Привод зубчатого рычажного механизма

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Курсовой проект

Привод зубчатого рычажного механизма

Студент Бибиков В.Д.



Содержание

Техническое задание

Введение

Структурный анализ механизма

Структурный состав механизма

Кинематический анализ механизма

План скоростей для середины рабочего хода

План ускорений для середины рабочего хода

План скоростей для нулевого положения

План ускорений для нулевого положения

Силовой анализ механизма

План сил для группы Ассура [??₆₇ ? ??₇₈ ? П₈₀]

План сил для группы Ассура [??₂₅ - ??₅₆ ? В₆₀]

План сил для группы Ассура начального механизма

Рычаг Жуковского

Энерго-кинематический расчёт привода

Расчёт КПД рабочего механизма

Расчет открытой передачи

Расчет зубчатых колес редуктора

Выбор материала зубчатых передач, определение допускаемых напряжений, выбор твердости, термообработки и материала колес

Определение межосевого расстояния

Модуль зацепления и угол наклона зубьев

Суммарное число зубьев шестерни и колеса

Предварительный расчёт валов редуктора

Проектирование быстроходного вала

Проектирование тихоходного вала

Предварительный выбор подшипников валов

Конструктивные размеры шестерни и колеса

Основные параметры корпуса

Основные элементы корпуса

Проектирование крышек

Шпонки

Выбор манжет

Выбор муфты

Расчёт открытой ремённой передачи

Проверка долговечности подшипника

Эпюры вращающих и изгибающих моментов

Проверка прочности шпоночных соединений

Выбор масла

Список литературы

Введение

В настоящее время бывает трудно представить жизнь человека без использования двигателя. Эти устройства, работающие преимущественно на электроэнергии, окружают нас повсюду: в бытовых приборах, на общественном транспорте и автомобилях, на работе или учёбе. Все эти двигатели своей работой значительно облегчают нам жизнь, поэтому они получили достаточно широкое распространение в последнее время. Однако, использование энергии двигателя в машинах и механизмах напрямую невозможно: важны обороты, крутящий момент определенного уровня. В качестве посредника в передаче вращательного момента выступает сложный механизм, который называют редуктором. Редуктор - механическое преобразовывающее устройство, которое предназначено для передачи крутящего момента с изменением его направления, скорости и тяговой силы в зависимости от необходимого значения. В классическом исполнении, редуктор состоит из шестерен разного диаметра. В зависимости от соотношения размера ведущей и ведомой зубчатки может ускорять крутящий момент на ведомом валу или, наоборот, делать его более медленным, но тяговым.

Проектирование редуктора требует серьезного инженерного подхода, ведь неправильно подобранная деталь или некачественный чертеж может сделать данное устройство непригодным для использования или же вообще не работающим, в худшем случае.

В данном курсовом проекте нам предстоит спроектировать собственный цилиндрический одноступенчатый редуктор, который будет отвечать всем требованиям и правилам и который, в перспективе, можно будет изготовить, и он, тем самым, будет полностью рабочим.

Данная работа позволит нам получить достаточно широкие знания по механике и теории механических машин, а также даст навыки работы с сложными конструкторскими документами и учебном литературой, а также умение проектировать сложные механические устройства.

Рассмотрев техническое задание, выданное преподавателем, перейдем к выполнению полного проектного расчёта, заданного цилиндрического одноступенчатого редуктора с закрытой косозубой передачей и открытой ременной передачей.

Структурный анализ механизма

Табл. 1. Подвижные звенья

Подвижные звенья
Схема	Название	Схема	Название
	Зубчатое колесо-кривошип		Шестерня - ведущее звено
	Шатун		Ползун
	Коромысло		Шатун
Число подвижных звеньев: 6

Табл. 2.Кинематические пары

Кинематические пары
Схема	Вид	Степень подвижности	Символ	Класс пары	Высшая или низшая
	Вращательное	1	В	P5	Низшая
	Вращательное	1	В	Р5	Низшая
	Вращательно-поступательное	2	ВП	Р4	Высшая
	Вращательное	1	В	Р5	Низшая
	Вращательное	1	В	Р5	Низшая
	Вращательное	1	В	Р5	Низшая
	Вращательное	1	В	Р5	Низшая
	Вращательное	1	В	Р5	Низшая
	Вращательное	1	В	Р5	Низшая

Число кинематических пар: всего - 9, из них пятого класса - 8, четвертого класса - 1.
Степень подвижности механизма: W = 3n - 2P₅ - P₄ = 18 - 16 - 1 = 1

