Размещено на http://www.allbest.ru/

Федеральное агентство по образованию

ГОУ ВПО «Уральский государственный технический университет - УПИ» им. первого президента России Б.Н. Ельцина

Кафедра Детали машин

Курсовой проект

Пояснительная записка

Екатеринбург 2010

Задание на проектирование

Размещено на http://www.allbest.ru/

Схема привода

Содержание

Введение

1. Расчет энергосиловых и кинематических параметров привода

1.1 Выбор электродвигателя

1.2 Определение частоты вращения ведущего вала

1.3 Общее передаточное число привода

1.4 Передаточное число зубчатой передачи

1.5 Передаточное число ременной передачи

1.6 Частоты вращения валов

1.7 Мощность на валах

1.8 Крутящие моменты, передаваемые валами

2. Расчет зубчатой передачи

2.1 Выбор материалов зубчатых колес

2.2 Расчет допускаемых напряжений

2.3. Проектный расчет передачи

2.4 Проверочный расчет передачи

2.5 Силы в зацеплении

3. Расчет валов и подбор подшипников

3.1 Проектный расчет тихоходного вала

3.2 Проектный расчет быстроходного вала

4. Силы, действующие на валы. Расчет подшипников на долговечность

4.1 Силы, действующие на ведущий вал

4.2 Расчет подшипников ведущего вала на долговечность

4.3 Силы, действующие на ведомый вал

4.4 Расчет подшипников ведомого вала на долговечность

5. Проверочный расчет тихоходного вала

5.1 Определение изгибающих и крутящих моментов

5.2 Расчет вала на усталостную прочность

5.3 Расчет вала на статическую прочность

6. Подбор и расчет шпонок

7. Конструкция зубчатых колес

8. Подбор крышек подшипниковых узлов и уплотнительных манжет

9. Выбор смазки для колес и подшипников, ее контроль и замена

10 Сборка редуктора

Заключение

Библиографический список

Приложение

Введение

Редуктор - механизм, входящий в приводы машин и служащий для снижения угловых скоростей ведомого вала с целью повышения крутящих моментов.

В корпусе редуктора размещен какой-либо вид передачи, неподвижный закреплённый на валах. Валы опираются на подшипники, размещённые в гнёздах корпуса; в основном используют подшипники качения. В данной работе необходимо рассчитать все элементы привода и разработать конструкцию одноступенчатого горизонтального редуктора. Для передачи крутящего момента между параллельными валами в редукторе используются цилиндрические зубчатые передачи. Они чаще всего применяются в технике из-за ряда преимуществ:

1. Компактность.

2. Возможность передачи больших мощностей.

3. Постоянство передаточного отношения.

4. Применение недефицитных материалов.

5. Простота в обслуживании.

Основные требования, предъявляемые создаваемому механизму: высокая производительность, надежность, технологичность, ремонтопригодность, экономичность, минимальные габариты и цена. Все выше перечисленные требования учитывают в процессе проектирования и конструирования.

1. Расчет энергетических и кинематических параметров привода

1.1 Выбор электродвигателя

Требуемая мощность электродвигателя

Ртр =

- общий КПД привода

=

= 0,99

= 0,99

= 0,96

= 0,98

= 0,99*0,992*0,96*0,98 = 0,913

Тогда Ртр = = 5,476 кВт

По требуемой мощности выбираем электродвигатель 4А 132Н8, с ближайшей большей стандартной мощностью Рэ = 5,5 кВт, синхронной частотой вращения nс = 750 об/мин и скольжением S = 4,1 %.

1.2 Определение частоты вращения ведущего вала

nІ = nс *(1 - ) = 750*(1 - ) = 719,25 мин-1

1.3 Общее передаточное число привода

и0 = = 13,076

1.4 Передаточное число зубчатой передачи

Принимаем из.п = 4 по ГОСТ 2185-66.

1.5 Передаточное число ременной передачи

ир.п = 3,269

1.6 Частоты вращения валов

n0 = 719,25 мин-1

nІ = 220 мин-1

nІІ = 55 мин-1

1.7 Мощность на валах

Р0 = Ртр = 5,476 кВт

РІ = Р0 ** = 5,476*0,99*0,96 = 5,241 кВт

РІІ = РІ ***= 5 кВт

1.8 Крутящие моменты, передаваемые валами

Тi = 9550* , отсюда

T0 = 9550* 72,709 Н·м

TІ = 9550* 228,178 Н·м

TІІ = 9550* 868,181 Н·м

2. Расчет зубчатой передачи

2.1 Выбор материалов зубчатых колес

Dm = 20= 20= 76,99 мм

Sm = 1,2*(1 + из.п) = 1,2*(1 + 4) = 23,09 мм

Выбираем для шестерни и для колеса - сталь 40:

Механические свойства выбранных сталей

Марка Термическая Твердость

стали обработка поверхности

40 улучшение 192 .. 228 HB

40 улучшение 192 .. 228 НВ

2.2 Расчет допускаемых напряжений

Допускаемые контактные напряжения

Пределы контактной выносливости

= 2*210 + 70 = 490 МПа

= 2*210 + 70 = 490 МПа

Коэффициенты безопасности для зубчатых колес с однородной структурой без поверхностного упрочнения зуба:=1,1 и =1,1.

Коэффициент долговечности



Базовые числа циклов при действии контактных напряжений

= 11,2*106 =11,2*106

Эквивалентные числа циклов напряжений

= 0,125 - коэффициент эквивалентности для легкого режима.

Суммарное число циклов нагружения

=60*nІ *с*th

c = 1 - число зацеплений зуба за один оборот;

th = 365*L*24*кг*кс*ПВ

здесь ПВ = 0,01ПВ% = 0,01*20 = 0,2

В результате расчетов получаем

th = 365*8*24*0,8*0,7*0,2 = 7849 ч

= 60*220*1*7849 = 1,04*108 *108 = 0,26*108

= 0,125*1,04*108 = 13*106 = 0,125*0,26*108 = 3,3*106

Вычисляем коэффициенты долговечности

т.к. <, то =1

*10 = 1,23

Определим допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса

= 445,45 МПа *1,23 = 547,91 МПа

Допускаемые контактные напряжения для косозубой передачи

= 0,45*( + ) = 0,45*(445,45 + 547,91) = 447,01 МПа

= 1,23*= 1,23*445,45 = 547,9 МПа

Условие выполняется.

Допускаемые напряжения изгиба

Пределы изгибной выносливости

= 1,75*210 = 367,50 МПа

= 1,75*210 = 367,50 МПа

Коэффициенты безопасности при изгибе: =1,7 и =1,7.

Коэффициенты, учитывающие влияние двустороннего приложения нагрузки, для нереверсивного привода: КFC1 = 1 и КFC2 = 1.

Коэффициент долговечности

q1 = q2 = 6 - показатель степени кривой усталости;

NFO = 4*106 - базовой число циклов напряжений при изгибе.

Эквивалентное число циклов напряжений при изгибе

= 0,038 - коэффициент эквивалентности для легкого режима работы

= 0,038*1,04*108 = 3,95*106 = 0,038*0,26*108 = 0,99·106

Вычислим коэффициенты долговечности

*10 = 1,00 *10 = 1,26

Определим допускаемые напряжения изгиба для шестерни и колеса

·1·1 = 216,18 МПа ·1,26·1 = 272,38 МПа

2.3 Проектный расчет передачи

Межосевое расстояние

Ка = 410 для косозубых передач

Коэффициент ширины зубчатого венца для косозубых передач примем = 0,4 ГОСТ 2185-66.

КH = 1,2 - коэффициент контактной нагрузки

= 410*(4 + 1)* = 194,68 мм

Полученное межосевое расстояние округлим до ближайшей величины, в соответствии с ГОСТ 2185-66: = 200 мм

Модуль, числа зубьев и коэффициенты смещения

Рекомендуемый диапазон:

mn = (0,01 .. 0,02) аW = (0,01 .. 0,02)*200 = 2 .. 4 мм

Принимаем величину модуля в соответствии с ГОСТ 9563-60: mn = 3 мм

Суммарное число зубьев передачи

Z = 130,4

Полученное значение Z округляем до ближайшего целого числа Z=130

Действительный угол наклона зуба

12,839є

Число зубьев шестерни

Z1 = = 26

Округлим полученное значение до ближайшего целого числа Z1 = 26.

Число зубьев колеса

Z2 = Z - Z1 = 130 - 26 = 104

Фактическое передаточное число

иф = 4

При и 4,5 отличие фактического передаточного числа от номинального должно быть не более 2,5%

и = 100*100*0,00%

Поскольку Z1 > 17, примем коэффициенты смещения х1 = 0, х2 = 0.

2.3.3 Ширина зубчатых венцов и диаметры колес

Ширина зубчатого венца колеса

0,4*200 = 80 мм

Округляем до ближайшего числа из ряда нормальных линейных размеров ГОСТ 6636-69: = 80 мм. Ширину зубчатого венца шестерни принимаем на 2 .. 5 мм больше чем . Принимаем = 85 мм.

