Здесь можно найти образцы любых учебных материалов, т.е. получить помощь в написании уникальных курсовых работ, дипломов, лабораторных работ, 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 уникальности

Предлагаем нашим посетителям воспользоваться бесплатным программным обеспечением «StudentHelp», которое позволит вам всего за несколько минут, выполнить повышение уникальности любого файла в формате MS Word. После такого повышения уникальности, ваша работа легко пройдете проверку в системах антиплагиат вуз, antiplagiat.ru, etxt.ru или advego.ru. Программа «StudentHelp» работает по уникальной технологии и при повышении уникальности не вставляет в текст скрытых символов, и даже если препод скопирует текст в блокнот – не увидит ни каких отличий от текста в Word файле.

Результат поиска


Наименование:


курсовая работа Разработка и конструирования «редуктора»

Информация:

Тип работы: курсовая работа. Добавлен: 04.10.2012. Сдан: 2012. Страниц: 46. Уникальность по antiplagiat.ru: < 30%

Описание (план):


пояснительная записка
 
к курсовому проекту по конструированию
 
Дисциплина: «Детали машин»
 
Тема Курсового проекта
 
Разработка и конструирования  «редуктора»
 
 
Содержание
 
 
1. Техническое задание  на проектирование
 
2. Выбор электродвигателя  и кинематический расчет привода
 
3. Расчет ременной передачи
 
4. Расчет закрытых цилиндрических  зубчатых передач
 
5. Ориентировочный расчет  вала
 
6. Проектировочный расчет  валов на совместное действие  изгиба и кручения
 
7. Разработка конструкции  вала
 
8. Расчет валов на усталостную  прочность
 
9. Расчет быстроходного  вала на жесткость
 
10. Подбор подшипников
 
11. Смазочные устройства  и утопления
 
Список литературы
 
1. Техническое задание  на проектирование
 
 
Nэ=1,5 кВт, nэ=960 об/мин, nвых=15, t=10000 часов.
 
2. Выбор электродвигателя  и кинематический расчет привода
 
 
Подбор электродвигателя
 
По заданным значениям Nэ=1,5 кВт, nэ=960 об/мин, nвых=15 об/мин из таблице  выбираем двигатель серии АИР 90L6/925. В нашем случае асинхронная частота  двигателя не совпадает с частотой, указанной в задании то мы берем  стандартную частоту nэ=925.
 
Кинематический расчет привода
 
Общее передаточное число  привода определится по формуле:
 
.
 
Распределим между типами и ступенями передач
 
uобщ=uрем·uред
 
 
Положим uрем=4, тогда . Из рекомендаций по распределению передаточных чисел  в двухступенчатом редукторе  найдем передаточное число тихоходного  вала
 
, тогда .
 
 Определим частоты  вращения валов
 
 об/мин, 
 
 об/мин, 
 
 об/мин.
 
Проверим расчетные данные по частоте выходы
 
.
 
Определим вращающие моменты  на валах
 
 Н·мм;
 
 Н·мм;
 
 Н·мм;
 
 Н·мм.
 
Полученные данные сведены  в табл. 1
 
Таблица 1
 
передат. число
 
u  
частота вращения
 
n об/мин 
вращающие моменты
 
T Н·мм 
КПД механизма 
 
электродвигатель  
925 
15486  
 
ремен. передача 
4   
0,95 
 
быстр. передача 
4,48 
231,25 
58553 
0,98 
 
пром. передача  
51,62 
255786  
 
тихох. передача 
3,46 
14,92 
862983 
0,98 
 
 
 
3. Расчет ременной передачи
 
 
Выбираем по заданной мощности и частоте вращения, используя  номограмму (рис. 1) вид сечения ремня  О.
 
Рис. 1
 
Определим диаметр ведущего шкива
 
.
 
Выбираем из ближайшего стандартного мм. Тогда диаметр ведомого шкива  определится с учетом проскальзывания  как
 
 мм.
 
Уточним передаточное число  ременной передачи и частоту вращения быстроходной передачи
 
;
 
 об/мин.
 
Определим межосевое расстояние
 
 мм
 
( берется из таблицы  в зависимости от выбранного  сечения ремня);
 
 мм.
 
За межосевое расстояние принимаем промежуточное значение
 
 мм.
 
Расчетная длинна ремня
 
.
 
Округляя до ближайшего стандартного значения , получаем мм. Уточним межосевое  расстояние
 
, где
 
, тогда
 
.
 
