Размещено на http://www.allbest.ru/

4

Размещено на http://www.allbest.ru/

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

по дисциплине «Детали машин»

Тема:

Проектирование двухступенчатого редуктора

Екатеринбург 2009 год

Содержание

Техническое задание на проект

Введение

1. Выбор электродвигателя и расчет основных параметров привода

2. Расчет цилиндрической зубчатой передачи (быстроходная ступень)

2.1 Исходные данные

2.2 Выбор материалов зубчатых колес

2.3 Расчет допускаемых контактных напряжений

2.4 Расчет допускаемых напряжений изгиба

2.5 Проектный расчет передачи

2.6 Проверочный расчет передачи

2.6.1 Проверка на выносливость по контактным напряжениям

2.6.2 Проверка на выносливость по напряжениям изгиба

2.6.3 Определение сил в зацеплении

3. Расчет цилиндрической зубчатой передачи (тихоходная ступень)

3.1 Исходные данные

3.2 Выбор материалов зубчатых колес

3.3 Расчет допускаемых контактных напряжений

3.4 Расчет допускаемых напряжений изгиба

3.5 Проектный расчет передачи

3.6 Проверочный расчет передачи

3.6.1 Проверка на выносливость по контактным напряжениям

3.6.2 Проверка на выносливость по напряжениям изгиба

3.6.3 Определение сил в зацеплении

4. Предварительный расчет валов

4.1 Проектирование тихоходного вала

4.2 Проектирование промежуточного вала

4.3 Проектирование быстроходного вала

5. Конструктивные размеры корпуса редуктора

6. Проверка долговечности подшипников

6.1 Быстроходный вал

6.2 Промежуточный вал

6.3 Тихоходный вал

7. Проверка прочности шпоночных соединений

7.1 Быстроходный вал

7.2 Промежуточный вал

7.3 Тихоходный вал

8. Уточненный расчет быстроходного вала

9. Уточненный расчет промежуточного вала

10. Уточненный расчет тихоходного вала

11. Смазка редуктора

12. Сборка редуктора

Заключение

Библиографический список

Введение

Привод - устройство, предназначенное для приведения в действие машин и механизмов. Привод состоит из источника энергии (двигатели электрические, тепловые, гидравлические и т.д.) и механизма для передачи энергии, движения. В качестве механизмов чаще всего используют различные типы механических передач (зубчатые, цепные, ременные, винтовые), которые обеспечивают преобразование одного вида движения в другое, понижение (повышение) крутящего момента и угловой скорости, регулирование скорости движения. В данном проекте спроектирован двухступенчатый зубчатый цилиндрический редуктор. Привод должен обеспечить передачу крутящего момента от электродвигателя к исполнительному устройству с минимальными потерями и с заданной угловой скоростью на выходном валу редуктора.

1. Выбор электродвигателя и расчет основных параметров привода

Требуемая мощность электродвигателя:

где

F - тяговое усилие на валу исполнительного механизма, F = 12 кН;

V - скорость выходного звена исполнительного механизма, V = 1,5 м/с,

з₀ - общий КПД привода;

где

з_подш - КПД подшипниковой пары, з_подш = 0,99;

з_{цил.пер.} - КПД цилиндрической передачи, з_{цил.пер.} = 0,97;

;

кВт;

Требуемая частота вращения вала исполнительного механизма

где

D_б - диаметр барабана, D = 0,35мм

 об/мин.

По требуемой мощности выбираем асинхронный электродвигатель 200L8 с ближайшей большей стандартной мощностью P_э = 22 кВт, синхронной частотой вращения n_с = 750 об/мин, скольжением S =2,7%, диаметром вала двигателя d_в=60мм

Определяем общее передаточное отношение редуктора и отдельных его ступеней.

Принимаем передаточное число быстроходной передачи редуктора u_б = 3,15 (по ГОСТ 2185 - 66), тихоходной передачи - u_т = 4,5. Имеем фактическое передаточное число привода u_ф = 14,175

Скорости вращения валов.

Частота вращения быстроходного вала

об/мин

Частота вращения промежуточного вала:

об/мин.

Частота вращения промежуточного вала:

об/мин.

Мощности, передаваемые валами:

кВт;

кВт;

кВт;

Крутящие моменты, передаваемые валами привода:

;

;

.

2. Расчет цилиндрической зубчатой передачи (тихоходная ступень)

2.1 Выбор материалов зубчатых колес

Материал заготовки шестерни - Сталь 40Х.

Термическая обработка - улучшение+закалка (ТВЧ).

Твердость поверхности зуба -45-50 HRC.

Предел прочности

Число циклов нагружения

Материал заготовки колеса - Сталь 40X.

Термическая обработка - улучшение.

Твердость поверхности зуба - 269 - 302 HB.

Предел прочности

Число циклов нагружения

2.2 Расчет допускаемых контактных напряжений.

где

у _{H limb} - предел контактной выносливости при базовом числе циклов;

[S_H] - коэффициент безопасности, [S_H] = 1,1 - для колеса, [SH]=1,2 - для шестерни;

K_HL - коэффициент долговечности.

