close

Вход

Забыли?

вход по аккаунту

?

Пояснительная по хардкору записка

код для вставкиСкачать
Задание на курсовой проектВведение1. Выбор электродвигателя и кинематических параметров привода2. Расчет цилиндрической зубчатой передачи 2.1. Выбор материалов и допускаемые напряжения 2.2. Определение геометрических размеров передачи 2.3. Проверочный расчет цилиндрической передачи 2.4. Определение диаметров окружностей зубчатых колес 2.5. Определение сил в цилиндрической косозубой передаче3. Расчет ремённой передачи4. Расчет валов. Подбор подшипников 4.1. Предварительный расчет валов 4.2. Первый этап эскизной компоновки 4.3. Подбор и проверка шпонок 4.4. Силы в зубчатой передаче 4.5. Расчетные схемы валов. Опорные реакции. Эпюры изгибающих и крутящих моментов 4.6. Подбор и расчет подшипников 4.7. Уточненный расчет валов5. Основные конструктивные размеры редуктора. Выбор муфты 5.1. Выбор болтов 5.2. Расчет элементов корпуса 5.3. Выбор крышек подшипниковых узлов 5.4. Конструктивные размеры зубчатого колеса 5.5. Выбор муфты6. Смазка редуктора 6.1. Смазка зубчатых колес, сорт смазки, количество, контроль 6.2. Смазка подшипников7. Сборка редуктораЗаключениеСодержание.
Введение.
Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передач вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.
Назначение редуктора - понижение угловой скорости и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим. Редуктор состоит из корпуса литого чугунного, в котором помещают 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, коническо-цилиндрические и т.д.); относительному расположению валов редуктора в пространстве (горизонтальные, вертикальные); особенностями кинематической схемы (развернутая, соосная, с раздвоенной ступенью и т.д.).
Требуется спроектировать горизонтальный редуктор с косозубым зацеплением, электродвигателем и ременной передачей.
Проектирование велось с помощью САПР, в конце каждого пункта примера расчетов приведены данные, полученные при автоматизированном проектировании.
3.Расчет ремённой передачи
В данном проекте ременная передача представляет собой первую ступень и передает вращающий момент и мощность от электродвигателя к зубчатой передаче, понижая частоту. В проекте используется и рассчитывается открытая клиноременная передача.
Рис3.1 Схема открытой клиноременной передачи.
Проектирование ведется по требуемой мощности, передаточному отношению , частоте ведущего шкива и режиму работы.
Табл. 3.1 Исходные данные для расчета клиноременной передачи:
Величина:Значение:Требуемая мощность:P4,338 кВтПередаточное отношение:Uрп1,8Частота ведущего шкива:nI1444,5 об/минРежим работы:Средний равновероятныйТабл. 3.2 Диаметры шкивов:
Величина:Расчет:Значение:Знач.САПР:Диаметр меньшего шкива (ведущего):d1(3...4) ∛(T_1=3,5∛28680) =107,1 мм
Здесь T1 = 28680 Нмм  крутящий момент на меньшем шкиве. Округляю до значения по ГОСТ d1 = 112 мм.112 мм125 ммДиаметр большего шкива:d2U_рп∙d_1=1,8∙125=225
Округляю до значения по ГОСТ 20889-88 d2 = 224 мм.224 мм224 мм
Табл. 3.3 Выбор типа сечения ремня:
Величина:Расчет:Значение:Знач.САПР:Ориентировочное число ремней:z'Принимаю z' = 6.6Номинальная мощность, передаваемая одним ремнем:P0P_0= P/z'=4,338/6=0,723 кВт0,723 кВтТип сечения ремня:Для мощности, меньшей 2 кВт на один ремень, по ГОСТ 1284.3-96 выбираю сечение ремня Z(О).Z(О)Z(О)
Табл.3.4 Размеры сечения ремня по ГОСТ 1284.3-96:
Величина:Значение:Расчетная ширина ремня:Wp8,5 ммШирина большего основания ремня:W10 ммВысота сечения ремня:T06 ммПлощадь поперечного сечения:47 мм2
Рис3.2 Сечение и размеры ремня Z(О).
