Размещено на http://www.allbest.ru/

Федеральное агентство по образованию

Филиал государственного образовательного учреждения

высшего профессионального образования

«Уфимский государственный нефтяной технический университет»

(Филиал ГОУ ВПО УГНТУ в г. Салавате)

Механика

ПРОЕКТ ПРИВОДА НА ОСНОВЕ ЦИЛИНДРИЧЕСКОГО ПРЯМОЗУБОГО РЕДУКТОРА

Пояснительная записка

к курсовой работе на 61 листах

ОПНН - 240403.65 - 00.00.000 ПЗ

Выполнил:

студент гр. ТП-06-21 П.А. Фадеев

Проверил:

доцент Н.М. Захаров

Салават 2008

Введение

«Механика» - техническая дисциплина, в которой изучают методы, правила и нормы расчета и конструирования типовых деталей и сборочных единиц машин. Курс механики тесно связан с рядом общетехнических и общеобразовательных предметов: математикой, физикой, теоретической механикой и теорией механизмов и машин, сопротивлением материалов, материаловедением и черчением.

Целью курса механики является развитие инженерного мышления, изучения и совершенствования современных методов, правил и норм расчета и конструирования деталей и сборочных единиц общего назначения.

Предмет механики синтезирует достижения математических и технических наук с результатами лабораторных исследований и практики применения различных машин, служат теоретической основой машиностроения.

Машиностроению принадлежит ведущая роль среди других отраслей экономики, так как основные производственные процессы выполняют машины. Поэтому и технический уровень многих отраслей в значительной мере определяется уровнем развития машиностроения. На основе развития машиностроения осуществляется комплексная механизация и автоматизация производственных процессов в промышленности, строительстве, сельском хозяйстве, на транспорте.

Повышение эксплуатационных и качественных показателей, сокращение времени разработки и внедрения новых машин, повышение их надежности и долговечности - основные задачи конструкторов-машиностроителей.

Содержание

Введение

1 Литературный обзор

2 Кинематический расчёт привода

3 Расчёт внутренней передачи редуктора

4 Проектный расчёт валов

5 Расчёт корпуса

6 Проверочный расчёт подшипников

7 Проверочный расчёт шпоночных соединений

8 Уточнённый расчёт валов

9 Выбор муфт

10 Назначение посадок деталей

11Выбор способа смазки, смазочные материалы

12 Порядок сборки редуктора

Заключение

• Список использованных источников
• 1 Литературный обзор
• 1.1 Назначение и область применения цилиндрической прямозубой передачи
• Зубчатые передачи используются в большом количестве машин и приборов для передачи и преобразования движения в широком диапазоне мощностей и скоростей. Передача движения в таких передачах осуществляется с помощью последовательно зацепляющихся зубьев ведущего и ведомого зубчатых колес.
• Одноступенчатые цилиндрические редукторы применяют при передаточных числах u?8. С увеличением передаточного числа, увеличиваются, соответственно, габариты и масса редуктора. Поэтому при передаточных числах больших 8 выгоднее применять двухступенчатые редукторы.
• 1.2 Краткая характеристика передачи
• Передачи с параллельными осями называются цилиндрическими передачами. Движение в таких передачах передается при помощи взаимодействия зубчатых колес. Меньшее зубчатое колесо принято называть шестерней, большее - колесом.
• Профили зубьев пары зубчатых колес должны быть сопряженными, т.е. профилю зуба одного колеса должен соответствовать вполне определенный профиль зуба другого колеса. Чтобы обеспечить постоянство передаточного числа, профили зубьев нужно очертить такими кривыми, которые удовлетворяли бы требованиям основной теоремы зацепления.
• При небольших диаметрах колес их изготавливают из прутка, а при больших - заготовки получают свободной ковкой с последующей токарной обработкой. Чтобы уменьшить объем точной обработки резанием на дисках колес выполняют выточки.
• Зубчатые колеса цилиндрических прямозубых передач в большинстве случаев изготовляют из сталей, подвергнутых термохимическому или термическому упрочнению. Чугуны применяют для малонагруженных или редко работающих передач, в которых габариты и масса не имеют определенного значения.
• Зубчатые колеса для изготовления которых используются стали делятся на две группы:
• - первая группа - колеса с твердостью ?350 НВ. Такие колеса хорошо прирабатываются и не склонны к хрупкому разрушению при динамической нагрузке. Колеса этой группы отличаются невысокой прочностью, однако широко применяются в мало и средненагруженных передачах;
• - вторая группа - колеса с твердостью >350 НВ. Такие колеса применяются в серийном и крупносерийном производстве средне и высоконагруженных передач при высоких требованиях к габаритам и массе передач.
• Термохимическими методами упрочнения материалов зубчатых колес являются закаливание, цементация и азотирование.
• Закаленные колеса обладают средней нагрузочной способностью. Зубья после закалки обычно шлифуют для устранения неточностей, обусловленных изменением при закалке их формы и размеров.
• Цементации подвергают колеса из низкоуглеродистых и легированных сталей. Этот вид упрочнения зубьев является длительным и дорогим процессом. Однако цементация обеспечивает очень высокую твердость поверхностного слоя с сохранением повышенной прочности сердцевины у легированных сталей, что предохраняет продавливание хрупкого поверхностного слоя при перегрузках.
• Азотирование обеспечивает не меньшую твердость, чем цементация. Степень коробления при азотировании очень мала. Для азотирования применяют колеса из молибденовых сталей типа 38Х2МЮА.
• 1.3 Достоинства и недостатки зубчатых передач
• Зубчатые передачи обладают массой достоинств. К ним относятся:
• 1) возможность передачи практически любых мощностей при весьма широком диапазоне окружных скоростей;
• 2) постоянство передаточного отношения;
• 3) компактность, надежность и высокая усталостная долговечность передачи;
• 4) высокий КПД (з=0,97…0,99);
• 5) простота обслуживания и ухода;
• 6) возможность изготовления из различных материалов, металлических и неметаллических.
• Недостатками зубчатых передач являются:
• 1) сложность изготовления;
• 2) ограниченность передаточного отношения;
• 3) высокий шум при больших нагрузках;
• 4) при больших перегрузках возможна поломка деталей.
• 2 Кинематический расчёт привода
• Исходные данные
• Мощность на ведомом валу - Р₂ = 10 кВт;
• Частота вращения ведомого вала - n₂ = 350 об/мин.
• Схема привода приведена рисунке 2.1.
• 1 - двигатель; 2 - муфта; 3 - шестерня;
• 4 - колесо; 5 - корпус редуктора
• Рисунок 2.1 - Схема привода