Структурный состав механизма

Табл.3. Группы Ассура

Начальный механизм и структурные группы (группы Ассура)
Схема	Название, класс, порядок, вид	Число звеньев	Число кинематических пар	Формула строения
			Всего	Поводковых
	Двухзвенная двухповодковая группа ? класса, 2-го порядка, 2 -го вида (ВВП).	2	3	2	[??67 ? ??78 ? П80]
	Однозвенная двухповодковая группа 2 класса с высшей кинематической парой	1	2	2	[??П12? ??20]
	Двухзвенная двухповодковая группа ? класса, 2-го порядка, 1-го вида (ВВВ).	2	3	2	[??25 - ??56 ? В60]
	Начальный вращательный механизм 1 класса	1	1	-	В01

Начальных механизмов - 1;

Структурных групп (групп Ассура) - 3;

Соединение групп - последовательное;

Механизм второго класса;

Формула строения: В₀₁ - [??П₁₂? ??₂₀] - [??₂₅ - ??₅₆ ? В₆₀] - [??₆₇ ? ??₇₈ ? П₈₀]

Пассивных звеньев и кинематических пар механизм не содержит.

привод зубчатый рычажный

Кинематический анализ механизма

План скоростей для середины рабочего хода

=2= = 25,12 ;

Вычисляем скорость точки A звена 1 при заданном положении механизма:

Вектор скорости точки A перпендикулярен к звену

Строим план скоростей. Выбираем масштаб плана скоростей

. Из произвольно выбранного полюса проводим луч , изображающий в выбранном масштабе скорость точки A:

Найдем скорость :

;

;

Из этого уравнения найдем угловую скорость, поделив на данную в условии длину АВ:

;

Таким же образом ищем остальные векторы скорости точек:

;

;

;

Вектор скорости :

;

;

.

Рис. 1. План скоростей для середины рабочего хода

План ускорений для середины рабочего хода

Масштаб плана ускорений: ??_а= 1 .

1) Ускорения точек О₁ , О₂ равны 0: = = 0;

Ускорения соответствуют полюсу р_а на плане ускорений.

2) Ускорение точки A: Ускорение точки A складывается из линейного ускорения точки и относительного ускорения точки A относительно AO₁: а_А = + ;

Относительное ускорение состоит из нормального и тангенциального : = + ;

Вектор нормального ускорения направлен к полюсной точке O₁, он имеет величину: = ??²₁ ; ^^ АО₁.

Вектор тангенциального ускорения направлен перпендикулярно AO₁, его величина: = ??₁; ? АО₁;

Если ??₁ = ??????????, а угловое ускорение ??₁ есть производная угловой скорости по времени, то угловое и тангенциальное ускорения равны нулю: = 0; ??₁= 0;

Так как , ускорение точки A равняется нормальному относительному ускорению: а_А= = ??²₁ = 631,014 0,11 = 69,412 ;

Длина отрезка ускорения ??_А на плане: р_аа = = = 69,412 (мм).

3) Ускорение точки B:

Ускорение точки рассматривается относительно полюсов A и O₂:

Относительно A: Относительно О₂:

Решение систем уравнений находится графически по плану ускорений. Для построения нормальных ускорений находятся их величины.

; an'' = = ;

; p_аn' = = ;

Ускорением на плане ускорений можно пренебречь.

Тогда ускорения равны:

= p_ab ??_а = 28,846 1 ;

= n'b ??_а = 15,966 1 ;

= ab ??_а = 45,293 1 45,293 .

4) Ускорение точки С:

Из подобия ?co₂b ? ?CO₂B определяются отрезки p_ac и bc:

p_ac = , так как CO₂ = BO₂ ,то p_ac = p_ab= 28,846 мм;

bc = = 12,019 мм;

a_C = p_ac ??_а = 28,846 1 28,846 ;

5) Ускорение точки D:

Ускорение точки рассматривается относительно полюса C и вертикальной силы.

Решение системы уравнений находится графически по плану ускорений. Для построения нормального ускорения находится его величины.

= 3,478² 0,45 = 5,443 ;

cn''' = = 5,443 мм;

Ускорение в точке:

a_D = p_ad ??_а = 56,687 1 = 56,687 ;

= dn''' ??_а = 37,992 1 = 37,992 .

Угловые ускорения звеньев

1) ??₁ = 0;

2) ??₂ = = =119,192 ;

3) ??₃ = = = 57,848 ;

4) ??₄ = = 84,627 ;

Рис.2. План ускорений для середины рабочего хода

План скоростей для нулевого положения

Вычисляем скорость точки A звена 1 при заданном положении механизма:

Вектор скорости точки A перпендикулярен к звену

Строим план скоростей. Выбираем масштаб плана скоростей

. Из произвольно выбранного полюса проводим луч , изображающий в выбранном масштабе скорость точки A:



Найдем скорость :

;

;

Из этого уравнения найдем угловую скорость, поделив на данную в условии длину АВ:

;

Таким же образом ищем остальные векторы скорости точек:

;

;

;

Вектор скорости :

;

;



Рис.3.План скоростей для нулевого положения

План ускорений для нулевого положения

Масштаб плана ускорений: ??_а= 1 .