Для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев менее HB 350 и термической обработкой улучшением .

Для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев менее HRC 60 и термической обработкой улучшением .

Значение коэффициента долговечности определяется по формуле

где

N_HO - базовое число циклов перемен напряжений;

N_HE - эквивалентное число циклов перемен напряжений.

m - для колеса - 6, для шестерни - 9.

где

М_Н - коэффициент приведения переменного режима нагружения передачи, для среднего режима работы М_Н = 0,25;

N_нф - количество циклов нагружения за весь срок службы;

где

L_г - срок службы в годах, L_г = 8;

k_г - коэффициент использования в течение года, k_г = 0,5;

k_с - коэффициент использования в течение суток, k_с = 0,9;

ПВ - относительная продолжительность включения, ПВ = 15%;

n - частота вращения.

Для шестерни:

;

;

;

МПа.

Для колеса

;

;

;

МПа.

Для косозубых колес контактные напряжения:

Расчетное контактное напряжение:

Требуемое условие выполнено.

зубчатый редуктор косозубая передача

2.3 Расчет допускаемых напряжений изгиба.

где

_{F limb} предел выносливости зубьев при изгибе;

[S_F] коэффициент безопасности при изгибе, [S_F] = 1,7;

K_FC коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки, K_FC = 1,0;

K_FL коэффициент долговечности при изгибе.

, принимаем .

Значение коэффициента долговечности при изгибе определяется по формуле

где

N_FO - базовое число циклов перемен напряжений;

N_FE - эквивалентное число циклов перемен напряжений.

;

где

М_F - коэффициент приведения переменного режима нагружения передачи, для среднего режима работы М_F2 = 0,14, М_F1 = 0,4.

N_НФ - количество циклов нагружения за весь срок службы;

m - показатель степени кривой усталости, m₁ = 6, m₂=9.

Для шестерни

;

, значит принимаем K_FL1 = 1;

МПа.

Для колеса

;

; значит принимаем K_FL1 = 1

МПа.

2.4 Проектный расчет передачи

Межосевое расстояние определяем из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев по формуле:

где

K_a - коэффициент вида передачи, для косозубых колес K_a = 450;

K_H - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, K_H = 1,2;

ш_ba - коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию, принимаем ш_ba = 0,4;

Расчетное межосевое расстояние:

мм.

Принимаем значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185 - 66 a_w = 250 мм.

Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации:

мм;

принимаем по ГОСТ 9563 - 60 m_n = 5 мм, учитывая, что применение модуля меньше 2 мм для силовых передач не рекомендуется.

Суммарное число зубьев предварительно определим по формуле:

где

где в - начальный делительный угол наклона зубьев, для косозубых передач в = 12°.

.

Определим числа зубьев шестерни и колеса и фактическое передаточное число:

.

.

.

Определим делительный угол наклона зуба:

Основные параметры шестерни и колеса:

Ширина колеса: мм.

Ширина шестерни: мм.

Диаметры делительные:

мм;

мм.

Проверка

мм.

Диаметры вершин зубьев:

мм;

мм.

Диаметры впадин зубьев:

мм;

мм.

Коэффициенты смещения шестерни и колеса: x₁=0, x₂=0.

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

.

Окружная скорость в зацеплении:

м/с.

При такой скорости для косозубых колес следует принять 8-ю степень точности.

2.5 Проверочный расчет передачи

2.5.1 Проверка на выносливость по контактным напряжениям.

где

K_a - коэффициент вида передачи, для закрытой цилиндрической косозубой передачи K_a = 8400;

K_H - коэффициент нагрузки.

где

K_Hв - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине колеса,

K_Hб - коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями,

K_Hн - динамический коэффициент.

где

А=0,15,

выбирается с учетом

- выбирается с учетом степени точности

Расчетные контактные напряжения:

МПа.

Допускается перегрузка по контактным напряжениям не более 5%, рекомендуемая недогрузка до 15%. Расчет перегрузки или недогрузки выполним по формуле:

Недогруз составляет 4,07% < 15%.

2.5.2 Проверка на выносливость по напряжениям изгиба

Проверочный расчет на выносливость при изгибе выполняется по формулам:

,

, где

K_F - коэффициент нагрузки при изгибе;

Y коэффициент, учитывающий влияние угла наклона зуба на его прочность;

Y_F коэффициент формы зуба.

где

Z_v1 - эквивалентное число зубьев,

,

;

.

где

Коэффициент нагрузки при изгибе:

.

Коэффициенты, входящие в эту формулу, имеют такой же физический смысл, что и коэффициенты в формуле для К_Н.

Расчетные напряжения изгиба:

МПа,

МПа.

В обоих случаях наблюдаем недогрузку. Допускается перегрузка по напряжениям изгиба не более 5% , недогрузка не регламентируется.

2.5.3 Определение сил в зацеплении

Окружная сила:

Н;

Радиальная сила

Н;

Осевая сила

Н

3. Расчет цилиндрической зубчатой передачи (быстроходная ступень)

3.1 Выбор материалов зубчатых колес

Материал заготовки шестерни - Сталь 45.