Табл.3.5 Межосевое расстояние и длина ремня:
Величина:Расчет:Значение:Знач.САПР:Ориентировочное межосевое расстояние:a'a_min=0,55(d_1+d_2 )+T_0=0,55(125+224)+6=
=197,95 мм
a_max=d_1+d_2=125+224=349 мм
a^'=(a_min+a_max)/2=((197,95+349))/2=273,475 мм273,475 ммРасчетная длина ремня по нейтральному слою:LpL_р=2a+π/2 (d_1+d_2 )+(d_2-d_1 )^2/4a=
=2∙273,475+π(125+224)/2+(224-125)^2/(4∙273,475)=1103 мм
Округляю по ГОСТ 1284.1-89 до ближайшего значения 1120 мм1120 мм1120 ммww=π/2 (d_1+d_2 )=π/2 (125+224)=547,93547,93yy=((d_2-d_1)/2)^2=((224-125)/2)^2=2450,252450,25Уточненное межосевое расстояние:aa=0,25[(L_р-w)+√((L_р-w)^2-8y)]=
=0,25[(1120-547,93)+√((1120-547,93)^2-8∙2450,25)]=
=281,68 мм281,68 мм281,54 мм
Табл. 3.6 Угол обхвата меньшего шкива:
Величина:Расчет:Значение:Знач.САПР:Угол обхвата меньшего шкива:1°α_1^°=180-57 ((d_2-d_1 ))/a=180-57 (224-125)/281,54=
=〖159,96〗^°159,96°159,85°
Табл. 3.7 Число ремней:
Величина:Расчет:Значение:Знач.САПР:Номинальная мощность, допустимая для передачи одним ремнем:P0По ГОСТ 1284.3-96 для длины ремня Lp=1320 мм, диаметра меньшего шкива d1>112мм, передаточного отношения U=1,5 и частоты ведущего шкива 1450 об/мин.1,29 кВтКоэффициент, учитывающий влияние длины ремня:CLПо ГОСТ 1284.3-96 для длины ремня 1120 мм и сечения Z(О).0,93Коэффициент, учитывающий влияние угла обхватаCПо ГОСТ 1284.3-96 для угла 160°.0,950,95Коэффициент динамичности и режима работы:CpПо ГОСТ 1284.3-96 для трех смен работы передачи в сутки, среднего режима работы и двигателя первого типа.1,50,65PpP_р=(P_0 C_ C_L)/C_p =1,290,950,93/1,5=0,76 кВт0,76 кВтКоэффициент, учитывающий число ремней в комплекте:CzДля 4-6 ремней по Cz = 0,900,90Число ремней:zz=P/(P_р C_z )=4,338/0,760,90=666
Табл. 3.7 Силы в клиноременной передаче:
Величина:Расчет:Значение:Знач.САПР:Скорость ремня:vv=(πd_1 n_I)/60=(π0,125∙1444,5)/60=9,45 м/c9,45 м/c9,45 м/cКоэффициент, усиливающий влияние центробежных сил:Для сечения Z(О)  = 0,060,060,06Предварительное натяжение ветви одного ремня:F0F_0=(850PC_P C_L)/(zvC_α )+θv^2=
=(850∙4,338∙1∙0,93)/(6∙9,45∙0,95)+0,06∙〖9,45〗^2=69 Н
Здесь CP =1 взято из расчета на одну смену работы в сутки.69 Н0,1 кНСила, действующая на валы:FвF_в=2F_0 z sin⁡〖α_1/2=2〗∙0,1∙6∙sin⁡〖159,85/2〗=1,18 кН1,18 кН1,16 кН
Табл. 3.8 Рабочий ресурс ремней:
Величина:Расчет:Значение:Знач.САПР:Требуемый срок службы ремня:24000 чРасчетный срок службы ремня:43249 ч
4. Расчет валов. Подбор подшипников.
4.1 Предварительный расчет валов.
Редукторный вал представляет собой ступенчатое цилиндрическое тело, количество и размеры ступеней которого зависят от количества и размеров, установленных на вал деталей. Валы редукторов должны удовлетворять условиям прочности, жесткости и размещения подшипников.
Проектный расчёт валов редуктора выполняют только по напряжениям кручения (как при чистом кручении), то есть при этом не учитывают напряжений изгиба, концентрации напряжений и переменность напряжений во времени (циклы напряжений). Для компенсации этого значения допускаемых напряжений на кручение выбирают заниженными в пределах []к = 10-20 МПа. Меньшие значения (10-15 МПа) []к - для быстроходных валов, большие значения (15-20 МПа) []к - для тихоходных валов.
При расчетах диаметров длины заплечиков ti определяются по следующей таблице:
Табл. 4.1 Длины заплечиков:
di, мм25-3032-4042-5052-6062-7071-86ti, мм2,22,52,83,03,33,5
Рис. 4.1 Схема быстроходного вала.
Табл. 4.2 Расчет диаметров участков быстроходного вала:
Величина:Расчет:Значение:Знач.САПР:Допускаемое напряжение:[]кбДля быстроходного вала 10-15 МПа.15 МПаРасчетный диаметр вала:d1бd_1б=∛((16T_1 〖10〗^3)/(π[τ]_kб ))=∛((16∙49,559∙〖10〗^3)/(π∙15))=24,92 мм
Округляю по ряду Ra5 до 25 мм.25 мм25 ммДиаметр участка под уплотнение:d2бd_2б=d_1б+2t_1=25+22,2=29,4 мм
Округляю по ряду Ra40.30 мм30 ммДиаметр участка под подшипник:d3б
d5бd_3б=d_2б+2t_2=30+22,2=34,4 мм
Округляю до 35 мм и предварительно выбираю шариковый радиальный однорядный подшипник средней серии 307 ГОСТ 8338-75 (размеры см. ниже).35 мм35 ммДиаметр участка шестерни:d4б
d_4б=d_3б+2∙t_3=35+22,5=40 мм40 мм40 мм
Табл. 4.3 Расчет длин участков быстроходного вала:
Величина:Расчет:Значение:Знач.САПР:Длина участка под шкив:l1бl_1б=(1,2...1,5) d_1б=1,5∙25=37,5 мм
Округляю по Ra5 до 40 мм40 мм42 ммДлина участка под уплотнение:l2бl_2б=1,5d_2б=1,5∙30=45 мм45 мм50 ммДлина участка под подшипник:l3бОпределяется при компоновке.24 ммДлина участка шестерни:l4бОпределяется при компоновке.96 ммДлина участка под подшипник:l5бОпределяется при компоновке.24 мм
Рис. 4.2 Схема тихоходного вала.
