Проектирование привода

Размещено на http://www.allbest.ru/

ФЕДЕРАЛЬНОЕ АГЕНСТВО ПО ОБРАЗОВАНИЮ

Государственное общеобразовательное учреждение высшего профессионального образования

«ТОМСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ АРХИТЕКТУРНО-

СТРОИТЕЛЬНЫЙ УНИВЕРСИТЕТ»

Кафедра прикладной механики

и материаловедения

ПРОЕКТИРОВАНИЕ ПРИВОДА

Расчетно-пояснительная записка к курсовому проекту

по дисциплине “Детали машин”

Выполнил: Севастьянов Ю.Е. гр. 338-1.

Руководитель проекта: Глотов С. А.

Томск 2010г.



Содержание

Введение

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчёт

2. Расчёт 1-й цепной передачи

3. Расчёт 2-й зубчатой цилиндрической передачи

3.1 Проектный расчёт

3.2 Проверочный расчёт по контактным напряжениям

3.3 Проверка зубьев передачи на изгиб

4. Расчёт 3-й зубчатой цилиндрической передачи

4.1 Проектный расчёт

4.2 Проверочный расчёт по контактным напряжениям

4.3 Проверка зубьев передачи на изгиб

5. Предварительный расчёт валов

5.1 Ведущий вал

5.2 2-й вал

5.3 Выходной вал

6. Проверка прочности шпоночных соединений

6.1 Ведущий шкив 1-й клиноременной передачи

6.2 Шестерня 2-й зубчатой цилиндрической передачи

6.3 Шестерня 3-й зубчатой цилиндрической передачи

6.4 Колесо 2-й зубчатой цилиндрической передачи

7. Конструктивные размеры корпуса редуктора

8. Расчёт реакций в опорах

8.1 1-й вал

8.2 2-й вал

8.3 3-й вал

9. Построение эпюр моментов валов

9.1 Расчёт моментов 1-го вала

9.2 Эпюры моментов 1-го вала

9.3 Расчёт моментов 2-го вала

9.4 Эпюры моментов 2-го вала

9.5 Расчёт моментов 3-го вала

9.6 Эпюры моментов 3-го вала

10. Проверка долговечности подшипников

10.1 1-й вал

10.2 2-й вал

10.3 3-й вал

11. Уточненный расчёт валов

11.1 Расчёт 1-го вала

11.2 Расчёт 2-го вала

11.3 Расчёт 3-го вала

12. Выбор сорта масла

13. Технология сборки редуктора

Заключение

Список использованной литературы

электродвигатель напряжение цилиндрический шпоночный



Введение

Инженер-конструктор является творцом новой техники, и уровнем его творческой работы в большей степени определяются темпы научно-технического прогресса. Деятельность конструктора принадлежит к числу наиболее сложных проявлений человеческого разума. Решающая роль успеха при создании новой техники определяется тем, что заложено на чертеже конструктора. С развитием науки и техники проблемные вопросы решаются с учетом все возрастающего числа факторов, базирующихся на данных различных наук. При выполнении проекта используются математические модели, базирующиеся на теоретических и экспериментальных исследованиях, относящихся к объемной и контактной прочности, материаловедению, теплотехнике, гидравлике, теории упругости, строительной механике. Широко используются сведения из курсов сопротивления материалов, теоретической механики, машиностроительного черчения и т. д. Все это способствует развитию самостоятельности и творческого подхода к поставленным проблемам.

При выборе типа редуктора для привода рабочего органа (устройства) необходимо учитывать множество факторов, важнейшими из которых являются: значение и характер изменения нагрузки, требуемая долговечность, надежность, КПД, масса и габаритные размеры, требования к уровню шума, стоимость изделия, эксплуатационные расходы.

Из всех видов передач зубчатые передачи имеют наименьшие габариты, массу, стоимость и потери на трение. Коэффициент потерь одной зубчатой пары при тщательном выполнении и надлежащей смазке не превышает обычно 0,01. Зубчатые передачи в сравнении с другими механическими передачами обладают большой надежностью в работе, постоянством передаточного отношения из-за отсутствия проскальзывания, возможностью применения в широком диапазоне скоростей и передаточных отношений. Эти свойства обеспечили большое распространение зубчатых передач; они применяются для мощностей, начиная от ничтожно малых (в приборах) до измеряемых десятками тысяч киловатт.

К недостаткам зубчатых передач могут быть отнесены требования высокой точности изготовления и шум при работе со значительными скоростями.

Косозубые колеса применяют для ответственных передач при средних и высоких скоростях. Объем их применения - свыше 30% объема применения всех цилиндрических колес в машинах; и этот процент непрерывно возрастает. Косозубые колеса с твердыми поверхностями зубьев требуют повышенной защиты от загрязнений во избежание неравномерного износа по длине контактных линий и опасности выкрашивания.

Одной из целей выполненного проекта является развитие инженерного мышления, в том числе умение использовать предшествующий опыт, моделировать используя аналоги. Для курсового проекта предпочтительны объекты, которые не только хорошо распространены и имеют большое практическое значение, но и не подвержены в обозримом будущем моральному старению.

Существуют различные типы механических передач: цилиндрические и конические, с прямыми зубьями и косозубые, гипоидные, червячные, глобоидные, одно- и многопоточные и т. д. Это рождает вопрос о выборе наиболее рационального варианта передачи. При выборе типа передачи руководствуются показателями, среди которых основными являются КПД, габаритные размеры, масса, плавность работы и вибронагруженность, технологические требования, предпочитаемое количество изделий.

При выборе типов передач, вида зацепления, механических характеристик материалов необходимо учитывать, что затраты на материалы составляют значительную часть стоимости изделия: в редукторах общего назначения - 85%, в дорожных машинах - 75%, в автомобилях - 10% и т. д.

Поиск путей снижения массы проектируемых объектов является важнейшей предпосылкой дальнейшего прогресса, необходимым условием сбережения природных ресурсов. Большая часть вырабатываемой в настоящее время энергии приходится на механические передачи, поэтому их КПД в известной степени определяет эксплуатационные расходы.

Наиболее полно требования снижения массы и габаритных размеров удовлетворяет привод с использованием электродвигателя и редуктора с внешним зацеплением.

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчёт

По табл. 1.1[1] примем следующие значения КПД:

- для цепной передачи: 1 = 0,93

- для закрытой зубчатой цилиндрической передачи: 2 = 0,97

- для закрытой зубчатой цилиндрической передачи: 3 = 0,97

Общий КПД привода будет:

= 0,93 x 0,97 x 0,97 x 0,993 x 0,98 = 0,8403

где = 0,99 - КПД одного подшипника.

= 0,98 - КПД муфты.

