Проект привода с цилиндрическим зубчатым редуктором

Проектировочный и энерго-кинематический расчёт быстроходной и тихоходной цилиндрической передачи, выбор материалов. Проверочный расчёт по напряжениям изгиба и на статическую прочность. Расчёт элементов корпуса, валов, шпоночных соединений, подшипников.

Рубрика Производство и технологии
Вид курсовая работа
Язык русский
Дата добавления 07.12.2014
Размер файла 4,9 M

Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже

Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.

Размещено на http://www.allbest.ru/

СОДЕРЖАНИЕ

Задание

1. Энерго-кинематический расчёт

2. Расчёт быстроходной цилиндрической передачи

2.1 Выбор материалов

2.2 Проектировочный расчёт передачи

2.3 Геометрические размеры передачи

2.4 Проверочный расчёт по контактным напряжениям

2.5 Силы в зацеплении

2.6 Проверочный расчёт по напряжениям изгиба

2.7 Проверочный расчёт на статическую прочность10

3. Расчёт тихоходной цилиндрической передачи0

3.1 Выбор материалов

3.2 Проектировочный расчёт передачи

3.3 Геометрические размеры передачи

3.4 Проверочный расчёт по контактным напряжениям

3.5 Силы в зацеплении

3.6 Проверочный расчёт по напряжениям изгиба

3.7 Проверочный расчёт на статическую прочность

4. Расчёт открытой цилиндрической передачи

4.1 Выбор материалов

4.2 Проектировочный расчёт передачи

4.3 Геометрические размеры передачи

4.4 Проверочный расчёт по контактным напряжениям

4.5 Силы в зацеплении

4.6 Проверочный расчёт по изгибным напряжениям

4.7 Проверочный расчёт на статическую прочность

5. Расчёт элементов корпуса

6. Выбор и расчёт подшипников

6.1 Реакции опор в вертикальной плоскости

6.2 Расчёт реакций опор и изгибающих моментов промежуточного вала

6.3 Расчёт тихоходного вала

6.4 Расчёт подшипников быстроходного вала

6.5 Расчёт подшипников промежуточного вала

7. Уточнённый расчёт валов

8. Расчёт шпоночных соединений

9. Выбор масла

10. Выбор муфт

Список использованной литературы

ЗАДАНИЕ

Спроектировать привод

Рдв = 7,5 кВт, Uпр = 30, пдв = 1500 мин-1

Рисунок 1 - Схема привода: 1 - электродвигатель, 2 - муфта, 3 - редуктор соосный, 4 - открытая цилиндрическая передача

1. ЭНЕРГО-КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЁТ

Находим КПД привода, учитывая, что:

цил - КПД закрытой цилиндрической передачи, цил = 0,96;

от - КПД открытой цилиндрической передачи, цил = 0,95;

м - КПД муфты, м = 0,98;

п - КПД пары подшипников, п = 0,99.

пр = м цил2п3 = 0,98 · 0,95· 0,962 · 0,993 = 0,8852

Значения к.п.д. для различных типов передач и подшипников приведены в табл. 1.

Таблица 1

Tипы передач и подшипников

к.п.д.

Закрытые передачи

Открытые передачи

Цилиндрическая зубчатая передача

0,97…….0,98

0,94…0,96

Открытая цилиндрическая зубчатая передача

0,95….0,97

0,93…0,95

Одна пара подшипников качения или скольжения

0,985…..0,995

По мощности 7,5 кВт выбираем следующие электродвигатели

1. АИР112М2У3 P=7,5 кВт, n=2895 мин-1

2. АИР132S4У3 P= 7,5 кВт, n=1440 мин-1

3. АИР132M6У3 P= 7,5 кВт, n=960 мин-1

4. АИР160S8У3 P= 7,5 кВт, n=727 мин-1

По условиям задания принимаем двигатель АИР132S4У3 P= 7,5 кВт, n=1440 мин-1

Выбираем электродвигатель трёхфазный асинхронный короткозамкнутый закрытый обдуваемый АИР132М6У3 ТУ 16-525.564-84

АИР - серия;

132 - высота оси центров;

S - установочный размер по длине станины;

4 - число полюсов;

У3 - категория климатического размещения.

Мощность электродвигателя Рдв = 7,5 кВт, число оборотов nдв =1440 мин-1.