 
Угол обхвата на малом  шкиве
 
Вычислим окружную скорость ремня
 
 м/с м/c
 
Определим по таблице следующие  коэффициенты
 
 учитывает влияние  угла обхвата
 
 мм учитывает влияние  длинны ремня
 
 учитывает влияние  режима работы
 
 учитывает влияние  числа ремней
 
Номинальная мощность, допускаемая  для передачи одним ремнем
 
 кВт,
 
здесь кВт номинальная  мощность, передаваемая одним клиновым ремнем, определяется по табличным  данным табл. 2 (лит.: Демидович В.М., Зайденштейн  Г.И., Юрьева В.А. Проектирование ременных передач на ЭВМ с использованием языка “Бейсик”: Методические указания к курсовому проектированию по прикладной механике и деталям машин. Казань: КАИ. 1987. - 40с.).
 
Таблица 2
 
Сечение и Lp, мм 
d1 

Частота вращения меньшего шкива, об/мин 
 
400 
800 
950 
1200 
1450 
2200 
2400 
2800 
 
О
 
1320 
80 
1,2
 
1,5
 

0,26
 
0,27
 
0,28 
0,47
 
0,49
 
0,50 
0,55
 
0,56
 
0,58 
0,66
 
0,68
 
0,71 
0,77
 
0,80
 
0,82 
1,08
 
1,11
 
1,14 
1,15
 
1,18
 
1,22 
1,28
 
1,32
 
1,36 
 
112 
1,2
 
1,5
 

0,42
 
0,43
 
0,44 
0,76
 
0,78
 
0,81 
0,88
 
0,91
 
0,94 
1,07
 
1,10
 
1,14 
1,25
 
1,29
 
1,33 
1,72
 
1,78
 
1,84 
1,84
 
1,90
 
1,96 
2,04
 
2,11
 
2,17 
 
 
 
 Определим количество  ремней
 
.
 
Сила предварительного натяжения
 
 Н,
 
где - коэффициент, учитывающий  влияние центробежных сил. Для нашего случая Н·с2/м2.
 
Число пробегов определится  как
 
 с-1 c-1
 
Максимальное напряжение в ремне
 
, где
 
.
 
Здесь кг/м3 - плотность материала  ремня, Н/мм - модуль упругости.
 
 Н/мм2 Н/мм2
 
 Определим долговечность  ремней
 
 ч ч.
 
Здесь Н/мм2 - предел выносливости материала, - число шкивов, , - коэффициент, учитывающий различную величину напряжения изгиба на малом и большом  шкиве.
 
Усилие, действующее на вал  от ременной передачи
 
 Н.
 
Основные размеры шкива (рис. 2)
 
Рис. 2
 
В соответствии с числом ремней z=4 ширина клинового ремня выбирается по ГОСТ-20889-75 - ГОСТ-20897-75, т.е. M=52 мм.
 
Длинна ступицы может  быть определена как
 
lст=1,5·dбыстр=1,5·30=45 мм
 
Размеры профиля канавок  шкива для клинового ремня  с выбранным сечением “О” приведены  в табл. 3
 
Таблица 3
 
Сечение
 
ремня 
lp 




 
 
dp 

 
О 
8,5 
2,5 
7,5 
120,3 

80-100  
10,1 
 
 
 
Подбор материалов зубчатых колес
 
 
Таблица 4
 
передача  
марка
 
стали 
механические свойства после  обработки 
твердость
 
поверхн.
 
после
 
закалки и
 
низкого
 
отпуска
 
HB 
твердость
 
поверхн.
 
после
 
закалки и
 
низкого
 
отпуска
 
HRC 
температура
 
отпуска 
 
временное
 
сопротивл.
 
, МПа 
предел
 
текучести
 
, МПа    
 
быстрох. 
шестерня 
45 
1190 
1020 
350 
39 
400 
 
колесо 
35 
970 
560 
335 
38 
200 
 
тихоход. 
шестерня 
45 
1637 
1550 
492 
51 
200 
 
колесо 
40Х 
1376 
1220 
417 
46 
400 
 
представленные выше стали  все с объемной закалкой 
 
 
 
Допускаемые напряжения
 
Допускаемые контактные напряжения при расчете зубчатых передач  на контактную прочность определяются по формуле
 
,
 
 где - базовый предел  выносливости поверхности зубьев  по контактным напряжениям для  пульсирующего цикла вычислится  как , . Коэффициент долговечности  при переменной нагрузке определится  как , где базовое число , число  циклов нагружения зубьев
 
Причем для однородной структуры материала (в данном случае объемная закалка) коэффициент ограничивают в пределах 12,6. В случае, когда  расчетная <1, будем принимать =1.
 
Допускаемые изгибные напряжения могут быть определены по формуле
 
,
 
где - базовый предел выносливости материала колеса по изгибным напряжениям  для пульсирующего цикла определится  следующим образом 
 
, при HB350; , при HB>350.
 
; . Коэффициент долговечности  определится как
 
, при HB350; , при HB>350,
 
 где базовое число  . Число циклов нагрузки 
 
,
 
Где , при HB350; , при HB>350.
 
Укажем на некоторые ограничения  на величину : 12 при HB350; 11,6 при HB>350. В  случае, когда расчетная <1, примем =1.
 