Термическая обработка - нормализация.

Твердость поверхности зуба - 179 - 207 HB.

Предел прочности

Число циклов нагружения

Материал заготовки колеса - Сталь 35.

Термическая обработка - улучшение.

Твердость поверхности зуба - 163 -192 HB.

Предел прочности

Число циклов нагружения

3.2 Расчет допускаемых контактных напряжений

где

у _{H limb} - предел контактной выносливости при базовом числе циклов;

[S_H] - коэффициент безопасности, [S_H] = 1,1;

K_HL - коэффициент долговечности.

Для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев менее HB 350 и термической обработкой улучшением

.

Значение коэффициента долговечности определяется по формуле

где

N_HO - базовое число циклов перемен напряжений;

N_HE - эквивалентное число циклов перемен напряжений.

где

М_Н - коэффициент приведения переменного режима нагружения передачи, для среднего режима работы М_Н = 0,25;

N_нф - количество циклов нагружения за весь срок службы;

где

L_г - срок службы в годах, L_г = 8;

k_г - коэффициент использования в течение года, k_г = 0,5;

k_с - коэффициент использования в течение суток, k_с = 0,9;

ПВ - относительная продолжительность включения, ПВ = 15%;

n - частота вращения.

Для шестерни:

;

;

, значит принимаем K_HL1 = 1;

МПа.

Для колеса

;

;

, значит принимаем K_HL2 = 1;

МПа.

Для косозубых колес контактные напряжения:

Расчетное контактное напряжение:

Требуемое условие выполнено.

3.3 Расчет допускаемых напряжений изгиба

где

_{F limb} предел выносливости зубьев при изгибе;

[S_F] коэффициент безопасности при изгибе, [S_F] = 1,7;

K_FC коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки, K_FC = 1,0;

K_FL коэффициент долговечности при изгибе.

Значение коэффициента долговечности при изгибе определяется по формуле

где

N_FO - базовое число циклов перемен напряжений;

N_FE - эквивалентное число циклов перемен напряжений.

;

где

М_F - коэффициент приведения переменного режима нагружения передачи, для легкого режима работы М_ц = 0,6;

N_НФ - количество циклов нагружения за весь срок службы;

m - показатель степени кривой усталости, m = 6.

Для шестерни

;

, значит принимаем K_FL1 = 1;

МПа.

Для колеса

;

, значит принимаем K_FL2 = 1;

МПа.

3.4 Проектный расчет передачи

Так как механизм соосный, то принимаем межосевое расстояние

Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации:

мм;

принимаем по ГОСТ 9563 - 60 m_n = 2,5 мм, учитывая, что применение модуля меньше 2 мм для силовых передач не рекомендуется.

Суммарное число зубьев предварительно определим по формуле:

где

где в - начальный делительный угол наклона зубьев, для косозубых передач в = 12°.

.

Определим числа зубьев шестерни и колеса и фактическое передаточное число:

.

.

.

Определим делительный угол наклона зуба:

Основные параметры шестерни и колеса:

Ширина колеса

мм.

Ширина шестерни

мм.

Диаметры делительные

мм;

мм.

Проверка

мм.

Диаметры вершин зубьев

мм;

мм.

Диаметры впадин зубьев:

мм;

мм.

Коэффициенты смещения шестерни и колеса: x₁=0, x₂=0.

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

.

Окружная скорость в зацеплении:

м/с.

При такой скорости для косозубых колес следует принять 8-ю степень точности.

3.5 Проверочный расчет передачи

3.5.1 Проверка на выносливость по контактным напряжениям

Контактные напряжения определим по формуле:

где

K_a - коэффициент вида передачи, для закрытой цилиндрической косозубой передачи K_a = 8400;

K_H - коэффициент нагрузки.

где

K_Hв - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине колеса,

K_Hб - коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями,

K_Hн - динамический коэффициент.

где

А=0,15,

выбирается с учетом

- выбирается с учетом степени точности

Расчетные контактные напряжения:

МПа.

Допускается перегрузка по контактным напряжениям не более 5%, рекомендуемая недогрузка до 15%. Расчет перегрузки или недогрузки выполним по формуле:

Недогруз составляет 2,89% <15%.

3.5.2 Проверка на выносливость по напряжениям изгиба

Проверочный расчет на выносливость при изгибе выполняется по формулам:

, где

K_F - коэффициент нагрузки при изгибе;

Y коэффициент, учитывающий влияние угла наклона зуба на его прочность;

Y_F коэффициент формы зуба.

где

Z_v1 - эквивалентное число зубьев,

;

.

где

Коэффициент нагрузки при изгибе:

.

Коэффициенты, входящие в эту формулу, имеют такой же физический смысл, что и коэффициенты в формуле для К_Н.

Расчетные напряжения изгиба:

МПа,

МПа.

В обоих случаях наблюдаем недогрузку. Допускается перегрузка по напряжениям изгиба не более 5% , недогрузка не регламентируется.

3.5.3 Определение сил в зацеплении.

Окружная сила:

Н;

Радиальная сила

Н;

Осевая сила

Н.