Требуемая мощность двигателя будет:

Pтреб. = =7,18 кВт

В таблице 24.7[2] по требуемой мощности выбираем электродвигатель 132S4/1440, с синхронной частотой вращения 1500 об/мин, с параметрами: Pдвиг.=7,5 кВт. Номинальная частота вращения с учётом скольжения nдвиг. = 1440 об/мин, угловая скорость:

. = = = 149,88 рад/с.

Oбщее передаточное отношение:

32 об/мин.

Uобщ =45

Тогда суммарное передаточное число редуктора:

U(ред.) =

По формулам из таблицы 1.3[2] для двухступенчатого редуктора для тихоходной передачи получаем передаточное число:

U3 = 0.88 x = 0.88 x = 3.93

Примем U3 =3.93

Тогда передаточное число для быстроходной передачи:

U2 = = = 5.1

Примем U2 =5.1

Примем стандартное значение для цепи:

.



Рассчитанные частоты вращения валов сведены ниже в таблицу:

Вал 1-й	n1 = nдвиг = 1440 об./мин.
Вал 2-й	n2 = = = 285.35 об./мин.
Вал 3-й	n3 = = =72.6 об./мин.
	32.26 об/мин

Вращающие моменты на валах:

Tвых = = 1801731.5 Нxмм =1801 Нxм.

T3 = 869740 Нxмм =869.7 Нxм.

T2 = = 230457 Нxмм =230 Нxм.

T1=47055.7 Нxмм =47 Нxм.

48 Нxм.

150.72 c-1.

49.76 Нxм.

2. Расчёт 1-й цепной передачи

Вращающий момент на меньшем ведущем шкиве:

T(ведущий шкив) = 869740 Нxмм.

Uцеп=2.25

Число зубьев:

11

25.

Принимаем:

z1=11,

z2=25.

5.5 мм.

Принимаем t:

t=31.7 мм.

Межосевое расстояние:

мм.

1585 мм.

Предварительная длина ремня:

Межосевое расстояние в интервале:

Принимаем а=1000 мм.

at=31.5

Расчетная длина ремня:

Принимаем:

а=1000 мм t=31.7 Lt=104.5

Длина ремня:

2567.7мм.

Диаметр делительной окружности:

112.52 мм.

252.93 мм.

Диаметр вершин зубьев:

123.8 мм.

266.78 мм.

Скорость вращения цепи равна:

0.42 м/с.

Окружное усилие:

14050 H.

Коэффициент нагрузки: Cg= 1.5 x - 0.5 = 1.5 x - 0.5 = 1.465;

Площадь: A=394

52 Па.

Сила действующая на вал:

16157.5 H.



3. Расчёт 2-й зубчатой цилиндрической передачи

3.1 Проектный расчёт

Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками (см. табл. 2.1-2.3[2]):

- для шестерни: сталь: 45

термическая обработка: улучшение

твердость: HB 285.5

- для колеса: сталь: 45

термическая обработка: улучшение

твердость: HB 248.5

Допустимые контактные напряжения (стр. 13[2]) , будут:

По таблицам 2.1 и 2.2 гл. 2[2] имеем для сталей с твердостью поверхностей зубьев менее HB 350:

lim b = 2 x HB + 70 .

lim(шестерня) = 2 x 230 + 70 = 582.73 Мпа;

lim(колесо) = 2 x 210 + 70 = 515.45 Мпа;

SH - коэффициент безопасности SH = 1,1; ZN - коэффициент долговечности, учитывающий влияние ресурса.

ZN = ,

где NHG - число циклов, соответствующее перелому кривой усталости, определяется по средней твёрдости поверхности зубьев:

- эквивалентное число циклов.

Здесь:

- n - частота вращения, об./мин.; nшест. = 709,36 об./мин.; nкол. = 177,34 об./мин.

- c = 1 - число колёс, находящихся в зацеплении;

= 365 x Lг x C x tc x kг x kс - продолжительность работы передачи в расчётный срок службы, ч.

- Lг=7 г. - срок службы передачи;

- С=1 - количество смен;

- tc=24 ч. - продолжительность смены;

- kг=0,85 - коэффициент годового использования;

- kс=0,6 - коэффициент суточного использования.

= 365 x 7 x 0.85 x 24 x 0,6 = 33507 ч.

Принимаем ZN(шест.) = 1

ZN(кол.) = 1

ZR = 1 - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости сопряжённых поверхностей зубьев.

Zv - коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости: Zv = 1…1,15 .

Предварительное значение межосевого расстояния:

= K x (U + 1) x

где К - коэффициент поверхностной твёрдости зубьев, для данных сталей К=10, тогда:

= 10 x (3.93 + 1) x = 191.4 мм.

Окружная скорость Vпредв.:

Vпредв. = = =1.16 м/с.

По найденной скорости получим Zv:

Zv = 0.85 x Vпредв.0.1 = 0.85 x 1.160.1 = 0.86

Принимаем Zv = 1.

Допустимые контактные напряжения:

для шестерни H1 = = 582.73 Мпа;

для колеса 2 = = 515.45 Мпа;

Для прямозубых колес за расчетное напряжение принимается минимальное допустимое контактное напряжение шестерни или колеса.

Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение будет:

= 2 = 515.45 Мпа.

Допустимые напряжения изгиба (стр. 15[2]) , будут:

= ,

SF - коэффициент безопасности SF = 1,7; YN - коэффициент долговечности, учитывающий влияние ресурса.

YN = ,

где NFG - число циклов, соответствующее перелому кривой усталости:

NFG = 4 x 106

NFE = x Nк - эквивалентное число циклов.

Nк = 60 x n x c x t_?

Здесь:

- n - частота вращения, об./мин.; nшест. = 143,2 об./мин.;

- c = 1 - число колёс, находящихся в зацеплении;

t_? = 365 x Lг x C x tc x kг x kс - продолжительность работы передачи в расчётный срок службы, ч.

- Lг=7 г. - срок службы передачи;

- С=1 - количество смен;

- tc=24 ч. - продолжительность смены;

- kг=0,85- коэффициент годового использования;

- kс=0,6 - коэффициент суточного использования.

t_? = 365 x 7 x 1 x 24 x 0,85 x 0,6 = 33507 ч.

Принимаем YN(шест.) = 1

YN(кол.) = 1

YR = 1 - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости, переходной поверхности между зубьями.

YA - коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки (реверса). При нереверсивной нагрузке для материалов шестерни и колеса YA = 1 (стр. 16[2]).

Допустимые напряжения изгиба:

[у]F1 = = 150,59 Мпа;

По таблице 2.5[2] выбираем 9-ю степень точности.