Все расчетные данные занесем  в табл. 5
 
Таблица 5
 
Быстроходная шестерня 
Быстроходное
 
колесо 
Тихоходная
 
шестерня 
Тихоходное
 
колесо 
 

231,25 
51,62 
51,62 
14,92 
 
HB 
350 
335 
492 
417 
 
HRC 
39 
38 
51 
46 
 
5,17·107 
1,154·107 
1,154·107 
3,336·106 
 
3,827·107 
3,445·107 
8,666·107 
5,827·107 
 
0,9511 
1,2 
1,399 
1,611 
 
852 
834 
1068 
978 
 
774,545 
909,793 
1358,677 
1432,167 
 
4,489·107 
1,002·107 
9,541·106 
2,758·107 
 
0,6681 
0,8581 
0,9081 
1,042 
 
630 
603 
600 
600 
 
370,588 
354,706 
352,941 
367,829 
 
 
 
4. Расчет закрытых цилиндрических  зубчатых передач
 
 
1. Быстроходная передача.
 
Для определения межосевого расстояния прямозубых передач используется формула вида
 
 мм.
 
Здесь коэффициент динамической нагрузки для предварительных расчетов примем ; относительная ширина передачи из нормального ряда чисел ; допускаемые  контактные напряжение шестерни , т.к. оно меньше колеса.
 
Зададим число зубьев шестерни . Определим следующим образом . Округлим до ближайшего целого .
 
Определим модуль зацепления
 
.
 
Уточним межосевое расстояние
 
 мм.
 
Рассчитаем диаметры а) шестерни и б) колеса
 
а) мм - делительный диаметр
 
 мм - диаметр вершин
 
 мм - диаметр впадин
 
б) мм - делительный диаметр
 
 мм - диаметр вершин
 
 мм - диаметр впадин.
 
Определим ширину колеса
 
 мм,
 
округляем b2 до ближайшего целого мм.
 
Ширина шестерни для компенсации  неточностей сборки определится
 
 мм.
 
Окружная скорость в зацеплении
 
 м/c.
 
По данной скорости в соответствии с табличными данными уточним  коэффициент . По значению в соответствии с рис. 5 определим , тогда .
 
В соответствии с уточненными  данными произведем проверку контактных напряжений
 
 Н/мм2,
 
,
 
недогрузка на 12% за счет увеличения модуля до ближайшего стандартного.
 
Проверим прочность зуба на изгиб
 
,
 
 
где - коэффициент, учитывающий  форму зуба; , , тогда .
 
2. Тихоходная передача.
 
Определим межосевое расстояние косозубых передач
 
 мм.
 
Здесь допускаемые контактные напряжение шестерни .
 
Зададим число зубьев шестерни . Определим следующим образом . Округлим до ближайшего целого .
 
Определим модуль зацепления
 
,
 
где .
 
Уточним межосевое расстояние
 
 мм.
 
Вследствие того, что быстроходное колесо зацепляет тихоходный вал  на расстояние , где - диаметр вершин быстроходного колеса, - диаметр  тихоходного вала (см. ниже раздел “Ориентировочный расчет вала”) требуется увеличить  межосевое расстояния за счет увеличения модуля до . Тогда межосевое расстояние определится как
 
 мм.
 
Рассчитаем диаметры а) шестерни и б) колеса
 
а) мм - делительный диаметр
 
 мм - диаметр вершин
 
 мм - диаметр впадин
 
б) мм - делительный диаметр
 
 мм - диаметр вершин
 
 мм - диаметр впадин.
 
Определим ширину колеса
 
 мм.
 
Ширина шестерни для компенсации  неточностей сворки определится  как
 
 мм.
 
Окружная скорость в зацеплении
 
 м/c.
 
По данной скорости в соответствии с табличными данными уточним  коэффициент . По значению в соответствии с рис. 5 определим , тогда .
 
В соответствии с уточненными  данными произведем проверку контактных напряжений
 
 Н/мм2,
 
,
 
недогрузка на 37% за счет увеличения модуля до ближайшего стандартного.
 
Проверим прочность зуба на изгиб
 
,
 
где , - коэффициент, учитывающий  форму зуба; коэффициент, учитывающий  участие в зацеплении косозубой  передачи
 
,
 
;
 
коэффициент, учитывающий  наклон зубьев
 
; , , тогда .
 
5. Ориентировочный расчет  вала
 
 
Ориентировочный диаметр  вала определяется по формуле
 
,
 
- крутящий момент, передаваемый  валом, Н/мм; - условное допускаемое  напряжение на валу.
 
Быстроходный вал
 
,
 
т.к. диаметр вала двигателя dэ=24 мм, диаметр быстроходного вала dбыстр=24,462, а для ременной передачи dбыстр=1,2·dэ=1,2·24=28,8 мм, значит
 
d=30 мм.
 