Определим диаметры окружностей зубчатых колес:

- делительные окружности

80 мм; 320 мм

Проверка:

(d1 + d2)/2 = аW

(80 + 320)/2 = 200

400/2 = 200

200 = 200

- окружности вершин зубьев

= + 2m(1 + хj)

= 80 + 2*3 = 86 мм; = 320 + 2*3 = 326 мм

- окружности впадин зубьев

= - 2m(1,25 - хj)

= 80 - 2*3*1,25 = 72,5 мм; = 320 - 2*3*1,25 = 312,5 мм

2.3.4 Окружная скорость в зацеплении и степень точности передачи

V = 0,92 м/с

Для полученной скорости назначим степень точности передачи nст = 8, учитывая, что nст = 9 для закрытых зубчатых передач не рекомендуется.

2.4 Проверочный расчет передачи

2.4.1 Проверка контактной прочности зубьев

Для проверочного расчета зубьев на контактную прочность воспользуемся формулой

= 8400 для косозубых передач

Коэффициент контактной нагрузки

KH = KHбKHв KHV

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями

KHб = 1 + А(nст - 5)KW

A = 0,15 для косозубых передач;

KW - коэффициент, учитывающий приработку зубьев

При НВ2 350 для определения KW используем выражение

KW = 0,002 НВ2 + 0,036(V - 9) = 0,002*210 + 0,036*(0,91 - 9) = 0,13

Тогда

KHб = 1 + 0,15*(8 - 5)*0,13 = 1,06

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине колеса

KHв = 1 + (KHв0 - 1)*KW

KHв0 - коэффициент неравномерности распределения нагрузки в начальный период работы.

Для определения KHв0 найдем коэффициент ширины венца по диаметру

= 0,5*0,4*(4+1) = 1,0

По значению определим KHв0 = 1,04, тогда

KHв = 1 + (1,04 - 1)*0,13 = 1,006

Динамический коэффициент KHV = 1,02

KH = 1,06*1,006*1,02 = 1,09

= 404,89 МПа

Поскольку < , выполняем расчет недогрузки по контактным напряжениям

=100*= 4,27 <15%

проверка изгибной прочности зубьев

Напряжение изгиба в зубе шестерни

Коэффициент формы зуба при xj = 0

YFj = 3,47 +

ZVj = - эквивалентное число зубьев

ZV1 = = 28,05 ZV2 = = 113,28

YF1 = 3,47 + = 3,95 YF2 = 3,47 + = 3,59

Коэффициент, учитывающий влияние угла наклона зуба на его прочность

= 0,5 для косозубых передач.

Коэффициент нагрузки при изгибе

KF = KFбKFвKFV

Для определения составляющих коэффициентов используем следующие зависимости

KFб = 1 + 0,15(ncт - 5) KFв = 0,18 + 0,82* KFв0

KFV = 1 + 3(KHV - 1) при НВ2 350

KFб = 1 + 0,15(8 - 5) = 1,45 KFв = 0,18 + 0,82*1,04 = 1,033

KFV = 1 + 3(1,02 - 1) = 1,06 KF = 1,45*1,033*1,06 = 1,59

= 3,95*0,5* = 70,25 МПа <

= = 67,84 МПа <

2.5 Силы в зацеплении

Окружная сила

Ft = 5,704 кH

Распорная сила

Fr = Ft * 5,704*2,129 кН

Осевая сила

Fa = Ft * 5,704*0,228 = 1,300 кН.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рис.

3. Расчет валов и подбор подшипников

3.1 Проектный расчет тихоходного вала

1) Вычисляем диаметр ступицы под колесом

= 66 мм

= 15 - пониженное допускаемое напряжение на кручение.

Полученное значение диаметра округляем до ближайшего числа ГОСТ 6636-69: d1 = 70 мм.

Длину участка примем из условия то, что она должна быть на 2..3 мм меньше, чем ступица колеса. На данном этапе примем l1 = 82 мм.

2) Диаметр участка 2, буртика для осевой фиксации зубчатого колеса примем d2 = 80 мм.

Длину примем l2 = 12 мм.

3) Данный участок 3 предназначен для установки подшипника, поэтому диаметр должен быть кратным 5, следовательно d3 = 65 мм.

Длина участка вычисляется из условия того, что на этом участке будет установлен подшипник 213 ГОСТ 8338-75 и закрепительная втулка, выполненная заодно с мазеудерживающим кольцом, так как скорость в зацеплении V < 1 м/с

l3 = В + (15 .. 30) + Sk = 23 +18 + 8 = 49 мм.

