Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Реферат

привод передача зубчатый

ЗУБЧАТАЯ ПЕРЕДАЧА, ВАЛ, ДВИГАТЕЛЬ, СМАЗКА, КОЛЕСО, ШЕСТЕРНЯ, МОДУЛЬ, ШПОНКА.

Целью выполнения курсового проекта является проектирование привода передвижения мостового крана.

Произведены кинематические и силовые расчеты привода. По современным методикам проведены проектные и проверочные расчеты открытой зубчатой цилиндрической передачи и закрытой цилиндрической передачи, расчет валов, подшипников, корпуса редуктора. Расчет должен обеспечить необходимую работоспособность отдельных узлов, а также экономическую целесообразность их изготовления.

В результате спроектирован привод оптимальных размеров и долговечностью узлов не менее 10000 часов.

Графическая часть включает:

- сборочный чертеж редуктора - 1 лист А1;

- чертежи деталей - 1 лист А1.

Введение

Редуктором называется механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного органа и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.

Назначение редуктора - понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.

Применение редукторов обусловлено экономическими соображениями. Масса и стоимость двигателя при одинаковой мощности понижаются с увеличением его быстроходности. Оказывается, экономически целесообразным применение быстроходных двигателей с понижающей передачей, вместо тихоходного двигателя без передачи. Наиболее широко используются асинхронные двигатели с частотой 750 и 1500 оборотов в минуту.

Редуктор состоит из корпуса, в котором размещают элементы передачи - зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д.

Редукторы классифицируют по следующим основным признакам: типу передачи (зубчатые, червячные или зубчато-червячные); числу ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые и т.д.); типу зубчатых колес (цилиндрические, конические и т.д.); относительному расположению валов в пространстве (горизонтальные, вертикальные); особенностям кинематической схемы (развернутая, соосная, с раздвоенной ступенью и т.д.). В данном проекте разрабатывается одноступенчатый зубчатый цилиндрическийвертикальный редуктор.

Зубчатые передачи являются основным видом передач в машиностроении. Их основные преимущества: высокая нагрузочная способность, и, как следствие, малые габариты; большая долговечность и надежность работы; высокий КПД; постоянство передаточного отношения; возможность применения в широком диапазоне мощностей, скоростей, передаточных отношений. Недостатки: шум при работе, невозможность бесступенчатого изменения передаточного числа, незащищенность при перегрузках, возможность возникновения значительных динамических нагрузок из-за вибрации.

Подшипники служат опорами для валов. Они воспринимают радиальные и осевые нагрузки, приложенные к валу, и сохраняют заданное положение оси вращения вала. В данном редукторе используются шариковые радиально-упорные подшипники, которые воспринимают радиальную и осевую нагрузки в цилиндрической зубчатой передаче.

1. Краткое описание работы привода

Рисунок 1.1 - Кинематическая схема привода механизма передвижения мостового крана

Привод передвижения мостового крана (рисунок 1.1) состоит из электродвигателя, передающего крутящий момент на входной вал редуктора через упругую муфту. Редуктор - зубчатый цилиндрический вертикальный. На ведомом валу редуктора установлена шестерня зубчатой цилиндрической открытой передачи, передающая вращение на приводной вал, на котором установлены колеса крана.

Исходные данные для проектирования:

- сила сопротивления движению кранаF_t = 3,0 кН,

- окружная скорость ходового колеса v = 1,35 м/с,

- диаметр колеса D = 400 мм.

2. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

Мощность на приводном валу и частота его вращения

Общий КПД привода [5, c.12]:

, (2.1)

где - КПД зубчатой цилиндрической закрытой передачи,

- КПД пары подшипников качения,

- КПД муфты,

- КПД зубчатой цилиндрической открытой передачи.

.

Требуемая мощность электродвигателя:

. (2.2)

Передаточные числа передач привода по рекомендациям [5]:

(2.3)

Требуемая частота вращения электродвигателя

 (2.4)

Выбираем электродвигатель из условия . Принимаем электродвигатель 4А132М8У3 (мощность Р_эд = 5,5 кВт, частота вращения ротора n_эд = 720 мин^-1) [5, таблица 16.7.1].