Табл. 4.4 Расчет диаметров участков тихоходного вала:
Величина:Расчет:Значение:Знач.САПР:Допускаемое напряжение:[]ктДля тихоходного вала 15-20 МПа.20Расчетный диаметр вала (участок под муфту):d1тd_1т=∛((16T_2 〖10〗^3)/(π[τ]_kт ))=∛((16∙190,404∙〖10〗^3)/(π∙20))=36,47 мм
Округляю до 36 мм по Ra20.
36 мм35 ммДиаметр участка под уплотнение:d2тd_2т=d_1т+2t_1=35+2∙2,5=40 мм40 мм40 ммДиаметр участков под подшипники:d3т
d7тd_3=d_2т+2∙t_2=40+2∙2,5=45 мм
Исходя из диаметра, предварительно выбираю подшипник шариковый однорядный радиальный легкой серии 209 ГОСТ 8338-75 (размеры см. ниже).45 мм45 ммДиаметр участка под колесо:d4тd_4т=d_3т+2t_3=45+2∙2,8=50,6 мм
Округляю по Ra10 до 50 мм.50 мм50 ммДиаметр буртика для осевой фиксации колеса:d5тd_5т=〖1,1d〗_4т=1,1∙50=55 мм
Округляю по Ra20 до 56 мм.56 мм60 ммДиаметр буртика подшипника:d6тd_6т=d_7т+3,2r=45+3,2∙2=51,4 мм
Округляю до 50 мм по Ra10.50 мм50 ммТабл. 4.5 Расчет длин участков тихоходного вала:
Величина:Расчет:Значение:Знач.САПР:Длина участка под муфту:l1тl_1т=(1,0...1,5) d_1т=1,5∙35=52,5 мм
Округляю до 56 мм по Ra20.56 мм55 ммДлина участка под уплотнение:l2тl_2т=1,5d_2т=1,5∙40=60 мм60 мм50 ммДлина участка под подшипник:l3тОпределяется при компоновке.41 ммДлина ступицы колеса:lстl_ст=(1,0...1,2) d_4т=1,2∙50=60 мм60 мм60 ммДлина участка под колесо:l4тl_4т=l_ст-(1...2)=60-2=58 мм58 мм58 ммДлина участков буртиков:l5т
l6тl_6т=10 мм10 мм10 ммДлина участка под подшипник:l7тИсходя из размеров подшипника 209, представленных ниже:
l_7=B+c=19+2=21 мм21 мм 21 мм
Предварительно выбранные подшипники быстроходного и тихоходного вала:
Рис. 4.3 Подшипник радиальный однорядный.
Табл. 4.6 Размеры подшипников 209 и 307 ГОСТ 8338-75:
209307DНоминальный диаметр наружный цилиндрической поверхности внешнего кольца:85 мм80 ммdНоминальный диаметр отверстия внутреннего кольца:45 мм35 ммBНоминальная ширина подшипника:19 мм21 ммrНоминальная координата монтажной фаски:2 мм2,5 мм
4.2 Первый этап эскизной компоновки.
Табл. 4.7 Данные для первого этапа эскизной компоновки:
Величина:Расчет:Значение:Межосевое расстояние:aw140 ммВнешний диаметр ступицы колеса:Dст〖D_ст=d〗_4т∙(1,5...1,8)=d_4т∙1,6=50∙1,6=80 мм80 ммДлина ступицы колеса:lст60 ммШирина венцаКолеса:bw255 ммШестерни:bw160 ммДиаметр делительной окружности:Колеса:d1224,818 ммШестерни:d255,182 ммДиаметр окружности вершин:Колеса:da1228,818 ммШестерни:da259,182 ммДиаметр окружности впадин:Колеса:df1219,818 ммШестерни:df250,182 ммМодуль:m2 ммМинимальный зазор между колесом и корпусом:aL= d_1+d_2+m=224,818+55,182+2=282 мм
a=√(L+3)=√(282+3)≈17 мм17 ммРазмеры подшипников:См. пункт 4.1.
4.3 Подбор и проверка шпонок.
Шпоночное соединение служит для закрепления деталей на валах.
Соединение призматическими шпонками ненапряженное. Оно требует изготовление вала и отверстия с большой точностью. Момент передается с вала на ступицу боковыми узкими гранями шпонки. При этом на них возникают напряжения смятия, а в продольном сечении шпонки - напряжения среза.
Для упрощения расчета допускают, что шпонка врезана в вал на половину своей высоты, напряжения смятия распределяются равномерно по высоте и длине шпонки, а плечо равнодействующей этих напряжений равно ~d/2.