4) Диаметр участка 4 примем из условия, что этот участок будет взаимодействовать с уплотнением d4 = 60 мм.

Длина данного участка должна быть вычислена с учетом расстояния от торца подшипника до внутренней поверхности стенки корпуса: n=7 мм; величины Lk , зависящей от толщины опорной поверхности крышки подшипника; толщины шайбы и высоты головки болта.

L4 = L2 - В - n + Lk + y = 55 - 23 - 7 + 18 + 9 = 52 мм.

L2 = 3 + + t + b = 3+ 8 + 4 + 40 = 55 мм

= 0,025 + 1 8 мм - толщина стенки корпуса

= 6 мм примем 8 мм

t = 4 мм - высота выступа

b = 40 мм - высота головки болта

Lk = 18 мм при D < 105 мм

y = 9 мм - расстояние от головки болта до границы участка вала

5) Диаметр хвостовика берем на 5 мм меньше предыдущего участка

d5 = 55 мм.

Длину хвостовика принимаем в зависимости от диаметра ГОСТ 12080-66 l5 = 100 мм.

6) Участок 6 служит для установки подшипника 213 ГОСТ 8338-75 с мазеудерживающим кольцом, поэтому d6 = 65 мм. Длина

l3 = В + Sk + (2..4) = 23 + 8 + 4 = 35 мм

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рис.

3.2 Проектный расчет быстроходного вала

При передаточном числе зубчатой передачи больше 2,5 быстроходный вал выполняют в виде вал - шестерни.

1) Определим диаметр хвостовика

= 41 мм

Принимаем диаметр d1 = 35 мм, этому диаметру по ГОСТ 12080-66 соответствует длина l1 = 60 мм.

2) Диаметр участка 2 примем d2 = d1 + 5 = 35 + 5 = 40 мм, т.к. этот участок вала предназначен для взаимодействия с уплотнением.

Длину участка вычисляем с учетом расстояния от торца подшипника до внутренней поверхности стенки корпуса: n=7 мм; величины Lk , зависящей от толщины опорной поверхности крышки подшипника; толщины шайбы и высоты головки болта.

L4 = L2 - В - n + Lk + y = 55 - 19 - 7 + 18 + 6 = 53 мм.

L2 = 3 + + t + b = 3+ 8 + 4 + 40 = 55 мм

= 0,025 + 1 8 мм - толщина стенки корпуса

= 6 мм примем 8 мм

t = 4 мм - высота выступа

b = 40 мм - высота головки болта

Lk = 18 мм при D < 105 мм

y = 6 мм - расстояние от головки болта до границы участка вала

3) Диаметр участка 3 предназначен для установки подшипника d3=45мм.

В соответствии с этим диаметром выбираем подшипник 209 ГОСТ 8338-75.

Длина участка вычисляется с учетом установки подшипника и мазеудерживающего кольца, т.к. окружная скорость в зацепление V < 1 м/с

l3 = В + Sk + (2..4) = 19 + 8 + 4 = 31 мм,

где Sk - длина ступицы соответствующего мазеудерживающего кольца.

4) Участок 4 и 5 d4 = d5 = 52 мм.

Длины участков определяем из условия примерного совпадения внутренних границ подшипников быстроходного и тихоходного валов, расположенных по одну сторону от зубчатой передачи: l4 = l5 = 11 мм.

5) Диаметр и длина участка 6 соответствуют диаметру и длине участка 3, т.е. d5 = d3 = 45 мм, l5 = l3 = 31 мм.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рис.

4. Силы, действующие на валы. Расчет подшипников на долговечность

4.1 Силы, действующие на ведущий вал

Составляем расчетные схемы вала, нагруженного силами Ft , Fr , Fa и Fk в плоскостях ХОZ и YOZ.

	4.1.2 Вычислим реакции в опорах Б и В в плоскостях ХОZ и YOZ ХОZ: = 1,889 кН = 1,987 кН Проверка: - 1,987 + 1,889 + 2,129 - 2,031 = 0 0,142 - 0,142= 0 0 = 0

YOZ:

кН

кН

Определяем полные поперечные реакции RБ и RВ в опорах Б и В

RБ = кН

RВ = кН

4.2 Расчет подшипников ведущего вала на долговечность

Подшипник 209 ГОСТ 8338-75:

С = 33,2 кН

С0 = 18,6 кН

Расчет подшипника ведем для наиболее нагруженной опоры Б, считая, что она воспринимает осевую нагрузку.