Фактическое передаточное число

. (2.5)

Принимаем передаточное число редуктора .

Тогда передаточное число открытой передачи

(2.6)

Частоты вращения валов

Угловые скорости на валах

Мощности на валах привода

Крутящие моменты на валах привода

Таблица 2.1 - Результаты кинематического расчета

№ вала	Р, кВт	n, мин-1	Т, Нм	щ, с-1
1	4,62	720,0	61,30	75,36
2	4,49	720,0	59,60	75,36
3	4,35	180,0	230,90	18,84
4	4,05	64,50	600,0	6,75

3.Расчет открытой передачи

Исходные данные:

Частота вращения ; угловая скорость ; крутящий момент , передаточное число передачи U = 9.

Открытые передачи рассчитывают только на выносливость зубьев при изгибе, так как абразивный износ поверхностей зубьев происходит быстрее, чем усталостное контактное выкрашивание.

3.1 Выбор материала и определение допускаемых напряжений

Зубчатые колеса редукторов в большинстве случаев изготавливают из углеродистой или легированной конструкционной стали. При выборе марки стали учитывают передаваемый крутящий момент, назначение и тип передачи, требования к габаритам и массе, технологию изготовления, экономическую целесообразность.

Для шестерни и колеса принимаем материал [1] c 29,таблица 3.1 одной марки, а необходимую твердость обеспечивается различной термообработкой.

Выбираем материал шестерни: сталь 45, 280 НВ, нормализация.

Предел прочности у_в 600 МПа.

Предел текучести у_T 320 МПа.

Выбираем материал колеса: сталь 45, 240 НВ, нормализация.

3.2 Проектировочный расчет открытой зубчатой передачи на выносливость при изгибе

Ориентировочное значение модуля m вычисляют по формуле [1] c.41:

(3.1)

где - вспомогательный коэффициент, принимаем = 14;

- крутящий момент на валу шестерни рассматриваемой зубчатой пары, Н·м (таблица 2.1);

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине зубчатого венца [1] c 35,рисунок 3.2;

- число зубьев шестерни (см. выше);

- коэффициент, учитывающий форму зуба, для шестерни [1] c 40,рисунок 3.3;

- коэффициент ширины зубчатого венца ; [1] c 35,(рисунок 3.2);

[у_F1] - допускаемые напряжения изгиба зубьев рассчитываем по формуле (для шестерни) [1] c 32 формула (3.2), МПа:

(3.2)

где - предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующей эквивалентному числу циклов перемены напряжений [1] c 32, МПа:

 (3.3)

- предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений,[1] c 35 таблица 3,2 МПа;

- коэффициент, учитывающий влияние шлифования переходной поверхности зуба, [1] c32;

- коэффициент, учитывающий влияние деформационного упрочнения или электрохимической обработки переходной поверхности зубьев [1] c32;

- коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки [1] c32;

- коэффициент долговечности [1] c32;

- коэффициент безопасности [1] c 32;

(3.4)

где - определяется в зависимости от заданной вероятности неразрушения и обработки материала [1] c 29 таблица 3,1;

- определяется в зависимости от способа получения заготовки зубчатого колеса [1] c 29 таблица 3,1;

- коэффициент, учитывающий градиент напряжения и чувствительность к концентрации напряжений, [1] c 33 рисунок 3.1;

Y_R - коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности, [1] c33;

- коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса, [1, с.33]

Подставим полученные значения подставим в формулу (3.1):

мм.

Принимаем стандартный модуль m=5 мм по [1] c 36 таблица 3.5.

Для стандартного значения модуля уточняют начальные диаметры шестерни и колеса [1] c 36:

(3.5)

(3.6)

Межосевое расстояние [1] c 36:

(3.7)

Окружная скорость, м/с [1] c 36:

(3.8)

Рабочую ширину венца, мм [1] c 37:

(3.9)

(3.10)

3.3 Проверочный расчет зубьев на выносливость при изгибе

Расчетные напряжения изгиба зубьев (МПа) определяют по [1] c 40 формуле (3.5):

 (3.11)

где - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, = 1 [1] c 40;

- коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении [1] c. 39, таблица 3.7 ;

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца [1] c 32 рисунок 2.3 ;

- коэффициент, учитывающий форму зуба [1] c 40 рисунок 3.3

- коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев, = 1[1] c 40;

- коэффициент, учитывающий наклон зуба, = 1[1] c 40;

- крутящий момент на валу Нм (таблица 2.1).

