Размещено на http://www.allbest.ru/

Содержание

Введение

1. Кинематический расчёт

1.1 Определение КПД привода

1.2 Выбор электродвигателя

1.3 Определение передаточных чисел ступеней привода

1.4 Определение частоты вращения валов (об/мин)

1.5 Определение крутящего момента на валах привода

2. Проектирование ремённой передачи

3. Проектирование и расчёт редуктора

3.1 Расчёт цилиндрической, тихоходной ступени

3.1.1 Исходные данные

3.1.2 Выбор твёрдости, термической обработки и материала колёс

3.1.3 Определение допускаемых контактных напряжений

3.1.4 Расчёт межосевого расстояния

3.1.5 Предварительные основные размеры колеса

3.1.6 Модуль передачи

3.1.7 Суммарное число зубьев наклона

3.1.8 Фактическое передаточное число

3.1.9 Силы в зацеплении

3.1.10 Проверка зубьев колёс по напряжениям изгиба

3.2 Расчёт цилиндрической, быстроходной ступени

3.2.1 Выбор твёрдости, термической обработки и материала колёс

3.2.2 Определение допускаемых контактных напряжений

3.2.3 Расчёт межосевого расстояния

3.2.4 Предварительные основные размеры колеса

3.2.5 Модуль передачи

3.2.6 Суммарное число зубьев наклона

3.2.7 Фактическое передаточное число

3.2.8 Диаметры колёс

3.2.9 Силы в зацеплении

3.2.10 Проверка зубьев колёс по напряжениям изгиба

3.3 Компановка редуктора

3.3.1 Вычисление расстояния между деталями передачи

3.3.2 Выбор типа подшипника и схемы их установки

3.3.3 Определение диаметров валов

4. Расчет деталей редуктора

4.1 Расчет тихоходного вала

4.1.1 Исходные данные

4.1.2 Составление расчетной схемы и определение реакции опор

4.1.3 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов

4.1.4 Расчет на статическую прочность вала

4.1.5 Расчет на сопротивление усталости

4.2 Расчет промежуточного вала

4.2.1 Исходные данные

4.2.2 Составление расчетной схемы и определение реакции опор

4.2.3 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов

4.2.4 Расчет на статическую прочность вала

4.2.5 Расчет на сопротивление усталости

4.3 Расчет быстроходного вала

4.3.1 Исходные данные

4.3.2 Составление расчетной схемы и определение реакции опор

4.3.3 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов

4.3.4 Расчет на статическую прочность вала

4.3.5 Расчет на сопротивление усталости

4.4 Расчет подшипников тихоходного вала

4.4.1 Исходные данные

4.4.2 Проверка долговечности по динамической грузоподъемности

4.5 Расчет подшипников промежуточного вала

4.5.1 Исходные данные

4.5.2 Проверка долговечности по динамической грузоподъемности

4.6 Расчет подшипников быстроходного вала

4.6.1 Исходные данные

4.6.2 Проверка долговечности по динамической грузоподъемности

5. Выбор смазочных материалов и системы смазывания передачи

6. Выбор посадок зубчатых колес и подшипников

7. Подбор посадки с натягом колеса на тихоходном валу вала

8. Порядок сборки редуктора и способ регулирования подшипников

9. Подбор муфты

Список литературы

Введение

Создание машин, отвечающих потребностям народного хозяйства, должно предусматривать их наибольший экономический эффект и высокие технико-экономические и эксплуатационные показатели.

Основными требованиями, предъявляемыми к проектируемой машине машине являются: высокая производительность, надежность, технологичность, ремонтопригодность, минимальные габариты и масса, удобство в эксплуатации, экономичность, техническая эстетика. Все эти требования должны быть учтены в процессе проектирования и конструирования.

Цель данного курсового проекта заключается в систематизации, закреплении и расширении теоретических знаний, а также в развитии расчетно-графических навыков студентов; в ознакомлении студентов с конструкциями типовых деталей и узлов, в привитии навыков самостоятельного решения инженерно-технических задач, умения рассчитать и сконструировать механизмы и детали общего назначения на основе полученных знаний из лекционного курса, а также на основе знаний по всем предшествующим дисциплинам.

1. Кинематический расчёт

1.1 Определение КПД привода

привода=рем.бтмуфтыопор =0,950,980,970,970,99= 0,86

рем.= 0,95

б= 0,98

т= 0,97

муфты= 0,97

опор= 0,99

1.2 Выбор электродвигателя

Потребная мощность на выходе привода:

Потребная мощность электродвигателя:

Выбор электродвигателя (стр417;табл 24.9): P=5,5 КВт

1.3 Определение передаточных чисел ступеней привода

Предварительная частота вращения выходного вала редуктора.

вых=

общее передаточное отношение двигателя:

uобщ=

передаточное отношение редуктора:

передаточное отношение быстроходной ступени редуктора:

где uтих - передаточное отношение тихоходной ступени редуктора

1.4 Определение частоты вращения валов (об/мин)

Размещено на http://www.allbest.ru/

Вал №1:

Вал №2:

Вал №3:

Вал №4:

1.5 Определение крутящего момента на валах привода

нм

нм

нм

нм

значение числа оборотов и крутящих моментов на валах двигателя

Таблица 1

№вала	1	2	3	4
n, об/мин	1432	477,3	128,3	44,7
T, нм	29,81	84,96	306,56	853,45

2. Проектирование ремённой передачи

В моём курсовом проекте расчёт ременной передачи был произведён на компьютере с помощью программы REMEN. В расчётах рассматривались три сечения ремня. Сведём результаты расчётов в таблицу.