Промежуточный вал 
 
=40 мм.
 
Тихоходный вал
 
=55 мм.
 
Расчетные значения занесем  в табл. 6.
 
Таблица 6
 
Вал электродвигателя 
Быстроходный вал 
Промежуточный вал 
Тихоходный вал 
 

15486 
58553 
255786 
862983 
 
20 
25 
25 
 
24,462 
37,122 
54,677 
 
24 
30 
40 
55 
 
 
 
Эскизная компоновка редуктора
 
Определим основные параметры  ступицы 
 
для быстроходного колеса:
 
длинна - lст=(0,8…1,5) ·dпром=0,8 ·40=32 мм
 
диаметр - lст=(1,6…1,8) ·dпром =1,8 ·40=72 мм
 
для тихоходного колеса:
 
длинна - lст=(0,8…1,5) ·dтих=0,8 ·55=44 мм
 
диаметр - lст=(1,6…1,8) ·dтих=1,8 ·55=99 мм
 
Проведем обвод внутренней стенки на расстояние C0=20 мм от боковой  и торцевой поверхности колес. Расстояние между торцевой поверхностью колес  двухступенчатого редуктора определим  по формуле: C=0,5·C0=0,5·20=10 мм.
 
Рис.3
 
Ширина фланца (Bфл) равна  ширине наибольшего подшипника (B) + (10…15) мм, т.е.
 
Bфл=B+ (10…15) =29 + (10…15) =40 мм
 
По диаметрам валов  подбираем в первом приближении  подшипники (рис. 3), основные параметры  которых занесем в табл. 7
 
Таблица 7
 
серия 



 
Быстр. вал 
ШПРО 
легкая 
30 
62 
16 
 
Пром.  вал 
РПК 
легкая 
40 
80 
20 
 
Тихох. вал 
РПК 
средняя 
55 
120 
29 
 
 
 
На входном участке  быстроходного вала установлен шкив ременной передачи, где расстояние от середины подшипника до середины ступицы  шкива принимается l1=2,1·dбыстр=2,1·30=63 мм.
 
На тихоходном валу установлена  муфта. Расстояние от середины подшипника до конца вала определяется как l2*=2,5· dтих=2,5·55= 137,5 мм. Причем l2 - расстояние от середины подшипника до середины муфты.
 
С учетом эскизной компоновки редуктора (рис. 4) внесем в табл. 8 следующие  неизвестные параметры: li, fi, ki, ti
 
 
Таблица 8
 
i= 



 
li 
63 
85  
 
fi 
44 
89  
 
ki 
41 
43 
43 
 
ti 
88,5 
47,5  
 
 
 
Рис. 4
 
6. Проектировочный расчет  валов на совместное действие  изгиба и кручения
 
 
Для цилиндрической передачи силы взаимодействия рассчитываются следующим  образом:
 
1. - окружные составляющие (индекс “1” для шестерни; “2”  для колеса)
 
2. - радиальные составляющие (- угол зацепле-ния; для передач  без смещения ; - угол наклона линии  зуба)
 
3. - осевые составляющие
 
Изгибающие моменты рассчитываются как
 
, ,
 
где d1 и d2 - диаметры делительной  окружности.
 
Усилие, действующее на вал  от ременной передачи Fрем=765,868 Н
 
Радиальная сила, действующая  на вал со стороны муфты
 
FМ===1468,829 Н
 
Полученные величины параметров занесем в табл. 9
 
Таблица 9
 
Быстроходная шестерня 
Быстроходное
 
колесо 
Тихоходная
 
шестерня 
Тихоходное
 
колесо 
 

35 
157,5 
50,771 
177,77 
 
20 
20 
20 
20 
 


10 
10 
 
Ft 
3248,076 
3248,076 
9712,808 
9712,808 
 
Fr 
1182,203 
1182,203 
3589,709 
3589,709 
 
Fa 


1712,63 
1712,63 
 
Ma 


43475,972 
152167,187 
 
 
 
Рис. 5
 
1. Быстроходный вал: 
 
Вертикальная плоскость:
 
 
Эпюра M(xi), Нмм
 
 
 
Рис. 6
 
MA=Ft1·f2+RBв·(f1+f2)=0 RBв=-2173,525
 
MB=-Ft1·f1-RAв·(f1+f2)=0 RAв=-1074,552
 
Проверка: Y=Ft1+RAв+RBв =0
 
Участок l1=63
 
mx1=M(x1)=0
 
Участок f2=89
 
mx2= M(x2) - RAв· x2=0
 
Участок f3=44
 
mx3= -M(x3)+ RBв·x3 =0
 
 
Таблица 10
 
xi 

63 

89 

44 
 
M(xi) 



-95635,085 

-95635,085 
 
 
 
Горизонтальная плоскость:
 