Полученные данные подставим в формулу (3.11)

Условие соблюдено:

(3.12)

3.4 Определение параметров зубчатых колес

Основные параметры зубчатых колес представлены на рисунке 3.1.

Высота головки зуба [1] c 98:

мм (3.13)

Высота ножки зуба[1] c 98:

мм (3.14)

Высота зуба[1] c 98:

мм (3.15)

Диаметр окружности вершин зубьев[1] c 98:

мм (3.16)

мм (3.17)

Рисунок 3.1 - Основные параметры цилиндрических зубчатых колес

Диаметр окружности впадин зубьев [1] c 98:

мм (3.18)

мм (3.19)

Толщина обода [1] c 98:

мм (3.20)

Диаметр ступицы [1] c 98:

мм (3.21)

мм (3.22)

где d_вi- диаметр вала под ступицей колеса (шестерни) [1] c 98;

(3.23)

(3.24)

где Т ? крутящий момент на рассматриваемом валу, Н·мм [таблица 2.1];

[ф_к] ? пониженные допускаемые напряжения кручения, Н/ммІ [1] c 111.

Длина ступицы [1] c 98:

мм (3.25)

мм (3.26)

Толщина диска связывающего ступицу и обод [1] c98:

мм (3.27)

Внутренний диаметр обода [1] c 98:

мм (3.28)

мм (3.29)

Диаметр отверстий в диске (колеса) [1] c 98:

мм (3.30)

Диаметр окружности центров отверстий [1] c 98:

мм (3.31)

Ширина уклона [1] c 98:

(3.32)

Толщина выступа [1] c 98:

(3.33)

Максимальная ширина спицы [1] c 98:

(3.34)

Минимальная ширина спицы [1] c 98:

(3.35)

3.5 Усилия в зацеплении

Определение усилий в зацеплении зубчатых колес необходимо для расчета валов и подбора подшипников. Направления сил показано на рисунке 3.2.

Рисунок 3.2 Силы зацепления цилиндрических зубчатых колес

Окружная сила для шестерни [1] c.42:

Н (3.36)

Окружная сила для колеса [1] c 42:

Н (3.37)

Радиальная сила для шестерни [1] c 42:

Н (3.38)

Радиальная сила для колеса [1] c 42:

Н (3.39)

где Т - крутящий момент на валу, Н·мм;

- диаметр начальной окружности, мм;

- угол зацепления (стандартный = 20^о).

4. Расчет закрытой передачи

4.1 Выбор материала

В качестве материала для изготовления зубчатых колес и шестерен используем сталь 40Х. Твердость для колеса принимаем 270 НВ, а для шестерни - 300 НВ с учетом того, что разница между этими значениями должна составлять 20…40 единиц.

Механические свойства: предел прочности у_в = 1000 МПа, предел текучестиу_Т = 800 МПа.

4.2 Определение допускаемых напряжений

Допускаемые контактные напряжения, МПа

, (4.1)

у_Hlim - предел контактной выносливости поверхности зубьев, соответствующий эквивалентному числу циклов перемены напряжений, МПа;

, (4.2)

у_Hlimb = 2•НВ + 70 - предел контактной выносливости поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений;

K_Н1 - коэффициент долговечности ( K_Н1 = 1);

S_Н - коэффициент безопасности ( S_Н = 1,1);

Z_R - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхностей;

Z_V - коэффициент, учитывающий окружную скорость;

K_L - коэффициент, учитывающий влияние смазки;

K_XH - коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса.

Для проектировочного расчета по ГОСТ 21354-75 значение коэффициентов Z_R • Z_V • K_L •K_XH принимаем равными 0.9.

Определяем допускаемое напряжение для шестерни и колеса одновременно:

у_Hlimb1 = 2•300 + 70 = 670 МПа.