Сечение ремня	В (Б)
Исходные данные
Мощность на ведущем шкиве, кВт	4,47
Частота вращения ведущего шкива, об/мин	1432
Передаточное отношение передачи	3
Режим нагружения передачи	постоянный
Тип передачи	клиноремённая
Рассчитанные значения
Диаметры шкивов, мм
Ведущего	125
Ведомого	355
Фактическое передаточное отношение	2,87
Угол между ветвями передачи , град	33
Углы обхвата шкивов ремнём, град
Ведущего 1	147
Ведомого 2	213
Ремень	клиновой нормального сечения
Длина ремня, мм	1600
Число ремней	2
Скорость ремня V, м/с	9
Сила предварительного натяжения ремня F0, Н	896
Сила в ветвях работающей передачи, Н
В ведущей ветви F1	1132
В ведомой ветви F2	661
Сила, действующая на валы передачи Fb, Н	1724
Вращающий момент на ведущем валу, Нм	29,5
Число пробегов ремня r, с-1	6
Ресурс ремня L, ч	5000
Межосевое расстояние, мм	407

Определим оптимальное сечение ремня по выделенным характеристикам (сила, действующая на валы передачи Fb, Н; ресурс ремня L, ч; межосевое расстояние, мм). Для того, чтобы передача имела минимальные габариты и имела достаточную долговечность, при небольших нагрузках, действующих на опоры оптимальным сечением является сечение В, при таком сечении комплект передачи состоит из двух ремней.

Натяжение ремня осуществляется путем перемещения двигателя по салазкам.

3. Проектирование и расчёт редуктора

3.1 Расчёт цилиндрической, тихоходной ступени

3.1.1 Исходные данные

передаточное отношение тихоходной ступени редуктора uтих = 2,87

крутящий момент на валу Т3 = 853,45 нм

3.1.2 Выбор твёрдости, термической обработки и материала колёс

шестерня - улучшение,

HB1 = 269 - 302, HB2сред. =

· колесо - улучшение, твёрдость

HB2 = 235 - 262, HB1сред. =

· сталь 40ХН т = 750 МПа

3.1.3 Определение допускаемых контактных напряжений

Шестерня:

МПа, где:

предел контактной выносливости шестерни = 2HBср+70 = 2248+70 =566 МПа

SH = 1,1 - коэффициент запаса прочности (равен 1,1 т. к. шестерня с однородной структурой материала)

ZR =1 - коэффициент учитывающий влияние шероховатостей сопряжённых поверхностей зубьев.

ZV = 1 - коэффициент учитывающий влияние окружной скорости.

коэффициент долговечности (равен единице т. к. NHENHG)

q = 6 т. к. HB 350

цик. - ресурс передачи

час. суммарное время работы передачи

Колесо:

МПа, где:

предел контактной выносливости колеса

640 Мпа

SH = 1,1 - коэффициент запаса прочности (равен 1,1 т. к. шестерня с однородной структурой материала)

ZR =1 - коэффициент учитывающий влияние шероховатостей сопряжённых поверхностей зубьев.

ZV = 1 - коэффициент учитывающий влияние окружной скорости.

коэффициент долговечности (равен единице т. к.NHENHG)

цик. - ресурс передачи

суммарное время работы передачи

q = 6 т. к. HB 350

=490,5=509 МПа

Допускаемые напряжения на изгиб.

Шестерня:

МПа

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

YA= 1 - коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки

SF = 1,7- минимальное значение коэффициента запаса прочности ( равен 1,7 т. к. шестерня не цементованная и не нитроцементованная)

МПа - предел выносливости

, т. к. NFENFG

q = 6 т. к. HB350

цик. число циклов, соответствующее перелому кривой усталости

цик. - эквивалентное число циклов

Колесо:

МПа

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

YA= 1 - коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки

SF = 1,7- минимальное значение коэффициента запаса прочности ( равен 1,7 т. к. шестерня не цементованная и не нитроцементованная)

 МПа - предел выносливости

, т. к. NFENFG

q = 6 т. к. HB350

цик. число циклов, соответствующее перелому кривой усталости

цик. - эквивалентное число циклов

3.1.4 Расчёт межосевого расстояния

Размещено на http://www.allbest.ru/

Предварительное значение межосево-

го расстояния:

, где

знак «+» соответствует внешнему зацеп-

лению колеса и шестерни;

T1 - вращающий момент на шестерне (наи-

больший из длительно действующих), Нм;

u - передаточное число;

K = 10- коэффициент, зависящий от поверхност-

ной твёрдости зубьев шестерни и колеса

мм

Окружная скорость вычисляется по формуле:

м/с,

где n1 - число оборотов вала

По данным окружной скорости находят степень точности зубчатой передачи.

Наша передача имеет 9 степень точности (v3).

Уточняют предварительно найденное межосевое расстояние по формуле:

мм, где

Ka = 410 (т. к. колесо шевронное), МПа1/3

допускаемое контактное напряжение, в МПа

= 0,5 коэффициент ширины (меньшие значения для передач с большой твёрдостью)

T1 - вращающий момент на шестерне (наибольший из длительно действующих), Нм;

u - передаточное число;

· коэффициент нагрузки в расчётах на контактную прочность

= 1,02 коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения (табл. 2.6)

коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий.

= 0,26 Размещено на http://www.allbest.ru/

коэффициент, учитывающий приработку зубьев (табл. 2.8)

т. к. ширина колеса и диаметр шестерни ещё не известны (требуется для нахождения KH0).

