Здесь можно найти учебные материалы, которые помогут вам в написании курсовых работ, дипломов, контрольных работ и рефератов. Так же вы мажете самостоятельно повысить уникальность своей работы для прохождения проверки на плагиат всего за несколько минут.

ЛИЧНЫЙ КАБИНЕТ 

Здравствуйте гость!

 

Логин:

Пароль:

 

Запомнить

 

 

Забыли пароль? Регистрация

 

Повышение оригинальности

Предлагаем нашим посетителям воспользоваться бесплатным программным обеспечением «StudentHelp», которое позволит вам всего за несколько минут, выполнить повышение оригинальности любого файла в формате MS Word. После такого повышения оригинальности, ваша работа легко пройдете проверку в системах антиплагиат вуз, antiplagiat.ru, РУКОНТЕКСТ, etxt.ru. Программа «StudentHelp» работает по уникальной технологии так, что на внешний вид, файл с повышенной оригинальностью не отличается от исходного.

Результат поиска


Наименование:


курсовая работа Проектирование привода общего назначения с червячным редуктором

Информация:

Тип работы: курсовая работа. Добавлен: 26.04.2013. Год: 2012. Страниц: 30. Уникальность по antiplagiat.ru: < 30%

Описание (план):


Министерство образования и науки Российской Федерации Государственное образовательное учреждение высшего профессионального образования Самарский Государственный Технический Университет


Кафедра: «Механика»












КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

Тема: Проектирование привода общего назначения с червячным редуктором

Вариант №54
Выполнил студент!

2-ХТФ-1 Шашков М.О.

Проверил преподаватель:

Пинская Т.Ю.














Самара 2011 г.
Содержание
    Введение 3
    Кинематический и силовой анализ привода 5

    Расчет частоты вращения каждого вала 5
    Расчет крутящего момента на каждом валу 5
    Расчет потребной мощности и выбор электродвигателя 6
3. Выбор материала и расчет допускаемых напряжений для червячных колес ... 8
    Выбор материала и термообработки 8
    Расчет допускаемых напряжений на контактную выносливость 8
    Расчет допускаемых напряжений на изгибную выносливость 9
4. Расчет передачи 10
    Проектный расчет передачи 10
    Проверочные расчеты передачи на контактную и изгибную выносливость . . 13
    Усилия в зацеплении 13
5. Эскизное проектирование 14
    Входной вал 14
    Выходной вал 15
    Расчет элементов червячного колесеа 15
    Расчет элементов корпуса редуктора 16
6. Подбор и проверочный расчет шпоночных соединений 18
    Входной вал 18
    Выходной вал 18

    Проверочный расчет выходного вала на усталостную выносливость 19
    Расчет коэффициента запаса усталостной прочности 22
    Проверочный расчет подшипников выходного вала 24
    Смазывание редуктора 26
    Подбор соединительной муфты 27
    Сборка и регулировка основных узлов редуктора 28
Техническое задание №54

Частота вращения вала двигателя

^дв = 750 о б/мин

Частота ВрЭ^ЩвНИЯ ВЫХОДНОГО BcUTcl

ивых = 50 о б/мин

Вращающий момент на выходном валу

Гвых = 600 Н - м.

Срок службы редуктора (в годах)
L

6

Тип редуктора: червячный (ЧР)
Коэффициенты загрузки
год

0.3
сут

0.2

Расположение валов:




вых

ZZLI7
вх



1. Введение

В наше время все машины и механизмы современного оборудования имеют привод, который включает в себя электродвигатель и редуктор.
Конструктивно привод состоит из двигателя и редуктора, соединенные муфтой, которые смонтированы на общем основании: литой плите или раме. Выходной вал редуктора стыкуется с исполнительным агрегатом, рабочее сопротивление которого составляет нагрузку на привод.
Назначение редуктора - уменьшить до заданного значения частоту вращения вала электродвигателя при одновременном увеличении вращающего момента.
Червячные передачи широко используются в зубчатых механизмах для передачи движения между перекрещивающимися валами (обычно угол скрещивания 90°). Достоинства червячных передач: возможность получения больших передаточных отношений в одной ступени (и = 10 ... 71), плавность и бесшумность работы, возможность самоторможения. Основные недостатки: низкий КПД, нагрев, необходимость применения дефицитных цветных метэллов.
Основными видами повреждений червячных передач являются:
а) усталостное выкрашивание - разрушение рабочих поверхностей зубьев, вызыва-
емое переменными контактными напряжениями он-
б) поломка зуба - разрушение в результате развития усталостной трещины, образу-
ющейся под действием переменных изгибных напряжений aF-
В червячных передачах, в связи с высокими скоростями скольжения и неблагоприятными условиями смазки, применяют антифрикционную пару: сталь-бронза. Червяки, испытывающие гораздо большее количество циклов нагружения, изготавливают из углеродистых или легированных сталей с термообработкой, обеспечивающей высокую твердость (HRC 45.. .63).Боковые поверхности червяков шлифуют и полируют с целью снижения износа и потерь на трение. Венцы червячных колес изготавливают из бронз, хорошо работающих в условиях трения скольжения.


Достоинства и недостатки редукторов

Цилиндрические зубчатые передачи - отличаются надёжностью и имеют высокий ресурс эксплуатации. Обычно применяются при особо сложных режимах работы, для передачи и преобразовывания больших мощностей. Цилиндрические передачи бывают прямозубыми, косозубыми и шевронными.
Прямозубые цилиндрические передачи легко изготавливать, но при их работе возникает высокий шум, они создают вибрацию и из-за этого быстрее изнашиваются.
Косозубые цилиндрические передачи обладают хорошей плавностью работы, низким шумом и хорошими эксплуатационными характеристиками. Существенный недостаток - возникают осевые силы, из-за которых приходится делать более жёсткую конструкцию корпуса редуктора. Шевронные цилиндрические передачи обладают крайне высокой плавностью работы. Шестерни этих передач представляют собой сдвоенные косозубые шестерни, но они имеют больший угол зубьев, чем косозубые. Стоимость изготовления шевронных зубчатых колес высокая, они требуют специализированных станков и высо



кой квалификации рабочих.
Конические зубчатые передачи в отличие от цилиндрических имеют пересекающиеся оси входных и выходных валов. Применяются если необходимо изменить направление кинетической передачи.
Червячные - представляют собой механическую передачу от винта, называемого червяком на зубчатое колесо, называемое червячным колесом. Отличаются высоким передаточным отношением, относительно низким КПД. Червяки бывают однозаходные и мно-гозаходные. Передаточное отношение червячного редуктора определяется как отношение количества зубьев на червячном колесе к количеству заходов на червяке.
2. Кинематический и силовой анализ привода.

Передаточное отношение - основной параметр, характеризующий способность передаточного механизма изменять частоту вращения и вращающий момент ведомого звена по отношению к ведущему. При соединении вала редуктора с валом электродвигателя через муфту.


2.1 Расчет частоты вращения каждого вала.

Общее передаточное отношение определяют по зависимости:
пдв 750
50
Частоты вращения вэлов
п1 = пдв = 750 об/мин. п2 = пвых = 50 об/мин.


2.2 Расчет крутящего момента на каждом валу.

Вращающий (нагрузочный) момент на выходном валу редуктора:

T2 = Твых = 600 Н - м.

На входном валу:
T 600
Ti = = = 50 Н • м.
u • п 15 • 0.8
где п = 0.8 - коэффициент полезного действия (КПД) редуктора.
2.3 Расчет потребной мощности и выбор электродвигателя

Мощность на выходном валу редуктора, кВт:
Увых • Ивых = 600 • 50 9550 = 9550


рвых = ~вьгх_;:вьгх = з.ш4 кв т.
Расчетная мощность двигателя:
Рис. 1 - Кинематическая схема червячной передачи
P 3 1414 P' = — = 3.1414 = 3.9267 кВ т. дв п 0.8







3. Выбор материала и расчет допускаемых напряжений для червячных колес

Допускаемые напряжения определяют в зависимости от видов повреждений червячных передач, механических характеристик материала червячного колеса и заданного срока службы передачи.