У стандартных шпонок размеры b и h подобраны так, что нагрузку соединения ограничивают не напряжения среза, а напряжения смятия.
Проверка шпонок выполняется под колесом и деталями открытой передачи (ременной). Шпонки на выходных участках валов при использовании стандартных муфт допускается на смятие не проверять.
Рис. 4.4 Шпоночное соединение.
Шпонка выбирается по диаметру участка вала, в который она закладывается по ГОСТ 23360-78:
Табл. 4.8 Размеры сечения шпонок в зависимости от диаметра вала по ГОСТ 23360-78:
Диаметр участка вала:Высота шпонки h, мм:Ширина шпонки b, мм:Глубина паза на валу t1,мм:Глубина паза на детали t2,мм:Радиус закругления rc или фаски s1x45°, мм:Ном.Откл.Ном.Откл.Не более:Не менее:Участок под колесо (т.вал)
d=50 мм9145,5±0,23,8±0,20,40,25Участок под муфту (т.вал)
d=35 мм8105,0±0,23,3±0,20,40,25Участок под шкив (б.вал)
d=25 мм784,0±0,23,3±0,20,250,16
Длины шпонок должны выбираться из ряда по ГОСТ 23360-78.
Табл. 4.9 Длины шпонок:
Величина:Расчет:Значение:Знач. САПР:Длина шпонки под колесо:lшп1l_шп1=l_cn-(10...20)=60-10=50 мм50 мм50 ммДлина шпонки под муфту:lшп2Принимаю l_шп2=50 мм50 мм50 ммДлина шпонки под шкив:lшп3Принимаю l_шп3=36 мм36 мм36 мм
Проверка шпонок на прочность производится по формуле:
σ_см=2T/(d(h-t)(l_шп-b))<〖[σ]〗_см
Здесь [σ]см = 110-200 Мпа для стальных ступиц и при спокойной нагрузке
Табл. 4.10 Проверка шпонок на прочность:
Величина:Расчет:Значение:Знач. САПР:Напряжение смятия для шпонки под колесо:σсм1σ_см1=(2∙190,404)/(0,05(9-5,5)(50-14))=60,4 МПа
σ_см1<〖[σ]〗_см
Шпонка удовлетворяет условию прочности.60,4 МПа60,4 МПаНапряжение смятия для шпонки под шкив:σсм2σ_см2=(2∙49,559)/(0,025(7-4)(36-8))=47,2 Мпа
σ_см2<〖[σ]〗_см
Шпонка удовлетворяет условию прочности.47,2 МПа47,2 МПа
Табл. 4.11 Выбранные шпонки:
Расположение:Обозначение:Шпонка под зубчатое колесо тихоходного вала:Шпонка 14х9х50 ГОСТ 23360-78Шпонка под муфту тихоходного вала: Шпонка 10х8х50 ГОСТ 23360-78Шпонка под шкив колеса ременной передачи на быстроходном валу:Шпонка 8х7х36 ГОСТ 23360-78
4.4 Силы в зубчатой передаче.
Рис. 4.5 Схема сил в цилиндрическом косозубом зацеплении.
Табл. 4.12 Определение значений сил:
Величина:Расчет:Значение:Знач. САПР:Окружная сила:FtF_t=(2〖∙10〗^3 T)/d=(2∙〖10〗^3 49,559)/55,183=1,796 кН1,796 кН1,796 кНОсевая сила:FaF_a=F_t∙tgβ=1,796∙tg20°〖24〗^' 8^''=0,668 кН0,668 кН0,378 кНРадиальная сила:FrF_r=F_t (tgα_w)/cosβ=1,796 (tg20°)/(cos20°24'8'')=0,697 кН0,697 кН0,668 кН
4.6 Подбор и расчет подшипников.
В пункте 4.1 предварительно были выбраны подшипники
Для быстроходного вала: 307 ГОСТ 8338-75
Для тихоходного вала: 209 ГОСТ 8338-75
Проверка подшипников производится вычислением эквивалентной долговечности в часах через динамическую грузоподъемность. При вычислении эквивалентной нагрузки используются силы на более нагруженном подшипнике из пары.
4.6.1 Быстроходный вал.
Табл. 4.13 Проверочный расчет подшипников быстроходного вала на долговечность.
Величина:Расчет:Значение:Знач.САПР:Номинальная динамическая грузоподъемность:C33,2 кН33,2 кНКоэффициент вращения:VТак как вращается внутреннее кольцо, то V = 11Коэффициент радиальной нагрузки:X11Коэффициент осевой нагрузки:Y00Температурный коэффициент:KTПримем температуру равной 100° С
Тогда KT = 111Коэффициент безопасности:KБ1,51,5Эквивалентная нагрузка:PP=VF_r K_T K_Б=1∙2,4∙1∙1,5=3,6 кН3,6 кН3,6 кНpДля шариковых подшипников p = 33Расчетная долговечность в часах:LhL_h=〖10〗^6/60n (C/P)^p=〖10〗^6/(60∙802,5) (33,2/3,6)^3=16290 ч
Значение удовлетворяет рекомендуемому (10000...25000) для редукторов.16290 чЭквивалентная долговечность в часах:LhE65270 ч
Окончательно для быстроходного вала выбираю шариковый радиальный однорядный подшипник средней серии 307 ГОСТ 8338-75.