Ускорения точек О₁ , О₂ равны 0: = = 0;

Ускорения соответствуют полюсу р_а на плане ускорений.

Ускорение точки A: Ускорение точки A складывается из линейного ускорения точки и относительного ускорения точки A относительно AO₁: а_А = + ;

Относительное ускорение состоит из нормального и тангенциального : = + ;

Вектор нормального ускорения направлен к полюсной точке O₁, он имеет величину: = ??²₁ ; ^^ АО₁.

Вектор тангенциального ускорения направлен перпендикулярно AO₁, его величина: = ??₁; ? АО₁;

Если ??₁ = ??????????, а угловое ускорение ??₁ есть производная угловой скорости по времени, то угловое и тангенциальное ускорения равны нулю: = 0; ??₁= 0;

Так как , ускорение точки A равняется нормальному относительному ускорению: а_А= = ??²₁ = 631,014 0,11 = 69,412 ;

Длина отрезка ускорения ??_А на плане: р_аа = = = 69,412 (мм).

Ускорение точки B:

Ускорение точки рассматривается относительно полюсов A и O₂:

Относительно A:Относительно О₂:

Решение систем уравнений находится графически по плану ускорений. Для построения нормальных ускорений находятся их величины.

; an'' = = ;

;p_аn'= =

Ускорением на плане ускорений можно пренебречь.

Тогда ускорения равны:

= p_ab ??_а = 79,922 1 ;

= n'b ??_а = 76,225 1 ;

= ab ??_а = 39,616 1 39,616 .

Ускорение точки С:

Из подобия ?co₂b ? ?CO₂B определяются отрезки p_ac и bc:

p_ac = , так как CO₂ = BO₂ ,то p_ac = p_ab= 79,922 мм;

bc = = 33,301 мм;

a_C = p_ac ??_а = 79,922 1 ;

Ускорение точки D:

Ускорение точки рассматривается относительно полюса C и вертикальной силы.

Решение системы уравнений находится графически по плану ускорений. Для построения нормального ускорения находится его величины.

= 3,478² 0,45 = 5,443 ;

cn''' = = 5,443 мм;

Ускорение в точке:

a_D = p_ad ??_а = 86,494 1 = 86,494 ;

= dn''' ??_а = 5,883 1 = 5,883 .

Угловые ускорения звеньев

??₁ = 0;

??₂ = = =104,253 ;

??₃ = = = 276,178 ;

??₄ = = 13,073 ;

Рис.4. План ускорений для нулевого положения

Силовой анализ механизма

План сил для группы Ассура [??₆₇ ? ??₇₈ ? П₈₀]

Рис.5. Группа Ассура [??₆₇ ? ??₇₈ ? П₈₀]

Масштаб плана Сил: ??_F= 10 ;

G₅ = m₅g = 169,8067 = 156,907 Н

ab= = = 15,691 мм

G₄ = m₄g = 59,8067 = 49,034 Н

bc = = = 70 мм;

= p_as₁ ??_а = 31,922 = 31,922 ;

Fⁱ₄ = 5 31,922 = 159,61 Н;

Fⁱ₅ = m₅a_D = 1656,687 = 906,922 Н;

cd = = = 90,692 мм;

Mⁱ₄ = I₄ ??₄ = 50,45² 84,627 = 85,685 Нм;

?M_D = G₄h₁- Fⁱ₄h₂+R^t₄l_DC+Mⁱ₄ = 0;

R^t₃₄ = = = 256,646 Н;

de = = = 15,961 мм;

ef = = = 4,903 мм;

fg = = = 25,665 мм;

Rⁿ₃₄ = gh =97,1962 =971,962 Н;

R₅ = ha = 27,3489 10 =273,489 Н;

R₄₃ = fh =100,5275 10 =1005,275 Н.



Рис.6.План сил для группы Ассура [??₆₇ ? ??₇₈ ? П₈₀]

План сил для группы Ассура [??₂₅ - ??₅₆ ? В₆₀]

Рис.7. Группа Ассура [??₂₅ - ??₅₆ ? В₆₀]

G₃ = m₃g = 89,8067 = 78,454 Н;

= p_as₂??_а = 18,809 1 = 18,809 ;

Fⁱ₃ = m₃ = 8 18,809 = 150,472 Н;

I₃ = = = 0,018 кг м²

Mⁱ₃ = I₃ ??₃ = 0,018 57,848 = 1,041 Нм

?M_В = -G₃h₃- Fⁱ₃h₁+R₄₃h₂+R^t₄Mⁱ₃ = 0;

R^t₄ = = -56,850 Н;

Rⁿ₄ = m₃??²₁ = 0,276 9,33² 8 = 192,204 Н;

R₄ = 200,435 Н;

ab = = = 5,685 мм;

bc = = 15,047 мм;

cd = = 46,902 мм;

de = = 7,845 мм;

= p_as₃??_а = 48,085 1 = 48,085 ;

G₂ = m₂g = 89,8067 = 78,454 Н;

Fⁱ₂ = m₂ = 848,085 = 384,68 Н;

Mⁱ₂ = I₂ ??₂ = 8 0,38²119,192 = 137,691 Нм;

?M_В = G₂h₅ - Fⁱ₂h₄ - R^t₂₃Mⁱ₂ = 0;

R^t₂₃ = = 219,894 Н;

ef = = 38,468 мм;

fg = = 7,845 мм;

gh = = 21,989 мм;

= hj =97,6028 =976,028 Н;

=ja =8,978 10 =89,780 Н.

