На бирже курсовых и дипломных проектов можно найти образцы готовых работ или получить помощь в написании уникальных курсовых работ, дипломов, лабораторных работ, контрольных работ, диссертаций, 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.

Работа № 97775


Наименование:


Курсовик Расчет привода предназначен для обеспечения вращения технологического вала с необходимой частотой и мощностью на нём.

Информация:

Тип работы: Курсовик. Предмет: Машиностроение. Добавлен: 10.06.2016. Сдан: 2016. Страниц: 50 в pdf + черт.. Уникальность по antiplagiat.ru: < 30%

Описание (план):


1
Содержание
Введение ......................................................................................................................... 3
1Кинематический и энергетический расчеты приводной станции .......................... 4
1.1Схема привода .......................................................................................................... 4
1.2 Определение номинальной мощности и номинальной частоты вращения двигателя ............................................................................................................................ 5
1.3 Определение передаточных чисел привода и его ступеней ............................... 6
1.4 Определение силовых и кинематических параметров привода ......................... 8
2Расчет передачи с гибкой связью .............................................................................. 8
3Расчет зубчатой передачи редуктора ........................................................................ 16
3.1Расчет срока службы приводного устройства ....................................................... 16
3.2 Выбор твердости, термообработки и материала зубчатых колес ...................... 16
3.3 Определение допускаемых напряжений ............................................................... 17
3.4 Определение допускаемых напряжений изгиба .................................................. 18
3.5Определение внешнего делительного диаметра ................................................... 20
3.6Силы действующее в зацеплении ........................................................................... 23
4Эскизна компоновка редуктора ................................................................................. 26
4.1Конструктивные размеры шестерни и колеса ....................................................... 26
4.2Конструктивные размеры корпуса редуктора ....................................................... 27
4.3Предворительный расчет валов редуктора ............................................................ 28
5Расчет валов редуктора ............................................................................................... 32
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
1
БГАТУ 09.00.00.000 ПЗ
Разраб.
Ясинская
Провер.
Реценз.
Сокол
Н. Контр.
Утверд.
РАСЧЕТНО – ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ
ЗАПИСКА
Лит.
Листов
40
гр.3зэ
2
Изм.
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
Лист
БГАТУ 09.00.00.000 ПЗ
Инв. № подл.
Подпись и дата
Взам. инв. № подл.
Взам. инв. № дубл.
Подпись и дата
5.1Ведущий вал.............................................................................................................. 32
8.2Ведомый вал.............................................................................................................. 35
6Проверочный расчет подшипников........................................................................... 40
6.1Входной вал .............................................................................................................. 40
9.2Выходной вал ............................................................................................................ 41
7Выбор и проверочный расчет муфт........................................................................... 43
8Расчет шпоночных соединений ................................................................................. 46
9Подбор посадок для сопряженных поверхностей .................................................... 48
10Выбор смазки ............................................................................................................. 49
Заключение..................................................................................................................... 52
Список используемых источников .............................................................................. 53
3
Изм.
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
Лист
БГАТУ 09.00.00.000 ПЗ
Инв. № подл.
Подпись и дата
Взам. инв. № подл.
Взам. инв. № дубл.
Подпись и дата
Введение
Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины. Кинематическая схема привода может включать, помимо редуктора, открытые зубчатые передачи, цепные или ременные передачи.
Назначение редуктора - понижение угловой скорости и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим. Механизмы для повышения угловой скорости, выполненные в виде отдельных агрегатов, называют ускорителями или мультипликаторами.
Редуктор состоит из корпуса (литого чугунного или сборного стального), в котором помещают элементы передачи - зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д.
Редуктор проектируют либо для привода определенной машины, либо по заданной нагрузке (моменту на выходном валу) и передаточному числу без указания конкретного назначения.
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 (горизонтальные, вертикальные).
4
Изм.
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
Лист
БГАТУ 09.00.00.000 ПЗ
Инв. № подл.
Подпись и дата
Взам. инв. № подл.
Взам. инв. № дубл.
Подпись и дата
1Кинематический и энергетический расчеты приводной станции
1.1Схема привода
Рисунок1.1-Кинематическая схема привода.
Привод, изображенный на схеме (рис.1,1) предназначен для обеспечения вращения технологического вала с необходимой частотой и мощностью на нём. Редуктор и электродвигатель смонтированы на общей раме. В каждой из вышеперечисленных ступеней привода происходит уменьшение частоты вращения и непропорциональное увеличение крутящего момента (учитываются потери в зацеплениях, муфтах и опорах).
Муфта предназначена для передачи крутящего момента с одного вала на другой, при этом упругая муфта позволяет компенсировать вредное влияние несоосности валов, вызванной неточностью изготовления и монтажа элементов привода, уменьшить динамические нагрузки путем амортизации возникающих толчков, ударов и колебаний. Открытая передача позволяет передавать крутящий момент на значительное расстояние (до нескольких метров.
5
Изм
.
Лист № докум. Подпись Дата
Лист
БГАТУ 09.00.00.000 ПЗ
Инв. № подл. Подпись и дата Взам. инв. № подл. Взам. инв. № дубл. Подпись и дата
1.2 Определение номинальной мощности и номинальной частоты
вращения двигателя
Двигатель является одним из основных элементов машинного агрегата.
От типа двигателя, его мощности, частоты вращения и прочего зависят
конструктивные и эксплуатационные характеристики машины и её привода.
Мощность двигателя зависит от требуемой мощности рабочей машины, а
её частота вращения– от частоты вращения приводного вала рабочей машины.
Определяем требуемую мощность рабочей машины [14, с.41]
Находим общий КПД редуктора[2, с. 5];
??общ = ??м • ??зп • ??оп • ??пк
2
где - ??мКПД муфты (??м = 0,98)[2, табл. 1,1, с. 6];
??зп- КПД закрытой передачи (??зп = 0,97)[2, табл. 1,1, с. 6];
??оп- КПД открытой передачи (??оп = 0,97)[2, табл. 1,1, с. 6];
??пк- КПД подшипников качения (??пк = 0,99)[2, табл. 1,1, с. 6];
2
общ ? = 0,98?0,97?0,98?0,99 = 0,9130
Определяем номинальную мощность двигателя Pном
общ
тр
P
P
h
3 =
(1.1)
5
5,476
0,913 тр P = = кВт
Значение номинальной мощности выбираем по величине, большей, но
ближайшей к требуемой мощности Pдв
??ном ? ??дв (1.2)
Выбираем электродвигатель асинхронный серии 4А, закрытый обдуваемый, по
ГОСТу с номинальной мощностью Р =5,5 кВт,[12,табл. 3.3,с.10].
Проверяем условие:
5,5кВт> 5,476 кВт,
условие выполняется.
6
Изм.
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
Лист
БГАТУ 09.00.00.000 ПЗ
Инв. № подл.
Подпись и дата
Взам. инв. № подл.
Взам. инв. № дубл.
Подпись и дата
Для расчета рассмотрим двигатели с различными синхронными частотами вращения: 3000, 1500, 1000, 750 мин-1. Синхронную и номинальную частоты вращения для выбранных электродвигателей сведем в таблицу1.1.
Таблица 1.1-Эл.двигатели
Двигатель
Синхронная чистота,мин-1
Номинальная чистота,мин-1
4АM100L2У3
3000
2880
4АM112М4У3
1500
1445
4АM132S6У3
1000
965
4АM12М8У3
750
720
1.3 Определение передаточных чисел привода и его ступеней
Передаточное число привода u определяется отношением номинальной
частоты вращения двигателя nном к частоте вращения приводного вала рабочей машины nрм при номинальной нагрузке и равно произведению переда-точных чисел закрытой u з.п. и открытой uо.п. передач ??=??ном??ри=??зп•??оп (1.3)
Определяем передаточное число привода для всех рассматриваемых вариантов типа двигателя при заданной номинальной мощности Рном ??1=??ном1??рм; ??2=??ном2??рм;??3=??ном3??рм;??4=??ном4??рм;
За номинальную частоту вращения двигателя nном принимаем соответствующие значения из таблицы1.1. ??1=288090=32; ??2=144590=16,053; ??3=96590=10,722;??4=72090=8;
Определение и выбор передаточных чисел ступеней производится разбивкой передаточного числа привода для всех вариантов типа двигателя так, чтобы ??1=??зп1•??оп1;??2=??зп2•??оп2;??3=??зп3•??оп3;??4=??зп4•??оп4;
7
Изм.
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
Лист
БГАТУ 09.00.00.000 ПЗ
Инв. № подл.
Подпись и дата
Взам. инв. № подл.
Взам. инв. № дубл.