4.6.2 Тихоходный вал.
Табл. 4.14 Проверочный расчет подшипников тихоходного вала на долговечность.
Величина:Расчет:Значение:Знач.САПР:Номинальная динамическая грузоподъемность:C33,2 кН33,2 кНКоэффициент вращения:VТак как вращается внутреннее кольцо, то V = 11Коэффициент радиальной нагрузки:X11Коэффициент осевой нагрузки:Y00Температурный коэффициент:KTПримем температуру равной 100° С
Тогда KT = 111Коэффициент безопасности:KБ1,51,5Эквивалентная нагрузка:PP=VF_r K_T K_Б=1∙3,8∙1∙1,5=5,7 кН5,7 кН5,71 кНpДля шариковых подшипников p = 33Расчетная долговечность в часах:LhL_h=〖10〗^6/60n (C/P)^p=〖10〗^6/(60∙197) (33,2/5,7)^3=16718 ч
Значение удовлетворяет рекомендуемому (10000...25000) для редукторов.16718 чЭквивалентная долговечность в часах:LhE66655 ч
Окончательно для тихоходного вала выбираю подшипник шариковый однорядный радиальный легкой серии 209 ГОСТ 8338-75.
4.7 Уточненный расчет валов.
На практике установлено, что для валов основным видом разрушения является усталостное. Поэтому для валов расчет на сопротивление усталости является основным.
Расчет вала на усталостную прочность заключается в определении коэффициента запаса прочности в опасном сечении и сопоставлении его с допускаемым значением.
S=(S_σ S_τ)/√(S_σ^2+S_τ^2 )≥[S]=2...2,5
где Sσ и Sτ - коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям.
S_σ=σ_(-1)/((σ_a K_σ)/(K_d K_F )+ψ_σ σ_m )
S_τ=τ_(-1)/((τ_a K_τ)/(K_d K_F )+ψ_τ τ_m )
Здесь:
σa, τa - амплитуды переменных составляющих циклов напряжения.
σm, τm - постоянные составляющие.
Принимаю циклы напряжений симметричным для изгиба и отнулевым для кручения, тогда
σm =0, σa = M/(0,1d3)
τm = τa = 0,5τ = 0,5T/(0,2d3)
4.7.1 Быстроходный вал.
Согласно эпюрам напряжений за расчетное сечение принимается место установки подшипника - 132 мм от левого торца вала. Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с натягом. Изгибающий момент M = 97,7 Н∙м, крутящий момент T = 49,56 Н∙м
Табл. 4.15 Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
Величина:Расчет:Значение:Знач. САПР:Предел выносливости материала при симметричном цикле изгиба.σ-1Для углеродистой стали:
σ_(-1)=0,43σ_в=0,43∙700=301 МПа301 Мпа301 МПаАмплитуда цикла нормальных напряжений: σaσ_a=M/(0,1d^3 )=97,7/(0,1∙〖0,035〗^3 )=22,79 МПа22,79 МПа23,206 МПаЭффективный коэффициент концентрации напряжений:KσДля напрессовки и при σв ≤ 700 МПа Kσ = 2,42,43,0Масштабный фактор:Kd0,80,85Фактор шероховатости:KF0,951,25Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:SσS_σ=σ_(-1)/((σ_a K_σ)/(K_d K_F ))= 301000/((23206∙3,0)/(0,85∙1,25))= 4,5944,5943,429
Табл. 4.16 Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
Величина:Расчет:Значение:Знач. САПР:Предел выносливости материала при симметричном цикле изгиба.τ-1Для углеродистой стали:
τ_(-1)=0,58σ_(-1)=0,58∙301=175 МПа175 Мпа175 МПаКоэффициент, корректирующий влияние постоянной составляющей цикла напряжений на сопротивление усталости.ψτДля углеродистых сталей ψτ= 00Амплитуда цикла касательных напряжений и его среднее значение: τaτ_a=τ_m=0,5T/(0,2d^3 )=(0,5∙49,56)/(0,2∙〖0,035〗^3 )=2,89 МПа2,89 МПа2,944 МПаЭффективный коэффициент концентрации напряжений:KτДля напрессовки и при σв ≤ 700 МПа Kτ = 1,81,81,65Масштабный фактор:Kd0,80,75Фактор шероховатости:KF0,951,25Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:SτS_σ=τ_(-1)/((τ_a K_τ)/(K_d K_F )+ψ_τ τ_m )= 175000/((2944∙1,65)/(0,75∙1,25)+0∙2944)= 33,77433,77423,499
Таким образом, коэффициент запаса прочности для быстроходного вала:
S=(S_σ S_τ)/√(S_σ^2+S_τ^2 )=(3,429*23,499)/√(〖3,429〗^2+〖23,499〗^2 )=3,394>2,5
Полученное значение удовлетворяет требуемому.
4.7.2 Тихоходный вал.