KH0 = 1,02

 распределение нагрузки между зубьями (для косозубых передач)

nст - класс точности

A = 0,25 - при твёрдости шестерни и колеса 350 HB

= 0,26 коэффициент, учитывающий приработку зубьев (табл. 2.8)

Вычисленное значение межосевого расстояния округляют до ближайшего стандартного значения: = 225 мм

3.1.5 Предварительные основные размеры колеса

Делительный диаметр:

мм

Ширина: мм

3.1.6 Модуль передачи

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

мм

Минимальное значение модуля mmin, мм, определяют из условия прочности:

мм,

где

= 2,8 103 т. к. передача косозубая

= 248 допускаемое напряжение на изгиб (меньшее)

T1 - вращающий момент на шестерне (наибольший из длительно действующих), Нм;

b2 = 80мм - ширина колеса;

межосевое расстояние, в мм;

коэффициент нагрузки при расчёте по напряжениям изгиба

= 1,04 коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику напряжения;

коэффициент, учитывающий неравномерность распределения напряжений у основания зубьев по ширине зубчатого венца;

KH0 = 1,02

= 2 коэффициент, учитывающий влияние погрешностей изготовления шестерни и колеса на распределение нагрузки между зубьями;

Полученный модуль округляют до стандартного m = 3 мм

3.1.7 Суммарное число зубьев наклона

Минимальный угол наклона шевронных колёс:

Суммарное число зубьев:

зуб.

Действительное значение угла :

Число зубьев шестерни и колеса.

Шестерня:

, где

= 17

зуб.

Колесо:

z2 = zS - z1 = 100

3.1.8 Фактическое передаточное число

Диаметры колёс

Делительные диаметры d:

шестерни мм

колеса внешнего зацепления мм

 число зубьев шестерни, зуб

число зубьев колеса, зуб

действительный угол наклона колёс,в

межосевое расстояние, мм

Диаметры da и df окружностей вершин и впадин зубьев колёс внутреннего зацепления:

мм

мм

мм

мм

x1 и x2 коэффициенты смещения у шестерни и колеса, y = -(aw-a)/m - коэффициент воспринимаемого смешения. Равны нулю т. к. число зубьев колёс больше минимального(17).

Проверка зубьев колёс по контактным напряжениям

МПа

=8400 для косозубых передач

3.1.9 Силы в зацеплении

Окружная: Н

Радиальная: Н

3.1.10 Проверка зубьев колёс по напряжениям изгиба

Расчётное напряжение изгиба:

в зубьях колеса

= 3,59 коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений, в зависимости от приведённого числа zv = z/cos3 = 150 зубьев и коэффициента смещения для внешнего зацепления (табл.2.10., стр 24).

= 1-/100 = 0,74 коэффициент, учитывающий угол наклона зуба в косозубой передаче;

= 0,65 коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев;

коэффициент нагрузки при расчёте по напряжениям изгиба;

Ft = 7477,1 - окружная сила;

b2 = 80мм - ширина колеса;

m - модуль;

МПа

в зубьях шестерни

Мпа

= 3,66 коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений, в зависимости от приведённого числа zv = z/cos3 = 50 зубьев и коэффициента смещения для внешнего зацепления (табл.2.10., стр 24).

Проверочный расчёт на прочность зубьев при действии пиковой нагрузки

Действие пиковых нагрузок оценивают коэффициентом перегрузки

Kпер = Tпик/T = 1,8/1 =1,8 ; где

Т = Т1 =Тmax , Нм

Тпик = 1,8

Для предотвращения остаточных деформаций или хрупкого разрушения поверхностного слоя:

МПа

= 2,8 т = 5402,8 = 1512 МПа

Для предотвращения остаточных деформаций и хрупкого разрушения зубьев напряжение изгиба не должно превышать допускаемое:

Шестерня:

МПа

= 285 МПа напряжение изгиба, вычисленное при расчётах на сопротивление усталости

 МПа , где

= 1,75HBср =2851,75 = 498 МПа предел выносливости при изгибе;

=4

= 1,2 коэффициент влияния частоты приложения пиковой нагрузки

Sst = 2 - коэффициент запаса прочности

Колесо:

Мпа

= 1,75HBср =2481,75 = 434 МПа предел выносливости при изгибе;

= 248 МПа напряжение изгиба, вычисленное при расчётах на сопротивление усталости

= 4

= 1,2 коэффициент влияния частоты приложения пиковой нагрузки

Sst = 2 - коэффициент запаса прочности

3.2 Расчёт цилиндрической, быстроходной ступени

Исходные данные:

передаточное отношение тихоходной ступени редуктора uбыс = 3,72

крутящий момент на валу Т3 = 84,96 нм

3.2.1 Выбор твёрдости, термической обработки и материала колёс

шестерня - улучшение, HB1 = 269 - 302, HB2сред. =

· колесо - улучшение, твёрдость HB2 = 235 - 262, HB1сред. =

· сталь 40ХН т = 750 МПа

3.2.2 Определение допускаемых контактных напряжений

Шестерня:

МПа, где:

предел контактной выносливости шестерни = 2HBср+70 = 2248+70 =566 МПа

SH = 1,1 - коэффициент запаса прочности (равен 1,1 т. к. шестерня с однородной структурой материала)

ZR =1 - коэффициент учитывающий влияние шероховатостей сопряжённых поверхностей зубьев.

ZV = 1 - коэффициент учитывающий влияние окружной скорости.

