраний редуктор обкатують, і піддають випробуванні на стенді по програмі , встановленої технічними умовами.

Бібліографічний список

1. Малащенко В.О.,Янків В.В. „Деталі машин. Курсове проектування”; Навчальний посібник - Львів : Новий Світ -2000; 2004 - 232с.

2. Токарський Ю.М., Янків В.В. Механічні передачі. Розрахунок та конструювання. Навчальний посібник. Львів: Новий Світ - 2000;2004р -152с.

3. Чернавський С.А. Курсове проектування деталей машин - Машиностроение, 1987 -416с.

Размещено на Allbest.ru

...