Согласно эпюрам напряжений за расчетное сечение принимается место ступенчатого перепада (5мм) с галтелью (r=1мм) - 105 мм от левого торца вала. Изгибающий момент M = 123,58 Н∙м, крутящий момент T = 190,4 Н∙м, расчетный диаметр 40 мм.
Табл. 4.17 Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
Величина:Расчет:Значение:Знач. САПР:Предел выносливости материала при симметричном цикле изгиба.σ-1Для углеродистой стали:
σ_(-1)=0,43σ_в=0,43∙700=301 МПа301 Мпа301 МПаАмплитуда цикла нормальных напряжений: σaσ_a=M/(0,1d^3 )=123,58/(0,1∙〖0,04〗^3 )=19,309 МПа19,309 МПа19,668 МПаЭффективный коэффициент концентрации напряжений:KσДля галтели при r/d = 1/40 и σв ≤ 700 МПа Kσ = 2,52,52,38Масштабный фактор:Kd0,80,83Фактор шероховатости:KF0,951,25Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:SσS_σ=σ_(-1)/((σ_a K_σ)/(K_d K_F ))= 301000/((19668∙2,38)/(0,83∙1,25))= 4,5946,6714,905
Табл. 4.18 Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
Величина:Расчет:Значение:Знач. САПР:Предел выносливости материала при симметричном цикле изгиба.τ-1Для углеродистой стали:
τ_(-1)=0,58σ_(-1)=0,58∙301=175 МПа175 Мпа175 МПаКоэффициент, корректирующий влияние постоянной составляющей цикла напряжений на сопротивление усталости.ψτДля углеродистых сталей ψτ= 00Амплитуда цикла касательных напряжений и его среднее значение: τaτ_a=τ_m=0,5T/(0,2d^3 )=(0,5∙190,4)/(0,2∙〖0,04〗^3 )=7,44 МПа7,44 МПа7,576 МПаЭффективный коэффициент концентрации напряжений:KτДля галтели при r/d = 1/40 и σв ≤ 700 МПа Kτ = 1,81,81,54Масштабный фактор:Kd0,80,72Фактор шероховатости:KF0,951,25Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:SτS_σ=τ_(-1)/((τ_a K_τ)/(K_d K_F )+ψ_τ τ_m )= 175000/((7576∙1,54)/(0,72∙1,25)+0∙7576)= 13,50013,59,356
Таким образом, коэффициент запаса прочности для быстроходного вала:
S=(S_σ S_τ)/√(S_σ^2+S_τ^2 )=(4,905*9,356)/√(〖4,905〗^2+〖9,356〗^2 )=4,344>2,5
Полученное значение удовлетворяет требуемому.
5. Основные конструктивные размеры редуктора. Выбор муфты.
5.1 Выбор болтов.
Табл. 5.1 Выбор болтов.
Расположение:Болт:Болты, крепящие крышку к основанию на фланцах:Болт М12-6gx40.36 ГОСТ 7798-70Болты, крепящие крышку к основанию у подшипниковых узлов:Болт М16-6gx110.36 ГОСТ 7798-70Болты, крепящие крышки подшипниковых узлов:Болт М8-6gx25.36 ГОСТ 7798-70Болт, крепящий шкив ременной передачи:Болт М6-6gx16.36 ГОСТ 7798-70Болты, крепящие обзорную крышку:Болт М6-6gx14.36 ГОСТ 7798-70
5.2 Расчет элементов корпуса.
Материал корпуса обычно чугун СЧ10 или СЧ15. Стальные конструкции корпусов редукторов из листовой стали применяют редко, основное применение - крупногабаритные редукторы индивидуального изготовления. Толщина стенок стальных корпусов на 20...30 процентов меньше, чем у чугунных.
Табл. 5.2 Расчет элементов корпуса:
Величина:Расчет:Значение:Знач. САПР:Толщина стенки корпуса:δδ=0,025∙a_w+1≥8
δ=0,025∙140+1=4,5=8 мм8 мм8 ммТолщина фундаментной лапы:h1h_1=(2,25...2,75)δ=2,5∙8=20 мм20 мм20 ммРасстояние от стенки корпуса до края фундаментной лапы:k1Болт: М22 к1 = 51 мм51 мм51 ммРасстояние от стенки корпуса до оси фундаментного болта:c1Болт: М22 с1 = 28 мм28 мм28 ммРасстояние от стенки корпуса до оси болта у подшипника:c224 мм24 ммРасстояние от стенки корпуса до оси болта на фланце:c321 мм21 ммТолщина верхнего фланца основания корпуса редуктора:h3h_3=(1,5...1,75)δ=1,75∙8=14 мм14 мм14 ммШирина верхнего фланца основания корпуса редуктора:lф44 мм44 мм
Выбор штифтов. Штифты служат для центрирования крышки относительно корпуса и крепления шкива ременной передачи на быстроходном валу.
Выбираю штифты по ГОСТ 3128-70:
Для центрирования крышки: Штифт 2.10х30
Для крепления шкива: Штифт 2.4х12
Рис. 5.1 Штифт исполнения b.
5.3 Выбор крышек подшипниковых узлов.