2.2 Расчет общего КПД привода

, (2.1)

где _п.п. - КПД пары подшипников;

_ц.п. - КПД цилиндрической передачи;

_м. - КПД муфты.

Принимаем _п.п = 0,99; _ц.п = 0,96; _м. = 0,98.

.

2.3 Выбор двигателя

Определяем необходимую мощность двигателя

; (2.2)

Вт.

Выбираем двигатель АИР180M8 для которого расчетная частота вращения вала, n₁ = 731 мин^-1; номинальная мощность, Р_дв = 15 кВт.

Определяем передаточное число редуктора

; (2.3)

Согласно ГОСТ 2185-66, принимаем значение передаточного числа u=4,0.

Уточняем частоту вращения ведомого вала редуктора

; (2.4)

мин^-1.

2.4 Расчет угловых скоростей валов

Угловая скорость ведущего вала

; (2.5)

с^-1.

Угловая скорость ведомого вала

; (2.6)

с^-1.

2.5 Расчет мощностей на валах

Мощность на ведущем валу

; (2.7)

Вт.

Мощность на ведомом валу

; (2.8)

Вт.

Вращающий момент на ведущем валу

; (2.9)

.

Вращающий момент на ведомом валу

; (2.10)

.

3 Расчёт внутренней передачи редуктора

3.1 Выбор твердости, термообработки и материала колес

Для изготовления шестерни выбираем сталь 40Х с термообработкой - улучшение (269…302 НВ), для изготовления колеса выбираем сталь 40Х с термообработкой - улучшение (235…269 НВ).

Механические характеристики сталей сведем в таблицу 3.1.

Таблица 3.1 - Механические характеристики сталей

Марка стали	Dпред,мм	Sпред,мм	Термообра- ботка	Твердость заготовки
				Поверхно- сти	Сердце- вины	Средняя
40Х	125	80	У	269…302 HB	285 HB
40Х	200	125	у	235…269 HB	248 HB

3.2 Расчет допускаемых контактных напряжений

Определим коэффициент долговечности для зубьев шестерни и колеса

Т.к. срок службы привода не ограничен, то принимаем коэффициент долговечности для зубьев шестерни и колеса равный 1

. (3.1)

Определяем предел контактной выносливости при числе циклов перемены напряжений и , который будет равен допускаемому контактному напряжению, т.к. коэффициенты долговечности для зубьев шестерни и колеса равны 1, то

; (3.1)

. (3.2)

Подставив числовые значения, получим

Н/мм²;

Н/мм².

Расчет будем вести по меньшему из полученных значений для шестерни и колеса т.е. по менее прочным зубьям, следовательно

Н/мм².

3.3 Расчет допускаемых напряжений изгиба

Определим коэффициент долговечности для зубьев шестерни и колеса.