коэффициент долговечности (равен единице т. к. NHENHG)

q = 6 т. к. HB 350

цик. - ресурс передачи

час. суммарное время работы передачи

Колесо:

МПа, где:

предел контактной выносливости колеса

640 Мпа

SH = 1,1 - коэффициент запаса прочности (равен 1,1 т. к. шестерня с однородной структурой материала)

ZR =1 - коэффициент учитывающий влияние шероховатостей сопряжённых поверхностей зубьев.

ZV = 1 - коэффициент учитывающий влияние окружной скорости.

коэффициент долговечности (равен единице т. к.NHENHG)

цик.

- ресурс передачи

суммарное время работы передачи

q = 6 т. к. HB 350

=490,5=509 МПа

Допускаемые напряжения на изгиб.

Шестерня:

МПа

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

YA= 1 - коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки

SF = 1,7- минимальное значение коэффициента запаса прочности ( равен 1,7 т. к. шестерня не цементованная и не нитроцементованная)

МПа - предел выносливости

, т. к. NFENFG

q = 6 т. к. HB350

цик. число циклов, соответствующее перелому кривой усталости

цик. - эквивалентное число циклов

Колесо:

МПа

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

YA= 1 - коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки

SF = 1,7- минимальное значение коэффициента запаса прочности ( равен 1,7 т. к. шестерня не цементованная и не нитроцементованная)

МПа - предел выносливости

, т. к. NFENFG

q = 6 т. к. HB350

цик. число циклов, соответствующее перелому кривой усталости

цик. - эквивалентное число циклов

3.2.3 Расчёт межосевого расстояния

Размещено на http://www.allbest.ru/

Предварительное значение межосево-

го расстояния:

, где

знак «+» соответствует внешнему зацеп-

лению колеса и шестерни;

T1 = Т10,66 = 56,07- вращающий момент на шестерне (наи-

больший из длительно действующих), Нм;

u - передаточное число;

K = 10- коэффициент, зависящий от поверхност-

ной твёрдости зубьев шестерни и колеса

мм

Окружная скорость вычисляется по формуле:

м/с,

где n1 - число оборотов вала

По данным окружной скорости находят степень точности зубчатой передачи.

Наша передача имеет 9 степень точности (v4).

Уточняют предварительно найденное межосевое расстояние по формуле:

120,2 мм, где

Ka = 410 (т. к. колесо косозубое), МПа1/3

допускаемое контактное напряжение, в МПа

= 0,5 коэффициент ширины (меньшие значения для передач с большой твёрдостью)

T1 = Т10,66 = 21,12- вращающий момент на шестерне (наибольший из длительно действующих), Нм;

u - передаточное число;

·

коэффициент нагрузки в расчётах на контактную прочность

= 1,02 коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения (табл. 2.6)



коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий.

= 0,26 коэффициент, учитывающий приработку зубьев (табл. 2.8)

т. к. ширина колеса и диаметр шестерни ещё не известны (требуется для нахождения KH0).

KH0 = 1,06

распределение нагрузки между зубьями (для косозубых передач)

nст - класс точности A = 0,25 - при твёрдости шестерни и колеса 350 HB = 0,26 коэффициент, учитывающий приработку зубьев (табл. 2.8)

Вычисленное значение межосевого расстояние, округляют до ближайшего стандартного значения: = 125 мм

3.2.4 Предварительные основные размеры колеса

Делительный диаметр:

мм

Ширина: мм

3.2.5 Модуль передачи

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

мм

Минимальное значение модуля mmin, мм, определяют из условия прочности:

мм, где

= 2,8 103 т. к. передача косозубая

= 248 допускаемое напряжение на изгиб (меньшее)

T1 - вращающий момент на шестерне (наибольший из длительно действующих), Нм;

b2 = 80мм - ширина колеса;

межосевое расстояние, в мм;

коэффициент нагрузки при расчёте по напряжениям изгиба

= 1,12 коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику напряжения;



коэффициент, учитывающий неравномерность распределения напряжений у основания зубьев по ширине зубчатого венца;

KH0 = 1,06

= 2 коэффициент, учитывающий влияние погрешностей изготовления шестерни и колеса на распределение нагрузки между зубьями;

Полученный модуль округляют до стандартного m = 1,5 мм

3.2.6 Суммарное число зубьев наклона

Минимальный угол наклона косозубых колёс:

5,5

Суммарное число зубьев:

зуб.

Действительное значение угла :

Число зубьев шестерни и колеса.

Шестерня:

, где

= 17

зуб.

Колесо:

z2 = zS - z1 = 165 - 35 = 130

3.2.7 Фактическое передаточное число

3.2.8 Диаметры колёс

Делительные диаметры d:

шестерни

мм

колеса внешнего зацепления

мм

число зубьев шестерни, в зуб

число зубьев колеса, в зуб

действительный угол наклона колёс,в



межосевое расстояние, мм

Диаметры da и df окружностей вершин и впадин зубьев колёс внутреннего зацепления:

мм

мм

мм

мм

x1 и x2 коэффициенты смещения у шестерни и колеса, y = -(aw-a)/m - коэффициент воспринимаемого смешения. Равны нулю т. к. число зубьев колёс больше минимального.

Проверка зубьев колёс по контактным напряжениям

МПа

=8400 для косозубых передач

3.2.9 Силы в зацеплении

Окружная: Н

Радиальная: Н

3.2.10 Проверка зубьев колёс по напряжениям изгиба

Расчётное напряжение изгиба:

в зубьях колеса

= 3,59 коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений, в зависимости от приведённого числа zv = z/cos3 = 134 зубьев и коэффициента смещения для внешнего зацепления (табл.2.10., стр 24).