 
 
Эпюра M(xi), Нмм
 
 
 
Рис. 7
 
MA=Fr1·f2+RBг·(f1+f2)+ Fr·l1=0 RBг=-1153,878
 
MB=- Fr1·f1-RAг·(f1+f2)+ Fr·(l1+f1+f2)=0 RAг=737,543
 
Проверка: Y=- Fr+Fr1+RAг+RBг =0
 
 
Участок l1=63
 
mx1=M(x1)+ Fr· x1=0
 
Участок f2=89
 
mx2= M(x2) - RAг· x2+ Fr·( x2+f1)=0
 
 
Участок f3=44
 
mx3= -M(x3)+ RBг·x3 =0
 
 Таблица 11
 
xi 

63 

89 

44 
 
M(xi) 

-48249,684 
-48249,684 
-50770,626 

-50770,626 
 
 
 
Опасное сечение под шестерней:
 
Суммарный изгибающий момент в опасном сечении
 
.
 
Приведенный момент определится  как
 
,
 
где - коэффициент приведения.
 
Из условий прочности  на изгиб с кручением определяется расчетный диаметр вала в опасном  сечении
 
 мм.
 
Здесь Н/мм2, где Н/мм2 (сталь 45).
 
Эпюра T, Нмм
 
 
 
Рис. 8
 
 Промежуточный вал:
 
Вертикальная плоскость:
 
 
 
Эпюра M(xi), Нмм
 
 
Рис. 9
 
MA= - Ft3·k3+RBв·(k1+k2+ k3) - Ft2·( k2+k3)=0 RBв=5488,073
 
MB=Ft2·k1 - RAв·(k1+k2+ k3)+ Ft3·( k2+k1)=0 RAв=7472,811
 
Проверка: Y= - Ft2 - Ft3+RAв+RBв =0
 
 
Участок k3=43
 
mx1=M(x1) - RAв· x1=0
 
Участок k2=43
 
mx2= M(x2) - RAв·( x2+ k3)+ Ft3·x2=0
 
 
Участок k1=41
 
mx3= -M(x3)+ RBв·x3 =0
 
 Таблица 12
 
xi 

43 

53 

41 
 
M(xi) 

321330,876 
321330,876 
225011,003 

225011,003 
 
 
 
Горизонтальная плоскость:
 
 
 
Эпюра M(xi), Нмм
 
 
 
Рис. 10
 
MA= Fr3·k3+RBг·(k1+k2+ k3) - Fr2·( k2+k3) - Ma3=0 RBг=-72,536
 
MB=Fr2·k1 - RAг·(k1+k2+ k3) - Fr3·( k2+k1) - Ma3=0 RAг=-2334,97
 
Проверка: Y= - Fr2 + Fr3+RAг+RBг =0
 
 
Участок k3=43
 
mx1=M(x1) - RAг· x1=0
 
Участок k2=43
 
mx2= M(x2) - RAг·( x2+ k3) - Fr3·x2 - Ma3=0
 
 
Участок k3=41
 
mx3= -M(x3)+ RBг·x3 =0
 
Таблица 13
 
xi 

43 

43 

41 
 
M(xi) 

-100403,708 
- 56927,736 
-2973,967 

-2973,967 
 
 
 
Опасное сечение под шестерней:
 
Суммарный изгибающий момент в опасном сечении
 
.
 
Приведенный момент определится  как
 
,
 
где - коэффициент приведения.
 
Из условий прочности  на изгиб с кручением определяется расчетный диаметр вала в опасном  сечении
 
 мм.
 
Здесь Н/мм2, где Н/мм2 (сталь 45).
 
Эпюра T, Нмм
 
 
 
Рис. 11
 
2. Тихоходный вал:
 
Вертикальная плоскость:
 
 
 
Эпюра M(xi), Нмм
 
 
 
Рис. 12
 
MA=Ft4·t2+RBв·(t1+t2)=0 RBв=-3392,341
 
MB=-Ft1·t1-RAв·(t1+t2)=0 RAв=-6320,467
 
Проверка: Y=Ft4+RAв+RBв =0
 
 
Участок t1=47,5
 
mx1= M(x1) - RAв· x1=0
 
 
Участок t2=88,5
 
mx2= -M(x2)+ RBв·x2 =0
 
Участок t3=85
 
mx2= -M(x3)=0
 
Таблица 14
 
xi 

47,5 

88,5 

85 
 
M(xi) 

-300222,184 

-300222,184 


 
 
 
Горизонтальная плоскость:
 
 
 
Эпюра M(xi), Нмм
 
 
 
Рис. 13
 
MA= - Fr4·t2+RBг·(t1+t2)+Ma4 - FМ ·(t1+t2+l2)=0 RBг=2521,729
 
MB=Fr4·t1-RAг·(t1+t2)+ Ma4 - FМ ·l2=0 RAг=2536,808
 
Проверка: Y=- Fr4 +RAг+RBг =0
 
 
Участок t1=63
 
mx1= M(x1) - RAг· x1=0
 
 
Участок t2=122,5
 
mx2= -M(x2)+ RBг·x2 =0
 
 
Таблица 15
 
xi 

47,5 

88,5 

85 
 
M(xi) 

120498,401 

-31668,785 

-124850,465 
 
 
 
Опасное сечение под колесом:
 
Суммарный изгибающий момент в опасном сечении
 
.
 