Т.к. срок службы привода не ограничен, то принимаем коэффициент долговечности для зубьев шестерни и колеса равный 1

.

Определяем предел изгибной выносливости при числе циклов перемены напряжений и , который будет равен допускаемому напряжению изгиба, т.к. коэффициенты долговечности для зубьев шестерни и колеса равны 1

; (3.3)

. (3.4)

Подставляя числовые значения получим

Н/мм²;

Н/мм².

Расчет модуля зацепления выполняется по меньшему значению из полученных для шестерни и колеса, т.е. по менее прочным зубьям, следовательно

Н/мм².

Проверочный расчет зубчатой передачи на изгиб выполняется отдельно для зубьев шестерни и колеса.

3.4 Расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи

Рассчитаем межосевое расстояние по формуле

(3.5)

где - вспомогательный коэффициент. Для прямозубой передачи ;

- Коэффициент ширины венца колеса, равный 0,28…0,36. Примем ;

Т₂ - вращающий момент на тихоходном валу, Н/м;

- допускаемое контактное напряжение колеса с менее прочным зубом, Н/мм²;

- коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба, =1.

мм.

Полученное значение межосевого расстояния округлим до 195 мм.

Рассчитаем модуль зацепления по формуле

(3.6)

где - вспомогательный коэффициент. Для прямозубой передачи ;

d₂ - делительный диаметр колеса, мм;

b₂ - ширина венца колеса, мм;

- допускаемое напряжение изгиба материала колеса с менее прочным зубом, Н/мм².

Рассчитаем делительный диаметр по формуле

; (3.7)

мм.

Рассчитаем ширину венца колеса по формуле

; (3.8)

мм.

Подставляя полученные значения в формулу (3.6), получим

мм.

Полученное значение модуля зацепления округлим до 2 мм.

Рассчитаем суммарное число зубьев шестерни и колеса:

; (3.9)

.

Рассчитаем число зубьев шестерни

; (3.10)

.

Рассчитаем число зубьев колеса

; (3.11)

.

Расчет фактического передаточного числа произведем по формуле

; (3.12)

.

Проверим отклонение фактического передаточного числа от заданного

; (3.13)

Отклонения фактического передаточного числа от заданного нет.

Расчет фактического межосевого расстояния

; (3.14)

мм.

3.5 Расчет основных геометрических параметров передачи

Расчет делительного диаметра шестерни

; (3.15)

мм.

Расчет диаметра вершин зубьев шестерни

; (3.16)

мм.

Расчет диаметра впадин зубьев шестерни

; (3.17)

мм.

Расчет ширины венца шестерни

мм; (3.18)

мм.

Расчет делительного диаметра колеса

; (3.19)

мм.

Расчет диаметра вершин зубьев колеса

; (3.20)

мм.

Расчет диаметра впадин зубьев колеса

; (3.21)

мм.

Рассчитанные данные сведем в таблицу 3.2.

Таблица 3.2 - основные геометрические параметры передачи

Параметр	Шестерня	Колесо
Диаметр	делительный, мм	78	312
	вершин зубьев, мм	82	316
	впадин зубьев, мм	73,2	307,2
Ширина венца, мм	74,2	70,2

3.6 Проверочный расчет

Проверяем межосевое расстояние

; (3.22)

мм.

Проверяем пригодность заготовок колес. Условие пригодности заготовок колес

; (3.23)

. (3.24)

Диаметр заготовки шестерни

мм; (3.25)

мм.

88 мм < 125мм, неравенство (3.23) выполняется.

Толщина диска заготовки колеса закрытой передачи равна

мм; (3.26)

мм.

74,2 мм < 125 мм, неравенство (3.24) выполняется.

Проверяем контактное напряжение

(3.27)

где К - вспомогательный коэффициент. Для прямозубой передачи К=436;

F₁ - окружная сила в зацеплении, Н;

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Для прямозубых колес =1;

- коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи.

Вычисляем окружную силу в зацеплении

; (3.28)

Н.

Вычисляем окружную скорость

; (3.29)

м/с.

Определяем коэффициент динамической нагрузки

По полученному значению окружной скорости определяем степень точности передачи, получаем 9.

Коэффициент динамической нагрузки равен =1,2.

Подставив числовые значения в формулу (3.27), получим

Н/мм².

Вычисляем фактическую недогрузку

; (3.30)

.

Полученная недогрузка 4,3 % < 10 %. Условие прочности выполняется.

Проверяем напряжения изгиба зубьев колеса

, (3.31)

где m - модуль зацепления, мм;

b₂ - ширина зубчатого венца колеса, мм;

F₁ - окружная сила в зацеплении, Н;

- коэффициент, учитывающий распределения нагрузки между зубьями. Для прямозубых колес =1;

- Коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба, =1;

- коэффициент динамической нагрузки;

- коэффициент формы зуба колеса, =3,62;

- коэффициент, учитывающий наклон зуба. Для прямозубых =1.