= 1-/100 = 0,9 коэффициент, учитывающий угол наклона зуба в косозубой передаче;

= 0,65 коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев;

коэффициент нагрузки при расчёте по напряжениям изгиба;

Ft = 3170 - окружная сила;

b2 = 62,5 мм - ширина колеса;

m - модуль;

Мпа

в зубьях шестерни

 МПа

= 3,75 коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений, в зависимости от приведённого числа zv = z/cos3 = 36 зубьев и коэффициента смещения для внешнего зацепления (табл.2.10., стр 24).

Проверочный расчёт на прочность зубьев при действии пиковой нагрузки

Действие пиковых нагрузок оценивают коэффициентом перегрузки

Kпер = Tпик/T = 1,8/1 =1,8 ; где

Т = Т1 =Тmax , Нм

Тпик = 1,8

Для предотвращения остаточных деформаций или хрупкого разрушения поверхностного слоя:

МПа

= 2,8 т = 5402,8 = 1512 МПа

Для предотвращения остаточных деформаций и хрупкого разрушения зубьев напряжение изгиба не должно превышать допускаемое:

Шестерня:

Мпа

= 285 МПа напряжение изгиба, вычисленное при расчётах на сопротивление усталости

МПа, где

= 1,75HBср =2851,75 = 498 МПа предел выносливости при изгибе;

=4

= 1,2 коэффициент влияния частоты приложения пиковой нагрузки

Sst = 2 - коэффициент запаса прочности

Колесо:

Мпа

= 1,75HBср =2481,75 = 434 МПа предел выносливости при изгибе;

= 248 МПа напряжение изгиба, вычисленное при расчётах на сопротивление усталости

= 4

= 1,2 коэффициент влияния частоты приложения пиковой нагрузки

Sst = 2 - коэффициент запаса прочности

3.3 Компановка редуктора

3.3.1 Вычисление расстояния между деталями передачи

Чтобы поверхности вращающихся колес не задевали за внутренние поверхности стенок корпуса, между ними оставляют зазор «a»: мм.

Где L - расстояние между внешними поверхностями деталей передач.

Вычисленное расстояние округлим в большию сторону до целого числа, т. е. a = 12 мм.

Расстояние b0 между дном корпуса и поверхностью колес примем мм.

Расстояния между торцевыми поверхностями колес двухступенчатого редуктора выполненного по развернутой схеме, но в моем курсовом проекте проводится расчет цилиндрического двухступенчатого редуктора с раздвоенной быстороходной ступенью, следовательно, расчет ширины редуктора нужно вести по промежуточному валу, на котором расположены две шестерни и колесо. Предварительная ширина редуктора будет равна: мм , где

b2 - ширина шестерни расположенного на быстроходном валу

b1 - ширина шестерни расположенной на промежуточном валу

3.3.2 Выбор типа подшипника и схемы их установки

· Подшипники на тихоходном валу:

- Роликовые радиальные однорядные, схема установки «плавающая опора».

· Подшипники на промежуточном валу:

- Роликовые радиальные однорядные, схема установки «плавающая опора».

· Подшипники на быстроходном валу:

- Роликовые радиальные однорядные, схема установки «плавающая опора». вал привод редуктор подшипник

3.3.3 Определение диаметров валов

Предварительные значения диаметров различных участков стальных валов определяют по формулам:

· Для быстроходного (входного) вала:

мм

Принимаем d = 30 мм.

мм

Принимаем dп = 35 мм

мм

Длина посадочного конца вала:

мм

Длина промежуточного участка вала:

· Для промежуточного вала:

мм

Принимаем d = 40 мм

мм

Принимаем d = 45мм

мм

Принимаем d = 35

мм

Принимаем d = 45

· Для тихоходного (выходного) вала:

мм

Принимаем: d = 55 мм

мм

Принимаем: d = 60 мм

мм

Принимаем: d = 75 мм

dK = 80 мм

Длина посадочного конца вала:

мм

Длина промежуточного участка вала:

мм

Принимаем: d = 75 мм

4. Расчет деталей редуктора

4.1 Расчет тихоходного вала

4.1.1 Исходные данные

Ft = 5,7 кН; Fr = 2,3 кН; кН.

4.1.2 Составление расчетной схемы и определение реакции опор

- определение реакции опор по оси x.

кН

кН

- определение реакций по оси z.

кН

кН

полные реакции:

кН

кН

4.1.3 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов

- В плоскости xy

0 z1 0,123 м

нм

0 z2 0,123 м

нм

нм

- В плоскости xz.

0 z1 0,086 м

нм

нм

0 z2 0,123 м

нм

 нм

0 z3 0,123

- Крутящий момент МК = Т = 715,7 нм

- Суммарные моменты

В точке А: нм

В точке О: нм

Опасное сечение в точке О.

4.1.4 Расчет на статическую прочность вала

Вычислим нормальные и касательные напряжения, а также значение общего коэффициента запаса прочности по пределу текучести в опасном сечении вала.