3.1 Выбор материала и термообработки

В червячных передачах, в связи с высокими скоростями скольжения и неблагоприятными условиями смазки, применяют антифрикционную пару: сталь-бронза. Червяки, испытывающие гораздо большее количество циклов нагружения, изготавливают из углеродистых или легированных сталей с термообработкой, обеспечивающей высокую твердость (HRC 45... 63). Боковые поверхности червяков шлифуют и полируют с целью снижения износа и потерь на трение. Венцы червячных колес изготавливают из бронз, хорошо работающих в условиях трения скольжения.
Марку бронзы выбирают в зависимости от ориентировочной скорости скольжения Усж , в м/с:
VCK = • VT2 =i55lZ5° • #600= 2.8466 м/с,
1000 v 2 1000 1 '
где n1 = 750 - частота вращения вала червяка, об/мин;
T2 = 600 - вращающий момент на валу червячного колеса, Нм.
Т. к. Vk ^ 5, то выбираем бронзу: БрАЖ 9-4; предел прочности ав: 500 МПа; предел текучести aT' 200 МПа.


3.2 Расчет допускаемых напряжений на контактную выносливость

Допускаемые напряжения на контактную [a]H и изгибную [а]р выносливость определяют для наиболее слабого звена в передаче. Таким звеном является червячное колесо, зубчатый венец которого, изготовленный из бронзы, прежде всего, выходит из строя. При этом зубья червячного колеса испытывают циклические напряжения в течение заданного срока службы привода L.
Фактическое число циклов нагружения зубьев червячного колеса за весь период эксплуатации определяют по зависимости:


N2 = 60 • ts • П2 = 60 • 3153.6 • 50 = 9460800
п2
ts - суммарное время работы передачи в часах:
ts = 365 • L • Кгод • 24 • Ксут = 365 • 6 • 0.3 • 24 • 0.2 = 3153.6 час

Параметры L, Кгод, Ксут приведены в техническом задании.



Для оловянистых бронз допускаемые контактные напряжения определяются по зависимости:


[о]н = оно - 25 • Уск = 300 - 25 • 2.8466 = 228.8354 МП а,
где оно = 300 - предел контактной выносливости, МПа.


3.3 Расчет допускаемых напряжений на изгибную выносливость

Допускаемые напряжения на изгибную выносливость для всех марок бронз определяют по зависимости:

[o]f = °§° • KFL = — • 1 = 90.2857 МП а.
Здесь oFO - предел изгибной выносливости, МПа; определяют по зависимости: ofo = 0.44 • от + 0.14 • оъ = 0.44 • 200 + 0.14 • 500 = 158 МП а.

SF = 1.75 - коэффициент запаса изгибной прочности;
KFL - коэффициент долговечности, рассчитывают по зависимости:
K <Nfo 9 1000
kfl =^ ~n7 = V 9460800 = 0.779

Здесь Nfo = 106 - базовое число циклов. Принимаю Kfl = 1.



4. Расчет передачи

Расчет чисел зубьев червячной передачи. Передаточное отношение и реализуется в зубчатых механизмах за счет соотношения чисел зубьев ведомого Z2 и ведущего Z\ звеньев.
Z\
величины передаточного отношения передачи: u < 30 и u > 14 значит Zi = 2.
Расчетное число зубьев колеса Z2 , необходимое для реализации передаточного числа
u

Z'2 = Zi • u = 2 • 15 = 30.

Полученное значение округляют до целого: Z2 = 30.


4.1 Проектный расчет передачи

Рассчитывают основные геометрические параметры из условия контактно-усталостно прочности активных поверхностей зубьев (с точностью 0,01мм - для линейных величин, 0,0001 град. - для угловых величин):
1. Диаметр делительной окружности червячного колеса (предварительное значение)
d'2 мм:
[o]H • q V 228.83542 • 8


3T2 • Z2 • Kh 3600 • 30 • 1.2
d'2 = 630 • a -^—2 H = 630 • \l 2 „ = 234.48 мм.
где Kh - коэффициент нагрузки, учитывающий неравномерность ее распределения и динамику работы передачи; в курсовом проектировании с достаточной степенью точности можно принять Кн = 1.2.
q = d1 /m - коэффициент диаметра червяка; величина q предварительно может быть определена по зависимости:

q = 0.25 • Z2 = 0.25 • 30 = 7.5.