у_Hlimb2 = 2•270 + 70=610 МПа.

МПа.

МПа.

МПа.

В качестве допускаемого контактного напряжения принимаем:

МПа -для косозубого зацепления.

Допускаемые напряжения на выносливость зубьев при изгибе определяем по формуле:

(4.3)

где Y_S - коэффициент, учитывающий градиент напряжения и чувствительности материала и концентрации напряжений ( Y_S = 1);

Y_R - коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности(Y_R = 1);

K_XF- коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса (K_XF = 1);

(4.4)

у_Flimb - предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений

у_Flimb = 1,8НВ=1,8*300 = 540 МПа - шестерня,

у_Flimb = 1,8*270=486 МПа - колесо.

K_Fб- коэффициент, учитывающий влияние шлифования переходной поверхности зуба (K_Fб = 1,1);

K_Fв - коэффициент, учитывающий деформационное упрочнение или электрохимическую обработку переходной поверхности (K_Fв = 1);

K_FO - коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки (K_FO = 1);

K_F1 - коэффициент долговечности (K_F1 =1);

S_F - коэффициент безопасности;

(4.5)

- коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала зубчатого колеса и ответственность зубчатой передачи ( = 1.75);

- коэффициент, учитывающий способ получения заготовки( = 1.1)

S_F = 1,751,1 = 1,925

Производим расчет допускаемого напряжения на выносливость при изгибе для шестерни:

МПа

МПа

Производим расчет допускаемого напряжения на выносливость при изгибе для колеса:

МПа

МПа

Проектировочный расчет закрытых цилиндрических зубчатых передач на контактную выносливость

Определяем ориентировочное значение начального делительного диаметра для шестерни:

(4.6)

K_d - вспомогательный коэффициент (для косозубых передач K_d = 675);

K_А - коэффициент внешней динамической нагрузки ( K_А = 1);

Т₁ - исходная расчетная осевая нагрузка ( Т₁ = 59,6 Н•м);

Ш_bd - коэффициент ширины зубчатого венца (для косозубых передач Ш_bd = 0,6);

K_Hв - коэффициент, учитывающий неравномерность нагрузки по ширине венца ( K_Hв = 1,04)

МПа

мм.

Определяем начальный делительный диаметр зубчатого колеса:

(4.7)

мм.

Определяем ориентировочное значение межосевого расстояния:

 (4.8)

мм

Принимаем а_w = 125 мм.

Модуль принимаем в зависимости от межосевого расстояния:

(4.9)

мм;

мм.

Принимаем модуль, равный ближайшему стандартному значению по ГОСТ 9563 - 60 m_n = 2,5 мм.

Определяем число зубьев шестерни

,

в - угол наклона линии зуба ( первоначально принимаем в = 15^°);

; принимаем z₁=19.

Далее уточняем основные параметры зубчатой передачи в связи с принятым значением модуля по ГОСТу и округлением числа зубьев зубчатых колес до целых чисел.

Уточняем передаточное число

(4.10)



Уточняем угол наклона линии зуба:

(4.11)

.

Определяем уточненный диаметр начальной делительной окружности:

(4.12)

1) шестернямм;

2) колесо мм.

Уточненное межосевое расстояние:

Определяем окружную скорость, м/с:

(4.13)

м/с.

Определяем рабочую ширину венца шестерни и колеса по формулам:

мм

Определяем степень точности в зависимости от назначения передачи, условий ее работы и возможности производства. Принимаем степень точности, равную 8.

4.3 Проверочный расчет на контактную выносливость

Расчетные контактные напряжения в полосе зацепления определяем по формуле:

(4.14)

Z_H - коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев ( Z_H = 1,71);

Z_M - коэффициент, учитывающий механические свойства материала сопряженных зубчатых колес ( Z_M= 275);

Z_E - коэффициент, учитывающий суммарную длину контактной линии ( Z_E = 0,8);

W_Ht - удельная расчетная окружная сила, Н/мм:

 (4.15)

где K_Hб - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями ( K_Hб = 1.07 );

K_Hв - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца ( K_Hв = 1,04 );

K_HV - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении

(K_HV = 1,01).