Параметр осевого нагружения

е = 0,518*= 0,518*= 0,281

Коэффициент вращения

При вращении внутреннего кольца подшипника V = 1

Коэффициент нагрузки

, т.к.

> е , поэтому X = 0,56, Y = 1,67.

Температурный коэффициент

При рабочей температуре подшипника t < 1050С принимаем KT = 1

Коэффициент, учитывающий динамичность внешней нагрузки

Зубчатая передача имеет 8-ю степень точности, поэтому Кд = 1,3.

Эквивалентная динамическая нагрузка

RE = KT Кд ( X*V*RБ + Y*Fa)=1*1,3*(0,56*1*3,476+1,67*1,3) = 5,353 кН

Долговечность подшипника при максимальной нагрузке

Lh = = = 18 074 ч

Эквивалентная долговечность подшипника

LE = == 144 592 ч

где = 0,125 - коэффициент эквивалентности для легкого режима нагружения.

Поскольку LE = 144 592 ч > 12 500 ч, то выбранный подшипник удовлетворяет заданным условиям работы ( ГОСТ Р50891 - 96).

4.3 Силы, действующие на ведомый вал

Составляем расчетные схемы вала, нагруженного силами Ft , Fr , Fa и Fм в плоскостях ХОZ и YOZ.

Таблица

	4.3.2 Вычислим реакции в опорах Б и В в плоскостях ХОZ и YOZ ХОZ: кН кН Проверка: - 2,129 - 0,277 + 2,406= 0 - 2,406 + 2,406 = 0 0 = 0

YOZ: кН

кН

кН

Проверка:

- 9,149 - 0,238 + 5,704 + 3,683 = 0

- 9,387 + 9,387 = 0

0 = 0

4.3.3 Определяем полные поперечные реакции RБ и RВ в опорах Б и В

RБ = кН

RВ = кН

4.4 Расчет подшипников ведомого вала на долговечность

Подшипник 213 ГОСТ 8338-75:

С = 56,0 кН

С0 = 34,0 кН

Расчет подшипника ведем для наиболее нагруженной опоры В, считая, что она воспринимает осевую нагрузку.

Параметр осевого нагружения

е = 0,518*= 0,518*= 0,245

Коэффициент вращения

При вращении внутреннего кольца подшипника V = 1

Коэффициент нагрузки

, т.к.

< е , поэтому X = 1, Y = 0.

Температурный коэффициент

При рабочей температуре подшипника t < 1050С принимаем KT = 1

Коэффициент, учитывающий динамичность внешней нагрузки

Зубчатая передача имеет 8-ю степень точности, поэтому Кд = 1,3.

Эквивалентная динамическая нагрузка

RE = KT Кд ( X*V*RБ + Y*Fa)=1*1,3*(1*1*9,460+0*1,081) = 12,298 кН

Долговечность подшипника при максимальной нагрузке

Lh5 = = = 28 612 ч

Эквивалентная долговечность подшипника

LE = == 228 896 ч

где = 0,125 - коэффициент эквивалентности для легкого режима нагружения.

Поскольку LE = 228 896 ч > 12 500 ч, то выбранный подшипник удовлетворяет заданным условиям работы ( ГОСТ Р50891 - 96).

5. Проверочный расчет тихоходного вала

5.1 Определение изгибающих и крутящих моментов

Таблица

	1) Данные для расчета · материал вала - сталь 45 · термообработка - улучшение · RБХ = 0,277 кН · RБY = 0,238 кН · RВХ = 2,406 кН · RВY = 9,149 кН · Fa = 1,300 кН · Fr = 2,129 кН · Ft = 5,704 кН · Fм = 3,683 кН · TІІ = 868,18 Н·м 2) Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов: XOZ: МИХА(справа) = - RБХ · 77,5 = = - 0,277 · 77,5 = - 21,47 Н·м МИХА = - RБХ ·77,5 + Fa ·0,5 ·dw2= = - 0,277·77,5+1,3·0,5·320 = 186,53 Н·м YOZ: МИYА(справа) = - RБY · 77,5 = = - 0,238 · 77,5 = - 18,45 Н·м МИYВ(слева) = - Fм · 109,9 = = - 3,683 · 109,9 = - 404,86 Н·м 3) Суммарные изгибающие моменты в характерных сечениях: Участок А: МИА1= Н·м МИА2= Н·м Участок Б: МИБ= 0 Н·м Участок В: МИВ= Н·м Участок Г: МИГ= 0 Н·м

5.2 Расчет вала на усталостную прочность

В качестве опасных сечений рассмотрим те, в которых действуют наибольшие изгибающие моменты и имеются концентраторы напряжений. К таким сечениям относятся:

- сечение В, для которого концентратором напряжения является посадка с натягом внутреннего кольца подшипника;

- сечение А, для которого концентраторами напряжений являются посадка с натягом зубчатого колеса и шпоночный паз.