В подшипниковых гнездах можно применять врезные и накладные крышки. В случае применения врезных крышек в подшипниковых гнездах необходимо делать выточки в гнездах, а торцы гнезд можно не обрабатывать. При использовании накладных крышек их необходимо устанавливать на корпус с помощью болтов. Врезные крышки конструктивно проще накладных. Они крепятся без болтов и для них не надо сверлить и нарезать отверстия на корпусных деталях, но во избежание протекания масла нужны сравнительно точные и плотные сопряжения крышек с внутренними поверхностями гнезд.
В нашем случае используем накладные крышки. Крышки выбираем по наружному диаметру подшипника для тихоходного вала D = 85 мм, для быстроходного D = 80 мм.
Для сквозных крышек подшипниковых узлов быстроходного и тихоходного валов для уплотнения выбираем манжеты армированные резиновые по ГОСТ 8752-79 по диаметру участка вала для уплотнения:
Для уплотнения быстроходного вала: 1.1-30х52-1
Для уплотнения тихоходного вала: 1.1-40х60-1
5.4 Конструктивные размеры зубчатого колеса.
Табл. 5.3 Зубчатое колесо:
Величина:Расчет:Значение:Знач. САПР:Длина ступицы:lст60 мм60 ммДиаметр ступицы:dст80 мм80 ммТолщина диска:ee=(0,25...3) B_w=0,27∙55=14,85 мм
Округляю до 15 мм.15 мм15 ммТолщина обода:a12 мм12 ммВнутренний диаметр:D0205 мм205 ммДиаметр центровой окружности:D1140 мм140 ммДиаметр отверстийD231 мм31 ммРазмеры фасок:c11x451x45c22x452x45Скругления:r5 мм5 мм
5.5 Выбор муфты.
При монтаже приводов, состоящих из электродвигателя, редуктора должны быть выдержаны определенные требования точности относительного положения узлов. Вследствие погрешностей изготовления деталей и погрешностей сборки валы, соединяемые муфтой, как правило, имеют суммарные смещения (радиальное, угловое, осевое), для их устранения валы соединяют компенсационными муфтами. Выбираю для тихоходного вала в качестве компенсационной муфты цепную однорядную муфту (т.к. передача ременная) по ГОСТ 20742-81:
Муфта выбирается по диаметру вала и по величине расчетного вращающего момента.
Выбираю муфту 250-1-35 ГОСТ 20742-81.
T=250 Н∙м, d=35 мм; D=140 мм; L ≤ 162 мм; n ≤ 1200 об/мин, радиальное смещение не более 0,25 мм, число зубьев полумуфты 12.
6. Смазка редуктора.
Для уменьшения потерь мощности на трение и снижения интенсивности износа трущихся поверхностей, а также для предохранения их от заедания, задиров, коррозии и лучшего отвода теплоты трущиеся поверхности деталей должны иметь смазку. Снижение потерь на трение обеспечивает повышение КПД редуктора.
6.1 Смазка зубчатых колес, сорт смазки, количество, контроль.
1)Способ смазывания:
Для редукторов общего назначения применяют непрерывное смазывание жидким маслом картерным непроточным способом (окунанием зубчатых колес в масло, заливаемое внутрь корпуса). Этот способ применяют для зубчатых передач при окружных скоростях от 0,3 до 15 м/с. Зубчатые колеса погружают в масло на высоту зуба. В косозубых передачах масло выжимается зубьями в одну сторону, поэтому для предотвращения обильного забрасывания масла в подшипники устанавливают маслозащитные кольца.
Так как в результате расчетов окружная скорость V=2,32 м/с , то выбираем картерный способ смазывания.
2)Выбор сорта масла:
Сорт масла выбираем по потребной вязкости, она зависит от значения расчетного контактного напряжения в зубчатом зацеплении и фактической окружной скорости колес. Контактные напряжения σн=339,1 МПа, V=3,2 м/с.
Требуемая вязкость: ν = 50 мм2/c
Принимаем масло И-Г-А-46 по ГОСТ 17479.4-87, где И - индустриальное, Г - для гидравлических систем, А - масло без присадок, 46 - класс кинематической вязкости (41...51 мм2/с). С увеличением контактного давления масло должно обладать большей вязкостью, с увеличением скорости вязкость масла должна быть меньше.3)Определение количества масла:
Желательна такая емкость масляной ванны, при которой в одноступенчатом редукторе на каждый киловатт передаваемой мощности приходится (0,2...0,6)л масла.