;

МПа.

Проверяем условие: ,

.

Условие прочности выполняется.

4.4 Проверочный расчет зубьев на выносливость при изгибе

Расчетное напряжение при изгибе определяется по формуле:

(4.16)

где K_Fбс - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями ( K_Fб = 1)

K_Fвс - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине (K_Fв = 1.08)

K_FVс - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку возникающую в зацеплении ( K_HV = 1,3).

Y_F - коэффициент, учитывающий форму зуба в зависимости от

эквивалентного числа зубьев ( )

Y_F = 3.7для колеса,Y_F = 3.9 для шестерни

Y - коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев ( Y = 1 );

Y_в - коэффициент, учитывающий наклон зуба

Проверочный расчет зубчатой передачи на выносливость при изгибе производим для менее прочного звена: шестерни или колеса. Для этого необходимо определить отношение у_FP/Y_F для шестерни и колеса и проверку на выносливость производим для того звена, у которого это соотношение меньше

Сравниваем соотношения для шестерни и колеса

шестерняколесо.

Дальнейший расчет проводим для колеса:

МПа

Так как , то условие прочности выполняется.

4.5 Определение основных параметров зубчатого колеса

1) Высота головки зуба

(4.17)

мм ;

2) Высота ножки зуба

,(4.18)

мм ;

3)Высота зуба

(4.19)

мм ;

4) Диаметр окружности вершин зубьев

(4.20)

мм;

мм.

5) Диаметр окружности впадин зубьев

(4.21)

мм;

мм.

Рисунок 4.1? Основные параметры зубчатого колеса

Толщина обода

(4.22)

мм;

Диаметр ступицы

(4.23)

; Принимаем 80 мм.

Длина ступицы

(4.24)

мм;

Диаметр вала под ступицей колеса

Толщина диска, связывающего ступицу и обод:

мм; Принимаем 8,5 мм.

Внутренний диаметр обода

(4.25)

мм;

Принимаем 178 мм.

Диаметр отверстий в диске

(4.26)

==39,2мм;

Принимаем 38 мм

Диаметр окружности центров отверстий

(4.27)

мм;

Принимаем 128 мм.

На торцах зубьев выполняют фаски размером f=(0,6 с округлением до стандартного значения:

.

Принимаем f = 1,0 мм. Угол фаски б_ф = 45^°.

4.6 Усилия в зацеплении

Определение усилий в зацеплении косозубой цилиндрической передачи необходимо для расчета валов и подбора подшипников.

Окружные силы:

(4.28)

Н.

Радиальные силы:

 (4.29)

где б_w - угол зацепления ( стандартный б_w = 20^°);

в - угол наклона линии зуба ( в = 18,2^°).

Н ;

Осевые силы:

(4.30)

Н.

Таблица 4.1 - Результаты расчетов зубчатой передачи

Наименование параметра	Значение
Модуль m	2,5
Межосевое расстояние aw	125
Делительный диаметр d1/d2	50/200
Диаметр выступов da1/da2	55/205
Диаметр впадин df1/df2	43,75/193,75
Числозубьев z1/z2	19/76
Ширина зубчатого венца b1/b2	44/40

5. Выбор конструкций корпусных деталей и их расчет

Корпус редуктора выполняем литым из чугуна марки СЧ 15 ГОСТ 1412-85. Т.к. по условию редуктор вертикальный, то корпус выполняем полым, который закрывается в обеих сторон крышками и уплотняется прокладками. Толщина стенок корпуса и крышки.

(5.1)

Принимаем 8 мм.

Толщина поясов корпуса и крышки.

= 1,5 (5.2)

нижнего пояса

(5.3)

Принимаем 21мм

Диаметры болтов.

фундаментных

= 2(5.4)

Принимаем болты М16,

крепящих крышку и корпус

= 1,5 (5.5)

Принимаем болты М12.

соединяющих крышку с фланцами

= (5.6)

Принимаем болты М8.

Расчет производился в соответствии с таблицей 6.18 [1].