4. Предварительный расчет валов

Предварительный расчет проводим на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

4.1 Проектирование быстроходного вала

Диаметр входного конца при допускаемом напряжении [_k] = 20 МПа определяем по формуле:

мм.

Примем: d_в1 = d₁ = 48 мм (по стандартному ряду).

Выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую T_n=10000Нм (D=220мм, L=210мм)

4.2 Проектирование промежуточного вала

Диаметр вала при допускаемом напряжении [_k] = 20 МПа определяем по формуле:

мм.

Принимаем d_в2=60мм

4.2 Проектирование тихоходного вала

Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении [_k] =20 МПа определяем по формуле:

мм.

Полученное значение округляем до ближайшего числа из ряда нормальных линейных размеров. Принимаем d_в3 = 95 мм.

5. Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщина стенки корпуса редуктора определяется по формуле:

мм.

Должно быть д ? 8, поэтому принимаем д = 10 мм.

Диаметр фундаментного болта равен:

мм.

Полученное значение округлим до ближайшего большего диаметра из ряда метрических резьб (табл.4).

Таблица 4. Размеры элементов корпуса редуктора.

Параметр	Диаметр болта
	М8	М10	М12	М16	М20	М24	М30
aj	13	15	18	21	25	28	35
bj	24	28	33	40	48	55	68
d0	9	11	13	17	22	26	32
D0	17	20	25	30	38	45	56

Принимаем: dб1 = 24 мм.

Диаметры болтов крепления крышки корпуса к основанию:

у подшипников:

dб2 = 1,75·dб1 = 18 мм;

на фланцах:

dб3= 0,55·dб1 = 13,2 мм.

Полученные значения округлим до ближайших из ряда метрических резьб.

Принимаем: dб2 = 20 мм, dб3 = 16 мм.

В этой же таблице даны диаметры отверстий d0 и диаметры зенковок или бобышек D0 для соответствующих болтов.

Расстояние от внутренней стенки корпуса до края лапы L1 = 3 + д + b1 и до оси фундаментного болта P1 = 3 + д + a1, где a1 и b1 определяются по табл.4 в зависимости от диаметра болта.

L1 = 3 + 8 + 55 = 66 мм; P1 = 3 + 8 + 28 = 39 мм.

Ширина фланцев у подшипников L2 = 3 + д + t + b2, где t = 4 мм - высота бобышки.

L2 = 3 + 8 + 4 + 51 = 66 мм.

Расстояние от внутренней стенки корпуса до оси болта с диаметром dб2:

P₂ = 3 + д + a2 = 3 + 8 + 28 = 39 мм.

Ширина боковых фланцев

L3 = 3 + д + b3 = 3 + 8 + 43 = 54 мм.

Расстояние от внутренней стенки корпуса до оси болта с диаметром dб3:

P₃ = 3 + д +a3 = 3 + 8 + 24 = 35 мм.

Между подшипниками валов устанавливаем один болт, размещая его посредине между расточками в корпусе для подшипни ков.

Толщина верхнего фланца корпуса: h2 = 1,5·д = 1,5·8 = 12 мм.

Толщина лапы: h1 = 2,5·д = 2,5·8 = 20 мм.

Толщина ребра жесткости: С = д = 8 мм.

6. Проверка долговечности подшипников

6.1 Быстроходный вал

Исходные данные:

Расчет подшипника выполняем для наиболее нагруженной опоры.

Подшипник № 46312 - радиально-упорный однорядный шарикоподшипник средней серии.

Размеры подшипника: d = 60 мм, D = 130 мм, B = 31 мм.

Динамическая грузоподъёмность C = 100 кН.

Статическая грузоподъёмность C₀ = 65,3 кН.

Опорные реакции F_rC=3,92кН, F_rD=1,74 кН.

Осевая нагрузка F_а=0,93 кН.

Расчет:

Параметры осевого нагружения.

Для каждого подшипника определим e по формуле

С учетом того, что должно выполняться условие , принимаем e_D=0,3

Осевые составляющие от радиальных нагрузок

При нагружении шарикового радиально-упорного подшипника радиальной нагрузкой возникают осевые составляющие

Внешние силы, действующие на подшипники

F_aD)

F_aC)

Коэффициенты нагрузки

, следовательно X = 0,46,

, следовательно X = 0,46,

Эквивалентная динамическая нагрузка:

где

X - коэффициент радиальной нагрузки;

Y - коэффициент осевой нагрузки;

радиальная нагрузка;

осевая нагрузка;

V = 1 (вращается внутренней кольцо);

коэффициент безопасности K_б = 1,3;

температурный коэффициент K_T = 1 при температуре подшипникового узла

T <105.

кН.

кН

Долговечность подшипника при максимальной нагрузке:

где

m = 3 - показатель степени кривой усталости для шарикоподшипников.

Если задан типовой режим нагружения, то эквивалентная долговечность подшипника:

где

м_h - коэффициент эквивалентности, определяемый в зависимости от типового режима нагружения, м_h = 0,5.

6.2 Промежуточный вал

Исходные данные:

Расчет подшипника выполняем для наиболее нагруженной опоры.