Приведенный момент определится  как
 
,
 
где - коэффициент приведения.
 
Из условий прочности  на изгиб с кручением определяется расчетный диаметр вала в опасном  сечении
 
 мм.
 
Здесь Н/мм2, где Н/мм2 (сталь 45).
 
Эпюра T, Нмм
 
 
 
Рис. 14
 
7. Разработка конструкции  вала
 
 
Быстроходный вал:
 
Расчетный диаметр dвр= мм.
 
Рис. 15
 
Примем d3=1,1· dвр=1,1· = 28,674, что  меньше d=30 мм следовательно = d=30 мм. Диаметр  по Ra40  мм. На диаметре d4 расположена  распорная втулка, который определится  как мм. Диаметр выбирается как  ближайшее меньше стандартное значение , т.е. мм. мм.
 
 мм. мм. Проверка полученного  диаметра d6 на кручения по условию
 
,
 
где ;
 
тогда , условие выполняется.
 
,
 
следовательно шестерня нарезается прямо на валу.
 
Подбор шлица
 
Выбираем шлиц средней  серии . lp=45
 
Проверочный расчет шлица  на смятие
 
Н/мм2,
 
где - средний диаметр;
 
; z=8 - коэффициент учитывающий  неравномерность распределения  нагрузки между зубьями; 
 
- высота зуба.
 
Промежуточный вал:
 
Расчетный диаметр dвр= мм.
 
Рис. 16
 
 Примем d3=1,1· dвр=1,1·=43,262, что округлим до ближайшего  стандартного значения по Ra40 мм. , следовательно шестерня нарезается  прямо на валу. Диаметр по Ra40  мм. На диаметре d4 расположена распорная  втулка, который определится как  мм. Диаметр выбирается как ближайшее  меньшее стандартное значение , т.е.  мм. можно принять как мм.
 
Подборка шпонки
 
По d=45 подбираем шпонку с  параметрами b=14, h=9, t=5,5.
 
lp=lст-(8…10)=24 мм.
 
Проверка шпоночного соединения на смятие
 
Н/мм2.
 
Тихоходный вал:
 
Расчетный диаметр dвр= мм.
 
Рис. 15
 
Примем d3=1,1·dвр=1,1·=56,093, что  округлим до ближайшего стандартного значения по Ra40 мм. Диаметр по Ra40  мм. На диаметре d4 расположена распорная  втулка, который определится как  мм. Диаметр выбирается как ближайшее  меньшее стандартное значение , т.е. мм. можно принять как мм. мм. Выходной диаметр мм.
 
Проверка полученного  диаметра d6 на кручения по условию
 
,
 
где ;
 
тогда , условие выполняется.
 
Подборка шпонки под колесо
 
По d=56 подбираем шпонку с  параметрами b=16, h=10, t=6.
 
lp=lст-(8…10)=36 мм.
 
Проверка шпоночного соединения на смятие
 
Н/мм2
 
 
Подборка шпонки под муфту
 
По d=45 подбираем шпонку с  параметрами b=14, h=9, t=5,5.
 
lp=lМ -(8…10)=76 мм.
 
Проверка шпоночного соединения на смятие
 
 Н/мм2
 
Расчет валов на статическую  прочность
 
 
;
 
, где соответственно и  - напряжения изгиба и кручения  от действия и T. ; , причем - осевой  момент; - полярный момент.
 
Расчетные параметры занесем  в табл. 16.
 
Таблица 16
 
Быстроходный вал 
Промежуточный вал 
Тихоходный вал 
 

58553 
255786 
862983 
 

30 
45 
56 
 
650 
650 
650 
 
Mи 
123094,191 
422801,27 
921625,131 
 
Wи 
2650,719 
8946,176 
17241,06 
 
Wк 
5301,438 
17892,352 
34482,121 
 
и 
46,438 
47,261 
53,455 
 
и 
11,045 
14,296 
25,027 
 
экв 
50,224 
53,354 
68,822 
 
12,942>1,5…1,8 
12,183>1,5…1,8 
9,445>1,5…1,8 
 
 
 
8. Расчет валов на усталостную  прочность
 
 
Расчет ведется в опасных  сечениях:
 
,
 
 где 
 
- коэффициент запаса усталостной  прочности по напряжениям изгиба;
 
- коэффициент запаса усталостной  прочности по напряжениям кручения.
 