6. Выбор конструкции и ориентировочный расчет валов

При проектном расчете определяется диаметр выходного конца вала или диаметр под шестерней для промежуточных валов. Расчет ведется на чистое кручение по пониженным допускаемым напряжениям:

,(6.1)

где Т - крутящий момент на валу, Н•мм ;

- допускаемое напряжение на кручение.

Для определения диаметра выходных концов валов принимаем .

Диаметр выходного конца быстроходного вала (рисунок 6.1):

.

Принимаем .

Диаметр выходного конца тихоходного вала:

.

Принимаем .

Диаметры валов под подшипники качения:

Диаметры остальных участков валов назначаются конструктивно (таблица 9.1).



Рисунок 6.1 - Эскизы валов редуктора: а) быстроходного,

б) тихоходного

7. Выбор подшипников и эскизная компоновка редуктора

В цилиндрической передаче редуктора кроме радиальных нагрузок на валы действуют также и осевые нагрузки, при этом отношение осевых нагрузок к радиальным превышает 30%, поэтому необходимо устанавливать радиально-упорные подшипники (рисунок 7.1).

Исходя из себестоимости, выбираем шариковые радиально-упорные подшипники.

На основании принятых диаметров валов под подшипники, производим выбор подшипников по размерам, результаты сводим в таблицу 7.1.

Компоновочная схема ( рисунок 7.2 )

Таблица 7.1 - Характеристики подшипников

Условное обозначение подшипника	d	D	B	Грузоподъемность, кН
	Размеры, мм	С	С0
36207	35	72	17	25,5	13,7
36210	50	90	20	50,0	19,8

Рисунок 7.1 - Шариковый радиально-упорный подшипник

Компоновочная схема производится в тонких линиях . Выполнение начинается с того, что выставляем принятое межосевое расстояние, и рисуются оси. Условно прямоугольниками чертим пару зубчатых зацеплений. Отступая от колёс, вычерчиваем внутренний контур корпуса. Исходя из проектного расчёта, чертим валы. Считаем расстояния между опорами. Вычерчиваем ступени валов. Ставим шпонки и рассчитываем геометрические параметры зубчатых колёс и их ступиц. Выбираем подшипники. Устанавливаем подшипники и фиксирующие втулки. Ставим крышки с количеством болтов, зависимым от диаметра отверстий.

Рисунок 7.2 - Компоновочная схема

8. Проверочные расчеты валов, подшипников, шпоночных соединений

8.1 Расчет ведущего вала

Определяем реакции опор валов из уравнений равновесия.

Момент при переносе силы F_a:

Плоскость XZ:

: ;

.

: ;

.

Проверка:

:

.

Плоскость YZ:

: ;

;

: ;

Проверка:

:

.

Суммарные реакции на опорах:

;

.

Рисунок 8.1 - Расчетная схема ведущего вала

Производим расчет для опасного сечения (рисунок 8.1) (канавка для выхода шлифовального круга):

(8.1)

где - коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;

- коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям.

,(8.2)

где - предел выносливости материала вала (сталь 40Х) при симметричных циклах изгиба [2, таблица 3.5];

_а - амплитуде значения нормальных напряжений:

.(8.3)

где - изгибающий момент в сечении:

.

W - момент сопротивления сечения вала:

.

_m = 0 - средние значения нормальных напряжений;

- эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе для выточки при соотношении . [2, таблица 3.6];

= 0,83 - масштабный фактор, т.е. коэффициент, учитывающий влияние поперечных размеров вала [2, таблица 3.7].

_m = 1 - фактор качества поверхности (для шлифованной детали равен 0).

= 0,1 - коэффициенты, характеризующий чувствительность материал к асимметрии цикла нагружения [3, таблица 3.5];

.

,(8.4)

где - предел выносливости материала вала (сталь 40Х) при симметричных циклах изгиба [2, таблица 3.5];

_а, _m - амплитуда и средние напряжения циклов касательных напряжений;

,

где T - крутящий момент на валу,

W_с - полярный момент сопротивления сечения вала:

.

- эффективные коэффициенты концентрации напряжений при кручении для выточки при соотношении .[2, таблица 3.6];

= 0,89 - масштабный фактор, [2, таблица 3.7].

_m = 1 - фактор качества поверхности (для шлифованной детали равен 0).