Полученное значение q' округляют до ближайшего значения q в соответствии со
q=8
m'

d'2 234.48
m = — = ——— = 7.8161 мм.
Z2 30

m'
m=8
3. Межосевое расстояние aW мм:
m • (q + Z2) 8 • (8 + 30)
aW = = = 152 мм.



    Диаметры делительных окружностей червяка di и червячного колеса d2:
d\ = m • q = 8 • 8 = 64 мм. 62 = m • Z2 = 8 • 30 = 240 мм.
    Диаметры окружностей вершин червяка dai и червячного ко леса da2, мм:
d0i = di + 2 • m = 64 + 2 • 8 = 80 мм. da2 = d2 + 2 • m = 240 + 2 • 8 = 256 мм.
    Диаметры окружностей впадин червяка df 1 и червячного колеса df2, мм:
df i = di - 2.4 • m = 64 - 2.4 • 8 = 44.8 мм. df2 = d2 - 2.4 • m = 240 - 2.4 • 8 = 220.8 мм.
    Наибольший диаметр червячного колеса daM мм:
da2 +

6m
Zi + 2

256 +

68
2+2

268 .
i



8. Расчетная длина нарезанной части червяка bi

bi = (11 + 0.006 • Z2) • m = (11 + 0.006 • 30) • 8 = 102.4 мм

102 мм.
9. Расчетная ширина венца червячного колеса Ь2

мм:

ai
Ь2 = 0.75 • d,

0.75 80 = 60
b2 = 60 .

10. Угол подъема винтовой линии червяка 7, град:




Рис. 3 - Эскиз червячного зацепления


4.2 Проверочные расчеты передачи на контактную и изгибную выносливость

Для исключения возможных ошибок в вычислениях при проектном расчете проверяют выполнение условия контактной выносливости:

он = 15800 м/ 2 ^ q H < [о]н;

он = 15800 • W 600 ' 30 ' 1.2 = 220.8117 < [о]н = 228.8354 МПа.
н V 2403• 8 L JH

Проверяют условие изгибной выносливости зубьев червячного колеса как наиболее слабого звена червячной передачи:
1400 • T2 • Kf • YF • cos y r n
^ = 1—I ^ [o]F;

1400 • 600 • 1.3 • 1.6707 • cos 0.9701 „ riWTT
OF = = 15.3643 < [o]F = 90.2857 МП a.
где Kf - коэффициент неравномерности распределения нагрузки при изгибе; в курсовом проектировании с достаточной точностью принимают KF = 1.3.
YF - коэффициент формы зубьев червячного колеса определяется по зависимости:

v л */cos3 Y 4 cos3 14.0362
Yf = 4 ^ = 4 —30— = 1.6707


4.3 Усилия в зацеплении

Для последующих расчетов по оценке работоспособности валов и подшипников определяют силы, возникающие в зацеплении при передаче вращающего момента Т и действующие на червяк и червячное колесо
    окружную Ft и осевую Fa силы, Н.

Fti = Fai = 2 • 103TTi = 2 • 10350 = 1562.5 Н.
T 600
Ft2 = Fa2 = 2 • 103t2 = 2 • 103 • = 5000 Н.
d2 240
    радиальную силу I',.. 11.
Fri = Fr2 = Ft2 • tg a = 5000 • tg 20° = 1819.8512 H. где a = 20° - угол зацепления.
5. Эскизное проектирование

Проектный расчет валов и предварительный подбор подшипников, уплотнений и шпонок.


5.1 Входной вал

При расчете валов используется основное уравнение прочности при кручении и определяют диаметры консольных участков входного и выходного валов по заниженным касательным напряжениям [г]

d[ = 10 • Л —= 10 • \1—70— = 23.21мм..
1 у 0.2 • [г] V 0.2 • 20
где Твх, Твых - крутящие моменты на входном и выходном валах редуктора, Нм. [г]
значения в пределах 20 40 для валов на которых установлены червячные колеса.
По этим зависимостям определяют только приблизительные значения входного и выходного концов валов. Затем диаметр входного вала согласовывают со стандартной муфтой таким образом, чтобы можно было соединить этой муфтой вал, двигателя и вал редуктора. Часто принимают диаметр вала под муфту равным диаметру вала двигателя dM 1 = dflB = 38
Принимаем
d1 = 38 мм.