Определим коэффициент динамической нагрузки для степени точности 9 и окружной скорости 3,01 м/с, получим =1,5.

Подставив числовые значения в формулу (3,31), получим

.

Проверяем напряжение изгиба зубьев шестерни

. (3.32)

Определим коэффициент формы зуба шестерни, учитывая, что число зубьев шестерни z₁=39. =3,7.

Подставляя числовые значения в (3.32), получим

.

Напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса значительно меньше - это допустимо, т.к. нагрузочная способность большинства зубчатых передач ограничивается контактной прочностью.

Все вычисленные параметры зубчатой цилиндрической передачи внесем в таблицу 3.3.

цилиндрическая передача вал

Таблица 3.3 - параметры зубчатой цилиндрической передачи

Проектный расчет
Параметр	Значение	Параметр	Значение
Межосевое расстояние aщ	195	Диаметр делительной окружности: шестерни d1 колеса d2	78 312
Модуль зацепления m	2
Ширина зубчатого венца: шестерни b1 колеса b2	74,2 70,2	Диаметр окружности вершин: шестерни da1 колеса da2	82 316
Число зубьев: шестерни z1 колеса z2	39 156	Диаметр окружности впадин: шестерни df1 колеса df2	73,2 307,2
Проверочный расчет
Параметр	Допускаемые значения	Расчетные значения	Примечания
Контактные напряже- ния , Н/мм2	513,4	491,26	4,3 %
Напряжения изгиба, Н/мм2		293,55	183,19	37,59 %
		255,44	179,23	29,83 %

4 Проектный расчёт валов

4.1 Выбор материала валов

Для изготовления валов редуктора назначаем сталь 40Х. Механические характеристики стали приведены в таблице 3.1.

4.2 Выбор допускаемых напряжений на кручение

Допускаемые напряжения на кручение для расчета валов редуктора принимают заниженными: [ф]_к=10…20 Н/мм². Для быстроходного вала принимаем [ф]_к =10 Н/мм², для тихоходного вала принимаем [ф]_к =20 Н/мм².

4.3 Расчет быстроходного вала

Диаметр первой ступени быстроходного вала

; (4.1)

= 55 мм;

мм.

Принимаем d₁=50 мм.

Диаметр второй ступени под уплотнение крышки с отверстием и подшипник

, (4.2)

где t - высота буртика. Принимаем t=2,8 мм.

мм.

Выбираем диаметр d₂=60 мм под подшипник легкой серии 212 со следующими характеристиками: d = 60 мм; D = 110 мм; B = 22 мм,

где d - внутренний диаметр;

D - внешний диаметр;

В - ширина шарикоподшипника.

Диаметр третьей ступени под шестерню

, (4.3)

где r - координата фаски подшипника. Примем r=3 мм.

мм.

Принимаем d₃=71 мм.

Диаметр четвертой ступени под подшипник

d₄=d₂; (4.4)

d₄=60 мм.

Длина первой ступени под полумуфту

; (4.5)

мм.

Принимаем l₁=60 мм.

Длина второй ступени

; (4.6)

мм.

Длина третьей ступени определяется графически на эскизной компоновке.

Длина четвертой ступени

, (4.7)

где В - ширина шарикоподшипника, мм;

с - размер фаски, мм. Принимаем с=2мм.

мм.

4.4 Расчет тихоходного вала

Диаметр первой ступени

, (4.8)

где М_к=Т - крутящий момент на валу, .

мм. (4.9)

Принимаем d₁=60 мм.

Диаметр второй ступени

; (4.10)

мм.

Принимаем d₂=70 мм Под подшипник легкой серии 214 со следующими характеристиками: d = 70 мм; D = 125 мм; B = 24 мм,

где d - внутренний диаметр;

D - внешний диаметр;

В - ширина шарикоподшипника.

Диаметр третьей ступени под колесо

, (4.11)

где r - координата фаски подшипника. Примем r=3 мм.

мм.

Принимаем d₃=85 мм.

Диаметр четвертой ступени под подшипник

d₄=d₂; (4.12)

d₄=70 мм.

Длина первой ступени

; (4.13)

мм.

Принимаем l₁=75 мм.

Длина второй ступени

; (4.14)

мм.

Длина третьей ступени определяется графически на эскизной компоновке.

Длина четвертой ступени

, (4.15)

где В - ширина шарикоподшипника, мм;

с - размер фаски, мм. Принимаем с=2 мм.

мм.

Длина пятой ступени определяется графически.