, - пределы выносливости  материала при симметричном цикле  изменения напряжений по нормальным  и касательным напряжениям =380 МПа, =230 МПа.
 
k и k - эффективные коэффициенты  концентрации напряжений при  изгибе и кручении.
 
kd и kF - масштабны фактор  и фактор качества поверхности
 
,  - коэффициенты, характеризующие  чувствительность материала вала  к асимметрии цикла.
 
, - амплитуда и среднее  значение цикла изменения нормальных  напряжений изгиба. Для валов  .
 
Для быстроходного вала:
 
Для поперечных сечений валов, ослабленных шпоночными пазами, осевой момент сопротивления изгибу
 
.
 
Для промежуточного вала:
 
Для тихоходного вала:
 
.
 
, -
 
амплитуда и среднее значение цикла изменения касательных  напряжений от кручений. Для валов .
 
Для быстроходного вала:
 
Для поперечных сечений валов, ослабленных шпоночными пазами, полярный момент сопротивления изгибу
 
.
 
Для промежуточного вала:
 
Для тихоходного вала:
 
.
 
Полученные расчетные  значения искомых параметров занесем  в табл. 17
 
Таблицу 17
 
Быстроходный вал 
Промежуточный вал 
Тихоходный вал 
 

58553 
255786 
862983 
 

30 
45 
56 
 
650 
650 
650 
 
380 
380 
380 
 
230 
230 
230 
 

2,03 
2,03 
2,03 
 

1,64 
1,64 
1,64 
 
kd  
0,825 
0,775 
0,7 
 
kF 
0,9 
0,9 
0,9 
 
 
0,15 
0,15 
0,15 
 
 
0,05 
0,05 
0,05 
 
Mи 
123094,191 
422801,27 
921625,131 
 
Wи 
2650,719 


 
Wинето 

7611,295 
15098,203 
 
Wк 
5301,438 


 
Wкнето 

16819,68 
32339,264 
 
 
49,833 
55,549 
61,042 
 



 
11,045 
15,208 
26,685 
 



 

2,789 
2,35 
1,932 
 

9,428 
6,432 
3,311 
 
S>[S] 
2,674>1,5 
2,207>1,5 
1,669>1,5 
 
 
 
Валы удовлетворяют условию  на усталостную прочность.
 
9. Расчет быстроходного  вала на жесткость
 
 
E=2,15·105Н/мм2;
 
 мм4,
 
тогда (1/Н·мм2)
 
[]=0,0016 рад; []=0,0002·l; []=0,1·m
 
Вертикальная плоскость:
 
 
MA=Ft1·f2+RBв·(f1+f2)=0 RBв=-2173,525
 
MB=-Ft1·f1-RAв·(f1+f2)=0 RAв=-1074,552
 
Проверка: Y=Ft1+RAв+RBв =0
 
 
Участок l1=63
 
EI=EI0+C=0
 
EI=EI0+C· x1+D=0
 
 
Участок f2=89
 
EI=EI0 -RAв· +C=0
 
EI=EI0 -RAв· +C· x2+D=0
 
Участок f3=44
 
EI=-EI0 + RBв·+C=0
 
EI=-EI0 + RBв·+C· x3+D=0
 
 
В точке x1=63 и x3=0 значение =0, тогда  параметры C и D определятся как
 
Подставив параметры C и D в EI и EI, получим следующие выражения
 
Участок l1=63
 
EI=EI0 =0; 0(max) =0< []=0,0016
 
EI=EI0 =0; 0(max) =0< []=0,0003·l =0,019
 
 
Участок f2=89
 
EI=EI0 - (-1074,552) · =0; =0,001< []=0,0016
 
EI=EI0 - (-1074,552) · =0; = 0,0021<[]=0,0003·l =0,04
 
 
Участок f3=44
 
EI=-EI0 + (-2173,525) · =0; =0,001< []=0,0016
 
EI=-EI0 + (-2173,525) · =0; = 0,0021<[]=0,0003·l =0,04
 
Горизонтальная плоскость:
 
 
MA=Fr1·f2+RBг·(f1+f2)+ Fr·l1=0 RBг=-1153,878
 
MB=- Fr1·f1-RAг·(f1+f2)+ Fr·(l1+f1+f2)=0 RAг=737,543
 
Проверка: Y=- Fr+Fr1+RAг+RBг =0
 
 
Участок l1=63
 
EI=EI0+ Fr ·  +C=0
 
EI=EI0+ Fr ·  +C· x1+D=0
 
 
Участок f2=89
 
EI=EI0 - RAг · + Fr·( x2+f1) ·x2+C=0
 
EI=EI0 - RAг · + Fr·( x2+f1) ·+C·  x2+D=0
 
 
Участок f3=44
 
EI=-EI0 + RBг ·+C=0
 
EI=-EI0 + RBг ·+C· x3+D=0
 
 
В точке x1=63 и x3=0 значение =0, тогда  параметры C и D определятся как
 
 Подставив параметры  C и D в EI и EI, получим следующие  выражения
 
Участок l1=63
 
EI=EI0+ 765,868 · -=0; 0(max) =0,0002< []=0,0016
 
EI=EI0+ 765,868 · -· x1 =0; 0(max) =0,002< []=0,0003·l =0,019
 
 
Участок f2=89
 
EI=EI0 -737,543·+ 765,868 ·( x2+63) ·x2 -=0;
 