Для фиксации деталей, которые устанавливают на валах, их делают ступенчатыми. Переход с одного диаметра вала на другой выполняют по зависимости.

di+1 = di + (1 5) мм.
где di - диаметр предыдущей ступени в мм.
di+1 - диаметр следующей ступени.
Диаметр посадочной ступени под уплотнение:
dy 1 = d„1 + (10 - 50) = 38 + 4 = 42 мм.

Диаметр посадочной ступени под подшипники качения:
41 = dy 1 + (2 - 5) = 42 + 3 = 45 мм.

d

dB 1 = 41 + 10 = 45 + 10 = 55 мм.

В опорах входного вала устанавливаем радиальные конические подшипники 7209 ГОСТ 333-79 легкой серии.
Для входного вала габаритные размеры подшипников, входного вала:
dni = 45 мм, D = 85 мм.

Динамическая грузоподъемность подшипников, входного вала:
С, = 50.0 кН.
    Выходной вал

Предварительный диаметр выходного вала:

d2 = 10 • 3 Твы* п = 10 • 3 600 = 53.1329 мм
2 у 02 • [т] V 0.2 • 20

d2 = 54 .

Диаметр посадочной ступени под уплотнение:
dy2 = dv2 + (3 + 10) = 54 + 4 = 58 мм.

Диаметр посадочной ступени под подшипники качения:

(к2 = d-2 + (2 + 10) = 58 + 2 = 60 мм.

d2
d 2 = d 2 + 5 = 60 + 5 = 65 .

Диаметр упорного буртика
dB2 = 42 + 10 = 60 + 10 = 70 мм
В опорах выходного вала устанавливаем радиальные конические подшипники 7212 ГОСТ 333-79 легкой серии.
Для выходного вала габаритные размеры подшипника: d = dn2 = 60 мм, D = 110 мм.
, = 78000
    Расчет элементов червячного колесеа

Диаметр ступицы:
dCT = 1.4 • dK2 = 1.4 • 65 = 91 мм; где dK2 - диаметр ступени выходного вала под червячное колесо. Предварительная длина ступицы:
/ст = 1.35 • dK2 = 1.35 • 65 = 87.75 мм.
Принимаем длину ступицы равной

/ст = 88 мм.

Толщина диска
С = 0.3 • b2 = 0.3 • 60 = 18 мм, где b2 - ширина червячного колеса. Принимаем С = 18 мм. Толщина обода
8'0 = 4 • m = 4 • 8 = 16 мм.
Принимаем 80 = 16 мм. Диаметр диска
D0 = df2 - 480 = 220.8 - 4 • 16 = 156.8 мм.

Принимаем D0 = 157 мм. Диаметр отверстий
d0 = 0.25(D0 - dcT) = 0.25(157 - 91) = 16.^м. Принимаем d0 = 17 мм.


5.4 Расчет элементов корпуса редуктора

Размеры корпуса редуктора определяются числом и размерами размещенных в нем деталей и их расположением в пространстве.
К корпусным деталям относятся прежде всего корпус и крышка редуктора, т.е. детали, обеспечивающие правильное взаимное расположение и воспринимаюшие основные силы^ действующие В ЗЭ^ЦбПЛбНИЯХ.
Для соединения корпуса и крышки редуктора по всему контуру разьема выполнены специальные фланцы, которые объединены с приливами и бобышками для подшиников. Между бобышками, основанием и крышкой имеются ребра жестксти.
Корпусные детали имеют, как правило, сложную форму, поэтому изготавливают их как правило методом литья. Наиболее распространенным материалом для литья корпусов является чугун. (СЧ 15).
Корпусная деталь состоиит из шпонок, бобышек, фланцев, ребер и других элементов, соединенных в одно целое
Толщина стенки корпуса

= 1.5 • = 1.5 • ^600 = 7.4238 мм.

Принимаем 8 = 8 мм .



Диаметр стяжных болтов

(h = V72 • Твых = У2 • 600 = 10.6266 мм.

Принимаем ^ = 12 мм. Ширина фланца корпуса
K = 3 • (в = 3 • 12 = 36 мм.

Толщина фланца основания корпуса

^осв = 1.5 • 6 = 2 • 8 = 12 мм.

Толщина ребер жесткости
6-
ж

5.