Подпись и дата
где u, uзп , uоп – соответственно передаточные числа привода, редуктора(за-крытой передачи) и открытой передачи.
Выбираем промежутки передаточных чисел для передач привода
[14, табл.2.3]
- закрытая uзп =2 ...6.3;
- открытая uоп =2...3
При этом передаточное число привода будет составлять ??=??зп•??оп=(2…3)•(2…6,3)=4…18,9
Найденному диапазону для передаточного числа привода соответствуют
3 из4 выбранных электродвигателей с частотами вращения 1500, 1000 и 750 мин-1.
Воспользуемся одним из способов разбивки передаточного числа u –
принимаем и оставляем постоянным передаточное число редуктора(закрытой передачи) uзп = 3,55, изменяя передаточное число открытой передачи uоп ??оп2=??2??зп2=16,0563,55=4,523; ??оп3=??3??зп3=10,7223,55=3,020; ??оп4=??4??зп4=83,55=2,254
Оптимальными являются: передаточное число открытой передачи
u о.п.= 2,254 и передаточное число закрытой передачи uз.п.= 3,55,так как имеют наибольшую приближённость к стандартным числам.
Исходя из полученных данных, выбираем электродвигатель 4АМ132М8У3 с синхронной частотой вращения n = 750 мин-1, номинальной частотой вращения n ном= 720 мин-1 и номинальной мощностью Pном =5.5кВт [12,табл. 3.3,с.10].
8
Изм
.
Лист № докум. Подпись Дата
Лист
БГАТУ 09.00.00.000 ПЗ
Инв. № подл. Подпись и дата Взам. инв. № подл. Взам. инв. № дубл. Подпись и дата
2Расчет передачи с гибкой связью
1.4 Определение силовых и кинематических параметров привода
Силовые (мощность и вращающий момент) и кинематические(частота
вращения и угловая скорость) параметры привода рассчитывают на валах при
частоте вращения nном при установившемся режиме работы.
1) Определение мощностей[14, с. 46]
Рдв= 5,476кВт
P1=Pдв·hот·h пк =5,476•0,98•0,99=5,313кВт;
Р2= P1·h зп·h пк= 5,313•0,97•0,99=5,102кВт;
Ррм= P2·h м =5,102•0,98=5кВт
2) Определение частот[14, с. 46]
1
1
720
319,432
2,254
ном
оп
n
n мин
u
- = = =
1 1
2
319,432
90
3,55 оп
n
n мин
u
- = = =
1
2 90 ном n n мин- = =
3) Определение угловых скоростей [14, с. 46]
1 75,36
30
314 720
30
- =
?
=
?
= с
? n ,
? ном
ном
2 1
1
75,36
33,434с
2,254 оп
?
?
u
- = = =
1 1
2
33,434
9,418с
3,55 зп
?
?
u
- = = =
1 9,418с рм ? - =
4) Определение вращающих моментов[14, с. 46]
??дв =
??дв • 103
??ном
=
5,476 • 103
75,36
= 72,665Нм
??1 = ??дв • ??оп • ??пк • ??оп = 72,665 • 0,98 • 0,99 • 2,254 = 158,906Нм
9
Изм.
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
Лист
БГАТУ 09.00.00.000 ПЗ
Инв. № подл.
Подпись и дата
Взам. инв. № подл.
Взам. инв. № дубл.
Подпись и дата
??2=??1•??зп•??зп•??пк=158,906•3,55•0,97•0,99=541,721Нм ??рм=??2•??м=541,721•0,98=530,897Нм
Силовые и кинематические параметры привода сведем в таблицу1.2.
Таблица 1.2-Сводная таблица параметров
Двигатель 4А132М8У3: nном=720мин-1;Pном=5,5кВт
Параметр
Передача
Параметр
Вал
Закр.
Откр.
Дв.
Редуктор
Привода
Быст.
Тихох.
Передаточное
число u
3,55
2,254
Мощность Р,кВт
5,476
5,313
5,102
5
Угловая скорость,
??,с-1
75,36
33,434
9,418
9,418
КПД ??
0,97
0,98
Частота вращения привода
n,мин-1
720
319,432
90
90
Вращающий момент Т,Нм
72,665
158,906
541,721
10
Изм
.
Лист № докум. Подпись Дата
Лист
БГАТУ 09.00.00.000 ПЗ
Инв. № подл. Подпись и дата Взам. инв. № подл. Взам. инв. № дубл. Подпись и дата
Простейшая открытая ременная передача представляет собой ведущий шкив,
ведомый шкив и охватывающие их ремень. На рисунке 6.1представлена общая
схема передачи.
Рисунок 2.1-Схема передачи
Простейшая открытая ременная передача представляет собой ведущий шкив,
ведомый шкив и охватывающие их ремень.
Имеем следующие данные для расчета:
- передаваемая мощность Ртр =2,254кВт;
- частота вращения ведущего шкива n = 720мин-1;
- передаточное отношение u = 2,256
- скольжение ремня е = 0,01.
- вращающий момент Т =72,665Н·м.
По номограмме [13, ст. 134, рис. 7,3] в зависимости от частоты вращения
меньшего шкива n1 (в нашем случае n = 720мин-1;) и передаваемой мощности
принимаем сечение ремня Б.
Диаметр меньшего шкива найдем по формуле:
, (2.1)
где Т – вращающий момент, Т=72,665Н.м.
3
1 D » 4 72,665 =166,92мм
Округляем до ближайшего большего значения по стандартному ряду
диаметров шкивов. D1 =160 мм[13,ст.132]
D (3- 4) T; мм 3
1 »
11
Изм
.
Лист № докум. Подпись Дата
Лист
БГАТУ 09.00.00.000 ПЗ
Инв. № подл. Подпись и дата Взам. инв. № подл. Взам. инв. № дубл. Подпись и дата
Диаметр ведомого шкива с учетом относительного скольжения рассчитаем
по формуле[13,ст.131]:
(2.2)
где = 0,01. – величина скольжения;
uоп– передаточное число,
D1 – диаметр ведущего шкива,
2 D =160?2,254(1-0,01) = 357,03мм.
Принимаем D2 =360мм
Вычислим фактическое передаточное число uф и его отклонение ??? от
заданного u:
(2.3)
355
2,24
160(1 0.01) ф u = =
-
Расхождение с тем, что было получено по первоначальному расчету
??? =
|??ф ? ??|
??
? 100% ? 3%
??? =
2,254 ? 2,24
2,24
? 100% = 0,56
Межосевое расстояние, а принимаем в интервале:
аmin = 0.55(D1 + D2)+T0 (2.4)
аmaх=D1 + D2 (2.5)
где То =10.5мм (высота сечения ремня по табл. 7.7[13].
D1, D2 – диаметры ведущего и ведомого шкивов соответственно.
аmin = 0.55(355+160)+10,5=293,75мм.
аmaх= 355+160=515мм.
Принимаем а =450мм.
Рассчитаем необходимую длину ремня по формуле[13,ст.131]:
?? = 2a + 0.5?(D1 + D2) +
(D2?D1)2

(2.6)
D D u(1 ?) 2 1 = -
e
D (1 0.01)
D
1
2
-
= ф u
12
Изм
.
Лист № докум. Подпись Дата
Лист
БГАТУ 09.00.00.000 ПЗ
Инв. № подл. Подпись и дата Взам. инв. № подл. Взам. инв. № дубл. Подпись и дата
где D1, D2 – полученные ранее значения диаметров;
а – межосевое расстояние.
Получим значение:
l = 2 • 450 + 0.5 • 3.14(355 + 160) +
(355 ? 160)2
4 • 450
= 1730мм
Принимаем l=1800мм ([1] ст.131, табл.7.7).
Уточняет межосевое расстояние по формуле:
а = 0,25 [(Lp ? w) + v(Lp ? w)
2
? 2y] (2.7)
где Lp – расчетная длина ремня;
w = 0,5??(??1 + ??2) = 0,5 • 3,14(355 + 160) = 808,96;
у =(D2 ? D1)2 = (355 ? 160)2 = 38025.
Подставив имеющиеся значения получим:
а = 0,25 [(1800 ? 808,96) + v(1800 ? 808,96)2 ? 2 • 38025] = 485,73мм
Угол обхвата на малом шкиве рассчитаем по формуле[13,ст.131]:
а
D D
? 180 57 0 0 2 1
1
-
= -
(2.8)
где D1, D2 – полученные ранее диаметры.
Получим значение:
0 0
1
355 160
? 180 57 157,12
485,73
-
= - »
Рассчитаем необходимое для передачи заданной мощности Р число ремней
по формуле:
Z=
P
[p]
=
P
CzCaCLP0
(2.9)
где [??]- мощность допускаемая для передачи одним ремнем;
Cz — коэффициент, учитывающий число ремней в передаче;
СL-коэффициент, учитывающий влияние длины ремня;
Ср- коэффициент режима работы;
13
Изм
.