R₃₂ =gj =100,0491 10 =1000,491 Н.

Рис.8. План сил для группы Ассура [??₂₅ - ??₅₆ ? В₆₀]

План сил для группы Ассура начального механизма

Рис.9. Группа Ассура начального механизма

G₁ = m₁g = 1,5 9,8067 = 14,710 Н;

= p_as₄??_а = 34,706 1 = 34,706 ;

Fⁱ₁ = m₁ = 1,534,706 = 52,059 Н;

Rⁿ₀₁ = m₁??²₁ = 1,5 631,014 0,11 = 104,117 Н;

?M_А = -G₁h₆ + R^t₀₁ = 0;

R^t₀₁ = = 4,668 Н;

R₀₁ = 104,222 Н;

Силой R^t₁ на плане сил можно пренебречь.

ab = = 1,471 мм;

bc = = 5,206 мм;

cd = = 10,412 мм;

de = = 100,049 мм;

? = G₁h₇ + R₃₂ h₈ - F_bh₉ = 0;

F_b = = 980,42 Н;

ea = = 98,042 мм.

Рис.10. План сил для группы Ассура начального механизма

Рычаг Жуковского

Поворачиваем план скоростей для середины рабочего хода на 90 градусов в сторону вращения кривошипа, расставляем внешние силы, заменяем моменты инерции парами сил и составляем уравнение равновесия.

Сначала рассчитаем значения пар сил:

= = = = 190,411 Н;

= = = = 4,32 Н;

= = = = 362,345 Н;

Составим уравнение моментов:

?= -Fⁱ₃h₆ - G₁h₂ - G₃h₁ - G₄h₅ - G₂h₁₀ - Fp_vd - G₅p_vd + Fⁱ₅p_vd -

h₇- h₈ - h₉ - h₁₂ + h₄ + h₃ + h₁₁ + F_bh₁₃ = 0;

F_b=

=

972,438Н;

Рис.11. Рычаг Жуковского

Энерго-кинематический расчёт привода

Расчёт КПД рабочего механизма

Найдем моменты трения во вращательных и силы трения в поступательных кинематических парах. Коэффициент полезного действия является показателем степени совершенства механизма. Мгновенное значение КПД механизма определяется по формуле , где -мощность полезного сопротивления в Вт, затрачиваемая на преодоление производственного сопротивления. -суммарная мощность трения во всех кинематических парах.

Пусть радиусы цапф вращательных кинематических пар будут: r₁, r₂, r₃, r₄, r₅ и r₆ - коэффициент трения в кинематических парах, тогда они равны:

По ГОСТ 6636-69 принимаем:

Моменты сил трения во вращательных кинематических парах:

где f - коэффициент трения скольжения, принимаем f = 0,1, а k - коэффициент трения качения k = 0,01.

Мощности трения в кинематических парах:

Суммарная мощность трения:

Мощность, затрачиваемая на преодоление полезных (производственных) сопротивлений:

;

;

;

;

;

;

;

;

;

;

;

;

;

.

С помощью таблицы асинхронных короткозамкнутых трехфазных двигателей серии 4А общепромышленного применения; закрытые, обдуваемые выбираем двигатель, согласно номинальной мощности.

Выбираем двигатель 4А100S2У3;

Номинальная частота вращения ;

Номинальная мощность .

Расчет открытой передачи

Общее передаточное число привода

;

;

Частота вращения вала рабочей машины дана:

об/мин;

12

12

;

;

Принимаем:

;

;

Мощность на валах привода

;

;

);

.

Частоты вращения валов привода

);

;

;

).

Угловые скорости валов привода

;

;

;

.

Вращающие моменты на валах привода

;

;

;

).

Расчет зубчатых колес редуктора

Выбор материала зубчатых передач. Определение допускаемых напряжений. Выбор твердости, термообработки и материала колес

Для выполнения данного пункта выбираем материалы со средними механическими характеристиками:

- для шестерни - сталь 45, термическая обработка - улучшение, НВ₁=250 (235...262);

- для колеса - сталь 40, термическая обработка - улучшение, твёрдость HB₂=210 (192...228);

- разность средних твёрдостей соблюдена

Механические характеристики для шестерни:

);

Колеса:

);

Шестерни колеса

Определение допускаемых контактных напряжений ,

Допускаемые контактные напряжения при расчетах на прочность определяются отдельно для зубьев шестерни , и колеса в следующем порядке.