Диаметр фундаментных болтов
12 + 2

14 мм.

Ширина фланца основания корпуса
л


K





3 • d.

3 • 14 = 42 мм.
K = 40
Диаметр болтов крышек подшипников



d,

8.



6. Подбор и проверочный расчет шпоночных соединений

Сечение шпонки Ъ х h выбирается по диаметру вала, длина l назначается на 5 -т- 10 мм меньше длины соответствующей ступени вала L. В обозначении шпонки указываются ее размеры: Ъ х h х l мм.


6.1 Входной вал

По диаметру dBi = 38 и длине выходного участка L = 1Ъi = 80 выбираем шпонку 10 х 8 х 63.
Проверочный расчет на смятие:
= 2 • 103 • Ti ]
Тсм di • (h - ti) • (i - Ъ) ^ \T]cM
2 103 50
тсм = ; г = 16.5508 МП a < \a]
CM


CM 38 • (8 - 5.0) • (63 - 10) L J

ti
\c]cm = 120 МПа - допускаемое напряжение смятия.


6.2 Выходной вал

Для выходного участка по диаметру dB2 = 54 и длине выходного у частка l = 2dB i = 2 • 54 = 108 мм выбираем шпонку 16 х 10 х 90.
Проверочный расчет на смятие:
2 ^ 10 ^ ТВЫХ г Л
T0t = d2 • (h - ti) • (l - Ъ) ^ \T]CM
я™ = , , 2 ' 10 J 7 = 60.0601 МП a < \т]см
54 • (10 - 6.0) • (90 - 16) L J

[c]cm = 120 МПа - допускаемое напряжение смятия.
Ъ х h d 2 = 65
а длину - по длине ступицы колеса l = ^ = 88 мм: 18 х 11 х 70.
Проверочный расчет на смятие:
2 ^ 10 ^ ТВЫХ г Л
T0t = d2 • (h - ti) • (l - Ъ) ^ \T]CM
^ = 2 ¦ 10 j 600 = 106.8376 МП a < Ысм
65 • (11 - 7.0) • (70 - 18) L J
\т]сы = 120 МПа - допускаемое напряжение смятия.
Все шпоночные соединения проходят по допускаемым напряжениям смятию.
7. Проверочный расчет выходного вала на усталостную выносливость

Расчет и построение эпюр изгибающих моментов

Нагрузка

Ft2 = 5000 Я; Fr2 = 1819.8512 Я; Fa2 = 1562.5 Я

Расстояния между опорами: l1 = 66 l2 = 66 (значения l1 и l2 измеряются на чертеже эскизной компоновки между внутренним торцом роликоподшипников и серединой ширины червячного колеса Ь2, см. расчетную схему)

Плоскость хАу



Y^Ma = 0; -Fr2 • li - 0.5 • Fa2 + КвЛг + I2) = 0
R = Fr2 • li + 0.5 • Fa2 • d = 1819.8512 • 66 + 0.5 • 1562.5 • 240 = 2330801
Bx l1 + 12 66 + 66 .
Y,Mb = 0; -Rax(Ii + l2) + Fr2 • h - 0.5 • Fa2 • d = 0


Fr2 • l2 - 0.5 • Fa2 • d 1819.8512 • 66 - 0.5 • 1562.5 • 240 ,in,onu
RAx = : : = = —510.529 H


Изгибающий момент на участке у1:

Myi = Rax • У1

при y1 = 0 M0 = 0, H;
при y1 = l1 Mlx = RAx • l1 = -510.529 • 66 = -33694.9113, H • мм; Изгибающий момент на участке y2:
My2 = Rbx • У2

при y2 = 0 М0 = 0, Н;
при y2 = l2 Ml2 = RBx • l1 = 2330.3801 • 66 = 153805.0887, H • мм;

Плоскость zAy


J] Ma = 0; Ft2 • l1 - Rbz(l1 + l2) = 0
BZ li + l2 66 + 66
Y,Mb = 0; -Fi2 • I2 + Raz(li + I2) = 0
Fta • l2 5000 • 66
Raz = , ,2 = = 2500 H
az li + l2 66 + 66
Изгибающий момент на участке yi:
Myi = -Raz • yi