Лист № докум. Подпись Дата
Лист
БГАТУ 09.00.00.000 ПЗ
Инв. № подл. Подпись и дата Взам. инв. № подл. Взам. инв. № дубл. Подпись и дата
С?- коэффициент угла обхвата.
Р0-Номинальная мощность, передаваемая одним ремнем[13]табл. 7,8
Получим значение:
Z=
5476
1•0,95•0,92·1,8
= 2,66
Соответственно, выбираем 3 ремня.
Предварительное натяжение ветвей клинового ремня найдем по формуле:
F0=
850PCpCL
zvCa
+ ?v2 (2.10)
где v-скорость м/с;
?? - коэффициент, учитывающий центробежную силу,
??=0,18 (Н·с2)/м2;
Р – требуемая мощность для передачи;
Z – количество ремней.
Предварительно определяем скорость ремня по формуле:
60
? d n
v 1 ? ?
= (2.11)
Получим:
6,03м/с
60
3.14 0.160 720
v »
? ?
=
Подставим все имеющиеся значения в формулу :
F0 =
850·5,476·0,95
3·6,03·0,9
+0.1·6,032=205,76 H.
где F0 – натяжения ветви ремня;
Z – количество ремней, z=3;
?? – угол обхвата на малом шкиве
Рассчитаем силу действующую на вал по формуле:
F1=2F0zsin
??1
2
(2.12)
Подставив имеющиеся значения получим:
F2=2·205,76·157,11/2=1299Н.
14
Изм.
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
Лист
БГАТУ 09.00.00.000 ПЗ
Инв. № подл.
Подпись и дата
Взам. инв. № подл.
Взам. инв. № дубл.
Подпись и дата
Окружное усилие ????=1000??1??1 (2.13) ????=1000•5,4766,03=907,84??
Частота пробега ремня v=??1???? (2.14) v=6,031800=3,35с?1
Условие v? 10 с–1 выполняется.
Расчетная долговечность ремня ???=1077200??(????????????)????1•??2 (2.15)
где – ????временной предел выносливости (для клиновых ремней
принимаем ????=9 МПа);
k1 – коэффициент, учитывающий влияние передаточного числа u
на долговечность ремня в зависимости от напряжения изгиба (при u
= 1; 1,26; 1,41; 2; 4 k1 = 1; 1,3; 1,4; 1,7; 1,9 соответственно);
k2 – коэффициент, учитывающий режим работы передачи (при
постоянной нагрузке k2 = 1; при переменной нагрузке k2 = 1,8).
????????– максимальное напряжение в цикле для ремней;
????????=??0+????/2+??и+??ц (2.16)
где – ??0напряжение в ремне от силы предварительного натяжения
????2=????/2??– напряжение от окружного усилия;
??и=??и•??/????????– напряжение изгиба (?? = h – толщина или высота ремня; Eи – модуль упругости ремня при изгибе: Еи= 80 – 140 МПа
для прорезиненных ремней; Dmin – диаметр меньшего шкива;
15
Изм.
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
Лист
БГАТУ 09.00.00.000 ПЗ
Инв. № подл.
Подпись и дата
Взам. инв. № подл.
Взам. инв. № дубл.
Подпись и дата
??ц=????2·10?6 напряжение от центробежных сил (?? = 1250–1500 кг/м3для прорезиненных ремней; ?? = 600–1200 кг/м3для синтетических ремней);
m – показатель степени (для клиновых ремней m = 8).
Определяем максимальное напряжение в ремне
????????=1.2+907,84(2•138)+10.5•80160+600•(3,35)2•10?6=9,76МПа ???=1077200•3,35(99,76)81,7•1=2044,58ч
Рекомендуемая средняя долговечность ремней
Lh = 1000 – 5000 ч.
Для ремня сечения Б условия долговечности соблюдаются.
16
Изм.
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
Лист
БГАТУ 09.00.00.000 ПЗ
Инв. № подл.
Подпись и дата
Взам. инв. № подл.
Взам. инв. № дубл.
Подпись и дата
3Расчет зубчатой передачи редуктора
3.1Расчет срока службы приводного устройства
Срок службы(ресурс) Lh определяем по формуле[14, с. 36];
Lh =365 Lгtc Lc (3.1)
где Lг– срок службы привода,лет;
tc– продолжительность смены, tc= 8 ч;
Lc– число смен,
Из полученного значения Lh следует вычесть примерно10…25 % часов на профилактику, текущий ремонт, нерабочие дни[14, с. 36]. Находим срок службы привода, принимая время простоя машинного агрегата 20 % ресурса
Lh = 6500ч.
3.2 Выбор твердости, термообработки и материала зубчатых колес
Для равномерного изнашивания зубьев и лучшей их прирабатываемости
твердость шестерни НВ1назначается больше твердости колеса НВ2
[14, с. 49].
Разность средних твердостей рабочих поверхностей зубьев шестерни и колеса при твердости материала Н ?350 НВ в передачах с прямыми и непрямыми зубьями составляет НВ1ср– НВ2ср= 20…50 [14, с. 49];
Выбираем материал заготовки, термообработку и твердость зубчатой
пары по рекомендациям [14, с. 50];. Результаты выбора представим в виде таблицы3 .1.
Таблица3.1 – Выбор материала, термообработки и твердости
Параметр
Элемент передачи
Шестерня
Колесо
Материал
Сталь40ХН
Сталь40ХН
Термообработка
улучшение
улучшение
17
Изм.
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
Лист
БГАТУ 09.00.00.000 ПЗ
Инв. № подл.
Подпись и дата
Взам. инв. № подл.
Взам. инв. № дубл.
Подпись и дата
Твердость
290
270
3.3 Определение допускаемых напряжений
Допускаемые контактные напряжения при расчетах на прочность определяются отдельно для зубьев шестерни[??]??1и колеса [??]??2 [14, с. 51].
Определяем коэффициент долговечности[14, с. 51]. ??????=v????0??6 (3.2)
для зубьев шестерни ??????1=v31•10612,4,5•1066=0,65
для зубьев колеса
??????2=v28•10635,07•1066=0,81
где????0– число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости, определяются интерполированием с учетом табличных значений[14, с. 51].
для зубьев шестерни ????01=22млн.циклов
для зубьев колеса ????01=16,5млн.циклов
N– число циклов перемены напряжений за весь срок службы(наработка),
N=573•?•Lh (3.3)
для зубьев шестерни
N1=573•33,434•6500=124,52•106циклов
ля зубьев колеса
N1=573•9,418•6500=35,07•106 циклов
18
Изм.
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
Лист
БГАТУ 09.00.00.000 ПЗ
Инв. № подл.
Подпись и дата
Взам. инв. № подл.
Взам. инв. № дубл.
Подпись и дата
?1 – угловая скорость вала, на котором установлена шестерня,
?2– угловая скорость вала, на котором установлено колесо,
При условии N>NH0 принимают KHL=1[14, с. 51],
Так как N1>NH01 и N2>NH02 то принимаем KHL1= KHL2=1
Определяем допускаемые контактные напряжения[??]??0, соответст-вующие пределу контактной выносливости при числе циклов перемены напряжений NH0[14, с. 49], [??]??0=1,8????+67 (3.4)
для зубьев шестерни [??]??01=1,8•290+67=589МПа
для зубьев колеса [??]??02=1,8•270+67=553МПа
Определяем допускаемые контактные напряжения [14, с. 51], [??]??=??????• [??]??0 (3.5)
для зубьев шестерни [??]??1=1•589=589МПа
для зубьев колеса [??]??2=1•553=553МПа
Зубчатые передачи с непрямыми зубьями при разности средних твердостей рабочих поверхностей зубьев шестерни и колеса рассчитываются по среднему допускаемому контактному напряжению [14, с. 51]: [??]??=0,45([??]??1+ [??]??2) (3.6)
[??]??=0,45(553+589)=513,9МПа [??]???1,23[??]???????? 513,9МПа?680,19МПа
3.4 Определение допускаемых напряжений изгиба
Проверочный расчет зубчатых передач на изгиб выполняется отдельно для зубьев шестерни и колеса по допускаемым напряжениям изгиба
19
Изм.
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
Лист
БГАТУ 09.00.00.000 ПЗ
Инв. № подл.
Подпись и дата
Взам. инв. № подл.
Взам. инв. № дубл.
Подпись и дата
[14, с. 52].