= 0,05 - коэффициенты, характеризующий чувствительность материал к асимметрии цикла нагружения [3, таблица 3.5];

.

Тогда коэффициент запаса прочности равен:

.

, что больше .

8.2 Расчет ведомого вала

Момент при переносе силы F_a:

Плоскость XZ:

: ;

.

: ;

.

Проверка:

:

.

Плоскость YZ:

: ;

;

: ;

Проверка:

::

.

Суммарные реакции на опорах:

;

Рисунок 8.2 - Расчетная схема ведомого вала

Производим расчет для опасного сечения (рисунок 8.2) (канавка для выхода шлифовального круга):

(8.5)

где - коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;

- коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям.

, (8.6)

где - предел выносливости материала вала (сталь 45) при симметричных циклах изгиба [2, таблица 3.5];

_а - амплитуде значения нормальных напряжений:

.(8.7)

где - изгибающий момент в сечении:

.

W - момент сопротивления сечения вала:

.

_m = 0 - средние значения нормальных напряжений;

- эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе для выточки при соотношении . [2, таблица 3.6];

= 0,83 - масштабный фактор, т.е. коэффициент, учитывающий влияние поперечных размеров вала [2, таблица 3.7].

_m = 1 - фактор качества поверхности (для шлифованной детали равен 0).

= 0,1 - коэффициенты, характеризующий чувствительность материал к асимметрии цикла нагружения [3, таблица 3.5];

.

,(8.8)

где - предел выносливости материала вала (сталь 45) при симметричных циклах изгиба [2, таблица 3.5];

_а, _m - амплитуда и средние напряжения циклов касательных напряжений;

,

где - крутящий момент на валу,

W_с - полярный момент сопротивления сечения вала:

.

- эффективные коэффициенты концентрации напряжений при кручении для выточки при соотношении .[2, таблица 3.6];

= 0,89 - масштабный фактор, [2, таблица 3.7].

_m = 1 - фактор качества поверхности (для шлифованной детали равен 0).

= 0,05 - коэффициенты, характеризующий чувствительность материал к асимметрии цикла нагружения [3, таблица 3.5];

.

Тогда коэффициент запаса прочности равен:

.

, что больше .

8.3 Расчет подшипников ведущего вала

Производим расчет шарикового радиально-упорного подшипника 36207.

Подшипник	d, мм	D, мм	C, Н
36207	35	72	25500

Эквивалентная динамическая нагрузка

,(8.9)

где X - коэффициент радиальной нагрузки, V - коэффициент вращения кольца(V = 1 при вращении относительно нагрузки внутреннего колеса), F_r - радиальная нагрузка на подшипник, Y - коэффициент осевой нагрузки, F_a - осевая нагрузка на подшипник, = 1 - коэффициент безопасности, - коэффициент влияния температуры (при ).

Суммарные реакции на опорах , .

Осевая сила на валу .

[5, таблица 7.5.2]

Осевая составляющая радиальной нагрузки:

;

.

Т.к. и , то

;

.

Определяем значения X и Y:

, тогда X=0,56, Y=1,5.

, тогда X=0,56, Y=1,5.

Тогда эквивалентная динамическая нагрузка равна:

;

.

Т.к. , то расчет долговечности ведем по первому подшипнику.

(8.10)

где - частота вращения вала;

- динамическая грузоподъемность [4, таблица 16.9];

p - показатель степени (p = 3 для шариковых подшипников).

.

Долговечность подшипника , что больше срока службы редуктора .

8.4 Расчет подшипников ведомого вала

Производим расчет шарикового радиально-упорного подшипника 36210.

Подшипник	d, мм	D, мм	C, Н
36210	50	90	50000

Эквивалентная динамическая нагрузка:

, (8.11)

Суммарные реакции на опорах

,

.

Осевая сила на валу

.

[5, таблица 7.5.2]

Осевая составляющая радиальной нагрузки:

;

.

Т.к. и , то

;

.

Определяем значения X и Y:

, тогда X=0,4, Y=1,2

, тогда X=0,4, Y=1,2.

Тогда эквивалентная динамическая нагрузка равна:

;

.