при yi = 0 M0 = 0, H • m;
при yi = li Mi1 = -Raz • li = (-1) • 2500 • 66 = -165000, H • мм; Изгибающий момент на участке y2:

My2 = -RBz ^ l2

при y2 = 0 M0 = 0;
при y2 = l2 Mi2 = -Rbz • y2 = (-1) • 2500 • 66 = -165000, H • мм; Суммарные изгибающие моменты в опасном сечении

Mi = \JMlx + = v/(-33695)2 + (-165000)2 = 168405.3059 Я
M2 = л/M^ + My2 = v/(153805)2 + (-165000)2 = 225568.1833 Я

Максимальный суммарный изгибающий момент в опасном сечении

Mu max = 225568.1833 Я • мм

Крутящий момент на валу

T = Твых • 103 = 600 • 103 = 6000 Я • мм



66 mm
66 мм
Ft2 = sooo
&=1563Л
2 y2
Плосщсть xA у Fa,
-33694,9113 H-мм







У



Плоскость zA у
i
)
-B


A


l2


Fa
Рис. 4 - Эпюры изгибающих и курутящего моментов
21


'0*
Ч65000Н-ММ
2255681833 H-mm
168W5J059 H-mm









T=6000 H-mm
8. Расчет коэффициента запаса усталостной прочности

Вал изготавливаем из сталь 45 (ГОСТ 1054-74) с пределом прочности аъ = 620 МПа и пределами выносливости на изгиб а_ 1 и кручение т_\.

а_1 = 0.43 • ав = 0.43 • 620 = 266.6, МПа

т_1 = 0.58 • а_1 = 0.58 • 266.6 = 154.628, МПа
Коэффициенты концентрации напряжений
ka = 0.9 + 0.0014 • ав = 0.9 + 0.0014 • 620 = 1.768 kT = 0.6 + 0.0016 • ав = 0.6 + 0.0016 • 620 = 1.592
Масштабные факторы
еа = 0.984 - 0.0032 • dk2 = 0.984 - 0.0032 • 65 = 0.776 ет = 0.86 - 0.003 • dk2 = 0.86 - 0.003 • 65 = 0.665
Коэффициент шероховатости: в = 0.92. Коэффициенты асимметрии цикла: фа = 0.2 фт = 0.1. Осевой W и полярный Wp моменты сопротивления
W = 0.1 • dk3 - Ь ^ ^ - t1)2 = 0.1 • 653 - 18 ^ 7.0 ¦ (65 - 7.0)2 = 24202.0077 м„3

W 02 d3 b^t^ (dk2 - t1)2 0 2 3 18 • 7.0 • (65 - 7.0)2 51664 5077 з
Wp = 0.2 • dk2 : = 0.2 • 65 = 51664.5077 мм
p k2 2 • dk2 2 • 65
Ь t1
Напряжения в опасном сечении
MumaX 225568.1833
ca = ——— = = 9.3202 МПа
W 24202.0077
am = 0 МПа
iBbIX 10 600 10 =5.8067 МПа
a m 2 • Wp 2-51664.5077

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям изгиба:
_ а_1 _ 266.6 _
п<т — k — 1— 11.5505
7^/3 ^ ®a + ф<? ^ ®m 0.776-0.92 ' 9.32 + 0.2 ' 0

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям кручения
т_ 1 154.628
nT = -г 1 = -^1-552 = 9.8548
7Ь + Vv Tm огООш 5.8067 + 0.1 5.8067



Общий коэффициент запаса усталостной прочности
иа • nT 11.5505 • 9.855 „ „ „
n = — а T = = 7 497
^/nl + n2T V11.5512 + 9.8552 Проверка условия прочности n = 7.5 > [n] = 1.7.
Заключение: из приведенного расчета видно, что прочность вала достаточна.



9. Проверочный расчет подшипников выходного вала

Реакции опор:
Rax = -510.529, Н
RAy = 2500, Н Rbz = 2330.3801, Н
Rbz = 2500, Н
Fa2 = 1562.5,
Динамическая грузоподъемность подшипников Сг = 78000. Полные реакции опор

Ri = \ RBBx + R2By = V2330.38012 + 25002 = 3417.6997 Н.

R2 = у Ra x + RAy = ^-510.5292 + 25002 = 2551.5955 H.