Расчет вала в сечении В.

Характеристики сечения

В сечении действую: - изгибающий момент МИ = 404 Нм

- крутящий момент ТІІ = 868,18 Нм

- осевая сила Fa = 1,300 кН

Диаметр вала d = 65 мм

Сталь 45 : = 780 МПа

Геометрические характеристики сечения

- осевой момент сопротивления

WX = 26 961 мм3

- полярный момент сопротивления

WP = 53 922 мм3

- площадь сечения

А = 3 318 мм3

Определение напряжений

- Напряжения изгиба меняются по симметричному циклу с амплитудой

14,985 МПа

- Среднее значение цикла нормальных напряжений

0,392 МПа

- Касательное напряжения меняются по отнулевому циклу

8,792 МПа

Пределы выносливости

Пределы выносливости углеродистых сталей при симметричном цикле изгиба и кручения определяются следующим образом:

= 0,43= 0,43*780 = 335 МПа

= 0,58= 0,58*335,4 = 195 МПа

Эффективные коэффициенты концентрации напряжений и коэффициент влияния размера поперечного сечения

Выбираем тип концентратора напряжения и по соответствующей таблице для этого типа выбираем значения коэффициентов концентраций напряжений по изгибу () и по кручению (). Для посадки с натягом находим коэффициент , где - коэффициент влияния размера поперечного сечения вала. Это отношение находим по ГОСТ 25.504-82 в соответствии с диаметром вала =4,2. Значение вычислим по формуле

=0,6*+0,4 = 2,92.

Коэффициент влияния шероховатости поверхности

Примем, что поверхность вала под подшипник получена обтачиванием чистовым Ra = 1,6 мкм, этой величине соответствует kF = 1,33.

Коэффициенты чувствительности к ассиметрии цикла

0,02*(1+0,01)=0,02*(1+0,01*780)=0,176

0,50,5*0176 = 0,088

Коэффициент влияния упрочнения

Примем, что на участке вала с опасным сечением упрочнение отсутствует, поэтому kV = 1.

Коэффициенты перехода от пределов выносливости образца к пределам выносливости детали

4,53

3,25

Коэффициенты запаса прочности

4,93

6,65

Общий коэффициент запаса прочности

3,96

Усталостная прочность вала в сечении В обеспечена.

Расчет вала в сечении А.

Характеристики сечения

В сечении действую: - изгибающий момент МИ = 187 Нм

- крутящий момент ТІІ = 868,18 Нм

- осевая сила Fa = 1,300 кН

Диаметр вала d = 70 мм

Сталь 45 : = 780 МПа

Шпоночный паз: b = 20 мм, t1 = 7,5 мм.

Геометрические характеристики сечения

- осевой момент сопротивления

WX = 29 489 мм3

- полярный момент сопротивления

WP = 63 163 мм3

- площадь сечения

А = 3 698 мм3

Определение напряжений

- Напряжения изгиба меняются по симметричному циклу с амплитудой

6,341 МПа

- Среднее значение цикла нормальных напряжений

0,352 МПа

- Касательное напряжения меняются по отнулевому циклу

6,873 МПа

Пределы выносливости

Пределы выносливости углеродистых сталей при симметричном цикле изгиба и кручения определяются следующим образом:

= 0,43= 0,43*780 = 335 МПа

= 0,58= 0,58*335,4 = 195 МПа

Эффективные коэффициенты концентрации напряжений и коэффициент влияния размера поперечного сечения

Выбираем тип концентратора напряжения и по соответствующей таблице для этого типа выбираем значения коэффициентов концентраций напряжений по изгибу () и по кручению (). Для посадки с натягом находим коэффициент , где - коэффициент влияния размера поперечного сечения вала. Это отношение находим по ГОСТ 25.504-82 в соответствии с диаметром вала =4,6. Значение вычислим по формуле

=0,6*+0,4 = 3,16.

Для шпоночного паза эффективные коэффициенты концентрации напряжений определим как = 2,4, = 1,8.

Коэффициенты влияния размера поперечного сечения вычислим по формулам

0,75

0,64

Для шпоночного паза

3,2 2,8

Из двух полученных значений и для дальнейшего расчета выбираем наибольшие значения =4,6 и = 3,16

Коэффициент влияния шероховатости поверхности

Примем, что поверхность вала под зубчатое колесо получена шлифованием чистовым Ra = 0,8 мкм, этой величине соответствует kF = 1,2.