Определяем коэффициент долговечности[14, с. 52]. ??????=v????0??6 (3.7)
для зубьев шестерни ??????1=v4•10613,62•1076=0,55
для зубьев колеса ??????2=v4•1063,83•1076=0,68
где????0– число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости для всех сталей????0=4•106 [14, с. 52]. При условии N>NF0 принимают KFL=1[14, с. 51],
Так как N1>NF01 и N2>NF02 то принимаем KFL1= KFL2=1
Определяем допускаемые напряжения изгиба [??]??0, соответствующие
пределу изгибной выносливости при числе циклов перемены напряжений
NF0[14, с. 49], [??]??0=1.03???? (3.8)
для зубьев шестерни [??]??01=1.03•270=278,1МПа
для зубьев колеса [??]??02=1,03•250=257,5МПа
Определяем допускаемые контактные напряжения [13, с. 51], [??]??=??????• [??]??0 (3.9)
для зубьев шестерни [??]??1=1•270=270МПа
для зубьев колеса [??]??2=1•250=250МПа
20
Изм
.
Лист № докум. Подпись Дата
Лист
БГАТУ 09.00.00.000 ПЗ
Инв. № подл. Подпись и дата Взам. инв. № подл. Взам. инв. № дубл. Подпись и дата
3.5Определение внешнего делительного диаметра
[ ] ( )
3
2
Re
2
Re
2
1 0.5 b H b
H
e d
T K u
d k
y s y
b
? -
?
= (мм), (3.10)
где kd =99 - для прямозубых передач; [14, с. 50],
0,285 Re = b y - коэффициент ширины шестерни относительно ее диаметра;
[14, с. 51],
Hb K - коэффициент, при консольном расположении шестерни -
Hb K -1,35 [14, с. 50],
Тогда:
( )
2 3 2 2
541,729 1,35 1
99 357,05
0.285 1 0,5 0,285 513,9
e d
? ?
= =
? - ? ?
мм
Принимаем de2=355 мм[14, с. 50],
??? =
|????2ф ? ????2|
????2
? 100% ? 2%
??? =
357,05 ? 355
355
? 100% = 0,57%
Условие ?d?2 % выполняется. [14, с. 49]
Количество зубьев
Принимаем z1=20[14, с. 51]
2 1 z = u ? z (3.11)
3,55 20 71 2 z = ? =
Принимаем z2=71
Определим фактическое передаточное число:
1
2
z
z
uф = (3.12)
3,55
20
71
1
2 = = =
z
z

??? =
|??ф???2|
????2
? 100% ? 3% (3.13)
21
Изм
.
Лист № докум. Подпись Дата
Лист
БГАТУ 09.00.00.000 ПЗ
Инв. № подл. Подпись и дата Взам. инв. № подл. Взам. инв. № дубл. Подпись и дата
??? =
3,55 ? 3,55
3,55
? 100% = 0%
Условие ?u?2 % выполняется. [14, с. 49]
Внешний окружный модуль: [14, с. 339]
2
2
z
d
m e
te = (3.14)
5
71
355
= = te m
Уточняем значение [14, табл.3.11с. 52]
????2 = ?????? • ??2 (3.15)
????2 = 5 · 71 = 355мм
Углы делительного и начального конусов: [14, с.339]
1 u = ctgd (3.16)
0 /
1 d =15 44
1
0
2 d = 90 -d (3.17)
0 0 / 0 /
2 d = 90 -15 44 = 74 16
Внешнее конусное расстояние: [14, с. 339]
2
2
2
1 R 0,5 m z z e e = ? ? + (3.18)
R мм e 0,5 5 20 71 184,41 2 2 = ? ? + =
Длинна зуба [14, с. 339]
b= b e ? R Re y (3.19)
b= 0,285?184,41= 53мм
Делительные диаметры: [14, с. 339]
d d u e e / 1 2 = (3.20)
1 355 / 3,55 100 e d = = мм
Внешние диаметры шестерни и колеса: [14, с. 340]
22
Изм
.
Лист № докум. Подпись Дата
Лист
БГАТУ 09.00.00.000 ПЗ
Инв. № подл. Подпись и дата Взам. инв. № подл. Взам. инв. № дубл. Подпись и дата
1 1 1 d d 2m cos ? a e e = + (3.21)
0
1 100 2 5cos15 44 109,63 /
a d = + ? = мм
2 2 2 d d 2m cos? a e e = + (3.22)
355 2 5cos74 16 357,71 0 /
2 = + ? = a d мм.
Средний делительный диаметр шестерни [14, с. 340]
1 1 d 2(R -0,5b)sin ? e = (3.23)
d ( - , ) мм / 2 184,41 0 5 53 sin15 44 85,63 0
1 = ? =
Внешний средний модуль: [14, с. 339]
1
1
z
d
m = (3.24)
m 4,28мм
20
85,63
= =
Коэффициент ширины шестерни по среднему диаметру [14, с. 340]
1 d
b
BD y =
(3.25)
0,62
85,63
53
= = BD y
Средняя окружная скорость колес
2
1 d
V
w
= (3.26)
33,43 85,63
1,43
2
V
?
= = м/с
Для конических передач обычно назначают 8-ю степень точности.
Для проверки контактных напряжений определяем коэффициенты нагрузок:
H H H HV K =K ?K ?K b a (3.27)
где KHB – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения
нагрузки по ширине венца, KHB=1,22 ,[14, табл. 3.5];
23
Изм
.
Лист № докум. Подпись Дата
Лист
БГАТУ 09.00.00.000 ПЗ
Инв. № подл. Подпись и дата Взам. инв. № подл. Взам. инв. № дубл. Подпись и дата
KH?- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения
нагрузки между зубьями, KH?=1,05 [14, табл. 3.4];
KHV – динамический коэффициент, KHV=1,07, [14, табл. 3.6].
КН=1,22•1,07•1,05=1,37
Проверку контактных напряжений выполним по формуле
[14, с. 366]:
( )
2
2 3 1
0.5
270
b u
T K u
R b
H
e
H
?
? ? +
?
- ?
s = (3.28)
( )3
2
2
270 541,729 1,37 3,55 1
501,01
184,41 0.5 53 53 3,55 H s МПа
? ? +
= ? =
- ? ?
501,01 513,9МПа H s = ?
????? =
???? ? [????]
[????]
• 100% =
501,01 ? 513,9
513,9
100% = 2,5%
Допускается недогрузка передачи (???? < [????])не более 10% и перегрузка
(???? > [????]) до 5%.[15 с. 73],.
3.6Силы действующее в зацеплении
Окружная для шестерни [14, с. 340]:
1
12
2
d
T
Ft
?
= , (3.29)
где Т – крутящий момент на валу шестерни;
d - средний делительный диаметр
3
12
2 158,906 10
3375,07H
85,63 t F
? ?
= =
Радиальная для шестерни равная для колеса, [14, с. 341]:
( ) ( ) 1 2 1 F = F = F ? tg a ?cos d r a r (3.30)
3375,07 (20) cos(15 44 ) 1182,41H 0 /
1 2 F = F = ? tg ? = r a
Осевая для шестерни ,равная радиальной для колеса.
( ) ( ) 1 2 2 F = F = F ? tg a ?sin d a r t (3.31)
24
Изм
.
Лист № докум. Подпись Дата
Лист
БГАТУ 09.00.00.000 ПЗ
Инв. № подл. Подпись и дата Взам. инв. № подл. Взам. инв. № дубл. Подпись и дата
3375,07 (20) sin(74 16 ) 333,07H 0 /
1 2 F = F = ? tg ? = a r ,
где d - угол делительного конуса,
2.1.7Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба
[14, с. 341]:
b m
F K Yt F F
F ? ?
? ?
=
0.85
s (3.32)
где коэффициент нагрузок
F F FV K = K ?K b , (3.33)
где КFb - коэффициент концентрации нагрузки; КFb=1,62[14, табл.3.7];
КFV - коэффициент динамичности; КFV=1,25[14, табл.3.8];
YF - коэффициент формы зубьев выбираем в зависимости от
эквивалентных чисел зубьев: [14, с. 340]:
KF=1.62•1.25=2,03
для шестерни
( ) 1
1
1 cos d
Z
ZV =
(3.34)
( ) 20,78
cos 15 44
20
1 0 / = = V Z
для колеса
( ) 2
2
2 cos d
Z
Zv =
(3.35)
( ) 261,86
cos 74 16
71
2 0 / = = v Z
При этих значениях выбираем YF1 = 3.95 YF2 = 3.6 [14, с. 340]:
По табл.3.9[14] для стали при твердости НВ?350
?Hlim = 1,8???? (3.36)
для шестерни
?Hlim1 = 1,8•290=522МПа
для колеса
25
Изм
.