Уточняем предварительно найденное значение межосевого расстояния по формуле (стр. 18[2]):

a_щ = Ka x (U + 1) x ,

где Кa = 450 - для прямозубой передачи, для несимметрично расположенной цилиндрической передачи выбираем шba = 0,4; KH - коэффициент нагрузки в расчётах на контактную прочность:

KH = KHv x KHв x KHщ

где KHv = 1,06 - коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения (выбирается по табл. 2.6[2]); KHв - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий, обусловливаемую погрешностями изготовления (погрешностями направления зуба) и упругими деформациями валов, подшипников. Коэффициент KHщ определяют по формуле:

KHв = 1 + (KHв^o - 1) x KHщ

Зубья зубчатых колёс могут прирабатываться: в результате повышенного местного изнашивания распределение нагрузки становиться более равномерным. Для определения коэффициента неравномерности распределения нагрузки в начальный период работы KHв^o предварительно вычисляем ориентировочное значение коэффициента шbd:

шbd = 0.5 x шba x (U + 1) = 0.5 x 0,4 x (3.93 + 1) = 0,986

По таблице 2.7[2] KHв^o = 1,02. KHв = 0,26 - коэффициент, учитывающий приработку зубьев (табл. 2.8[2]). Тогда:

KHб = 1 + (1,02 - 1) x 0,26 = 1,005

Коэффициент KHв определяют по формуле:

KHб = 1 + (KHб^???o - 1) x KHщ

KHб^o - коэффициент распределения нагрузки между зубьями в связи с погрешностями изготовления (погрешность шага зацепления и направления зуба) определяют в зависимости от степени точности по нормам плавности для прямозубой передачи:

KHб^???o = 1 + 0.06 x (nст - 5) = 1 + 0.06 x (9 - 5) = 1,24



KHб^???o = 1 + (1,24 - 1) x 0,26 = 1,0624

В итоге:

KH = 1,06 x 1,005 x 1,0624 = 1,13

Тогда:

aщ = 450 x (3.93 + 1) x мм.

Принимаем ближайшее значение aщ по стандартному ряду: aщ = 180 мм.

Предварительные основные размеры колеса:

Делительный диаметр:

d2 = = = 287 мм.

Ширина:

b2 = шba x aщ = 0,4 x 180 = 72 мм.

Ширину колеса после вычисления округляем в ближайшую сторону до стандартного числа (см. табл. 24.1[2]): b2 = 72 мм.

Максимально допустимый модуль mmax, мм, определяют из условия неподрезания зубьев у основания:

mmax ? = = 4.3 мм.

Минимально допустимый модуль mmin, мм, определяют из условия прочности:



mmin =

где Km = 3.4 x 103 - для прямозубых передач; [у]F - наименьшее из значений [у]F1 и [у]F2.

Коэффициент нагрузки при расчёте по напряжениям изгиба:

KF = KFv x KFв x KFб

Здесь коэффициент KFv = 1,11 - коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения, связанную прежде всего с ошибками шагов зацепления шестерни и колеса. Находится по табл. 2.9[2] в зависимости от степени точности по нормам плавности, окружной скорости и твёрдости рабочих поверхностей. KFв - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения напряжений у основания зубьев по ширине зубчатого венца, оценивают по формуле:

KFв = 0.18 + 0.82 x KHв^o = 0.18 + 0.82 x 1,02 = 1,0164

KFв = KHв^o = 1,24 - коэффициент, учитывающий влияние погрешностей изготовления шестерни и колеса на распределение нагрузки между зубьями.

Тогда:

KF = 1,11 x 1,0164 x 1,24 = 1,4

mmin = = 1.63 мм.

Из полученного диапазона (mmin…mmax) модулей принимаем значение m, согласуя его со стандартным: m = 3.

Для прямозубой передачи предварительно принимаем угол наклона зубьев: в = 0^o.

Суммарное число зубьев:

Z_? = = = 120

Число зубьев шестерни:

z1 = ? z1min = 17 (для прямозубой передачи).

z1 = = 24.3

Принимаем z1 = 24

Коэффициент смещения x1 = 0 при z1 ? 17.

Для колеса внешнего зацепления x2 = -x1 = 0

Число зубьев колеса внешнего зацепления:

z2 = Z_? - z1 = 120 - 24 =96

Фактическое передаточное число:

Uф = = = 4

Фактическое значение передаточного числа отличается на 1.75%, что не более, чем допустимые 4% для двухступенчатого редуктора.

Делительное межосевое расстояние:

a = 0.5 x m x (z2 + z1) = 0.5 x 3x (96 + 24) = 180 мм.



Коэффициент воспринимаемого смещения:

y = = = 0

Диаметры колёс:

делительные диаметры:

d1 = = = 72 мм.

d2 = 2 x a_щ - d1 = 2 x 180 - 72 = 288 мм.

диаметры da и df окружностей вершин и впадин зубьев колёс внешнего зацепления:

da1 = d1 + 2 x (1 + x1 - y) x m = 72 + 2 x (1,5 + 0 - 0) x 3 = 81 мм.

df1 = d1 - 2 x (1.25 - x1) x m = 72 - 2 x (1.25 - 0) x 3 = 64.5 мм.

da2 = d2 + 2 x (1 + x2 - y) x m = 288 + 2 x (1,5 + 0 - 0) x 3 = 397 мм.

df2 = d2 - 2 x (1.25 - x2) x m = 288 - 2 x (1.25 - 0) x 3 = 280.5 мм.

3.2 Проверочный расчёт по контактным напряжениям

Расчётное значение контактного напряжения:

уH = ? [у]H

где Z_у = 9600 - для прямозубой передачи. Тогда:

уH = 505,88 Мпа ? [у]H = 515,45 Мпа.

Силы в зацеплении:

окружная:

Ft = = = 6389 H;

радиальная:

Fr = = = 2325.6 H;

осевая:

Fa = Ft x tg(в) = 1112,24 x tg(0o) = 0 H.

3.3 Проверка зубьев передачи на изгиб

Расчётное напряжение изгиба:

в зубьях колеса:

уF2 = ? [у]F2

в зубьях шестерни:

уF1 = ? [у]F1

Значения коэффициента YFS, учитывающего форму зуба и концентрацию напряжений, определяется в зависимости от приведённого числа зубьев zv и коэффициента смещения. Приведённые числа зубьев:

zv1 = = 24

zv2 = =96

По табл. 2.10[2]:

YFS1 = 3,91

YFS2 = 3,6

Значение коэффициента Yв, учитывающего угол наклона зуба, вычисляют по формуле:

Yв = 1 - = 1 - = 1

Для прямозубой передачи для 9-й точности значение коэффициента, учитывающего перекрытие зубьев Ye = 1.