Определение коэффициента долговечности для зубьев шестерни и колеса :

;

;

(>) принимаем =1 ;

(>) принимаем =1;

где - число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости;

N-число циклов перемены напряжений за весь срок службы

Допускаемые контактные напряжения соответствующие пределу контактной выносливости при числе циклов перемены напряжений :

;

;

Допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни и колеса :

;

);

(< 1,23) принимаем =434,52 (МПа)

Определение допускаемых напряжений изгиба ,

Силы, действующие в зацеплении:

Окружная: F_t = = = 1376 (Н);

Радиальная: F_r = F_t = 1376 = 507 (Н);

Осевая: F_a = F_t tg = 1500 tg = 218 (Н);

Окружная скорость колес и степень точности передачи

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле:

Здесь коэффициент нагрузки При твердости и симметричному расположению зубчатых колес относительно опор Таким образом, коэффициент зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев

у шестерни

у колеса

и

Допускаемое напряжение:

Для сталей 40 и 45 улучшенной при твердости

Для шестерни для колеса ==1,75=1,75.

Допускаемые напряжения:

для шестерни [

для колеса [

Находим отношения

для шестерни

для колеса

Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.

Определяем коэффициенты

Для средних значений коэффициента торцового перекрытия и 8-й степени точности

Проверяем прочность зуба колеса

[

Условие прочности выполнено.

Определение межосевого расстояния

Где -- вспомогательный коэффициент. Для косозубых передач =43.

Примем ;

-- передаточное число редуктора или открытой передачи;

-- вращающий момент на тихоходном валу при расчете редуктора;

-- допускаемое контактное напряжение колеса с менее прочным зубом или среднее допускаемое контактное напряжение;

-- коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихся зубьев =1;

;

;

;

;

;

;

По ГОСТ 6636-69 округлим значение межосевого расстояния до

Модуль зацепления

;

;

;

;

;

;

;

Округлим полученное значение в большую сторону в соответствии со стандартным рядом чисел.

Табл.4. Ряды принимаемых модулей

m,мм	1-й ряд	1,0	1,5	2,0	2,5	3,0	4,0	5,0	6,0	8,0	10
	2-й ряд	1,25	1,75	2,25	2,75	3,5	4,5	5,5	7,0	9,0

Таким образом, .

Угол наклона зубьев

.

Суммарное число зубьев шестерни и колеса

Округляем полученное значения в меньшую сторону до целого числа, тогда:

;

Уточним действительную величину угла наклона зубьев:

Число зубьев шестерни:

Округлим до ближайшего целого числа, тогда

Число зубьев колеса:

Фактическое передаточное число и отклонение от заданного u:

Фактическое межосевое расстояние:

Нормальный модуль равен: m_n = (0,01..0,02) = 1,12..2,24.

Определим фактические основные геометрические параметры передачи (мм):

Для шестерни:

Диаметр делительный:

.

Диаметр вершин зубьев:

.

Диаметр впадин зубьев:

.

Ширина венца:

Для колеса:

Диаметр делительный:

.

Диаметр вершин зубьев:

.

Диаметр впадин зубьев:

.

Ширина венца:

Проверка: a_w = = = 112 (мм);

Предварительный расчёт валов редуктора

Проектирование быстроходного вала

Определение параметров 1-ой ступени

;

Полученное значение диаметра вала округлим до стандартного значения из ряда нормальных линейных размеров R40: принимаем d_k=26 мм;

По техническому заданию на первую ступень вала насаживается шкив клиноременной передачи, поэтому длину ступени определим по следующей формуле l₁= (1,2..1,5) d_k = (31,2..45)

Полученное значение длины ступени вала округлим до стандартного значения из ряда нормальных линейных размеров R40: принимаем l₁=35 мм;

Определение параметров 2-ой ступени

Вторая ступень вала проектируется под подшипник и манжетное уплотнение.

d_П = d_k + 2t = 26+2 = 30 (мм);

t =2,0 мм - высота заплечика, определяется по диаметру первой ступени.

Для определения длины ступени воспользуемся следующей формулой:

l₂=1,5 d_П = 1,5 30 = 45 (мм)

Определение параметров 3-ей ступени

Третья ступень вала проектируется под шестерню и выступает буртом для упора подшипника.

d_БП = d_П + r3,2 = 30 + 3,2 1,6 = 35,12 (мм);

r =1,6 мм - координата фаски подшипника, определяется в зависимости от диаметра вала второй ступени.

Принимаем d_БП =36 мм;

Длина ступени определяется графически при построении эскизной компоновки редуктора.

Определение параметров 4-ой ступени

Четвертая ступень вала проектируется под подшипник.

d_П = 30 мм;

Для определения длины ступени воспользуемся одной из следующих формул:

l₄ B = 16 мм - для шариковых подшипников.