Коэффициент перегрузки

КП=Тmax/T=1,8/1=1,8

Максимальный изгибающий момент

Mmax=KП·Мu=1,8·372.1=669,84 н·м

Момент сопротивления

W=рd3/32=3,14·553/32=16,325·103 мм3

Максимальная осевая сила

Famax=0

Площадь поперечного сечения

А=рd2/4=3,14·552/4=2374,6 мм2

- Момент сопротивления при кручении

Wk=рd3/16=3,14·553/13=32,651·103 мм3

Максимальный крутящий момент

Тmax=Mkmax=КП·Т=1,8·715,5=1287,9 н·м

Нормальное напряжение

МПа

Касательное напряжение

МПа

Частные коэффициенты запаса прочности

STу=уT/у=750/41=18,3

STф=фT/ф=450/39,44=11,4

Общий коэффициент запаса прочности

Статическая прочность вала обеспечена.

4.1.5 Расчет на сопротивление усталости

Вычислим значения общего коэффициента запаса прочности в опасном сечении.

- Амплитуды напряжений и среднее напряжение цикла

МПа

Мпа

МПа

Коэффициенты снижения предела выносливости

;

,

где Ку и Кф - эффективные коэффициенты концентрации напряжений; Кdу и Кdф - коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения; КFу и КFф - коэффициенты влияния качества поверхности; КV - коэффициент влияния поверхностного упрочнения.

Пределы выносливости вала в опасном сечении

МПа

Мпа

Коэффициент влияния асимметрии цикла

Коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям

Sу=у-1D/уa=157,7/22,8=6,9

- Коэффициент запаса прочности

Сопротивление усталости вала обеспечено.

4.2 Расчет промежуточного вала

4.2.1 Исходные данные

Ft1 = 5,7 кН; Fr1 = 2,3 кН; Ft2 = 704 Н; Fr2 = 258 Н; Н.

4.2.2 Составление расчетной схемы и определение реакции опор

- определение реакции опор по оси x.

Н

Н

- определение реакций по оси z.

Н

кН

- полные реакции:

кН

кН

4.2.3 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов

- В плоскости xy

0 z1 0,045 м

нм

0 z2 0,0,0675 м

нм

нм

0 z 0,0675

нм

нм

0 z 0,045

нм

нм

- В плоскости xz.

0 z1 0,045 м

=0 нм

нм

0 z2 0,0675 м

 нм

нм

0 z3 0,045

=0

- Крутящий момент

МК = Т = 172 нм

- Суммарные моменты

В точке M:

нм

В точке О:

нм

Опасное сечение в точкax О и М.

4.2.4 Расчет на статическую прочность вала

Вычислим нормальные и касательные напряжения, а также значение общего коэффициента запаса прочности по пределу текучести в опасном сечении вала..

Коэффициент перегрузки

КП=Тmax/T=1,8/1=1,8

Максимальный изгибающий момент

Mmax=KП·Мu=1,8·317,3=571,1 н·м

Момент сопротивления

W=рd3/32=3,14·403/32=6,28·103 мм3

Максимальная осевая сила

Famax=КПFa = 223,2 H

Площадь поперечного сечения

А=рd2/4=3,14·402/4=1256 мм2

- Момент сопротивления при кручении

Wk=рd3/16=3,14·403/16=12,56·103 мм3

Максимальный крутящий момент

Тmax=Mkmax=КП·Т=1,8·172=309,6 н·м

Нормальное напряжение

 МПа

Касательное напряжение

МПа

Частные коэффициенты запаса прочности

STу=уT/у=750/91,1=8,2

STф=фT/ф=450/39,44=18,3

Общий коэффициент запаса прочности

Статическая прочность вала обеспечена.

4.2.5 Расчет на сопротивление усталости

Вычислим значения общего коэффициента запаса прочности в опасном сечении.

- Амплитуды напряжений и среднее напряжение цикла

МПа

Мпа

 МПа

Коэффициенты снижения предела выносливости

;

,

где Ку и Кф - эффективные коэффициенты концентрации напряжений; Кdу и Кdф - коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения; КFу и КFф - коэффициенты влияния качества поверхности; КV - коэффициент влияния поверхностного упрочнения.

Пределы выносливости вала в опасном сечении

МПа

Мпа

Коэффициент влияния асимметрии цикла

Коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям

Sу=у-1D/уa=158,9/50,5=3,14

- Коэффициент запаса прочности

Сопротивление усталости вала обеспечено

4.3 Расчет быстроходного вала

4.3.1 Исходные данные

Ft = 704 Н; Fr = 258 Н; Н; М = FaD/2 = 1,8 нм; Fрем = 1586 Н

4.3.2 Составление расчетной схемы и определение реакции опор

- определение реакции опор по оси x.

Н

Н

-

- определение реакций по оси z.

Н



Н

- полные реакции:

Н

Н

4.3.3 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов

- В плоскости xy

0 z1 0,045 м

нм

0 z2 0,135 м

нм

нм

0 z3 0,045

нм

нм

0 z4 0,045



нм

нм

- В плоскости xz.

0 z1 0,045 м

=0 нм

нм

0 z2 0,045

=0

- Крутящий момент

МК = Т = 32 нм

- Суммарные моменты

В точке А: нм

В точке О: нм

Опасное сечение в точке А.

4.3.4 Расчет на статическую прочность вала

Вычислим нормальные и касательные напряжения, а также значение общего коэффициента запаса прочности по пределу текучести в опасном сечении вала.