Коэффициенты чувствительности к ассиметрии цикла

0,02*(1+0,01)=0,02*(1+0,01*780)=0,176

0,50,5*0176 = 0,088

Коэффициент влияния упрочнения

Примем, что на участке вала с опасным сечением упрочнение отсутствует, поэтому kV = 1. Коэффициенты перехода от пределов выносливости образца к пределам выносливости детали

 4,80

3,36

Коэффициенты запаса прочности

10,98

8,23

Общий коэффициент запаса прочности

6,58

Усталостная прочность вала в сечении А обеспечена.

5.3 Расчет вала на статическую прочность

Проверку статической прочности произведем в целях предупреждения пластических деформаций и разрушений с учетом кратковременных перегрузок. При этом определим эквивалентное напряжение

, где

;

;

0,6 .. 0,8 - предельное допускаемое напряжение, принимаемое близкое к пределу текучести. Для стали 45: = 410 МПа.

Расчет вала в сечении В.

Статическая прочность в сечении В обеспечена.

Расчет вала в сечении А.

Статическая прочность в сечении А обеспечена.

6. Подбор и расчет шпонок

Для соединения вала с деталями применим призматические шпонки. Длину шпонки назначим из стандартного ряда.

Размеры шпонки в поперечном сечении, а также размеры шпоночных пазов на валу и в ступице определяется диаметром вала ГОСТ 23360-78.

Расчет призматических шпонок выполняется как проверочный на смятие

Для стальных ступиц при нереверсивном приводе = 150 МПа

T - крутящий момент на участке вала со шпоночным пазом;

h - высота шпонки;

t1 - глубина паза на валу;

l - длина шпонки;

b - ширина шпонки.

6.1 Шпонка для соединения «вал - ступица колеса»

Диаметр участка вала d = 70 мм, длину шпонки выбираем из ряда стандартных значений l = 70 мм

Условие выполняется, следовательно, выбранная шпонка может быть установлена в данное соединение.

6.2 Шпонка для соединения «хвостовик - ведомый шкив»

Диаметр участка вала d = 55 мм, длину шпонки выбираем из ряда стандартных значений l = 90 мм

Условие выполняется, следовательно, выбранная шпонка может быть установлена в данное соединение.

6.3 Шпонка для соединения «хвостовик - ведущий шкив»

Диаметр участка вала d = 35 мм, длину шпонки выбираем из ряда стандартных значений l = 50 мм

Условие выполняется, следовательно, выбранная шпонка может быть установлена в данное соединение.

7. Конструкция зубчатых колес

7.1 Шестерня

Шестерню выполняем заодно с валом, т.к. передаточное число зубчатой передачи больше 2,5.

7.2 Колесо

Конструктивные размеры колеса:

- диаметр ступицы

dСТ =1,6dвал = 1,6*70 = 112 мм

примем диаметр ступицы dСТ = 110 мм

- длина ступицы

lСТ =1,05*вw2 = 1,05*80 = 84 мм

- толщина венца

g = (5..6)m = 6*3 = 18 мм

- диаметр расположения отверстий

Dотв = 0,5*( dа2 - 4,5m - 2g + dСТ) =

= 0,5*(326 - 4,5*3 - 2*18 + 110) = 194 мм

примем DСТ = 200 мм.

- диаметр отверстий

dотв = (0,35..0,4)*( dа2 - 4,5m - 2g - dСТ) =

= 0,25*(326 - 4,5*3 - 2*18 - 110) = 42 мм

примем dотв = 45 мм

- толщина ступицы

gСТ = (0,25..0,3) dвал = 0,3*70 = 21 мм

примем gСТ в = 22 мм.

8. Подбор крышек подшипниковых узлов и уплотнительных манжет

Для подшипниковых узлов применим торцевые крышки глухую и сквозную. Сквозная крышка для выходного конца вала. Под каждую крышку устанавливаем регулировочные прокладки для выборки зазора между наружным кольцом подшипника и упором крышки. Число отверстий для крепления и размеры выбираем по соответствующей таблице, в зависимости от диаметра наружного кольца подшипника.

Для предотвращения утечки масла на выходных участках валов в крышки подшипников запрессовывают манжетные уплотнения резиновые армированные без пыльника.