Диаметр пятой ступени упорной или под резьбу

, (4.16)

где f - величина фаски ступицы. Принимаем f=2,5 мм.

мм.

Принимаем d₅=95 мм.

Эскиз быстроходного вала изобразим на рисунке 4.1, эскиз тихоходного вала на рисунке 4.2.

Рисунок 4.1 - Эскиз быстроходного вала

Рисунок 4.2 - Эскиз тихоходного вала

5 Расчет корпуса редуктора

Корпус и крышку редуктора изготовим литьём из серого чугуна.

Расчет толщины стенок корпуса

мм; (5.1)

мм.

Принимаем мм.

Расчет толщины стенки крышки корпуса редуктора

мм; (5.2)

мм.

Принимаем мм.

Расчет толщины верхнего пояса корпуса редуктора

; (5.3)

мм.

Принимаем s = 14 мм.

Расчет толщины пояса крышки редуктора

; (5.4)

мм.

Расчет толщины нижнего пояса корпуса редуктора

; (5.5)

мм.

Принимаем t = 20 мм.

Расчет толщины ребер жесткости корпуса редуктора

; (5.6)

мм.

Принимаем с = 8 мм.

Расчет диаметра фундаментных болтов

; (5.7)

мм.

Принимаем d_ф = 16 мм.

Расчет ширины нижнего пояса корпуса редуктора

; (5.8)

мм.

Принимаем K₂ = 34 мм.

Расчет диаметра болтов, соединяющих корпус с крышкой редуктора

; (5.9)

мм.

Принимаем d_К = 9 мм.

Расчет ширины пояса (ширины фланца) соединения корпуса и крышки редуктора около подшипников

; (5.10)

мм.

Принимаем К = 28 мм. Ширину пояса К₁ назначают на 2…8 мм меньше К, принимаем К₁=22 мм.

Расчет диаметра болтов, соединяющих крышку и корпус редуктора около подшипников

; (5.11)

мм.

Расчет диаметра болтов для крепления крышек подшипников к редуктору

; (5.12)

мм.

Принимаем d_п = 10 мм.

Диаметр отжимных болтов можно принять ориентировочно из диапазона 8…16 мм. Выберем Диаметр отжимных болтов равным 10 мм.

Расчет диаметра болтов для крепления крышки смотрового отверстия

мм. (5.13)

Принимаем d_к.с. = 8 мм.

Расчет диаметра резьбы пробки (для слива масла из корпуса редуктора)

; (5.14)

мм.

6 Проверочный расчёт подшипников

6.1 Определение реакций в опорах подшипников быстроходного вала

Вычертим расчётную схему быстроходного вала (рисунок 6.1).

Определение сил в зацеплении и консольной силы

; (6.1)

; (6.2)

, (6.3)

где - окружная сила, Н;

- радиальная сила, Н;

- консольная сила на муфте, Н.

Н;

Н;

Н.

Примем значение =1000 Н.

Расчет реакций опор в вертикальной плоскости

;

;

;

Н.

;

;

Н.

Проверка

;

;

;

0 = 0.

Реакции опор найдены верно.

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х в характерных сечениях

;

;

;

;

.

;

.

Расчет реакций опор в горизонтальной плоскости

;

Н.

Сроим эпюру изгибающих моментов относительно оси У в характерных сечениях

;

;

.

Строим эпюру крутящих моментов

; (6.4)

.

Определяем суммарные радиальные реакции и суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях

; (6.5)

Н;

; (6.6)

Н;

; (6.7)

;

; (6.8)

.

6.2 Проверка пригодности подшипников легкой серии 212 быстроходного вала редуктора

Пригодность подшипников определяется сопоставлением расчетной динамической грузоподъемности С_гр, Н, с базовой С_r, Н, или базовой долговечности L_10h, ч, с требуемой L_h, ч, по условиям

(6.9)

Расчетная динамическая грузоподъемность С_гр, Н, определяется по формуле

, (6.10)

где R_E - эквивалентная динамическая нагрузка, Н;

m - показатель степени, m = 3;

a₁ - коэффициент надежности, a₁ = 1;

a₂₃ - коэффициент, учитывающий влияние качества подшипника и качества его эксплуатации, примем a₂₃ = 0,8;

n - частота вращения внутреннего кольца подшипника соответствующего вала, об/мин.

Базовая долговечность L_10h, ч, определяется по формуле

. (6.11)

Расчет эквивалентной динамической нагрузки

Определим отношение

, (6.12)

где R_a=F_a - осевая нагрузка подшипника, Н;

R_r - радиальная нагрузка подшипника, R_r=R - суммарная реакция подшипника;

V - коэффициент вращения, V=1.

Т.к. R_a=F_a=0, то

.