Т.к. , то расчет долговечности ведем по первому подшипнику.

(8.12)

где - частота вращения вала;

- динамическая грузоподъемность [4, таблица 16.9];

p - показатель степени (p=3 для шариковых подшипников).

.

Долговечность подшипника , что больше расчетного срока службы редуктора .

8.5 Методика расчета шпоночных соединений

Для закрепления на валах зубчатого колеса, муфты и шестерни применены призматические шпонки, выполненные по ГОСТ 23360-78 (рисунок 8.3).

Так как высота и ширина призматических шпонок выбираются по стандартам, расчет сводится к проверке размеров по допускаемым напряжениям при принятой длине [2, с. 73]:

,(8.13)

где T - крутящий момент на валу,;

d - диаметр вала, мм;

h - высота шпонки, мм;

t₁ - заглубление шпонки в валу, мм;

l - полная длина шпонки, мм;

b - ширина шпонки, мм.

Рисунок 8.3 - Шпоночное соединение

8.6 Шпонка под муфтой

Для заданного диаметра вала () выбираем сечение призматической шпонки , [5, таблица 9.1.2]. Принимаем длину шпонки Тогда:

, что меньше предельно допустимых

Принимаем шпонку 8740 ГОСТ 23360-78.

8.7 Шпонка под колесом

Для заданного диаметра вала () выбираем сечение призматической шпонки , [5, таблица 9.1.2]. Принимаем длину шпонки Тогда:

, что меньше предельно допустимых

Принимаем шпонку 161050 ГОСТ 23360-78.

8.8 Шпонка под шестерней

Для заданного диаметра вала () выбираем сечение призматической шпонки , [5, таблица 9.1.2]. Принимаем длину шпонки Тогда:

, что меньше предельно допустимых

Принимаем шпонку 12850 ГОСТ 23360-78.

9. Выбор способа смазки, контроля и смазочных материалов для передач и подшипников

Так как окружные скорости редуктора не превышают 12 м/с, то смазывание зубчатых колес может осуществляться картерным способом, т.е. окунанием зубчатых колес в масло, заливаемое внутрь корпуса.

Из конструктивных соображений принимаем количество масла, заливаемого в редуктор, 1 литр. Это количество масла удовлетворяет условию 0,5 - 0,8 литра масла на 1 кВт передаваемой мощности. Контроль уровня масла ведется с помощью маслоуказателя.

Рекомендуемое значение вязкости масла при и окружной скорости до 8 м/с составляет [10, таблица 10.8]. Исходя из этого, выбираем для смазки масло И-70А ГОСТ 20799-75.

Для смазки подшипников применяем картерное масло.

Список использованных источников

1. Детали машин и основы конструирования; Дулевич А.Ф. и др., Мн., 2004г.

2. Курсовое проектирование деталей машин, часть 2; А.В.Кузьмин, Н.Н.Макейчик, В.Ф. Калачёв и др. - Мн.: Высшая школа, 1982г.

3. Детали машин; М.Н.Иванов - 5-е изд., - М.: Высшая школа., 1991г.

4. Расчёты Деталей Машин; А.В.Кузьмин, И.М.Чернин, Б.С.Козинцов.-Мн.:Вышая.школа.,1986г.

5. Детали машин, проектирование; Л.В.Курмаз, А.Т.Скойбеда. - Мн.: УП «Технопринт», 2001г.

6. Детали машин. Курсовое проектирование: Учеб. пособие для машиностроит. спец. техникумов; Дунаев П.Ф. Леликов О.П. - М.: Высшая школа, 1984г.

7. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя: В 3-х т.; Анурьев В.И. - 8-е изд., перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 2001г.

8. Детали машин и основы конструирования ; А.Т. Скойбеда, А.В. Кузьмин. - Мн.: Вышэйшая школа, 2000г.

9. Дунаев П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин. - М.: Высшая школа, 1978г.

10. Атлас конструкций деталей и узлов механических приводов: учеб. -методическое пособие для студентов инженерно-технических и химико-технологических специальностей / А. Ф. Дулевич [и др.]. - Минск: БГТУ, 2009. - 104 с.

Размещено на Allbest.ru

...