Лист № докум. Подпись Дата
Лист
БГАТУ 09.00.00.000 ПЗ
Инв. № подл. Подпись и дата Взам. инв. № подл. Взам. инв. № дубл. Подпись и дата
?Hlim2= 1,8 • 270= 486МПа
[SF] = [SF] [SF]" - коэффициент безопасности , где [SF] = 1,75 (по табл. 3.9),
[SF]" = 1 (для поковок и штамповок). Следовательно, [SF] = 1,75.
Допускаемые напряжения:
для шестерни
[? ] =
F1 522/1.75=298,29МПа
для колеса
[? ] =
F2 486/1.75=277,71МПа
Находим отношения
[? ]
F
/YF (3.37)
для шестерни
298,29/3,95=75,52
для колеса
277,71/3,6=77,14
Дальнейший расчет следует вести для зубьев шестерни, для которого
найденное отношение меньше.
Определяем коэффициенты YB и KFa [см. гл. III, пояснения к формуле C.25)]:
Проверяем прочность зуба колеса по формуле
F F
3305,07 2,03 3,6
? 139, 96 [? ]
0,85 53 5
МПа
? ?
= = ?
? ?
? [? ] F2 F2 ?
Условие прочности выполнено
26
Изм.
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
Лист
БГАТУ 09.00.00.000 ПЗ
Инв. № подл.
Подпись и дата
Взам. инв. № подл.
Взам. инв. № дубл.
Подпись и дата
4Эскизна компоновка редуктора
4.1Конструктивные размеры шестерни и колеса
Таблица 4.1-Размеры шестерни и колеса
Элемент передачи Обозначение Формула Значения,мм Высота головки зуба ha ha = m 5 Высота ножки зуба hf hj= 1,2m 6 Высота зуба h h = hа+hf 11 Делительный диаметр шестерни d1 d1=mz 100 Делительный диаметр колеса d2 d2=mz 355 Ширина зубчатого венца b b=0.3Re 53 Длина ступицы шестерни Lст1 Lст1=1.3Dв1 59 Наружный диаметр ступицы шестерни Dст1 Dст1=1.7Dв1 76 Диаметр вала шестерни D1 D1=1.2Dв1 54 Длина ступицы колеса Lст2 Lст2=1.3Dв2 82 Наружный диаметр ступицы колеса Dст2 Dст2=1.7Dв1 107 Диаметр вала колеса d2 D2=1.2Dв2 75 Толщина обода зубчатого венца ? ?=2.5m 12,5 Впадина n n=2…3m 15
27
Изм.
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
Лист
БГАТУ 09.00.00.000 ПЗ
Инв. № подл.
Подпись и дата
Взам. инв. № подл.
Взам. инв. № дубл.
Подпись и дата
Рисунок 4.1 Размеры шестерни и колеса
4.2Конструктивные размеры корпуса редуктора
K корпусным деталям относят детали, обеспечивающие взаимное расположение деталей узла и воспринимающие основные силы, действующие в машине. Корпусные детали обычно имеют сложную форму, поэтому их получают методом литья (в большинстве случаев) или методом сварки. Для изготовления корпусных деталей используют чугун, сталь, легкие сплавы. Основной материал корпусов — серый чугун не ниже марки СЧ15.
Корпусная деталь состоит из стенок, ребер, бобышек, фланцев и других элементов, соединенных в единое целое. При конструировании литой корпусной детали стенки следует по возможности выполнять одинаковой толщины. Основные размеры корпусных деталей и формулы представлены в таблице 4.2
28
Изм
.
Лист № докум. Подпись Дата
Лист
БГАТУ 09.00.00.000 ПЗ
Инв. № подл. Подпись и дата Взам. инв. № подл. Взам. инв. № дубл. Подпись и дата
Таблица 4.2– Параметры корпусных деталей.
Параметры корпусных деталей Формула Значение
Принятое
значение
Толщина стенки корпуса » 0,05 +1 e d R ?8мм 10,2 11
Толщина стенки крышки » 0,04 +1 e d R ?8мм 8,34 9
Диаметр фундаментных болтов d R мм e 0,072 12 1 » + 14,4 14
Диаметр болтов для
соединения
крышки и корпуса
d d мм 2 1 » 0.6 16,8 16
Диаметр болтов у
подшипников
d d мм 3 1 » 0.7 16,5 16
Толщина нижнего пояса
корпуса
р = 2,35d 25,85 26
Толщина верхнего фланца
корпуса
1,5 16 16
Толщина фланца крышки 1,5 1 d 13,5 13
Геометрические размеры некоторых компонентов будут уточнены при
вычерчивании редуктора.
4.3Предворительный расчет валов редуктора
Валы предназначены для установки на них вращающихся деталей и передачи
крутящего момента.
Конструкции валов в основном определяются деталями, которые на них
размещаются, расположением и конструкцией подшипниковых узлов, видом
уплотнений и техническими требованиями.
Валы воспринимают напряжения, которые меняются циклично от совместного
действия кручения и изгиба. На первоначальном этапе проектирования вала
известен только крутящий момент, а изгибающий момент не может быть
определен, т.к. неизвестно расстояние между опорами и действующими силами.
Поэтому при проектировочном расчете вала определяется его диаметр по
напряжению кручения, а влияние изгиба учитывается понижением допускаемого
напряжения кручения.
d
29
Изм
.
Лист № докум. Подпись Дата
Лист
БГАТУ 09.00.00.000 ПЗ
Инв. № подл. Подпись и дата Взам. инв. № подл. Взам. инв. № дубл. Подпись и дата
Редукторный вал представляет собой ступенчатое цилиндрическое тело,
количество и размеры ступеней которого зависят от количества и размеров
установленных на вал деталей.
Входной вал
Рисунок 4.1-Входной вал
Определяем расчетные ориентировочные геометрические размеры каждой
ступени вала, мм.
Выходной вал
Рисунок4.2-Выходной вал
Участок I – выходной конец вала. Диаметр 0 d выходного конца вала
определяется по формуле[14, табл.7.1с. 112]:
,
0,2 [ ]
10
3
3
0
кр
T
d
? t
?
?
(4.1)
где Т – крутящий момент на рассматриваемом валу, Нм;
[ ] кр t – пониженные допускаемые напряжения кручения, МПа, для
выходных концов вала принимаются равными [ ] (15 25) кр t = - МПа [14, с. 110]:
30
Изм
.
Лист № докум. Подпись Дата
Лист
БГАТУ 09.00.00.000 ПЗ
Инв. № подл. Подпись и дата Взам. инв. № подл. Взам. инв. № дубл. Подпись и дата
??1 = v
158,906 • 103
0,2 • 18
3
= 35,56мм
Принимаем диаметр ??1 = 36[13, с. 161]: .
Участок II – участок для установки уплотнения; диаметр выбирается с
учетом стандартных значений для деталей по эмпирической формуле:
(2 10); 2 0 d = d + ?
d2=36+4=40мм
Участок III – участок для установки подшипников; диаметр
выбирается с учетом стандартных значений для деталей по эмпирической
формуле:
(2 10); 3 2 d = d + ?
d3=40+5=45мм
Со стороны выходного конца вала ставится торцовая крышка с отверстием для
манжетного уплотнения, выбранная в зависимости от диаметра внешнего кольца
подшипника.
Участок I – выходной конец вала. Диаметр 0 d выходного конца вала
определяется по формуле[14, табл.7.1с. 112]: :
??1 = v
541,721 • 103
0,2 • 23
3
= 49,32мм
Принимаем диаметр ??1 = 50[13, с. 161]: .
Участок II – участок для установки уплотнения; диаметр выбирается с
учетом стандартных значений для деталей по эмпирической формуле:
(2 10); 2 0 d = d + ?
d2=50+5=55мм
Участок III – участок для установки подшипников; диаметр выбирается с
учетом стандартных значений для деталей по эмпирической формуле:
d3=55+5=60мм
31
Изм
.
Лист № докум. Подпись Дата
Лист
БГАТУ 09.00.00.000 ПЗ
Инв. № подл. Подпись и дата Взам. инв. № подл. Взам. инв. № дубл. Подпись и дата
Участок IV – участок для установки колеса. Диаметр определяется по
формуле:
(2 10); 4 3 d = d + ?
d4=55+2=60мм
Со стороны выходного конца вала ставится торцовая крышка с отверстием для
манжетного уплотнения, выбранная в зависимости от диаметра внешнего кольца
подшипника.
С другой стороны ставится торцовая глухая крышка, выбранная в зависимости
от диаметра внешнего кольца подшипника.
32
Изм.
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
Лист
БГАТУ 09.00.00.000 ПЗ
Инв. № подл.
Подпись и дата
Взам. инв. № подл.