Определим отношение

, (6.13)

где С_or - статистическая грузоподъемность, Н.

Т.к. R_a=0, то

.

Исходя из значений определенных выше отношений (6.12) и (6.13), получим неравенство

, (6.14)

где е - коэффициент влияния осевого нагружения.

Следовательно для определения эквивалентной динамической нагрузки выберем формулу

, (6.15)

где R_r - радиальная нагрузка подшипника, R_r=3398,5 Н;

- коэффициент безопасности, ;

- температурный коэффициент, = 1.

Н;

Расчет динамической грузоподъемности и долговечности подшипника

Подставим рассчитанные выше значения в формулу (6.10)

Н < 32000 Н .

Сравним полученное значение со значением базовой грузоподъемности кН

33378 Н < 52000 Н.

Следовательно подшипник легкой серии 212 пригоден.

Базовая долговечность

ч;

10000,08 ч > 10000 ч .

Следовательно подшипник легкой серии 212 пригоден.

6.3 Определение реакций в опорах подшипников тихоходного вала

Вычертим расчётную схему тихоходного вала (рисунок 6.2).

Определим консольную силу на муфте

; (6.16)

Н;

; (6.17)

Н;

; (6.18)

Н.

Расчет реакций опор в вертикальной плоскости

;

;

;

Н.

;

;

;

Н.

Проверка

;

;

;

.

Следовательно, реакции опор определены верно.

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х в характерных сечениях

;

;

;

;

;

;

.

Расчет реакций опор в горизонтальной плоскости

;

;

;

Н.

;

;

;

Н.

Проверка

;

;

;

.

Следовательно, реакции опор определены верно.

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси У в характерных сечениях

;

;

;

;

.

Расчет суммарных радиальных реакций и суммарных изгибающих моментов

; (6.19)

Н;

; (6.20)

Н;

; (6.21)

;

; (6.22)

.

Построим эпюру крутящих моментов

; (6.23)

.



6.4 Проверка пригодности подшипников легкой серии 214 тихоходного вала редуктора

Пригодность подшипников легкой серии 214 тихоходного вала производят аналогично проверке пригодности подшипников легкой серии 212 быстроходного вала.

Расчет эквивалентной динамической нагрузки

, (6.24)

где R_r - радиальная нагрузка подшипника, R_r=4584,4 Н;

- коэффициент безопасности, ;

- температурный коэффициент, = 1,

V - коэффициент вращения, V=1.

Н.

, (6.25)

где n - частота вращения внутреннего кольца подшипника тихоходного вала, n=182,75 об/мин.

Н.

Сравним полученное значение со значением базовой грузоподъемности С_r=61,8 кН

28364,16 Н < 61800 Н.

Следовательно подшипник легкой серии 214 пригоден.

; (6.26)

ч.

10005,56 ч > 10000 ч.

 7 Проверочный расчёт шпоночных соединений

Призматические шпонки, применяемые в проектируемых редукторах, проверяют на смятие. Проверке подлежат две шпонки тихоходного вала - под колесом и элементом открытой передачи или полумуфты и одна шпонка на быстроходном валу - под полумуфтой или элементом открытой передачи.

7.1 Расчет шпонки под полумуфту на быстроходном валу

Условие прочности

, (7.1)

где F_t - окружная сила на шестерне или колесе, Н;

А_см - площадь смятия, мм².

, (7.2)

где l_p - рабочая длина шпонки, мм;

t₁ - глубина паза вала, принимаем t₁ = 5,5 мм.

, (7.3)

где l - полная длина шпонки, мм. При известном диаметре выходного конца вала d = 50 мм. Примем l = 50 мм;

b, h - сечение шпонки, примем b = 14 мм, h = 9 мм.

мм;

мм².

Допускаемое напряжение на смятие при стальной ступице и при ударной нагрузке = 75 Н/мм².

.

Условие прочности выполняется.

Для быстроходного вала принимается шпонка ГОСТ 23360-78.

7.2 Расчет шпонки под полумуфту на тихоходном валу

Данный расчет ведется аналогично расчету шпонки под полумуфту на быстроходном валу.

При известном диаметре выходного конца тихоходного вала d = 60 мм, принимаем l = 60 мм; b = 18 мм; h = 11мм; t₁ = 7 мм.

мм;

мм²;

. Ъ

Условие прочности выполняется.

Для выходного конца тихоходного вала принимается шпонка ГОСТ 23360-78.

7.3 Расчет шпонки под колесом

Данный расчет ведется аналогично проведенным выше расчетам шпонок.

При диаметре третьей ступени тихоходного вала под колесо d = 85 мм, примем l = 70 мм; b = 22 мм; h = 14 мм; t₁ = 9 мм.