Подшипник № 46312 - радиально-упорный однорядный шарикоподшипник легкой серии.

Размеры подшипника: d = 60 мм, D = 130 мм, B = 31 мм.

Динамическая грузоподъёмность C = 100 кН.

Статическая грузоподъёмность C₀ = 65,3 кН.

Опорные реакции F_rA=13,77кН, F_rB=3,65 кН.

Осевая нагрузка F_а=2,52 кН.

Расчет:

Параметры осевого нагружения.

Для каждого подшипника определим e по формуле

Осевые составляющие от радиальных нагрузок

При нагружении шарикового радиально-упорного подшипника радиальной нагрузкой возникают осевые составляющие

Внешние силы, действующие на подшипники

F_aB)

F_aA)

Коэффициенты нагрузки

, следовательно X = 1, Y=0

, следовательно X = 0,46,

Эквивалентная динамическая нагрузка:

где

X - коэффициент радиальной нагрузки;

Y - коэффициент осевой нагрузки;

радиальная нагрузка;

осевая нагрузка;

V = 1 (вращается внутренней кольцо);

коэффициент безопасности K_б = 1,3;

температурный коэффициент K_T = 1 при температуре подшипникового узла

T <105.

кН.

кН

Долговечность подшипника при максимальной нагрузке:

где

m = 3 - показатель степени кривой усталости для шарикоподшипников.

Если задан типовой режим нагружения, то эквивалентная долговечность подшипника:

где

м_h - коэффициент эквивалентности, определяемый в зависимости от типового режима нагружения, м_h = 0,5.

6.3 Тихоходный вал

Исходные данные:

Расчет подшипника выполняем для наиболее нагруженной опоры.

Подшипник № 46220 - радиально-упорный однорядный шарикоподшипник легкой серии.

Размеры подшипника: d = 100 мм, D = 180 мм, B =34 мм.

Динамическая грузоподъёмность C = 148 кН.

Статическая грузоподъёмность C₀ = 107 кН.

Опорные реакции F_rE=24,98 кН, F_rF=3,63 кН.

Осевая нагрузка F_а=3,44 кН.

Расчет:

Параметры осевого нагружения.

Для каждого подшипника определим e по формуле

Осевые составляющие от радиальных нагрузок

При нагружении шарикового радиально-упорного подшипника радиальной нагрузкой возникают осевые составляющие

Внешние силы, действующие на подшипники

F_aF)

F_aE)

Коэффициенты нагрузки

, следовательно X = 0,46,

, следовательно X = 1, Y=0

Эквивалентная динамическая нагрузка:

где

X - коэффициент радиальной нагрузки;

Y - коэффициент осевой нагрузки;

радиальная нагрузка;

осевая нагрузка;

V = 1 (вращается внутренней кольцо);

коэффициент безопасности K_б = 1,3;

температурный коэффициент K_T = 1 при температуре подшипникового узла

T <105.

кН.

кН

Долговечность подшипника при максимальной нагрузке:

где

m = 3 - показатель степени кривой усталости для шарикоподшипников.

Если задан типовой режим нагружения, то эквивалентная долговечность подшипника:

где

м_h - коэффициент эквивалентности, определяемый в зависимости от типового режима нагружения, м_h = 0,5.

Вывод: все подшипники подходят по долговечности.

7. Проверка прочности шпоночных соединений

Шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок по ГОСТ 23360 - 78.

Расчет выполняется на смятие по формуле

где

T - крутящий момент на участке вала со шпоночным пазом;

h - высота шпонки;

t₁ - глубина паза на валу;

l - длина шпонки;

b - ширина шпонки;

[] - допускаемое напряжение смятия, [] = 120 МПа.

7.1 Быстроходный вал

d = 48 мм; b x h = 19 x 9 мм; t₁ = 5,5 мм; длина шпонки l = 90 мм; момент на ведущем валу T_I = 287,9 Н·м.

.

7.2 Промежуточный вал

Шпонки под зубчатые колеса: d = 65 мм, Т_II = 871,15 Н·м.

Выбираем шпонку b x h = 20 x 12; t₁ = 7,5 мм; длина шпонки l = 80 мм.

МПа;

7.3 Тихоходный вал

Шпонка под зубчатое колесо: : d = 108 мм; Т_III = 3763 Н·м.

Выбираем шпонку b x h = 28 x 16; t₁ = 6,4 мм; длина шпонки l = 125 мм.

МПа.

Шпонка под муфту d = 95 мм, Т_III = 3763 Н·м.

Выбираем шпонку b x h = 28 x 16; t₁ = 10 мм; длина шпонки l = 150 мм.

МПа

8. Уточненный расчет быстроходного вала

Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения - по нулевому (пульсирующему).

Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности s для опасных сечений и сравнении их с требуемыми (допускаемыми) значениями [s]. Прочность соблюдена при s ? [s].

Будем производить расчет для сечений 1-1 и 2-2 вала.

Материал вала - сталь 45, термическая обработка - нормализация.

В нашем случае среднее значение предела прочности материала вала у_в = 600 МПа.