Взам. инв. № дубл.
Подпись и дата
5Расчет валов редуктора
5.1Ведущий вал
Произведем расчет валов по эквивалентному моменту
Исходные данные:
-Вращающий момент- 158,906Н•м
-Силы на конической шестерне:
Окружная для шестерни [14, табл.6.1с. 100]: Ft1=3375,07
Радиальная для шестерни равная для колеса, [14, табл.6.1с. 100]: Fr1=1182,41H
Осевая для шестерни ,равная радиальной для колеса[14, табл.6.1с. 100]: Fa1=33,07H
Делительный диаметр шестерни в среднем сечении d1=85,63мм
Сила от передачи:
F1=1299H[14, табл.6.2с. 101]:
По результатам компоновки: a=75 мм ;b=58 мм ;с=67мм
Горизонтальная плоскость:
?MA=0:
F1•a?RB•b+Fr•(b+c)?Fa•d12=0 (5.1) RB=F1•a+Fr•(b+c)?Fa•d12b (5.2) RB=1299•58+1182,41•(58+67)?333,07•85,63/258=3982,17H
?MB=0:
F1•(a+b)?RA•b+Fr•c?Fa•d12=0 (5.3)
33
Изм.
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
Лист
БГАТУ 09.00.00.000 ПЗ
Инв. № подл.
Подпись и дата
Взам. инв. № подл.
Взам. инв. № дубл.
Подпись и дата
RA=F1•(a+b)+Fr•c?Fa•d12b (5.4) RA=1299(75+58)+1182,41•67?333,07•85,63/258=4098,76H
Проверка: Fr?RB+RA?F1=0; 1182,41?3982,17+4098,76?1299=0
Изгибающие моменты: MA=F1•a (5.5) MA=1299•0.075=97,43Н•м MB=Fa•d10.5?Fr•c (5.6) MB=333,07•0.08563•0.5?1182,41•0.067=?64,96,65Н•м MD=Fa•d10.5 (5.7) MD=333,07•0.08563•0,5=14,26Н•м
Вертикальная плоскость:
?MA=0:
RB•b?Ft•(b+c)=0 (5.8) RB=Ft•(b+c)b (5.9) RB=3375,07•(58+67)58=7273,86H
?MB=0:
RA•b?Ft•c=0 (5.10) RA=Ft•cb (5.11) RA=3375,07•6758=3898,79H
Проверка: Ft?RB+RA=0; 3375,07?7273,86+3898,79=0;
Изгибающие моменты:MA=MC=MD=0 MB=RA•b (5.12)
34
Изм.
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
Лист
БГАТУ 09.00.00.000 ПЗ
Инв. № подл.
Подпись и дата
Взам. инв. № подл.
Взам. инв. № дубл.
Подпись и дата
MB=3898,79•0,062=226,13Н•м
Рисунок5.1-Эпюра входного вала
Суммарные изгибающие моменты(M?): M?С=0 M?А=97,43Н•м M?В=235,27Н•м M?D=14,26Н•м
Эквивалентные моменты(Mэкв):
Mэкв=vM?2+T2 (5.13) Mэкв С=144,51 Н•м
35
Изм.
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
Лист
БГАТУ 09.00.00.000 ПЗ
Инв. № подл.
Подпись и дата
Взам. инв. № подл.
Взам. инв. № дубл.
Подпись и дата
Mэкв А=174,28Н•м Mэкв В=276,11Н•м Mэкв D=145,21Н•м Mэквmax=276,11Н•м
Dрасч=v103•Mэквmax0.1•[?д]3 (5.14)
?д? допускаемое напряжение при изгибе, ?д= 50…60 МПа Dрасч=v103•276,110.1•503=38,08мм
8.2Ведомый вал
Исходные данные:
-Вращающий момент- 541,721Н•м
-Силы на конической шестерне:
Ft2=3375,07H[14, табл.6.1с. 100]:
Fr2=333,07H[14, табл.6.1с. 100]:
Fa2=1182,41H[14, табл.6.1с. 100]:
Делительный диаметр колеса в среднем сечении dm2=303,98мм
Сила действующая на вал от муфты: F2=1109H
По результатам компоновки: a=98мм ;b=81 мм ;с=123мм
Вертикальная плоскость:
?MA=0: ?F2•a?Ft•b+Rb•(b+c)=0 (5.15) RB=F2•a+Ft•bb+c (5.16) RB=1109•0.098+333,07•0,0810,081+0,123=1872,86H
?MB=0:
36
Изм.
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
Лист
БГАТУ 09.00.00.000 ПЗ
Инв. № подл.
Подпись и дата
Взам. инв. № подл.
Взам. инв. № дубл.
Подпись и дата
RA•(c+b)?F2•(a+b+c)+Ft•c=0; (5.17) RA=F2•(a+b+c)?Ft•cb+c RA=1109•(0.098+0.081+0.123)?3375,07•0.0890.081+0.123=?393,21H
Проверка: F2?RA+RB?Ft=0; 1109+393,21+1872,86?3375,07=0;
Изгибающие моменты: MA=F2•a (5.18) MA=1109•0.098=108,68Н•м MC=MB=0 MD=Rb•c (5.19) MD=1872,86•0.123=230,36Нм
37
Изм.
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
Лист
БГАТУ 09.00.00.000 ПЗ
Инв. № подл.
Подпись и дата
Взам. инв. № подл.
Взам. инв. № дубл.
Подпись и дата
Рисунок5.2Эпюры выходного вала
Горизонтальная плоскость:
?MA=0:
?Fr•b?0,5•dm2•Fa+RB•(b+c)=0; (5.20) RB=Fr•b+0,5•dm2•Fab+c
38
Изм.
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
Лист
БГАТУ 09.00.00.000 ПЗ
Инв. № подл.
Подпись и дата
Взам. инв. № подл.
Взам. инв. № дубл.
Подпись и дата
RB=333,07•0,081+0,5•0.30398•333,070,081+0123=1013,2H
?MB=0:
RA•(c+b)?0,5•dm2•Fa+Fr•c=0; (5.21) RA=0,5•dm2•Fa?Fr•cb+c (5.22) RA=0,5•0.30398•1182,41?333,07•0,1230,081+0,123=680,13H
Проверка: ?RA+RB?Fr=0; ?680,13+1013,2?333,07=0
Изгибающие моменты: MA=MB=MC=0 MD?????? =Rb•c (5.23) MD?????? =1013,2•0.123=124Нм MD???????=RA•b?0,5•dm2•Fa (5.24) MD???????=680,13•0,0,81?0,5•0,30398•333,07=?211,56Нм
Суммарные реакции опор: RA=v(RAг)2+(RAв)2 (5.25) RA=v393,212+680,132=717,29Н=Pr2 RB=v(RBг)2+(RBв)2 (5.26) RB=v1872,862+1013,22=2599,42Н=Pr1
Суммарные изгибающие моменты(M?): M?С=0 M?А=108,68Н•м M?B=0 Н•м M?D=261,91Н•м
Эквивалентные моменты(Mэкв): Mэкв С=492,627Н•м
39
Изм.
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
Лист
БГАТУ 09.00.00.000 ПЗ
Инв. № подл.
Подпись и дата
Взам. инв. № подл.
Взам. инв. № дубл.
Подпись и дата
Mэкв А=504,47Н•м Mэкв В=0Н•м Mэкв D=557,92Н•м Mэквmax=557,92Н•м Dрасч=v103•557,920.1•503=48,14мм
40
Изм.
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
Лист
БГАТУ 09.00.00.000 ПЗ
Инв. № подл.
Подпись и дата
Взам. инв. № подл.
Взам. инв. № дубл.
Подпись и дата
6Проверочный расчет подшипников
Таблица 6.1-Подшипники редуктора
6.1Входной вал
Суммарные реакции RB=5656,89Н=Pr1 RA=8292,57Н=Pr2
Осевые составляющие радиальных реакций подшипников по формулам
S1=0,83ePr1=0,83•0,41•5656,89=1925,04Н; (6.1) S2=0,83ePr2=0,83•0,41•8992,57=2821,96;
где для подшипников радиально-упорных с углом а = 12° коэффициент осевого нагружения е = 0,41 (см. табл. 9.18).
Осевые нагрузки подшипников (таблица 9.21[13]). В нашем случае
S1Долговечность определяем по более нагруженному подшипнику.
Подшипники установлены по схеме в распор
Определим отношение ??????????2=333,071•8992,57=0.147<е где Ra=Fa
По соотношению ??????????2<е выбираем формулу и определяем эквивалентную
динамическую нагрузку наиболее нагруженного подшипника
RE=VPа2KбКТ (6.2)
RE=1•2258,11•1.4•1=3161,35H
Условное обозначение подшипника
Размеры, мм
Грузоподъемность, кН
d
D
B
C/С0
7211 ГОСТ 27365-87
55
100
223,75
65/46
7209 ГОСТ 27365-87
45
85
20.25
50/33
41
Изм.