Аналогично расчетам шпонки быстроходного вала

мм;

мм²;

.

Условие прочности выполняется.

Принимаем шпонку ГОСТ 23360 - 78.

8 Уточнённый расчёт валов

Целью расчета является определение коэффициентов запаса прочности в опасных сечениях вала и сравнение их с допускаемыми

. (8.1)

На каждом валу наметим по два опасных сечения: одно - на третьей ступени под колесом (шестерней); второе - на 2-й ступени под подшипником опоры, смежной с консольной нагрузкой.

8.1 Уточненный расчет быстроходного вала

Определим источники концентрации напряжений в опасных сечениях

На второй ступени концентратором напряжений в опасном сечении является посадка подшипника с натягом. На третьей - ступенчатый переход галтелью между диаметром впадин шестерни и диаметром ступени, т.к. , с буртиком, вычисляемым по формуле

; (8.2)

мм.

Определим нормальные напряжения в опасных сечениях вала

, (8.3)

где М - является суммарным изгибающим моментом в рассматриваемом сечении, ;

- осевой момент сопротивления сечения вала, мм³.

; (8.4)

; (8.5)

мм³;

мм³;

Н/мм²;

Н/мм².

Определим касательные напряжения в опасных сечениях вала

, (8.6)

где M_k - крутящий момент, ;

- полярный момент инерции сопротивления сечения вала, мм³.

; (8.7)

; (8.8)

мм³;

мм³;

Н/мм²;

Н/мм².

Определим коэффициенты концентрации нормальных и касательных напряжений для расчетного сечения вала

, (8.9)

, (8.10)

где К_у и К_ф - эффективные коэффициенты концентрации напряжений;

К_d - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения;

К_F - коэффициент влияния шероховатости.

Определим эффективные коэффициенты концентрации напряжений

Для ступенчатого перехода галтелью между диаметром впадин шестерни и диаметром ступени

;

.

Примем К_у2=1,55, К_ф2=1,4.

Коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения примем К_d= 0,67.

Коэффициент влияния шероховатости примем К_F=1,5.

Для посадки подшипника с натягом отношение, .

Подставим полученные значения коэффициентов в уравнение (8.9) и (8.10)

Для сечения второй ступени

;

.

Для сечения третьей ступени

;

.

Определим пределы выносливости в расчетных сечениях вала

; (8.11)

, (8.12)

где и - пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения, Н/мм².

Н/мм²;

Н/мм²;

Н/мм²;

Н/мм²;

Н/мм²;

Н/мм².

Определим коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям

; (8.13)

; (8.14)

;

;

;

.

Определим общий коэффициент запаса прочности в опасных сечениях

; (8.15)

;

.

Условие прочности для быстроходного вала выполняется.

8.2 Уточненный расчет тихоходного вала

Для тихоходного вала концентраторами напряжения в опасных сечениях вала будут: посадка подшипника с натягом (на второй ступени) и шпоночный паз (на третьей ступени).

Определим нормальные напряжения в опасных сечениях вала

; (8.16)

; (8.17)

, (8.18)

где b - ширина шпоночного паза вала, b=22 мм;

t₁ - глубина паза вала, t=9 мм.

мм³;

мм³;

Н/мм²;

Н/мм².

Определим касательные напряжения в опасных сечениях вала

; (8.19)

; (8.20)

; (8.21)

мм³;

мм³;

Н/мм²;

Н/мм².

Определим коэффициенты концентрации нормальных и касательных напряжений для расчетных сечений вала

; (8.22)

. (8.23)

Определим эффективные коэффициенты концентрации напряжений

Для посадки подшипника с натягом отношение

;

.

Для шпоночного паза К_у2=1,7 и К_ф2=2.

Коэффициент влияния шероховатости примем К_F=1,5.

Коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения примем К_d= 0,67.

Подставим полученные значения коэффициентов в уравнение (8.22) и (8.23)

Для сечения второй ступени

;

.

Для сечения третьей ступени

;

.

Определим пределы выносливости в расчетных сечениях вала по формулам (8.11) и (8.12)

Н/мм²;

Н/мм²;

Н/мм²;

Определим коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениямъ

;

;

;

.

Определим общий коэффициент запаса прочности в опасных сечениях по формуле (8.15)

;

.

9 Выбор муфт

9.1 Для соединения выходных концов двигателя и быстроходного вала редуктора применим упругую втулочно-пальцевую муфту.

Определим расчетный момент

, (9.1)

где К_р - коэффициент режима нагрузки, примем К_р = 1,8;

Т₁ - вращающий момент на быстроходном валу редуктора, Н•м.

Н•м.

Диаметры выходных концов двигателя d_дв = 55 мм, вала d₁ = 50 мм.