Проектирование тихоходного вала

Первая ступень вала проектируется под элемент открытой передачи или полумуфту. Для ориентировочного определения диаметра консольного участка вала (первой ступени) воспользуемся условием прочности на чистое кручение.

;

Полученное значение диаметра вала округлим до стандартного значения из ряда нормальных линейных размеров R40: принимаем d_k= 35 мм;

По техническому заданию на первую ступень вала насаживается шкив клиноременной передачи, поэтому длину ступени определим по следующей формуле l₁= (1,2..1,5) d_k = (42..52,5)

Полученное значение длины ступени вала округлим до стандартного значения из ряда нормальных линейных размеров R40: принимаем l₁=45 мм;

Определение параметров 2-ой ступени

Вторая ступень вала проектируется под подшипник и манжетное уплотнение.

d_П = d_k + 2t = 35 + 2 = 39,4 (мм); Примем d_П = 40 мм;

t =2,2 мм - высота заплечика, определяется по диаметру первой ступени.

Для определения длины ступени воспользуемся следующей формулой:

l₂=1,5 d_П = 1,5 40 = 60 (мм)

Определение параметров 3-ей ступени

Третья ступень вала проектируется под шестерню и выступает буртом для упора подшипника.

d_C = d_П + r3,2 = 40 + 3,2 2 = 46,4 (мм); Примем d_C = 48мм;

r = 2,0 мм - координата фаски подшипника, определяется в зависимости от диаметра вала второй ступени.

Принимаем d_C =48 мм;

Длина ступени определяется графически при построении эскизной компоновки редуктора.

Определение параметров 4-ой ступени

Четвертая ступень вала проектируется под подшипник.

d_П = 40 мм;

Для определения длины ступени воспользуемся одной из следующих формул:

l₄ B = 18 мм - для шариковых подшипников.

Предварительный выбор подшипников валов

Быстроходный вал:

По ГОСТ 8338-75 выбираем - подшипник 206, со следующими параметрами:

d = 30 мм, диаметр внутреннего кольца подшипника;

D = 62 мм, диаметр наружного кольца подшипника;

B = 16 мм, ширина подшипника;

r =1,5 мм, координата фаски подшипника;

C_r = 19,5 кН, базовая динамическая грузоподъемность;

C_or= 10,0 кН, статическая грузоподъемность.

l_r = 1,5 B = 24 (мм).

Тихоходный вал:

По ГОСТ 8338-75 выбираем- подшипник 208, со следующими параметрами:

d = 40 мм, диаметр внутреннего кольца подшипника;

D = 80 мм, диаметр наружного кольца подшипника;

B = 18 мм, ширина подшипника;

r =2,0 мм, координата фаски подшипника;

C_r = 30 кН, базовая динамическая грузоподъемность;

C_or= 17,8 кН, статическая грузоподъемность.

Конструктивные размеры шестерни и колеса

Диаметр ступицы стальных колес равен: d_СТ = 1,6 d_C = 48 1,6 = 76,8 (мм); Примем d_СТ = 76 мм;

Длина ступицы равна: l_СТ = (1,2..1,5) d_C = (1,2..1,5) 48 = 57,6..72 (мм). Примем l_СТ = 60 (мм);

Длина обода цилиндрического колеса равен: д₀=(2,5..4)m_n = 3,125..5 (мм). д₀ =8 (мм);

Толщина диска литых колес: C = 0,2b₂ = 0,233,6 = 6,72 (мм);

Внутренний диаметр обода равен: D₀ = d_f2 - 2 д₀ =179,208- 28 = 163,208 (мм); Примем D₀ = 163 мм;

Диаметр центровой окружности равен: D_ОТВ = 0,5( D₀ + d_СТ) = 119,5 (мм); Примем D_ОТВ = 120 мм;

Диаметр отверстий равен: d_ОТВ = = 22 (мм);

Толщина рёбер равна: s = 0,8 C = 5,376 (мм);

Фаска n = 0,5 m_n = 0,625 (мм).

Основные параметры корпуса

Табл.5. Основные параметры корпуса

Толщина стенки корпуса и крышки редуктора	д = 0,025a +1 = 8; д1 = 0,02a + 1 = 8;
Толщина верхнего пояса корпуса	b = 1,5д = 12
Толщина нижнего пояса крышки корпуса	b1 = 1,5 д1 = 12
Толщина нижнего пояса корпуса	p = 2,35д = 18,8
Толщина ребер основания корпуса	m = (0,85..1)д = 8
Толщина рёбер крышки	m1 = (0,85..1)д1 = 8
Диаметр фундаментальных болтов	d1 = (0,03..0,036) a + 12 = 16; (М16)
Диаметр болтов у подшипников:	d2 = (0,7..0,75)d1 = 12 (М12)
Диаметр болтов соединяющих основание корпуса с крышкой	d3 = (0,5..0,6)d1 = 8 (М8)
Размеры, определяющие положение болтов d2	e = (1..1,2)d2 = 12; q0,5d2 + d4 = 18
Высота бобышки hб под болт d2	hб выбирают конструктивно так, чтобы образовалась опорная поверхность под головку болта и гайку. Желательно у всех бобышек иметь одинаковую высоту hб.