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
Лист
БГАТУ 09.00.00.000 ПЗ
Инв. № подл.
Подпись и дата
Взам. инв. № подл.
Взам. инв. № дубл.
Подпись и дата
Определяем динамическую грузоподъемность
Сгр=????v573?????1063.33 (6.3) Сгр=3161,35v573•33,43465001063.33=13830<Сг
Определим долговечность подшипника
L10?=106573•??(C??RE)3.33 (6.4) L10?=106573•33,434(500003161,35)3.33=557660ч>???
Подшипник пригоден
9.2Выходной вал
Суммарные реакции RB=717,29Н=Pr1 RA=2599,42Н=Pr2
Осевые составляющие радиальных реакций подшипников по формулам
S1=0,83ePr1=0,83•0,41•717,29=244,09Н; (6.5) S2=0,83ePr2=0,83•0,41•2599,42=884,583;
где для подшипников радиально-упорных с углом а = 12° коэффициент осевого нагружения е = 0,41 (см. табл. 9.18).
Осевые нагрузки подшипников (таблица 9.21[13]). В нашем случае
S1Долговечность определяем по более нагруженному подшипнику.
Подшипники установлены по схеме в распор
Определим отношение ??????????2=1182,411•2599,42=0.829>е где Ra=Fa
42
Изм.
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
Лист
БГАТУ 09.00.00.000 ПЗ
Инв. № подл.
Подпись и дата
Взам. инв. № подл.
Взам. инв. № дубл.
Подпись и дата
По соотношению ??????????2>е выбираем формулу и определяем эквивалентную динамическую нагрузку наиболее нагруженного подшипника
RE=(XVPr2 +YPa2 )KбКТ (6.6)
RE=(0.4•2599,42+1.46•1426,5)•1.4•1=3215,68H
Определяем динамическую грузоподъемность
Сгр=????v573?????1063.33 (6.7) Сгр=3215,68v573•9,41865001063.33=9616<Сг
Определим долговечность подшипника
L10?=106573•??(C??RE)3.33 (6.8) L10?=106573•9,418(650003215)3.33=464185ч>???
Подшипник пригоден
43
Изм.
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
Лист
БГАТУ 09.00.00.000 ПЗ
Инв. № подл.
Подпись и дата
Взам. инв. № подл.
Взам. инв. № дубл.
Подпись и дата
7Выбор и проверочный расчет муфт
Муфтой называется устройство для соединения концов валов или для соединения валов со свободно сидящими на них деталями (зубчатые колеса, звездочки и т.д.). Назначение муфты – передача вращающего момента без изменения его величины и направления. В ряду случаев муфты дополнительно поглощают вибрацию и толчки, предохраняют машину от аварий при перегрузках, а также используются для включения и выключения рабочего механизма без остановки двигателя.
Пальцевая муфта (ТУ 3639-09-00148582-96) выполняет задачу передачи крутящего момента соосных валов расположенных горизонтально. Конструктивно, пальцевая муфта выполнена в виде двух полумуфт, которые соединены промежуточным валом. От одной полумуфты, которая установлена на валу двигателя, крутящий момент передается через упругие резиновые пальцы, промежуточный вал, на другую полумуфту, которая также жестко закреплена с промежуточным валом.
Пальцевая муфта имеет следующие преимущества:
использование резиновых пальцев без металлического сердечника, что обеспечивает высокую надежность муфты в пожароопасных условиях.
муфта пальцевая обеспечивает минимальную нагрузку на валы и подшипники во время эксплуатации, а износ пальцев не приводит к увеличению дисбаланса процесс эксплуатации такой муфты не требует текущего обслуживания и смазки.
муфта рассчитана на продолжительность работы в 35-42 тысячи часов.
резиновые пальцы рассчитаны на срок не менее одного года безотказной работы. Замена резиновых пальцев может быть произведена без разбора муфты.
Муфта втулочно-пальцевая также разработана для соединения соосных валов.
44
Изм.
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
Лист
БГАТУ 09.00.00.000 ПЗ
Инв. № подл.
Подпись и дата
Взам. инв. № подл.
Взам. инв. № дубл.
Подпись и дата
Она передает крутящий момент в пределах от 6,3 до 16000Н м и уменьшает
возникающие при этом динамические нагрузки. Муфта втулочно-пальцевая цена изготовления которой невысока, благодаря своей простоте, получила широкое распространение в машиностроении. Она способна компенсировать небольшие (до 1°) осевое и угловое смещение валов.
По обыкновению, такая муфта состоит из двух частей - полумуфт. Одна из них - компенсирующая, изготовленная в виде упругой втулочно-пальцевой муфты, а другая - предохранительная. Обе полумуфты между собой соединяются резиновой торообразной оболочкой.
Рисунок7.1-Муфта
Выбор муфты производим по расчетному крутящему моменту и диаметру вала
Изм 45
.
Лист № докум. Подпись Дата
Лист
БГАТУ 09.00.00.000 ПЗ
Инв. № подл. Подпись и дата Взам. инв. № подл. Взам. инв. № дубл. Подпись и дата
Т [T] р ?
,
где [T] – допускаемый крутящий момент, принимаемый из
справочных таблиц и выбираемой муфте;
Тр – расчетный крутящий момент на соединяемых валах [13, с.30]:
Т T K р = ? (7.1)
где К – коэффициент режима работы муфты К=1,1…2,0 [13, с.30];
К=1.1
Т – крутящий момент на соединяемых валах ,T=541,721Н·м
T=1.1·541,721=595,89 Н·м
Выбираем муфту – Муфта 710-50-2-У3 ГОСТ 21424-93
Изм 46
.
Лист № докум. Подпись Дата
Лист
БГАТУ 09.00.00.000 ПЗ
Инв. № подл. Подпись и дата Взам. инв. № подл. Взам. инв. № дубл. Подпись и дата
8Расчет шпоночных соединений
Рисунок8.1-Размеры шпонок
1) Ведущий вал-выходной конец вала
Для данного конца вала диаметром 30 мм выбираем шпонку
призматическую имеющую следующие размеры [14, табл.К42,с.449]:
Таблица10.1-Размеры шпонки
d b h t1 l
30 8 7 4 45
Проверим данную шпонку на смятие[14, с.265]:
( ) ( )
2
1 d h t l b
T
см ? - ? -
?
s = (8.1)
где Т-передаваемый вращающий момент, на валу, Н,мм
d-диаметр вала в месте установки шпонки, мм[14, табл.К42,с.449];
l-длинна шпонки, мм[14, табл.К42,с.449];
b-ширина шпонки, мм[14, табл.К42,с.449];
t1-глубина паза на валу, мм[14, табл.К42,с.449];
??см =
2 • 158,906 • 103
30(7 ? 4)(45 ? 8)
= 86,79МПа
Допускаемая нагрузка для стальной ступицы:
[?см]=100 МПа [14, стр. 265]
2)Ведущий вал-выходной конец вала под шестерней
47
Изм.
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
Лист
БГАТУ 09.00.00.000 ПЗ
Инв. № подл.
Подпись и дата
Взам. инв. № подл.
Взам. инв. № дубл.
Подпись и дата
Для данного конца вала диаметром 45 мм выбираем шпонку призматическую имеющую следующие размеры [14, табл.К42,с.449]:
Таблица8.2 -Размеры шпонки
d
b
h
t1
l
45
14
9
5,5
40
??см=2•158,906•10345(9?5,5)(40?14)=70,58МПа
Допускаемая нагрузка для стальной ступицы:
[?см]=100 МПа [14, стр. 265]
3) Ведомый вал-выходной конец вала под муфтой
Для данного конца вала диаметром 50 мм выбираем шпонку призматическую имеющую следующие размеры [14, табл.К42,с.449]:
Таблица8.3- Размеры шпонки
d
b
h
t1
l
50
14
9
5,5
80
??см=2•541,721•10350(9?5,5)(80?14)=85,30МПа
Допускаемая нагрузка для стальной ступицы:
[?см]=100 МПа [14, стр. 265]
7) Ведомый вал-участок вала под колесом
Для данного конца вала диаметром 60 мм выбираем шпонку призматическую имеющую следующие размеры [14, табл.К42,с.449]:
Таблица10.4 -Размеры шпонки
d
b
h
t1
l
60
18
11
7
63
??см=2•541,721•10360(11?7)(63?18)=91,23МПа
Допускаемая нагрузка для стальной ступицы:
48
Изм.