Выберем муфту по ГОСТ 21424 - 93 с номинальным вращающим моментом Т = 710 Н•м, для которой d = 55 мм; d₁ = 50 мм; l_цил = 82 мм; l_кон = 56 мм; D = 190 мм; L = 170 мм.

9.2 Для соединения выходного конца тихоходного вала редуктора с приводным валом рабочей машины применим упругую втулочно-пальцевую муфту.

Определим расчетный момент

Н•м.

Диаметр выходного конца вала d₁ =60 мм.

Выберем упругую втулочно-пальцевую муфту по ГОСТ 21424 - 93 с номинальным вращающим моментом Т = 2000 Н•м, для которой d = 60 мм; l_цил = =105 мм; l_кон = 72 мм; D = 250 мм; L = 218 мм.

10 Назначение посадок деталей

Внутренние кольца подшипников насаживаются на валы с натягом, значение которого соответствует полю допуска к6, а наружные кольца в корпус - по переходной посадке, значение которого соответствует полю допуска Н7.

Для ступицы детали, насаживаемой на выходной конец вала, и для ступицы зубчатого колеса принимаются посадки с натягом, значение которого соответствует полю допуска к6 и Н7/р6.

11 Выбор способа смазки, смазочные материалы

Для зубчатых передач с окружными скоростями от 0,3 до 12,5 м/с применяется непрерывное смазывание жидким маслом картерным непроточным способом. При окружной скорости v = 3,01 м/с и контактном напряжении 491,26 Н/мм² выберем масло по ГОСТ 17479.4-87 И-Г-А-46 .

Объем масляной ванны определяется из расчета 0,4…0,8 л масла на 1 кВт передаваемой мощности

V_м=15•(0,4…0,8)=6…12 л.

Примем V_м = 8 л.

Определяется уровень масла

; (11.1)

мм.

Для контроля уровня масла выберем жезловой маслоуказатель.

Сливное отверстие установим в дне корпуса.

Подшипники будут смазываться из картера разбрызгиванием.

12 Порядок сборки редуктора

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.

Сборку производят в соответствии с чертежом общего вида редуктора, начиная с узлов валов.

На ведущий вал насаживают роликоподшипники

В ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колеса до упора в бурт вала; затем устанавливают роликоподшипники.

Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса. Затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.

Ставят крышки подшипников. Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают войлочные уплотнения, пропитанные горячим маслом. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников и закрепляют крышки винтами.

Регулируют подшипники и зубчатое зацепление.

Ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой; закрепляют крышку винтами.

Закладывают шпонки в выходные концы ведущего и ведомого валов.

С помощью муфт соединяют ведущий вал с валом электродвигателя, а ведомый с валом рабочей машины.

Заключение

В курсовой работе рассчитан и спроектирован привод на основе цилиндрического прямозубого редуктора.

На основании кинематического расчета выбран электродвигатель АИР180М8 с номинальной мощностью 15кВт и частотой вращения 731 мин^-1.

Выбран материал для изготовления шестерни и колеса - сталь 40Х с термообработкой улучшение. Рассчитаны силы, действующие в зацеплении и проведен проверочный расчет на контактную и изгибную выносливость зубьев. Определены основные геометрические размеры шестерни и колеса.

Выбран материал для изготовления валов - сталь 40Х с термообработкой улучшение. Выполнен проектный расчет валов. Для быстроходного вала выбраны подшипники легкой серии 212, а для тихоходного вала подшипники легкой серии 214. Выполнены эскизы валов.

Произведен расчет корпуса редуктора.

Проведен проверочный расчет подшипников, в результате которого подтвердилась пригодность предварительно выбранных подшипников.

Проведен уточненный расчет валов, в котором были определены коэффициенты запаса прочности в опасных сечениях валов.

Выбраны шпонки и проведен проверочный расчет шпоночных соединений.

Выбраны муфты.

Назначены посадки деталей.

Выбран способ смазки зубчатого зацепления в редукторе и подобран сорт масла И-Г-А-46 по ГОСТ 17479.4-87.

Определен порядок сборки редуктора.

Список использованных источников

1 Устюгов И.И. Детали машин. - М.: Высшая школа, 1981. - 399 с.

2 Тимофеев С.И. - Детали машин. - Ростов н/Д.: Высшая школа, 2007. - 409 с.

3 Иосилевич Г.Б., Строганов Г.Б., Маслов Г.С. - Прикладная механика. - М.: Высшая школа, 1989. - 351 с.

4 Чернилевский Д.В. Курсовое проектирование деталей машин. - М.: Машиностроение, 1979. - 351 с.

5 Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин. - М.: Высшая школа, 1991. - 432 с.

Размещено на http://www.allbest.ru/