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба:

МПа.

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений:

МПа.

Расчет сечения 1-1.

Моменты и силы в опасном сечении:

Суммарный изгибающий момент:

где

M_Г - изгибающий момент в горизонтальной плоскости, M_Г = 0 Нм;

M_B - изгибающий момент в вертикальной плоскости, M_B = 96,3 Нм.

Нм.

Осевая сила F_a = 0,93 кН

Крутящий момент Т=287,90 Нм

Геометрические характеристики опасного сечения

Площадь поперечного сечения:

мм²

Осевой момент сопротивления:

мм³.

Полярный момент сопротивления:

мм³.

Суммарный коэффициент запаса прочности:

Определяем по формуле:

где

S_у - коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;

S_ф - коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям.

Значения S_у и S_ф определяют по формулам:

;

где

и - пределы выносливости материала при симметричном цикле изгиба и кручения;

и - амплитуды напряжений цикла;

и - средние напряжения цикла;

и - коэффициенты перехода от пределов выносливости образца к пределам выносливости детали;

и - коэффициенты чувствительности к асимметрии цикла.

;

.

Амплитуда нормальных напряжений цикла:

МПа.

Среднее напряжение

 МПа.

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

МПа.

Коэффициенты:

; , где

и - эффективные коэффициенты концентрации напряжений;

и - коэффициенты влияния размера поперечного сечения вала;

Для посадки с натягом подшипника на вал

K_F - коэффициент влияния шероховатости поверхности, определяется в зависимости от Ra; Ra = 0,8 мкм; K_F = 1,2:

K_V - коэффициент влияния упрочнения; при отсутствии упрочнения поверхности рассчитываемого участка вала принимают K_V =1.

.;

.

.

s > [s] = 2.

Расчет сечения 2-2.

Моменты и силы в опасном сечении:

Суммарный изгибающий момент

где

M_Г - изгибающий момент в горизонтальной плоскости, M_Г = 94 Нм;

M_B - изгибающий момент в вертикальной плоскости, M_B = 130,2 Нм.

Нм.

Осевая сила F_a = 0,93 кН

Крутящий момент Т=287,90 Нм

Геометрические характеристики опасного сечения:

Площадь поперечного сечения:

мм²

Осевой момент сопротивления:

мм³.

Полярный момент сопротивления:

мм³.

Суммарный коэффициент запаса прочности:

Определяем по формуле

,

где

S_у - коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;

S_ф - коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям.

Значения S_у и S_ф определяют по формулам:

где

и - пределы выносливости материала при симметричном цикле изгиба и кручения;

и - амплитуды напряжений цикла;

и - средние напряжения цикла;

и - коэффициенты перехода от пределов выносливости образца к пределам выносливости детали;

и - коэффициенты чувствительности к асимметрии цикла.

;

.

Амплитуда нормальных напряжений цикла:

МПа.

Среднее напряжение

МПа.

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

МПа.

Коэффициенты:

;

,

где

и - эффективные коэффициенты концентрации напряжений;

= 2,05; =1,65;

и - коэффициенты влияния размера поперечного сечения вала;

;

.

K_F - коэффициент влияния шероховатости поверхности, определяется в зависимости от Ra; Ra = 3,2 мкм; K_F = 1,33:

K_V - коэффициент влияния упрочнения; при отсутствии упрочнения поверхности рассчитываемого участка вала принимают K_V =1.

.

.

.

s > [s] = 2.

9. Уточненный расчет промежуточного вала

Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения - по нулевому (пульсирующему).

Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности s для опасных сечений и сравнении их с требуемыми (допускаемыми) значениями [s]. Прочность соблюдена при s ? [s].

Будем производить расчет для сечений 3-3 и 4-4 вала.

Материал вала - сталь 45, термическая обработка - улучшение.

В нашем случае среднее значение предела прочности материала вала у_в = 890 МПа.

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба:

МПа.

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений:

МПа.

Расчет сечения 3-3.

Моменты и силы в опасном сечении:

Суммарный изгибающий момент:

где

M_Г - изгибающий момент в горизонтальной плоскости, M_Г = 800,07 Нм;

M_B - изгибающий момент в вертикальной плоскости, M_B = 1544,88 Нм.

Нм.

Осевая сила F_a = 2,52 кН

Крутящий момент Т=871,15 Нм

Геометрические характеристики опасного сечения:

Площадь поперечного сечения:

мм²

Осевой момент сопротивления:

мм³.

Полярный момент сопротивления:

мм³.

Суммарный коэффициент запаса прочности:

Определяем по формуле:

где

S_у - коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;

S_ф - коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям.

Значения S_у и S_ф определяют по формулам:

где

и - пределы выносливости материала при симметричном цикле изгиба и кручения;

и - амплитуды напряжений цикла;

и - средние напряжения цикла;

и - коэффициенты перехода от пределов выносливости образца к пределам выносливости детали;

и - коэффициенты чувствительности к асимметрии цикла.

;

.

Амплитуда нормальных напряжений цикла:

МПа.

Среднее напряжение

 МПа.