Параметр осевого нагружения

e = 1.5 • tg15° = 0.4019
Осевые составляющие реакций опор
Sri = 0.83 • e • Ri = 0.83 • 0.4019 • 3417.6997 = 1140.1335 Sr2 = 0.83 • e • R2 = 0.83 • 0.4019 • 2551.5955 = 851.204
Результирующие осевые нагрузки на опоры Так как Sri - Sr2 + Fa2 = 1851.4295 > 0, то
Si = Sri = 1140.1335 S2 = Sri + Fa2 = 1140.1335 + 1562.5 = 2702.6335
Коэффициенты радиальной X и осевой Y нагрузок Si 1140.1335
R = 3417 7 = 0.3336 < 0.4019 и Xi = 1; Yi = 0
Q ОТПО
— = . = 1.0592 > 0.4019 и X2 = 0.4; Y2 = 0.4 • ctg 15° = 1.49
R2 2551.596 ' 2 6
Приведенная радиальная нагрузка на каждой опоре
Pi = (Xi • V • Ri + Yi • Si) • K6 • KT = (1 • 1 • 3417.6997 + 0 • 1140.1335) • 1.4 • 1 = 4784.7796 H.
P2 = (X2 • V • R2 + Y2 • S2) • K • KT = (0.4 • 1 • 2551.5955 + 1.49 • 2702.6335) • 1.4 • 1 = 7066.587 H.
V=1



K = 1.4 - коэффициент безопасности; KT = 1 - температурный коэффициент. Долговечность наиболее нагруженного подшипника
106 / Cr \ 3.33 106 / 78000 \ 3.3 3
Lh = — = = 921295.3724 час.
60 • ггвых \Р) 60 • 50 V7066.587;
где Р = 7066.587 - большее из значений Pi и Р2. Проверка условия долговечности подшипников
Lh = 921295.3724 > tE = 3153.6 час.

где ts - суммарное время работы передачи.
10. Смазывание редуктора

Зубчатые передачи смазывают минеральными маслами, которые заливают в корпус редуктора так, чтобы зубья колес были утоплены в масляную ванну. Масла снижают трение в зацеплении, уменьшают износ рабочих поверхностей зубьев, а если содержат антикоррозийную и противозадирную присадки, что предохраняет от коррозии и задиров. Вязкость смазочного масла подбирают в зависимости от окружной скорости и от контактных напряжений в зацеплении.
Окружную скорость в зубчатых передачах находят по зависимости:
п • ni • di 3.1415 • 750 • 64
V = — = = 2.5132 м/с
6 • 104 6 • 104 1
V
ni - частота вращения, об/мин;
di - делительный диаметр шестерни, мм.
= 220.8117
V = 2.5132
И-25А.
Для уплотнений валов выбираем резиновые манжеты по ГОСТ 8752-79.
Для контроля уровня масла в корпусе редуктора устанавливаем жезловый масло-указатель.
Для смены отработанного масла в нижней части корпуса редуктора делают отверстие под пробку с цилиндрической или конической резьбой.
11. Подбор соединительной муфты

Для соединения электродвигателя и редуктора выбираем муфту упругую со звездочкой по ГОСТ 14084-76.
Проверка на передаваемый момент Трi (входной участок) : Тр 1 = K • Ti = 2 • 50 = 100 < \Т] = 125.0
где K = 2 - коэффициент режима работы; \Т] - момент, передаваемый стандартной муфтой; Ti - момент на входном валу, Т1 = 50 Нм; Условие прочности выполняется.
12. Сборка и регулировка основных узлов редуктора

Операция по сборке и регулировке проводятся по сборочному чертежу в следующем порядке:
    Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов.
    На ведущий вал-шестерню насаживают маслоудерживающие кольца и роликовые
°
    В ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают червячное колесо до упора в бурт вала. Затем надевают распорное кольцо и устанавливают роликовые подшипники, предварительно нагретые в масле.
    Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхн
    и т.д.................


Скачать работу


Скачать работу с онлайн повышением оригинальности до 90% по antiplagiat.ru, etxt.ru


Смотреть полный текст работы бесплатно


* Примечание. Уникальность работы указана на дату публикации, текущее значение может отличаться от указанного.