Vм = (0,2...0,6)∙Ртр;
Ртр=4,338 кВт;
Vм = (0,2...0,6)∙4.338=0,868...2,603 л;4)Определение уровня масла:
В цилиндрических редукторах наиболее простой и распространенный способ смазки элементов передач - погружение их в масло, залитое в нижнюю часть корпуса. Он оправдывает себя для зубчатых передач при окружных скоростях до 15м/с. h - высота погружения колеса в масло, где hmin=10 мм hmах=20...30мм. Так как расстояние от дна, до зубчатого колеса 31 мм, то диапазон высот масла будет лежать от 41 мм до 62 мм. Принимаем уровень масла H=50мм, тогда Vм=B∙H∙L = 0,089∙0,04∙0,313 = 1,12 л5)Контроль уровня масла:
Уровень масла, находящегося в корпусе редуктора, контролируют с помощью жезлового маслоуказателя.6)Слив масла:
При работе передач масло постоянно загрязняется продуктами износа деталей передач. С течением времени оно стареет, свойства его ухудшаются. Масло, налитое на дно корпуса редуктора, нужно периодически менять. Для слива масла служит отверстие у дна корпуса, закрываемое резьбовой пробкой с цилиндрической или конической резьбой.7) Отдушина:
В крышке корпуса редуктора обычно предусматривают люк. Люк закрывают плоской крышкой, которая крепится болтами. В крышке люка устанавливается отдушина (для избавления от избыточного давления). Через нее из редуктора выходит воздух, который расширяется от выделения тепла в зацеплении. Если у воздуха нет легкого выхода, то он пробивается через стыки и уплотнения, что способствует вытеканию смазки.8) Заливка масла:
Для заливки масла и осмотра в крышке корпуса имеется упомянутый выше люк, закрываемый крышкой. Люк должен быть так расположен на крышке корпуса, чтобы при открытом люке просматривалось зубчатое зацепление.
6.2 Смазка подшипников.
Так как окружная скорость V=3,2 м/с, то смазка подшипников будет осуществляться с помощью масляного тумана.
7.Сборока редуктора.
Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.
Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная со сборки валов:
-на ведущий вал надевают маслоотражательные кольца, затем напрессовывают шарикоподшипники (предварительно нагретые в масле до температуры 80...100С), после чего закладывается шпонка 8х7х36 под шкиф ременной передачи.
-в ведомый вал закладывают шпонку 14х9х50 и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала, затем устанавливают втулку и напрессовывают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле.
Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхность стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов, затем затягивают шпильки рядом с подшипниками, после чего болты на фланцах, крепящие крышку к корпусу.
Далее на валы ставят крышки подшипниковых узлов с комплектом металлических прокладок для регулировки.
Перед установкой крышек в сквозные крышки вставляют манжетные уплотнения.
Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки). Закрепляют крышки болтами.
Далее на конец ведомого вала в шпоночную канавку закладывают шпонку 10х8х50, устанавливают муфту.
На конце быстроходного вала закрепляют шкив ременной передачи. Ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой. Устанавливают маслоуказатель.
Заливают в корпус масло и закрывают смотровой люк крышкой с прокладкой из технического картона, закрепляют крышку болтами.
Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.
Заключение
Спроектирован одноступенчатый цилиндрический редуктор с косозубым зацеплением. Технические характеристики редуктора: крутящий момент на тихоходном валу - 190,404 Н∙м, частота вращения ведомого вала 200,625 об/мин, передача реверсивная, допускается средний равн. режим работы, фактическое передаточное отношение 7,2. Для смазывания зубчатой передачи предусматривается применение масла И-Г-А-46 ГОСТ 17479.4-87. Электродвигатель марки 4А112М4 мощностью 5,5 кВт и синхронной частотой вращения 1500 об/мин. Так же с ременной передачей, частотой вращения на ведущем шкиве 1444,5 об/мин, крутящим моментом на ведущем шкиве 28,7 Н∙м, передаточным отношением 1,8.
Проект выполнен в соответствии с заданием.
Библиографический список
Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие / С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин, Г.М. Ицкович, В.П. Козинцов. М.: ООО ТИД "Альянс", 2005. - 416с.
Иванов М. И. Детали машин. Учеб. Для студентов высш. Техн. Учеб. Заведений. - 5-е изд., перераб. - М.: Высш. Шк., 1991. - 383с;
Расчет двухступенчатого коническо-цилиндрического редуктора:Методические указания к выполнению самостоятельной работы по крсам "Детали машин" и "Прикладная механика" / Г.Л. Баранов, Л.В. Мальцев, Л.П. Вязкова. Екатеринбург: УГТУ-УПИ, 1994. Ч.I/. 42c.
Расчет двухступенчатого коническо-цилиндрического редуктора:Методические указания к выполнению самостоятельной работы по крсам "Детали машин" и "Прикладная механика" / Г.Л. Баранов, Л.В. Мальцев, Л.П. Вязкова. Екатеринбург: УГТУ-УПИ, 1994. Ч.II/. 28c.
Федеральное агентство по образованию Российской Федерации
ГОУ ВПО "Уральский Федеральный Университет им. первого Президента России
Б.Н. Ельцина"
Кафедра "Детали машин"
Оценка за проект
Члены комиссии
1404.711300.000.ПЗ
КУРСОВОЙ ПРОЕКТ
Универсальный привод технологического оборудования.
Руководитель Мальцев Л.В.
Студент Дроздов С.А.
Группа Т-481017 Екатеринбург 2010
4.5. Расчетные схемы валов. Опорные реакции. Эпюры изгибающих и крутящих моментов.
Документ
Категория
Рефераты
Просмотров
157
Размер файла
314 Кб
Теги
хардкор, пояснительная, записка
1/--страниц
Пожаловаться на содержимое документа