9. Выбор смазки для колес и подшипников, ее контроль и замена

Марку масла примем в зависимости от окружной скорости вращения колеса и контактных напряжений. При контактных напряжениях до 600 МПа и окружной скорости до 2 м/с рекомендуется кинематическая вязкость 34 мм2/с. Этой вязкости соответствует сорт масла И-Г-А-32 ГОСТ 17479.4 - 87. Минимальная глубина погружения колеса в масляную ванну не менее 10 мм. Масло, залитое в корпус редуктора, при вращении колеса переносится в зону зацепления. Объем масляной ванны примерно определяем из расчета 0,4 дм3 масла на 1 кВт передаваемой мощности: V = 0,4*P = 0,4*5 = 2,0 дм3.

Уровень масла контролируется с помощью маслоуказателя жезлового. Нормальным уровнем считается такой, при котором его граница находится между нижней и верхней меткой на указателе. При уровне ниже рекомендуемого добавить масло, если выше, то слить.

Для слива лишнего масла и отработавшего масла применяется маслоспускное отверстие с пробкой.

При работе редуктора из-за трения нагреваются детали, вслед за ними нагревается воздух, повышается давление внутри корпуса. Чтобы повышенное давление не выдавило смазку наружу через неплотности и стыки, давление стравливается в атмосферу через отверстие в ручке-отдушине.

Ручка-отдушина устанавливается в крышку смотрового отверстия. Это отверстие предназначено для осмотра внутренних частей редуктора без его разборки.

Для подшипниковых узлов, при отсутствии разбрызгивания жидкого масла (т.к. окружной скорости менее 1 м/с), применим пластичные смазки, такие как ЦИАИМ-201 или Литол-24. Смазка удерживается внутри подшипникового узла с помощью мазеудерживающих колец.

10. Сборка редуктора

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора необходимо тщательно очистить и покрыть маслостойкой краской.

Сборку производим в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов:

- на ведущий вал насаживаем мазеудерживающие кольца и шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80-100 градусов;

- в ведомый вал закладываем шпонку и напрессовываем зубчатое колесо;

- надеваем мазеудерживающие кольца и устанавливаем шарикоподшипники, нагретые в масле;

Собранные валы укладываем в основание корпуса редуктора, надеваем крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса герметиком, для центровки устанавливаем крышку на корпус с помощью двух конических штифтов, ставим крышки подшипниковых узлов с комплектом металлических прокладок для регулировки. Затягиваем болты креплений.

Затем ввертываем пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель.

Далее заливаем в корпус масло, закрываем смотровое отверстие крышкой с прокладкой и с ручкой-отдушиной и закрепляем крышку болтами.

Проверяем проворачиванием валов, отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки).

Собранный редуктор необходимо обкатать и подвергнуть испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.

редуктор привод вал подшипник

Заключение

Спроектирован одноступенчатый горизонтальный цилиндрический редуктор с косозубой зубчатой передачей.

Техническая характеристика редуктора (с электродвигателем 4А 132Н8):

- мощность на тихоходном валу 5 кВт

- крутящий момент на тихоходном валу 868 Нм

- частота вращения ведомого вала 55 об/мин

- передача нереверсивная

- масса нетто 191 кг

- ориентировочная стоимость редуктора 13 500 руб

Редуктор спроектирован с учетом выбора наиболее простого варианта конструкций при условии выполнения требований технического задания на проект.

Библиографический список

1. Баранов Г.Л. Расчет зубчатых цилиндрических передач/ Г.Л.Баранов. Екатеринбург: УГТУ, 2005. 31 с.

2. Зиомковский В. М. Детали машин, основы конструирования/ В. М. Зиомковский. Екатеринбург: УГТУ, 2005. 154 с.

3. Баранов Г.Л. Расчет валов, подшипников и муфт/ Г.Л.Баранов. Екатеринбург: УГТУ, 2005. 46 с.

4. Баранов Г.Л. Проектирование одноступенчатого цилиндрического редуктора / Г.Л.Баранов. Екатеринбург: УГТУ, 2005. 43 с.

5. Чернавский С.А., Боков К.Н., Чернин И.М. и др. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов. 2-ое изд. перераб. и дополн. М.: Машиностроение, 1988.-416с.

6. Расчет зубчатых передач: Методические указания и справочные материалы по курсам «Детали машин и основы конструирования» и «Механика» для студентов технических специальностей заочной и очно-заочной форм обучения/ Г.И. Казанский, А.Г. Черненко, Л.П. Вязкова и др. Екатеринбург: ГОУ ВПО «УГТУ-УПИ», 2002. 36с.

7. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие. 2-ое изд. перераб. и дополн. - Калининград: Янтарный сказ, 2002 - 454 с.

Размещено на Allbest.ru