Тогда:

уF2 = = 149 Мпа ? [у]F2 = 255,81 Мпа.

уF1 = = 161.8 Мпа ? [у]F1 = 255,81 Мпа.

4. Расчёт 3-й зубчатой цилиндрической передачи

4.1 Проектный расчёт

Выбираем материалы со следующими механическими характеристиками (см. табл. 2.1-2.3[2]):

- для шестерни: сталь: 40ХН

термическая обработка: закалка

твердость: HRC 50

- для колеса: сталь: 40ХН

термическая обработка: закалка

твердость: HRC 45

Допустимые контактные напряжения (стр. 13[2]) , будут:

[у]H = ,

По таблицам 2.1 и 2.2 гл. 2[2] имеем:

для стали шестерни с твердостью поверхностей зубьев более HB 350 и термической обработкой - закалка

уH lim(шест.) = 18 x HRC1 + 150= 18 x 50 + 150 = 1050 Мпа;

для стали колеса с твердостью поверхностей зубьев более HB 350 и термической обработкой - закалка

уH lim(кол.) = 18 x HRC2 + 150= 18 x 45 + 150 = 960 Мпа;

Предварительное значение межосевого расстояния:

aщ' = K x (U + 1) x

где К - коэффициент поверхностной твёрдости зубьев, для данных сталей К=7, тогда:

aщ'' = 10 x (5.1 + 1) x = 124.15 мм=124 мм.

Окружная скорость Vпредв.:

Vпредв. = = = 3.06 м/с

По найденной скорости получим Zv:

Zv = 0.925 x Vпредв.0.05 = 0.925 x 0,5760.05 = 0,9

Принимаем Zv = 1.

Допустимые контактные напряжения:

для шестерни [у]H1 = = 582,73 Мпа;

для колеса [у]H2 = = 515,73 Мпа;

Для прямозубых колес за расчетное напряжение принимается минимальное допустимое контактное напряжение шестерни или колеса.

Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение будет:

[у]H = [у]H2 = 515,73 Мпа.

Допустимые напряжения изгиба (стр. 15[2]) , будут:

[у]F = ,

SF - коэффициент безопасности SF = 1,7; YN - коэффициент долговечности, учитывающий влияние ресурса.

YN = ,

где NFG - число циклов, соответствующее перелому кривой усталости:

NFG = 4 x 106

NFE = уF x Nк - эквивалентное число циклов.

Nк = 60 x n x c x t_?

Здесь:

- n - частота вращения, об./мин.; nшест. = 1432 об./мин.;

- c = 1 - число колёс, находящихся в зацеплении;

t_? = 365 x Lг x C x tc x kг x kс - продолжительность работы передачи в расчётный срок службы, ч.

- Lг=7 г. - срок службы передачи;

- С=1 - количество смен;

- tc=24 ч. - продолжительность смены;

- kг=0,85 - коэффициент годового использования;

- kс=0,6 - коэффициент суточного использования.

t_? = 365 x 7 x 1 x 24 x 0,85 x 0,6 = 33507 ч.

Принимаем YN(шест.) = 1

YN(кол.) = 1

YR = 1 - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости, переходной поверхности между зубьями.

YA - коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки (реверса). При нереверсивной нагрузке для материалов шестерни и колеса YA = 1 (стр. 16[2]).

Допустимые напряжения изгиба:

[у]F1 = = 150,59 Мпа;

По таблице 2.5[2] выбираем 8-ю степень точности.

Уточняем предварительно найденное значение межосевого расстояния по формуле (стр. 18[2]):

aщ = Ka x (U + 1) x ,

где Кa = 450 - для прямозубой передачи, для несимметрично расположенной цилиндрической передачи выбираем уba = 0,4; KH - коэффициент нагрузки в расчётах на контактную прочность:

KH = KHv x KHв x KHб

где KHv = 1,15 - коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения (выбирается по табл. 2.6[2]); KHв - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий, обусловливаемую погрешностями изготовления (погрешностями направления зуба) и упругими деформациями валов, подшипников. Коэффициент KHв определяют по формуле:

KHв = 1 + (KHв^o - 1) x KHщ

Зубья зубчатых колёс могут прирабатываться: в результате повышенного местного изнашивания распределение нагрузки становиться более равномерным. Для определения коэффициента неравномерности распределения нагрузки в начальный период работы KHв^o предварительно вычисляем ориентировочное значение коэффициента шbd:

шbd = 0.5 x шba x (U + 1) = 0.5 x 0,4 x (5.1+ 1) = 1,22

По таблице 2.7[2] KHв^o = 1,18. KHщ = 0,28 - коэффициент, учитывающий приработку зубьев (табл. 2.8[2]). Тогда:

KHв = 1 + (1,18 - 1) x 0,28 = 1,05

Коэффициент KHб определяют по формуле:

KHб = 1 + (KHб^o - 1) x KHщ

KHб^o - коэффициент распределения нагрузки между зубьями в связи с погрешностями изготовления (погрешность шага зацепления и направления зуба) определяют в зависимости от степени точности по нормам плавности для прямозубой передачи:

KHбo = 1 + 0.06 x (nст - 5) = 1 + 0.06 x (8 - 5) = 1,18



KHб = 1 + (1,18 - 1) x 0,28 = 1,05

В итоге:

KH = 1,15 x 1,05 x 1,05 = 1.27

Тогда:

aщ = 410 x (5.1 + 1) x =127.7 мм.

Принимаем ближайшее значение aщ по стандартному ряду: aщ = 125 мм.

Предварительные основные размеры колеса:

Делительный диаметр:

d2 = = = 209 мм.

Ширина:

b2 = шba x aщ = 0,4 x 125 = 50 мм.

Ширину колеса после вычисления округляем в ближайшую сторону до стандартного числа (см. табл. 24.1[2]): b2 = 50 мм.

Максимально допустимый модуль mmax, мм, определяют из условия неподрезания зубьев у основания:

mmax ? = = 2.4 мм.

Минимально допустимый модуль mmin, мм, определяют из условия прочности:

mmin =

где Km = 2,8 x 103 - для прямозубых передач; [у]F - наименьшее из значений [у]F1 и [у]F2.

Коэффициент нагрузки при расчёте по напряжениям изгиба:

KF = KFv x KFв x KFб

Здесь коэффициент KFv = 1,3 - коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения, связанную прежде всего с ошибками шагов зацепления шестерни и колеса. Находится по табл. 2.9[2] в зависимости от степени точности по нормам плавности, окружной скорости и твёрдости рабочих поверхностей. KFв - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения напряжений у основания зубьев по ширине зубчатого венца, оценивают по формуле:

KFв = 0.18 + 0.82 x KHв^o = 0.18 + 0.82 x 1,18 = 1,148

KFв = KHв^o = 1,18 - коэффициент, учитывающий влияние погрешностей изготовления шестерни и колеса на распределение нагрузки между зубьями.