Коэффициент перегрузки

КП=Тmax/T=1,8/1=1,8

Максимальный изгибающий момент

Mmax=KП·Мu=1,8·52,38=94,2 н·м

Момент сопротивления

W=рd3/32=3,14·303/32=2,649·103 мм3

Максимальная осевая сила

Famax=КПFa = 223,2 H

Площадь поперечного сечения

А=рd2/4=3,14·302/4=706,5 мм2

- Момент сопротивления при кручении

Wk=рd3/16=3,14·303/16=5,3·103 мм3

Максимальный крутящий момент

Тmax=Mkmax=КП·Т=1,8·32=57,6 н·м

Нормальное напряжение

МПа

Касательное напряжение

МПа

Частные коэффициенты запаса прочности

STу=уT/у=750/35,9=20,9

STф=фT/ф=450/10,8=41,7

Общий коэффициент запаса прочности

Статическая прочность вала обеспечена.

4.3.5 Расчет на сопротивление усталости

Вычислим значения общего коэффициента запаса прочности в опасном сечении.

- Амплитуды напряжений и среднее напряжение цикла

Мпа

 Мпа

МПа

Коэффициенты снижения предела выносливости

;

,

где Ку и Кф - эффективные коэффициенты концентрации напряжений; Кdу и Кdф - коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения; КFу и КFф - коэффициенты влияния качества поверхности; КV - коэффициент влияния поверхностного упрочнения.

Пределы выносливости вала в опасном сечении

МПа

Мпа

Коэффициент влияния асимметрии цикла

Коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям

Sу=у-1D/уa=180,6/19,7=9,17



- Коэффициент запаса прочности

Сопротивление усталости вала обеспечено

4.4 Расчет подшипников тихоходного вала

Подшипник роликовый конический однорядный повышенной грузоподъемности сверхлегкой серии 2007111А.

4.4.1 Исходные данные

Fа = 0 Н; Ra = 1230 Н; RB = 3020 Н; n = 40 об/мин; Cr = 76,5 кН; Y = 1,8; Lh = 20323,2 ч; KБ = 1,4; KT = 1; V = 1.

4.4.2 Проверка долговечности по динамической грузоподъемности

Коэффициент осевого нагружения:

е=0,28(f0Fa/C0r)0,23=0, следовательно X=1 и Y=0.

Эквивалентная динамическая нагрузка

P=V·RB· КБ· КТ

P1=1·3020·1,4·1=4237 H

P2=0,5·P1=2118 H

L1=L2=цt·Lh·n·60/106=0,5·20323,2·950·60/106=24,3 млн. об

Эквивалентная динамическая нагрузка при переменном режиме нагружения

Н

Расчетный ресурс подшипника

ч Lh ,

где a1 - коэффициент надежности.

Расчетный ресурс подшипника больше требуемого.

Проверка выполнения условия Рr max0,5·Cr

5040<0,5·76500=38250 H

Подшипник 2007111А пригоден

4.5 Расчет подшипников промежуточного вала

Подшипник шариковый радиальный однорядный легкой серии 207.

4.5.1 Исходные данные

Fa = 124 H; RA = 2353,2 H; RB = 2353,2 H; Cr = 25,5 кН; Cor = 13700 H; D = 35; D = 11,11; n = 171,5 об/мин; Lh = 20323,2 ч; KБ = 1,4; KT = 1; V = 1; Y=1

4.5.2 Проверка долговечности по динамической грузоподъемности

- коэффициент осевого нагружения

- минимально необходимые для нормальной работы подшипников осевые силы

Fa min=0,83·e·R

Fa1 min = Fa2 min =0,83·e·R = 0,830,42353 = 781,2 Н

- осевые силы нагружающие подшипник:

Fa1= Fa1 min = 781,2 Н

Fa2= Fa1+ FA = 781,2+124 = 905,2 Н

Fa1/(VRA)=781,2/1·2353=0,33<e=0,4, следовательно X=1, Y=0

Fa2/(VRB)=905,2/1·2353=0,41>e

Эквивалентная динамическая нагрузка

P=(V·X·R+Y·Fa)· КБ· КТ

P1=1·1·2353·1,4·1=3294,2 H

P2=0,5·P1= 1647,1 H

L1=L2=цt·Lh·n·60/106=0,5·20323,2·171,5·60/106=104,6 млн. об

Эквивалентная динамическая нагрузка при переменном режиме нагружения



Расчетный ресурс подшипника

Lh,

где a1 - коэффициент надежности.

Расчетный ресурс подшипника больше требуемого.

- Проверка выполнения условия Рr max0,5·Cr

3294,2<0,5·13700=6850 H

Подшипник 207 пригоден

4.6 Расчет подшипников быстроходного вала

Подшипник роликовый конический однорядный повышенной грузоподъемности с короткими цилиндрическими роликами средней серии 2205.

4.6.1 Исходные данные

Fa = 124 H; RA = 2523 H; RB = 474 H; Cr = 28,6 кН; n = 950 об/мин; Lh = 20323,2 ч; KБ = 1,4; KT = 1; V = 1; Y=1.

4.6.2 Проверка долговечности по динамической грузоподъемности

- коэффициент осевого нагружения: е = 1,5tg = 0,27

- Минимально необходимые для нормальной работы подшипников осевые силы:

Fa min=0,83·e·R

Fa1 min = 0,83·e·R = 0,830,272523 = 565,4 Н

Fa2 min=0,83·e·R = 0,830,27474 = 106,2 Н

- Осевые силы нагружающие подшипник

Fa1= Fa1 min=565,4 H, так как Fa1 min> Fa2 min и FA>0

Fa2= Fa1+ FA=565,4+124=671,6 H

Fa1/(VRA)=565.4/1·2523=0,22<e=0,27, следовательно X=1, Y=0

Fa2/(VRB)=671,6/1·474=1,41>e

Эквивалентная динамическая нагрузка

P=(V·X·R+Y·Fa)· КБ· КТ

P1=1·1·2523·1,4·1=3784,5 H

P2=0,5·P1=1892 H

L1=L2=цt·Lh·n·60/106=0,5·20323,2·950·60/106=578 млн. об

Эквивалентная динамическая нагрузка при переменном режиме нагружения

Н

Расчетный ресурс подшипника

Lh,

где a1 - коэффициент надежности.