Основные элементы корпуса

Табл. 6. Основные элементы корпуса

Параметры	Ориентировочные соотношения (размеры, мм)
Гнездо под под-шипник	Диаметр отверстия в гнезде	Dб=62 мм Dт=80 мм
	Винты крепления крышки подшипника d4; Число винтов n	4 болта М12 4 болта М10
	Диаметр гнезда Длина гнезда	=8+18+14+5=45 мм мм
Размеры штифта	Диаметр Длина	мм
Наименьший зазор между наружной поверхностью колеса и стенкой корпуса: По диаметру По торцам
Параметры	Болты
	М6	М8	М10	М12	М16	М20	М24	М27	М30
	22 12	24 13	28 16	33 18	39 21	48 25	54 34	58 36	65 50

Табл. 7. Параметры для принятых болтов М16, М12 и М8

39 мм	33 мм	24 мм	21 мм	18 мм	13 мм

Проектирование крышек

D - наружный диаметр подшипников,

Для ведущего вала:

Для ведомого вала:

Шпонки

Для ведущего вала с диаметром 26 мм соответствует шпонка со следующими значениями:

Сечение шпонки мм;

Глубина паза вала (t₁) - 4,0 мм, втулки (t₂) - 3,3 мм;

Фаска = 0,25 мм

Длина мм

Для ведомого вала с диаметром 35 мм соответствует шпонка со следующими значениями:

Сечение шпонки мм;

Глубина паза: вала (t₁) - 5,0 мм; втулки (t₂) - 3,3 мм;

Фаска = 0,4 мм

Длина мм

Шпонка, передающая крутящий момент от колеса к валу имеет следующие параметры:

Сечение шпонки мм;

Глубина паза вала (t₁) - 5,5 мм, втулки (t₂) - 3,8 мм;

Фаска = 0,25 мм

Длина мм

Все шпонки призматические со скруглёнными торцами. Материал шпонок-сталь 45 нормализованная.

Выбор манжет

По получаем размеры резиновых

Для= 30 мм - D = 62 мм, h₁= 10 мм; Для =40 мм - D=80 мм, h₂=10 мм.

Выбор муфты

Исходя из диаметра вала 40 мм, получаем следующие параметры муфты:

Допустимый вращающий момент ;

Наружный диаметр ;

Тип I-с цилиндрическими отверстиями;
Исполнение 1-на длинные концы валов;

Максимальная частота ;

Болты выбираем из условия -диаметр стержня болта. По ГОСТ 7798-70 выбираем болт с метрической резьбой, с крупным шагом, с номинальным диаметром резьбы d=6 мм, размером «под ключ» S=10 мм и длиной болта l=14 мм. Число болтов z=4, т.к.

Расчёт открытой ремённой передачи

Диаметр ведущего шкива (мм) вычисляется по эмпирической формуле 7.25 [1, стр. 130]:

По ГОСТ 17383-73 принимаем

По табл 7.7 [1, стр. 131] и табл 7.8 [1, стр. 132] определяем нужные нам параметры ремня.

Обозначение ремня - А;

l_p= 11 мм;

W= 13 мм;

Т₀= 8 мм;

А= 81 мм²;

L_p= 1600 мм²;

ДL= 33 мм;

m₁= 0,1 кг;

U_кр= 3.

Диаметр ведомого шкива (мм) определяют с учётом относительного скольжения ремня е найдём по формуле 7.3 [1, стр. 120]:

е=0,01

По ГОСТ 17383-73 принимаем

Межосевое расстояние лежит в интервале между a_min и a_max и определяются они по формуле 7.26 [1, стр. 130]:

Выберем a=300 (мм).

Длина ремня определяется по формуле 7.7 [1, стр. 121]:

Найдём уточнённое межосевое расстояние по формуле 7.27 [1, стр. 130]:

Найдём угол обхвата по формуле 7.28 [1, стр. 130]:

По табл 7.8 [1, стр. 132], табл 7.9 [1, стр. 135], табл 7.10 [1, стр. 136] и в пояснении к формуле 7.29 [1, стр. 135] определяем нужные нам параметры ремня.

P₀=1,08 кВт;

C_L=0,98;

C_p=1;

C_б=0,89;

C_z=0,9;

Определим число ремней по формуле 7.29 [1, стр. 135]:

Число ремней z=4.

v = = = 4,52 ;

Определим натяжение ветви ремня по формуле 7.30 [1, стр. 136]:

Силу действующую на вал находим по формуле 7.31 [1, стр. 136]:

По табл 7.12 [1, стр. 138] определяем нужные нам параметры шкива:

Обозначение ремня - Б;

l_p= 11 мм;

h= 8,7 мм;

h₀= 3,3 мм;

f= 10 мм;

e=15 мм;

Ширина обода шкива:

Проверка долговечности подшипника

Ведущий вал.