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

МПа.

Коэффициенты:

; ,

где

и - эффективные коэффициенты концентрации напряжений;

= 2,05; =1,65;

и - коэффициенты влияния размера поперечного сечения вала;

.

K_F - коэффициент влияния шероховатости поверхности, определяется в зависимости от Ra; Ra = 3,2 мкм; K_F = 1,33:

K_V - коэффициент влияния упрочнения; при отсутствии упрочнения поверхности рассчитываемого участка вала принимают K_V =1.

;

.

;

.

.

s > [s] = 2.

Расчет сечения 4-4.

Моменты и силы в опасном сечении:

Суммарный изгибающий момент:

,

где

M_Г - изгибающий момент в горизонтальной плоскости, M_Г = 400,4 Нм;

M_B - изгибающий момент в вертикальной плоскости, M_B = 109,65 Нм.

Нм.

Осевая сила F_a = 2,52 кН

Крутящий момент Т=871,15 Нм

Геометрические характеристики опасного сечения:

Площадь поперечного сечения:

мм².

Осевой момент сопротивления:

мм³.

Полярный момент сопротивления:

см³.

где b - ширина; t₁ - глубина шпоночного паза на валу.

Суммарный коэффициент запаса прочности:

Определяем по формуле:

где

S_у - коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;

S_ф - коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям.

Значения S_у и S_ф определяют по формулам:

;

где

и - пределы выносливости материала при симметричном цикле изгиба и кручения;

и - амплитуды напряжений цикла;

и - средние напряжения цикла;

и - коэффициенты перехода от пределов выносливости образца к пределам выносливости детали;

и - коэффициенты чувствительности к асимметрии цикла.

;

.

Амплитуда нормальных напряжений цикла:

МПа.

Среднее напряжение

МПа.

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

 МПа.

Коэффициенты:

;

где

и - эффективные коэффициенты концентрации напряжений;

и - коэффициенты влияния размера поперечного сечения вала;

для посадки с натягом ступицы на вал

для шпоночного соединения

,

.

,

Для расчета выбираем посадку с натягом ступицы на вал.

K_F - коэффициент влияния шероховатости поверхности, определяется в зависимости от Ra; Ra = 3,2 мкм; K_F = 1,33:

K_V - коэффициент влияния упрочнения; при отсутствии упрочнения поверхности рассчитываемого участка вала принимают K_V =1.

.

.

.

s > [s] = 2.

10. Уточненный расчет тихоходного вала

Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения - по нулевому (пульсирующему).

Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности s для опасных сечений и сравнении их с требуемыми (допускаемыми) значениями [s]. Прочность соблюдена при s ? [s].

Будем производить расчет для сечений 5-5 и 6-6.

Материал вала - сталь 45, термическая обработка - улучшение.

В нашем случае среднее значение предела прочности материала вала у_в = 890 МПа.

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба:

МПа.

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений:

МПа.

Расчет сечения 5-5.

Моменты и силы в опасном сечении:

Суммарный изгибающий момент

где

M_Г - изгибающий момент в горизонтальной плоскости, M_Г = 0 Нм;

M_B - изгибающий момент в вертикальной плоскости, M_B = 1399,3 Нм.

Нм.

Осевая сила F_a = 3,44 кН

Крутящий момент Т=3763 Нм

Геометрические характеристики опасного сечения:

Площадь поперечного сечения:

мм²

Осевой момент сопротивления:

мм³.

Полярный момент сопротивления:

мм³.

Суммарный коэффициент запаса прочности:

Определяем по формуле:

где

S_у - коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;

S_ф - коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям.

Значения S_у и S_ф определяют по формулам:

где

и - пределы выносливости материала при симметричном цикле изгиба и кручения;

и - амплитуды напряжений цикла;

и - средние напряжения цикла;

и - коэффициенты перехода от пределов выносливости образца к пределам выносливости детали;

и - коэффициенты чувствительности к асимметрии цикла.

;

.

Амплитуда нормальных напряжений цикла:

МПа.

Среднее напряжение

МПа.

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

МПа.

Коэффициенты:

; , где

и - эффективные коэффициенты концентрации напряжений;

и - коэффициенты влияния размера поперечного сечения вала;

Для посадки с натягом подшипника на вал

K_F - коэффициент влияния шероховатости поверхности, определяется в зависимости от Ra; Ra = 0,8 мкм; K_F = 1,2:

K_V - коэффициент влияния упрочнения; при отсутствии упрочнения поверхности рассчитываемого участка вала принимают K_V =1.

.

.

s > [s] = 2.

Расчет сечения 6-6.

Моменты и силы в опасном сечении:

Суммарный изгибающий момент

,

где

M_Г - изгибающий момент в горизонтальной плоскости, M_Г = 774,9 Нм;

M_B - изгибающий момент в вертикальной плоскости, M_B = 443,5 Нм.

Нм.

Осевая сила F_a = 3,44 кН

Крутящий момент Т=3763 Нм

Геометрические характеристики опасного сечения:

Площадь поперечного сечения:

мм².