=0,00028< []=0,0016
 
EI=EI0 -737,543·+ 765,868 ·( x2+63) · -·  x2 =0;
 
= 0,007<[]=0,0003·l =0,04
 
 
Участок f3=44
 
EI=-EI0 + (-1153,878) ·- =0; =0,00028< []=0,0016
 
EI=-EI0 + (-1153,878) · -· x2 =0; = 0,007<[]=0,0003·l =0,04
 
Суммарный прогиб
 
< []=0,1·m=0,175.
 
Вал удовлетворяет условиям на жесткость.
 
- допускаемый угол закручивания
 
,
 
тогда ,
 
условие жесткости при  кручении выполняется.
 
10. Подбор подшипников
 
 
Для всех валов подбираем  радиально-упорные роликовые подшипники средней серии.
 
Быстроходный вал: по внутреннему  диаметру d=30 подшипник 2007 106А. Cr=35,8 кН. Cor=44,0 кН. e=0,43.
 
Промежуточный вал: по внутреннему  диаметру d=40 подшипник 2007108А. Cr=52,8 кН. Cor=71,0 кН. e=0,37.
 
Тихоходный вал: по внутреннему  диаметру d=50 подшипник 2007 110А*. Cr=60,5 кН. Cor=88,0 кН. e=0,43.
 
При действии на радиальные и радиально-упорные подшип-ники одновременно радиальной Fr и осевой Fa нагрузок расчеты ведут по эквивалентной  радиальной статической нагрузке Роr, ко-торая вызывает такие же контактные напряжения, как и действи-тельная  нагрузка:
 
Рor = max{Х0Fr + Y0Fa , Fr},
 
а для упорно-радиальных и  упорных подшипников - по эквивалентной  осевой статической нагрузке
 
Рoa = Xo Fr +YoFa
 
где Х0 - коэффициент статической  радиальной нагрузки, Y0 - ко-эффициент  статической осевой нагрузки.
 
Ресурсы подшипников, выра-женные в миллионах оборотов L или в  часах Lh (при постоянной частоте  вращения), связаны между собой  соот-ношением:
 
Lh=106L/(60n),
 
для цилиндрических редукторов общего назначения рекомендуется: Lh12500.
 
Для радиальных и ради-ально-упорных  подшипников эквивалентная динамическая ради-альная нагрузка
 
P=Pr=(XVFr+YFa)КБКТ,
 
где Fr и Fa - соответственно радиальная и осевая нагрузки; X и Y - коэффициенты радиальной и осевой динамической нагрузки; V - коэффициент вращения; V=1. KБ - коэффициент  динамичности нагрузки; КТ - температурный  коэффициент. Кратковременная перегрузка до 150 %, зубчатые передачи КБ=1,3.
 
Основные и расчетные  параметры подшипников в соответствии с диаметром расчетного вала (из ГОСТ 27365-87 радиально-упорные роликовые  подшипники средней серии для  повышенной грузоподъемности и из ГОСТ 8338-75 шариковые радиальные однорядные) приведем в табл. 18
 
Таблица 18
 
обозначение 
Быстроходный вал 
Промежуточный вал 
Тихоходный вал 
 
подшипник 
205 
7208А 
7310А 
 

25 
40 
50 
 

52 
80 
110 
 

15 
18 
27 
 


16 
23 
 


20 
29,5 
 

1,5 


 
r1 

0,8 

 
Cr, кН 
14,0 

58,3 

117,0 

 

Cor, кН 

6,95 

40,0 

90,0 

 

0,37 

0,35 

 

КТ 

 

Fr, Н 

1551,726 

5628,3 

5225,733 

 

Fa, Н 

403,095 

807,844 

 

 

1,882 

1,882 

 

Рoa 

6031,395 

6033,577 

 

1706,899 

8303,002 

8769,924 

 

10/3 

10/3 

 

4,904 

1,279·103 

2,179·103 

 

Lh>[ Lh] 

21229,437 

4,128·106 

2,434·106 

 

 


и т.д.................


Перейти к полному тексту работы


Скачать работу с онлайн повышением уникальности до 90% по antiplagiat.ru, etxt.ru или advego.ru


Смотреть полный текст работы бесплатно


Смотреть похожие работы


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