Нагрузка на вал от ременной передачи

Составляющие этой нагрузки

Из предыдущих расчётов имеем из первого этапа компоновки и .

Реакции опор:

В плоскости xz можем записать следующие уравнения:

;

-

В плоскости yz можем записать следующие уравнения:

Суммарные реакции

Подбираем подшипники по более нагруженной 2.

Намечаем радиальные шариковые подшипники 206, параметры которого указаны выше в пункте «выбор подшипников».

X В которой радиальная нагрузка осевая нагрузка (вращается внутреннее кольцо); коэффициент безопасности для приводов;

Отношение Этой величине соответствует

Отношение

Расчетная долговечность, млн об

Расчетная долговечность, ч

что соответствует установленных ГОСТ 16162-85 (10 000 < L_h < 36 000).

Ведомый вал

Ведомый вал несет такие же нагрузки, как и ведущий:

.

Из первого этапа компоновки мм .

В плоскости xz можем записать следующие уравнения:

В плоскости yz можем записать следующие уравнения:

Суммарные реакции

Выбираем подшипники по более нагруженной опоре 4.

Шариковые радиальные шариковые подшипники 208, параметры которого указаны выше в пункте «выбор подшипников».

Отношение этой величине соответствует

Отношение

Поэтому X

Расчетная долговечность, млн. об.

Расчетная долговечность, ч

Что соответствует установленных ГОСТ 16162-85 (10 000 < L_h < 36 000).

Эпюры вращающих и изгибающих моментов

Ведущий вал.

Из предыдущих расчетов имеем F_t = Н,

F_r= 507 Н; из первого этапа компоновки l₁ = 83 мм; l₂ = l₃ = 56 мм;

F_в = 1277,9 (H); 2246 (Н); 870 (Н);

F_вх = F_ву = F_в sin(г)= 1277,9 sin(45)=904 (H). -1473 (Н); 1870 (Н).

Плоскость yoz:

;

83;

;

;

2. ;

;

;

;

;

;

;

;

Плоскость xoz:

;

;

;

;

2. ;

;

;

;

;

;

;

;

Ведомый вал.

Из предыдущих расчетов имеем F_t = Н,

F_r= 507 Н; из первого этапа компоновки l₁ = 95 мм; l₂ = l₃ = 62 мм;

F_b = 980 (H); 688 (Н);

F_bх = F_bу = F_b sin(г)=980 sin(45)=693 (H). 424 (Н); 82 (Н).

Плоскость yoz:

;

;

;

;

2.

;

;

;

;

;

;

;

Плоскость xoz:

;

;

;

;

2. ;

;

;

;

;

;

;

;

Проверка прочности шпоночных соединений

Для проверки прочности шпонки, нужно вычислить напряжение на срез и на смятие . Должны выполниться условия и

1. Шпонка на быстроходном валу имеет

, и передает крутящий момент .

Таким образом,

.

2. Шпонка на тихоходном валу имеет мм,

, и передает крутящий момент

Таким образом,

.

3. Шпонка под колесо на ведомом валу имеет мм,

, и передает крутящий момент

Таким образом,

.

Оба условия выполняются для всех трёх шпонок, значит вносить изменения в конструкцию соединения не требуется.

Выбор масла

По [Табл. 10.8] устанавливаем вязкость масла.

При контактных напряжениях и скорости рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 28.

По [Табл. 10.10] принимаем масло индустриальное И-30А.

Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом УТ-1 [Табл. 9.14], периодически пополняем его шприцем через пресс-масленки.

Список литературы

1. Чернавский С.А. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие / С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин, Г.М. Ицкович, В.П. Козинцов. - изд. 3-е - М: ООО ТИД «Альянс», 2005. - 416с.

2. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие. - изд. 2-е, перераб. и дополн. - Калининград: Янтар. сказ, 2002 г. - 454 с.

3. Дунаев П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин: Учебное пособие для студ. техн. спец. вузов / П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов. - изд. 8-е, пеерраб. и дополн. - М: Издательский центр «Академия», 2004. - 496 с.

4. Горбенко В.Т. Теория механизмов и машин. Курсовое проектирование: Учебное пособие / В.Т. Горбенко, М.В. Горбенко. - изд. 2-е, испр. и дополн. - Томск: Изд-во Томского политехнического университета, 2007. - 144 с.

5. Цехнович Л.И., Петреченко И.П. Атлас конструкций редукторов: Учебное пособие. - изд. 2-е, перераб. и дополн. - К: Высш. школа, 1990. - 151 с.

Размещено на Allbest.ru

...