Расчетный ресурс подшипника больше требуемого.

- Проверка выполнения условия Рr max0,5·Cr

3784,5<0,5·28600=14300 H

Подшипник 2205 пригоден

5. Выбор смазочных материалов и системы смазывания передачи

Для смазывания редуктора выберем картерную систему. Исходя из окружной скорости и контактного давления выбираем марку масла И-Т-Д-100. Марка масла расшифровывается следующим образом: И - индустриальное; Т - по назначению для тяжелонагруженных узлов; Д - по эксплуатационным свойствам масло с антиокислительными, антикоррозионными, противоизносными и противозадирными присадками; 100 - класс кинематической вязкости.

6. Выбор посадок зубчатых колес и подшипников

Выбор посадок для шпоночных соединений на тихоходном и промежуточном валах

Для цилиндрических шевронных колес

Н7/р6 (Н7/r6)

Для цилиндрических косозубых колес

H7/r6 (H7/s6)

Ширина призматической шпонки выполняется по h9

Ширина шпоночного паза по Р9

Выбор посадок подшипников

1. Для подшипника 2007111А.

РЕ=3497,8 Н, Сr=76500 H

РЕ /Сr=0,05 => выбираем поле допуска вала при установке подшипника k6, поле допуска отверстия Н7.

2. Для подшипника 207

РЕ=2719Н, Сr=25500 H

РЕ /Сr=0,08 => выбираем поле допуска вала при установке подшипника k6, поле допуска отверстия Н7.

3. Для подшипника 2205

РЕ=3124 Н, Сr=28600 H

 РЕ /Сr=0,07 => выбираем поле допуска вала при установке подшипника k6, поле допуска отверстия Н7.

7. Подбор посадки с натягом колеса на тихоходном валу вала

1. Исходные данные:

Т = 717,5 нм; d = 70 мм - диаметр соединения; d1 = 0 мм - диаметр отверстия пустотелого вала; d2 = 231 мм - условный наружный диаметр втулки; l = 86 мм - длина сопряжения; материалы, соединяемых деталей: сталь - сталь.

2. Среднее контактное давление:

Мпа

3. Деформация деталей:

мкм

С1, С2 - коэффициенты жесткости.

4. Поправка на обмятие микронеровностей:

мкм

5. Поправка на температурную деформацию:

мкм

6. Минимальный натяг, необходимый для передачи вращающего момента.

мкм

7. Максимальный натяг, допускаемый прочностью охватывающей детали.

8. По таблице выбираем посадку H8/u8

9. Для выбранной посадки определяем силу запрессовки:

кН

10. Температура нагрева охватывающей детали.

0С

8. Порядок сборки редуктора и способ регулирования подшипников

Сборка редуктора начинается с быстроходного вала, который с посаженными на него деталями вставляется в отверстие в стенке редуктора. Подшипники быстроходного вала регулируются набором стальных шайб.

После установки быстроходного вала закручиваются винты крышки, устанавливается шпонка под шкив ременной передачи.

Промежуточный вал, с посаженными на него деталями, вставляется сверху в пазы под подшипники вместе с крышками подшипников. Осевой зазор регулируется с помощью набора стальных шайб.

Тихоходный вал, с посаженными на него деталями, вставляется сверху в пазы под подшипники вместе с крышками подшипников. Подшипники регулируются с помощью регулировочного винта с одной стороны и набора стальных шайб с другой.

Сверху редуктор закрывается крышкой редуктора, который центрируется штифтами и закручивается на винты.

В редуктор заливается масло через люк, который затем крепится на винты.

9. Подбор муфты

Для соединения валов редуктора и конвейера выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую, данная муфта получила широкое применение благодаря относительной простоте конструкции и удобству замены упругих элементов. Она стандартизирована по ГОСТ 21424 - 93.

Однако их характеризует невысокая компенсирующая способность, а при соединении несоосных валов - достаточно большое силовое воздействие на валы и опоры, при этом резиновые втулки быстро разрушаются.

Полумуфты изготовляют из чугуна марки СЧ20, пальцы из стали 45.

Так как муфты данного типа обладают большой радиальной и угловой жесткостью, их применение целесообразно при установке соединяемых узлов на плитах (рамах) большой жесткости. Кроме того, сборку узлов необходимо производить с повышенной точностью и с применением прокладок.

Так как возможные угловые смещения валов даже при обычной точности монтажа незначительны, то нагрузку от угловых смещений на элементы муфты, валы и их опоры можно не учитывать.

Выбираем муфту:

Муфта 710 - 45 - 1 - УЗ ГОСТ 21424 - 93

Список литературы

1. Дунаев П. Ф., Леликов О. П.

Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для студ. техн. спец. вузов 8-е изд., перераб. и доп. - М.: Издательский центр «Академия», 2003. - 496 с.

2. Киркач Н. Ф., Баласанян Р. А.

Расчет и проектирование деталей машин: Учеб. пособие для техн. вузов: Ч. 2. - 2-е изд., перераб. и доп. - Х.: Выща шк. Изд-во при ХГУ, 1988. - 142 с.: схем.

Размещено на Allbest.ru

...