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
Лист
БГАТУ 09.00.00.000 ПЗ
Инв. № подл.
Подпись и дата
Взам. инв. № подл.
Взам. инв. № дубл.
Подпись и дата
9Подбор посадок для сопряженных поверхностей
Таблица 9.1 – Посадки основных деталей передач
Посадки
1
2
Н7р6; Н7??6
Зубчатые и червячные колёса и зубчатые муфты на валы; венцы червячных колёс на центр
Н7????6; Н7?6;Н7?6
Стаканы под подшипники качения в корпус; распорные втулки
Н7??6
Муфты при тяжёлых ударных нагрузках
Н7????6; Н7?6
Шкивы и звёздочки
Н8?8
Распорные кольца; сальники
Отклонение вала js6; k6
Внутренние кольца подшипников качения на валы
Отклонение отверстия Н7
Наружные кольца подшипников качения в корпусе
49
Изм.
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
Лист
БГАТУ 09.00.00.000 ПЗ
Инв. № подл.
Подпись и дата
Взам. инв. № подл.
Взам. инв. № дубл.
Подпись и дата
10Выбор смазки
Смазка, зубчатых зацеплений и подшипников уменьшает потери на трение, износ и нагрев деталей.
По способу подачи смазки к зацеплению различают картерную и циркуляционную смазки.
В нашем случае применяется картерная смазка которая осуществляется окунанием венцов зубчатых колес в масло, заливаемое внутрь корпуса. Эту смазку применяют при окружным скоростях в зацеплении передач V < 12 – 15 м/с. При большей скорости масло сбрасывается центробежной силой.
Смазывание подшипников качения редукторов общего назначения осуществляют жидкими маслами или пластичными мазями. Наиболее благоприятные условия для работы подшипников обеспечивают жидкие масла. Преимуществаих заключаются в высокой стабильности смазывания, меньшем сопротивлении вращению, способности отводить теплоту и очищать подшипник от продуктов износа. Жидкое масло легче заменить без разборки узла. Недостаток жидких масел связан с необходимостью применения сложных уплотнений.
На практике подшипники стремятся смазывать тем же маслом, которым осуществляется смазывание деталей передач механизма. При этом смазывание подшипников обычно осуществляется за счет разбрызгивания.
Пластичные мази лучше, чем жидкие масла, защищают подшипник от коррозии, особенно при длительных перерывах в работе. Для их удержания в подшипнике и корпусе не требуются сложные уплотнения. При выборе пластичной мази учитывают рабочую температуру подшипникового узла и наличие в окружавшей среде влаги.
50
Изм.
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
Лист
БГАТУ 09.00.00.000 ПЗ
Инв. № подл.
Подпись и дата
Взам. инв. № подл.
Взам. инв. № дубл.
Подпись и дата
В узлах с интенсивным тепловыделением пластичные мази не применяют из – за недостаточного отвода теплоты от трущихся поверхностей.
Уровень масла, находящегося в корпусе редуктора, контролируют различными маслоуказателями. В данном редукторе используется маслоуказатель, который изображен на рисунке 14.1
Рисунок10.1-Уровни масла
Для слива масла из корпуса редуктора предусматривается маслосливочное отверстие, размещаемое в нижней части корпуса и закрываемое резьбовой пробкой. В данном редукторе используется пробка с цилиндрической резьбой изображенная на рисунке 10.2.
Рисунок 14.2-Пробки
Во время работы редукторов повышается давление внутри корпуса в связи с нагревом масла и воздуха. Это приводит к выбрасыванию масла из корпуса через уплотнения и стыки. Чтобы избежать этого, внутреннюю
51
Изм.
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
Лист
БГАТУ 09.00.00.000 ПЗ
Инв. № подл.
Подпись и дата
Взам. инв. № подл.
Взам. инв. № дубл.
Подпись и дата
полость корпуса соединяют с внешней средой путем установки отдушин. В данном редукторе функцию отдушины выполняет смотровая крышка с вентиляционными отверстиями в торцах.
52
Изм.
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
Лист
БГАТУ 09.00.00.000 ПЗ
Инв. № подл.
Подпись и дата
Взам. инв. № подл.
Взам. инв. № дубл.
Подпись и дата
Заключение
При выполнении курсового проекта по были закреплены знания, полученные за прошедший период обучения в таких дисциплинах как: теоретическая механика, сопротивление материалов, материаловедение.
Целью данного проекта является проектирование привода который состоит как из простых стандартных деталей, так и из деталей, форма и размеры которых определяются на основе конструкторских, технологических, экономических и других нормативов.
В ходе решения поставленной передо мной задачей, была освоена методика выбора элементов привода, получены навыки проектирования, позволяющие обеспечить необходимый технический уровень, надежность и долгий срок службы механизма.
Опыт и навыки, полученные в ходе выполнения курсового проекта, будут востребованы при выполнении, как курсовых проектов, так и дипломного проекта.
Можно отметить, что спроектированный редуктор обладает хорошими свойствами по всем показателям.
По результатам расчета на контактную выносливость действующие напряжения в зацеплении меньше допускаемых напряжений.
По результатам расчета по напряжениям изгиба действующие напряжения изгиба меньше допускаемых напряжений.
Расчет вала показал, что запас прочности больше допускаемого.
Необходимая динамическая грузоподъемность подшипников качения меньше паспортной.
При расчете был выбран электродвигатель, который удовлетворяет заданные требования.
В курсовом проекте решены следующие задачи:
1. Подобран эл. двигатель для привода.
2. Спроектированы зубчатые передачи.
3. Подобран и рассчитан на долговечность стандартные подшипники.
4. Рассчитаны на прочность валы.
5. Рассчитано соединение вал ступица.
Изм 53
.
Лист № докум. Подпись Дата
Лист
БГАТУ 09.00.00.000 ПЗ
Инв. № подл. Подпись и дата Взам. инв. № подл. Взам. инв. № дубл. Подпись и дата
Список используемых источников
1.Гузенков, П. Г. Детали машин: Учеб. для вузов. – 4-е изд., испр. – М.: Высш.
шк., 1986.
2.Дунаев, П. Ф. Конструирование узлов и деталей машин: учебное пособие
для вузов / П. Ф. Дунаев, О. П. Леликов. – М.: Высшая школа, 2008.
3.Иванов, М. Н. Детали машин. Учебник для машиностроительных
специальностей вузов / М. Н. Иванов, В. А. Финогенов – 10-е изд., испр. – М.:
Высш. шк., 2008.
4.Иосилевич, Г. Б. Детали машин: Учебник для студентов машиностроит.
спец. вузов. – М.: Машиностроение, 1988.
5.Кудрявцев, В. Н. Детали машин. – М.: Высш. шк., 1980.
6.Кузьмин, А. В. Расчеты деталей машин: Справ. пособие / А. В. Кузьмин, И.
М. Чернин, Б. П. Козинцев. – 3-е изд., перераб. и доп. – Мн.: Выш. шк., 1986.
7.Куклин, Н. Г. Детали машин: Учеб. для машиностроит. спец. техникумов /
Н. Г. Куклин, Г. С. Куклина. – 4-е изд., перераб. и доп. – М.: Высш. шк., 1987.
8.Курмаз. Л.В., Деталей машин. Проектирование: Учебное пособие Мн.: УП
«Технопринт» 2002. – 2-е изд. 290с.
9.Ничипорчик, С. Н. Детали машин в примерах и задачах: Учеб. пособие / С.
Н. Ничипорчик, М. И. Корженцевский, В. Ф. Калачев и др. Под общ. ред. С. Н.
Ничипорчика. – 2-е изд. – Мн.: Выш. школа, 1981.
10.Потеха, А. В. Соединения деталей машин. Характеристика и основы
расчета: методические указания к практическим занятиям по дисциплине
"Прикладная механика". Для студентов инженерно-технологического
факультета / А. В. Потеха. 2013.
11. Ряховский, О. А. Детали машин: Учеб. для ссузов / О. А. Ряховский, А. В.
Клыпин. – М.: Дрофа, 2002.
12.Фролоф М.И. Детали машин : учебник для учащихся
машиностроительных специальностей техникумов.-2-е изд. доп.-М.: Высш, щк.
1990,-352
13.Чернавский, С.А. Курсовое проектирование деталей машин: учеб.
пособие . – 3-е изд. – М. : «ИНФРА». – 414 с.2011
14.Шейнблит, А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: учеб.
пособие / А.Е. Шейнблит. – Изд. 2-е, перераб. и доп. – Калининград : Янтар.
сказ, 2002. – 454 с.


Перейти к полному тексту работы


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


Смотреть похожие работы

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