Тогда:

KF = 1,3x 1,148 x 1,18= 1,76

mmin = = 0,98 мм.

Из полученного диапазона (mmin…mmax) модулей принимаем значение m, согласуя его со стандартным: m = 1,5.

Суммарное число зубьев:



Z? = = = 167

Число зубьев шестерни:

z1 = ? z1min = 17 (для прямозубой передачи).

z1 = = 27,4

Принимаем z1 = 27

Коэффициент смещения x1 = 0 при z1 = 17.

Для колеса внешнего зацепления x2 = -x1 = 0

Число зубьев колеса внешнего зацепления:

z2 = Z? - z1 = 167 - 27 = 140

Фактическое передаточное число:

Uф = = = 5.18

Фактическое значение передаточного числа отличается на 1,5%, что не более, чем допустимые 4% для двухступенчатого редуктора.

Делительное межосевое расстояние:

a = 0.5 x m x (z2 + z1) = 0.5 x 1,5 x (140 + 27) = 125 мм.

Коэффициент воспринимаемого смещения:



y = = = 0

Диаметры колёс:

делительные диаметры:

d1 = = = 40.5 мм.

d2 = 2 x aщ - d1 = 2 x 125 - 40.5 = 209.5 мм.

диаметры da и df окружностей вершин и впадин зубьев колёс внешнего зацепления:

da1 = d1 + 2 x (1 + x1 - y) x m = 40.5 + 2 x (1.5 + 0 - 0) x 1,5 = 45 мм.

df1 = d1 - 2 x (1.25 - x1) x m = 40.5 - 2 x (1.25 - 0) x 1,5 = 36.75 мм.

da2 = d2 + 2 x (1 + x2 - y) x m = 209.5 + 2 x (1.5 + 0 - 0) x 1,5 = 214 мм.

df2 = d2 - 2 x (1.25 - x2) x m = 209.5 - 2 x (1.25 - 0) x 1,5 = 205.75 мм.

4.2 Проверочный расчёт по контактным напряжениям

Расчётное значение контактного напряжения:

уH = ? [у]H

где Zу = 9600 - для прямозубой передачи. Тогда:

уH = = 483,59 Мпа ? [у]H = 515,73 Мпа.

Силы в зацеплении:

окружная:

Ft = = = 2123 H;

радиальная:

Fr = = = 773 H;

осевая:

Fa = Ft x tg(в) = 497x tg(0^o) = 0 H.

5.3 Проверка зубьев передачи на изгиб

Расчётное напряжение изгиба:

в зубьях колеса:

уF2 = ? [у]F2

в зубьях шестерни:

уF1 = ? [у]F1

Значения коэффициента YFS, учитывающего форму зуба и концентрацию напряжений, определяется в зависимости от приведённого числа зубьев zv и коэффициента смещения. Приведённые числа зубьев:

zv1 = = 27

zv2 = = 140

По табл. 2.10[2]:

YFS1 = 3,89

YFS2 = 3,59

Значение коэффициента Yв, учитывающего угол наклона зуба, вычисляют по формуле:

Yв = 1 - = 1 - = 1

Для прямозубой передачи для 9-й точности значение коэффициента, учитывающего перекрытие зубьев Ye = 1.

Тогда:

уF2 = *3,59 = 178.8 Мпа ? [у]F2 = 294,118 Мпа.

уF1 = = 193.7 Мпа ? [у]F1 = 294,118 Мпа.

5. Предварительный расчёт валов

Предварительный расчёт валов проведём на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Диаметр вала при допускаемом напряжении [фк] = 20 Мпа вычисляем по формуле 8.16[1]:

dв ?

5.1 1-й вал

dв ? = 22.2 мм.

Под свободный (присоединительный) конец вала выбираем диаметр вала: 20 мм.

Под подшипники выбираем диаметр вала: 25 мм.

Под шестерню выбираем диаметр вала: 30 мм.

5.2 2-й вал

dв ? = 38,84 мм.

Под подшипники выбираем диаметр вала: 40 мм.

Под зубчатое колесо выбираем диаметр вала: 40 мм.

5.3 Выходной вал

dв ? = 60 мм.

Под подшипники выбираем диаметр вала: 60 мм.

Под зубчатое колесо выбираем диаметр вала: 60 мм.

Под свободный (присоединительный) конец вала выбираем диаметр вала: 50 мм.

Диаметры участков валов назначаем исходя из конструктивных соображений.

6. Проверка прочности шпоночных соединений

6.1 Ведущий шкив 1-й цепной передачи

Для данного элемента подбираем шпонку призматическую со скруглёнными торцами 16x10. Размеры сечений шпонки и пазов и длины шпонок по ГОСТ 23360-78 (см. табл. 8,9[1]).

Материал шпонки - сталь 45 нормализованная.

Напряжение смятия и условие прочности проверяем по формуле 8.22[1].

усм = =87 Мпа ? [усм]

где Т = 869.7 Нxм - момент на валу; dвала = 50 мм - диаметр вала; h = 10 мм - высота шпонки; b = 16 мм - ширина шпонки; l = 63 мм - длина шпонки; t1 = 6 мм - глубина паза вала. Допускаемые напряжения смятия при переменной нагрузке и при стальной ступице [усм] = 90 …120Мпа.

Проверим шпонку на срез по формуле 8.24[1].

фср = =74 Мпа ? [фср]

Допускаемые напряжения среза при стальной ступице [фср] = 0,6 x [усм] = 0,6 x 120 = 72 Мпа.

Все условия прочности выполнены.

6.2 Шестерня 2-й зубчатой цилиндрической передачи

Для данного элемента подбираем шпонку призматическую со скруглёнными торцами 6x6. Размеры сечений шпонки и пазов и длины шпонок по ГОСТ 23360-78 (см. табл. 8,9[1]).

Материал шпонки - сталь 45 нормализованная.

Напряжение смятия и условие прочности проверяем по формуле 8.22[1].

усм = 16 Мпа ? [усм]

где Т = 43 Нxм - момент на валу; dвала = 20 мм - диаметр вала; h = 6 мм - высота шпонки; b = 6 мм - ширина шпонки; l = 50 мм - длина шпонки; t1 = 3.5 мм - глубина паза вала. Допускаемые напряжения смятия при переменной нагрузке и при стальной ступице [усм] = 90..120 Мпа.

Проверим шпонку на срез по формуле 8.24[1].