Осевой момент сопротивления:

мм³.

Полярный момент сопротивления:

см³.

где b - ширина; t₁ - глубина шпоночного паза на валу.

Суммарный коэффициент запаса прочности:

Определяем по формуле:

,

где

S_у - коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;

S_ф - коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям.

Значения S_у и S_ф определяют по формулам:

;

где

и - пределы выносливости материала при симметричном цикле изгиба и кручения;

и - амплитуды напряжений цикла;

и - средние напряжения цикла;

и - коэффициенты перехода от пределов выносливости образца к пределам выносливости детали;

и - коэффициенты чувствительности к асимметрии цикла.

;

.

Амплитуда нормальных напряжений цикла:

МПа.

Среднее напряжение

МПа.

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

МПа.

Коэффициенты:

,

где

и - эффективные коэффициенты концентрации напряжений;

и - коэффициенты влияния размера поперечного сечения вала;

для посадки с натягом ступицы на вал

для шпоночного соединения

,

.

Для расчета выбираем посадку с натягом ступицы на вал.

K_F - коэффициент влияния шероховатости поверхности, определяется в зависимости от Ra; Ra = 3,2 мкм; K_F = 1,33:

K_V - коэффициент влияния упрочнения; при отсутствии упрочнения поверхности рассчитываемого участка вала принимают K_V =1.

.

.

.

s > [s] = 2.

11. Смазка редуктора

В цилиндрических редукторах наиболее простой и распространенный способ смазки элементов передач - погружение их в масло, залитое в нижнюю часть корпуса (так называемое картерное смазывание). Он оправдывает себя для зубчатых передач при окружных скоростях до 12 м/с. При большей скорости масло сбрасывается центробежной силой. Глубина погружения цилиндрического колеса в масло должна составлять не менее 10 мм.

Объем масляной ванны V определяем из расчета 0,25 дм³ масла на 1 кВт передаваемой мощности:

V = 0,25·22 = 1,45 дм³.

Устанавливаем вязкость масла.

При контактных напряжениях _Н = 350 МПа и скорости v = 4,59 м/с для быстроходной ступени рекомендуемая вязкость масла должна быть равна 28·10^-6 м²/с. При контактных напряжениях _Н = 680 МПа и скорости v = 1,11 м/с для тихоходной ступени рекомендуемая вязкость масла должна быть равна 60·10^-6 м²/с. Среднее значение вязкости 44·10^-6 м²/с. Принимаем масло индустриальное И-40 А (по ГОСТ 17479.4 - 87).

Уровень масла, находящегося в корпусе редуктора, контролируют с помощью маслоуказателя. При работе передач масло постепенно загрязняется продуктами износа деталей передач. Для слива масла служит отверстие у дна корпуса, закрываемое резьбовой пробкой с цилиндрической или конической резьбой.

Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом УТ-1, периодически пополняем его шприцем через пресс-масленки.

12. Сборка редуктора

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

Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная со сборки валов:

на ведущий вал насаживают маслоотражающие кольца и шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80 - 100 С. Так как ведущий вал представляет собой вал-шестерню, шпонку 19*9*90 закладывают только на его выходной конец.

в промежуточный вал закладывают шпонки 20*12*80 и напрессовывают зубчатые колеса до упора в бурты вала, затем надевают распорные втулки и напрессовывают нагретые в масле подшипники.

в ведомый вал закладывают шпонку 28*16*125 и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала, затем надевают распорную втулку и напрессовывают нагретые в масле подшипники. На выходной конец вала закладывают шпонку 28*16*150.

Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.

Далее в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку, на валы ставят крышки подшипниковых узлов с комплектом металлических прокладок для регулировки. Перед установкой крышек в сквозные отверстия вставляют манжетные уплотнения, пропитанные горячим маслом.

Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки). Крышки закрепляют болтами. Ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой. Устанавливают маслоуказатель. Заливают в корпус масло и закрывают смотровой люк крышкой с прокладкой из технического картона, закрепляют крышку болтами.

Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.

Заключение

Спроектирован двухступенчатый зубчатый цилиндрический редуктор с раздвоенной косозубой быстроходной передачей и прямозубой тихоходной.

Его техническая характеристика:

крутящий момент на тихоходном валу - 3763 Н*м;

частота вращения ведомого вала - 51 об/мин;

передача нереверсивная, допускается легкий режим работы.

Для смазывания зубчатой передачи предусмотрено применение масла И-40 А (ГОСТ 17479.4-87).

Проект выполнен в соответствии с заданием.

Библиографический список

1. Расчет зубчатых цилиндрических передач: Методические указания по курсу “Детали машин и основы конструирования”. Баранов Г.Л., Песин Ю.В. Екатеринбург, 2005.

2. “Детали машин”: Методические указания по выполнению курсового проекта. Казанский Г. И. Свердловск, 1991.

3. ”Курсовое проектирование деталей машин”: под редакцией В.Н. Кудрявцева. Ленинград, 1984.

4. ”Курсовое проектирование деталей машин”: Чернавский, Боков, Исткович. Москва: Машиностроение 1988.

Размещено на Allbest