фср = =16 Мпа ? [фср]

Допускаемые напряжения среза при стальной ступице [фср] = 0,6 x [усм] = 0,6 x 120 = 72 Мпа.

Все условия прочности выполнены.

6.3 Шестерня 3-й зубчатой цилиндрической передачи

Для данного элемента подбираем две шпонки, расположенные под углом 180o друг к другу. Шпонки призматические со скруглёнными торцами 12x8. Размеры сечений шпонки и пазов и длины шпонок по ГОСТ 23360-78 (см. табл. 8,9[1]).

Материал шпонки - сталь 45 нормализованная.

Напряжение смятия и условие прочности проверяем по формуле 8.22[1].

усм = =37,8 Мпа ? [усм]

где Т = 230 Нxм - момент на валу; dвала = 40 мм - диаметр вала; h = 8 мм - высота шпонки; b = 12 мм - ширина шпонки; l = 50 мм - длина шпонки; t1 = 5 мм - глубина паза вала. Допускаемые напряжения смятия при переменной нагрузке и при стальной ступице [усм] = 90…120 Мпа.

Проверим шпонку на срез по формуле 8.24[1].

фср = 25.2 Мпа ? [фср]

Допускаемые напряжения среза при стальной ступице [фср] = 0,6 x [усм] = 0,6 x 120 = 72 Мпа.

Все условия прочности выполнены.

6.4 Колесо 3-й зубчатой цилиндрической передачи

Для данного элемента подбираем две шпонки, расположенные под углом 180o друг к другу. Шпонки призматические со скруглёнными торцами 18x11. Размеры сечений шпонки и пазов и длины шпонок по ГОСТ 23360-78 (см. табл. 8,9[1]).

Материал шпонки - сталь 45 нормализованная.

Напряжение смятия и условие прочности проверяем по формуле 8.22[1].

усм = 50 Мпа ? [усм]

где Т = 869.7 Нxм - момент на валу; dвала = 60 мм - диаметр вала; h = 11 мм - высота шпонки; b = 18 мм - ширина шпонки; l = 70 мм - длина шпонки; t1 = 7 мм - глубина паза вала. Допускаемые напряжения смятия при переменной нагрузке и при стальной ступице [усм] = 90…120 Мпа.

Проверим шпонку на срез по формуле 8.24[1].

фср = 31 Мпа ? [фср]

Допускаемые напряжения среза при стальной ступице [фср] = 0,6 x [усм] = 0,6 x 120 = 72 Мпа.

Все условия прочности выполнены.

7. Конструктивные размеры корпуса редуктора

Для редукторов толщину стенки корпуса, отвечающую требованиям технологии литья, необходимой прочности и жёсткости корпуса, вычисляют по формуле:

д = 1.3 x = 1.3 x = 7 мм

Так как должно быть д ?7.0 мм, принимаем д = 7.0 мм.

В местах расположения обработанных платиков, приливов, бобышек, во фланцах толщину стенки необходимо увеличить примерно в полтора раза:

д1 = 1.5 x д = 1.5 x 7 = 10.5 мм

Плоскости стенок, встречающиеся под прямым углом, сопрягают радиусом

r = 0.5 x д = 0.5 x 7 = 3.5 мм. Плоскости стенок, встречающиеся под тупым углом, сопрягают радиусом R = 1.5 x д = 1.5 x 7 = 10.5 мм.

Толщина внутренних ребер из-за более медленного охлаждения металла должна быть равна 0,8 x д = 0,8 x 7 = 5.6 мм.

Учитывая неточности литья, размеры сторон опорных платиков для литых корпусов должны быть на 2…4 мм больше размеров опорных поверхностей прикрепляемых деталей.

Обрабатываемые поверхности выполняются в виде платиков, высота h которых принимается h = (0,4…0,5) x д. Принимаем h = 0,5 x 7 = 3.5 мм.

Толщина стенки крышки корпуса д 3 = 0,9 x д = 0,9 x 7 = 6.3 мм. Округляя, получим

д 3 = 7 мм.

Диаметр винтов крепления крышки корпуса вычисляем в зависимости от вращающего момента на выходном валу редуктора:

d = 1,25 x = 1,25 x = 9,83 мм

Принимаем d = 10 мм.

Диаметр штифтов dшт = (0,7…0,8) x d = 0,7 x 10 = 7 мм. Принимаем dшт = 7 мм.

Диаметр винтов крепления редуктора к плите (раме):

dф = 1.25 x d = 1.25 x 10 = 12,5 мм. Принимаем dф = 14 мм.

Высоту ниши для крепления корпуса к плите (раме) принимаем:

h0 = 2,5 x d = 2,5 x 10 = 25 мм.

8. Расчёт реакций в опорах

8.1 1-й вал

Силы, действующие на вал и углы контактов элементов передач:

Fx1 = 2123 H

Fy1 = 151 H

Fy2 = 773 H

Из условия равенства суммы моментов сил относительно 1-й опоры:

Rx1 = 567 H

Ry1 = 1061,5 H.

Rx2 =356,7 H

Ry2 =1061,5 H.

8.2 2-й вал

Силы, действующие на вал и углы контактов элементов передач:

Fx1 = 2123 H

Fx2 = 6389 H

Fy1 = 773 H

Fy2 = 2325.6 H

Из условия равенства суммы моментов сил относительно 1-й опоры:



Rx1 =

Ry1 =

Rx2 =

Ry1 =

8.3 3-й вал

Силы, действующие на вал и углы контактов элементов передач:

Fx2 = 6389 H

Fy2 = 2325,6 H

Fy4 =16157,5 H.

Из условия равенства суммы моментов сил относительно 1-й опоры:

Rx1 = 3194,5 H

Ry1 =

Rx2 = 3194,5 H

Ry1 =

9. Построение эпюр моментов валов

9.1 Расчёт моментов 1-го вала

1 - е сечение

Mx = 0 Н x мм

My = 0 Н x мм

M = = = 0 H x мм

2 - е сечение

Mx = 0 Н x мм

My = = 8456 H x мм

M = = 8456 H x мм

3 - е сечение

Mx = = 50651,4 H x мм

My = 150733 H x мм

M = = 159016 H x мм

4 - е сечение

Mx = 0 Н x мм

My = 0 Н x мм

M = = = 0 H x мм



9.2 Эпюры моментов 1-го вала

9.3 Расчёт моментов 2-го вала

1 - е сечение

Mx = 0 Н x мм

My = 0 Н x мм

M = = = 0 H x мм

2 - е сечение

Mx = = 287021 H x мм

My = = 14934 H x мм

M = = 287409 H x мм

3 - е сечение

Mx = 374302 Н x мм

My = -203104 Н x мм

M = = 425855 H x мм

4 - е сечение

Mx =287021 Н x мм

My = = 14934 Н x мм

M = = 287409 H x мм

5 - е сечение

Mx = 0 Н x мм

My = 0 Н x мм

M = = = 0 H x мм



9.4 Эпюры моментов 2-го вала

9.5 Расчёт моментов 3-го вала

1 - е сечение

Mx = 0 Н x мм

My = 0 Н x мм

M = = = 0 H x мм

2 - е сечение

Mx = = 196461,75 H x мм

My = = -189789 H x мм

M = = 237277,8 H x мм

3 - е сечение

Mx = 495121,65 Н x мм

My = -814362,6 Н x мм

M = = 1253469,3 H x мм

4 - е сечение

Mx = 0 Н x мм

My = = 1147182,5 Н x мм

M = = 1147182,5 H x мм

5 - е сечение

Mx = 0 Н x мм

My = 0 Н x мм

M = = = 0 H x мм



9.6 Эпюры моментов 3-го вала

10. Проверка долговечности подшипников

10.1 Быстроходный вал

Выбираем шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ 8338-75) 207 легкой серии со следующими параметрами:

d = 25 мм - диаметр вала (внутренний посадочный диаметр подшипника);

D = 62 мм - внешний диаметр подшипника;

C = 22,5 кН - динамическая грузоподъёмность;

Co = 11,4 кН - статическая грузоподъёмность.

Радиальные нагрузки на опоры:

Pr1 = 1203,4 H;

Будем проводить расчёт долговечности подшипника по наиболее нагруженной опоре 1.

Эквивалентная нагрузка вычисляется по формуле:

Рэ = (Х x V x Pr1 + Y x Pa) x Кб x Кт,

где - Pr1 = 1203,4 H - радиальная нагрузка; Pa = Fa = 0 H - осевая нагрузка; V = 1 (вращается внутреннее кольцо подшипника); коэффициент безопасности Кб = 1 (см. табл. 9.19[1]); температурный коэффициент Кт = 1 (см. табл. 9.20[1]).

Отношение 0; этой величине (по табл. 9.18[1]) соответствует e = 0.

Отношение =0 ? e; тогда по табл. 9.18[1]: X = 1; Y = 0.

Тогда: Pэ = (1 x 1 x 1203,4 + 0 x 0) x 1 x 1 = 1203,4 H.

Расчётная долговечность, млн. об. (формула 9.1[1]):

L = = 6536 млн. об.

Расчётная долговечность, ч.:

Lh = 75648 ч, что больше заданного.

10.2 Промежуточный вал

Выбираем шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ 8338-75) 308 легкой серии со следующими параметрами:

d = 40 мм - диаметр вала (внутренний посадочный диаметр подшипника);

D = 90 мм - внешний диаметр подшипника;

C = 41 кН - динамическая грузоподъёмность;

Co = 22,4 кН - статическая грузоподъёмность.

Радиальные нагрузки на опоры:

Pr1 = 2325,6 H;

Будем проводить расчёт долговечности подшипника по наиболее нагруженной опоре 1.

Эквивалентная нагрузка вычисляется по формуле:

Рэ = (Х x V x Pr1 + Y x Pa) x Кб x Кт,

где - Pr1 = 2325,6 H - радиальная нагрузка; Pa = Fa = 0 H - осевая нагрузка; V = 1 (вращается внутреннее кольцо подшипника); коэффициент безопасности Кб = 1 (см. табл. 9.19[1]); температурный коэффициент Кт = 1 (см. табл. 9.20[1]).

Отношение 0; этой величине (по табл. 9.18[1]) соответствует e = 0.

Отношение =0 ? e; тогда по табл. 9.18[1]: X = 1; Y = 0.

Тогда: Pэ = (1 x 1 x 2325,6 + 0 x 0) x 1 x 1 = 2325,6 H.

Расчётная долговечность, млн. об. (формула 9.1[1]):

L = = 5480 млн. об.

Расчётная долговечность, ч.:

Lh = 320074 ч, что больше заданного.

10.3 Тихоходный вал

Выбираем шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ 8338-75) 312 легкой серии со следующими параметрами:

d = 60 мм - диаметр вала (внутренний посадочный диаметр подшипника);

D = 130 мм - внешний диаметр подшипника;

C = 81,9 кН - динамическая грузоподъёмность;

Co = 48 кН - статическая грузоподъёмность.

Радиальные нагрузки на опоры:

Pr1 = 2325,6 H;

Будем проводить расчёт долговечности подшипника по наиболее нагруженной опоре 1.

Эквивалентная нагрузка вычисляется по формуле:

Рэ = (Х x V x Pr1 + Y x Pa) x Кб x Кт,

где - Pr1 = 2325,6 H - радиальная нагрузка; Pa = Fa = 0 H - осевая нагрузка; V = 1 (вращается внутреннее кольцо подшипника); коэффициент безопасности Кб = 1 (см. табл. 9.19[1]); температурный коэффициент Кт = 1 (см. табл. 9.20[1]).

Отношение 0; этой величине (по табл. 9.18[1]) соответствует e = 0.

Отношение =0 ? e; тогда по табл. 9.18[1]: X = 1; Y = 0.

Тогда: Pэ = (1 x 1 x 2325,6 + 0 x 0) x 1 x 1 = 2325,6 H.

Расчётная долговечность, млн. об. (формула 9.1[1]):

L = = 43676 млн. об.

Расчётная долговечность, ч.:

Lh = 10026717 ч, что больше заданного.



11. Уточненный расчёт валов

11.1 Расчёт 1-го вала

Крутящий момент на валу Tкр. = 43000 Hxмм.

Для данного вала выбран материал: сталь 45. Для этого материала:

- предел прочности уb = 515,45 МПа;

- предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба

у-1 = 0,43 x уb = 0,43 x 515,45 = 221,64 Мпа;

- предел выносливости стали при симметричном цикле кручения

ф-1 = 0,58 x у-1 = 0,58 x 221,64 = 128,55 Мпа.

Диаметр вала в данном сечении D = 25 мм. Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом (см. табл. 8.7[1]).

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

Sу =

- амплитуда цикла нормальных напряжений:

уv = 3,93 Мпа,

здесь 

Wнетто = 38330 мм3

- среднее напряжение цикла нормальных напряжений:

уm = 0 Мпа, Fa = 0 Мпа - продольная сила,

- ш_у = 0,2 - см. стр. 164[1];

- в = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1];

- у = 2,4 - находим по таблице 8.7[1];

Тогда:

Sу = 22,79.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

Sу = где:

- амплитуда и среднее напряжение от нулевого цикла:

уv = уm = 7 Мпа,

здесь



Wк нетто = 3066 мм3

- шt = 0.1 - см. стр. 166[1];

- в = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1].

- = 1,84 - находим по таблице 8.7[1];

Тогда:

Sу = 9,2.

Результирующий коэффициент запаса прочности:

S = = 2,15

Расчётное значение получилось больше минимально допустимого [S] = 2,5. Сечение проходит по прочности.

11.2 Расчёт 2-го вала

Крутящий момент на валу Tкр. = 230000 Hxмм.

Для данного вала выбран материал: сталь 45. Для этого материала:

- предел прочности уb = 515,45 МПа;

- предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба

у-1 = 0,43 x уb = 0,43 x 515,45 = 221,64 Мпа;

- предел выносливости стали при симметричном цикле кручения



ф-1 = 0,58 x у-1 = 0,58 x 221,64 = 128,55 Мпа.

Диаметр вала в данном сечении D = 25 мм. Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом (см. табл. 8.7[1]).

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

Sу =

- амплитуда цикла нормальных напряжений:

уv = 59,6 Мпа,

здесь

Wнетто = 6280 мм3

- среднее напряжение цикла нормальных напряжений:

уm = 0 Мпа, Fa = 0 Мпа - продольная сила,

- шу = 0,2 - см. стр. 164[1];

- в = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1];

- у = 2,7- находим по таблице 8.7[1];

Тогда:

Sу = 1,34.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

Sу = где:

- амплитуда и среднее напряжение от нулевого цикла:

уv = уm = 12,7 Мпа,

здесь

Wк нетто = 12560 мм3

- шt = 0.1 - см. стр. 166[1];

- в = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1].

- = 2,02 - находим по таблице 8.7[1];

Тогда:

Sу = 4,64.

Результирующий коэффициент запаса прочности:



S = = 1,28

Расчётное значение получилось больше минимально допустимого [S] = 2,5. Сечение проходит по прочности.

11.3 Расчёт 3-го вала

Крутящий момент на валу Tкр. = 869700 Hxмм.

Для данного вала выбран материал: сталь 45. Для этого материала:

- предел прочности уb = 515,45 МПа;

- предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба

у-1 = 0,43 x уb = 0,43 x 515,45 = 221,64 Мпа;

- предел выносливости стали при симметричном цикле кручения

ф-1 = 0,58 x у-1 = 0,58 x 221,64 = 128,55 Мпа.

Диаметр вала в данном сечении D = 60 мм. Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом (см. табл. 8.7[1]).

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

Sу =

- амплитуда цикла нормальных напряжений:



уv = 54 Мпа,

здесь

Wнетто = 21195 мм3

- среднее напряжение цикла нормальных напряжений:

уm = 0 Мпа, Fa = 0 Мпа - продольная сила,

- шф = 0,2 - см. стр. 164[1];

- в = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1];

- у = 3,3 - находим по таблице 8.7[1];

Тогда:

Sу = 1,2.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

Sу = где:

- амплитуда и среднее напряжение от нулевого цикла:



уv = уm = 10,26 Мпа,

здесь

Wк нетто = 42390 мм3

- шt = 0.1 - см. стр. 166[1];

- в = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1].

- = 2,38 - находим по таблице 8.7[1];

Тогда:

Sу = 4,9.

Результирующий коэффициент запаса прочности:

S = = 1,16

Расчётное значение получилось больше минимально допустимого [S] = 2,5. Сечение проходит по прочности.

12. Выбор сорта масла

Смазывание элементов передач редуктора производится окунанием нижних элементов в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение элемента передачи примерно на 10-20 мм. Объём масляной ванны V определяется из расчёта 0,25 дм3 масла на 1 кВт передаваемой мощности:

V = 0,25 x 7,5 = 1,875 дм3.

По таблице 10.8[1] устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях уH = 505,88 МПа и скорости v = 3 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 28 x 10-6 м/с2. По таблице 10.10[1] принимаем масло индустриальное И-30А (по ГОСТ 20799-75*).

Выбираем для подшипников качения пластичную смазку УТ-1 по ГОСТ 1957-73 (см. табл. 9.14[1]). Камеры подшипников заполняются данной смазкой и периодически пополняются ей.

13. Технология сборки редуктора

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку производят в соответствии с чертежом общего вида редуктора, начиная с узлов валов.

На валы закладывают шпонки и напрессовывают элементы передач редуктора. Подшипники следует насаживать, предварительно нагрев в масле до 80-100 градусов по Цельсию, последовательно с элементами передач. Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу. После этого в подшипниковые камеры закладывают смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок, регулируют тепловой зазор. Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают манжетные уплотнения. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышку винтами. Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой, закрепляют крышку болтами. Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.

Заключение

При выполнении курсового проекта по “Деталям машин” были закреплены знания, полученные за прошедший период обучения в таких дисциплинах как: теоретическая механика, сопротивление материалов, материаловедение.

Целью данного проекта является проектирование привода цепного конвейера, который состоит как из простых стандартных деталей, так и из деталей, форма и размеры которых определяются на основе конструкторских, технологических, экономических и других нормативов.

В ходе решения поставленной передо мной задачей, была освоена методика выбора элементов привода, получены навыки проектирования, позволяющие обеспечить необходимый технический уровень, надежность и долгий срок службы механизма.

Опыт и навыки, полученные в ходе выполнения курсового проекта, будут востребованы при выполнении, как курсовых проектов, так и дипломного проекта.

Можно отметить, что спроектированный редуктор обладает хорошими свойствами по всем показателям.

По результатам расчета на контактную выносливость действующие напряжения в зацеплении меньше допускаемых напряжений.

По результатам расчета по напряжениям изгиба действующие напряжения изгиба меньше допускаемых напряжений.

Расчет вала показал, что запас прочности больше допускаемого.

Необходимая динамическая грузоподъемность подшипников качения меньше паспортной.

При расчете был выбран электродвигатель, который удовлетворяет заданные требования.



Список использованной литературы

1. Чернавский С.А., Боков К.Н., Чернин И.М., Ицкевич Г.М., Козинцов В.П. 'Курсовое проектирование деталей машин': Учебное пособие для учащихся. М.:Машиностроение, 1988 г., 416с.

2. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. 'Конструирование узлов и деталей машин', М.: Издательский центр 'Академия', 2003 г., 496 c.

3. Шейнблит А.Е. 'Курсовое проектирование деталей машин': Учебное пособие, изд. 2-е перераб. и доп. - Калининград: 'Янтарный сказ', 2004 г., 454 c.: ил., черт. - Б.ц.

Размещено на Allbest.ru

...