Определяем и частоту вращения приводного вала:

Число оборотов электродвигателя

nдв = nIV uбuтих uот

Коэффициент относительной ширины

ближайшее стандартное передаточное число 5

Принимаем uб = 5 - передаточное число быстроходной передачи;

uтих = 4 - передаточное число тихоходной передачи

Передаточное число открытой цилиндрической передачи

Уточняем передаточные числа быстроходной и тихоходной ступеней редуктора

Так как nдв = 1440 мин-1, то

Мощности на валах

РII = Рдв м п = 7,5 · 0,98 · 0,99 = 7,27 (кВт)

РIII = РII цил п =7,27 · 0,96 · 0,99 = 6,91 (кВт)

РIV = РIII цилп = 6,91 · 0,96 · 0,95 = 6,3 (кВт)

Частоты вращения валов

nI = nдв = 1440 мин-1

nII = nI /uб = 1440/5 = 288 мин-1

nIII = nII /uт = 288/4,0 = 72 мин-1

nIV = nIII /uот = 72/1,5 = 48 мин-1

Определяем угловую скорость каждого вала по формуле

Крутящие моменты на валах находим по формуле

(Нм) (Нм)

(Нм) (Нм)

Определяем диаметры валов

Из каталога электродвигателей диаметр dB1 = 38 мм, dB2 = dB1 = 38 мм

Диаметры остальных валов находим по формуле

где:[]K - пониженное допускаемое напряжение при кручении, принимаем []K = 15…25 МПа, тогда

мм, принимаем 50 мм

мм, принимаем 65 мм

Результаты расчётов сводим в таблицу 2

Таблица 2

Результаты энерго-кинематического расчёта привода

Валы

Параметры

n, мин-1

, рад/с

U

P, кВт

T, Нм

d, мм

I

1440

150,72

5

7,5

49,82

38

II

288

30,144

7,27

0,97

241,91

38

III

72

7,53

4

1,5

6,91

0,922

917,66

50

IV

48

5,024

6,3

08852

1253,98

65

2. РАСЧЁТ БЫСТРОХОДНОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ

2.1 Выбор материалов

Для цилиндрических зубчатых колёс целесообразно принимать такие сочетания материалов и термической обработки, для которых твёрдость зубьев шестерни была бы значительно выше твёрдости колеса

Выбираем для шестерни - сталь 40Х, закалка, твёрдость сердцевины 269…302 НВ, твёрдость зубьев 48…53 HRCэ.

Среднее значение твёрдости Н1пов=0,5(48+53)=50,5 HRCэ или 490 НВ. Предел текучести т1 = 750 МП. Для колеса - сталь 50, улучшение, твёрдость зубьев 269…302 НВ. Среднее значение твёрдости Н2пов=0,5(269+302)=285,5, т = 530 МПа.

Таблица 3

Термообработка или химико-термическое упрочнение

Твердость

, Н /

1.

Нормализация, улучшение

HВ ? 350

2НВ+70

2

Объемная закалка

НRС = 38...50

I8HRC+150

3

Поверхностная закалка

HRС = 40...56

I7HRC+200

4

Цементация

НВС = 54...64

23HRC

5

Азотирование

ККС = 55...75

20HRC

При таком выборе материалов и термообработки будет обеспечена приработка зубьев.

Допускаемые контактные напряжения при расчёте на сопротивление усталости

,

где HR - базовый предел контактной выносливости поверхностей зубьев при базе испытаний, МПа;

Для шестерни HR1 = 18 HRCэ +150 = 18 50,5 + 150 =1059 МПа

Для колеса HR2 = HR1 = 2НВ2 + 70 = 2285,5 + 70 = 601 МПа

Коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей, выбираем по табл. 1.2 ZR=1

Коэффициент, учитывающий влияние скорости, выбираем из табл. 1.3 Zv= 1

Находим базу испытаний, зависящую от твёрдости

Для шестерни

NHG1=30HB2,4=30 490 2,4 = 8,58 107

Для колеса

NHG2=30HB2,4=30 285,52,4 = 2,35 107

Оцениваем суммарный ресурс

Lh = 365Кгод24Ксут = 4 365 0,66 24 0,5 = 11563,2 ч

Определяем суммарное число циклов нагружений при числе зацеплений каждого зуба за один оборот, с=1.

Для шестерни

NH1=N1=60cn1Lh = 60 960 11563,2=6,66108

Для колеса

NH2=N2= N1 / u = 6,66108 /5,02 = 1,32 108

Для заданного режима нагружения коэффициент эквивалентности по контактным напряжениям КНБ оценивается по формуле при m = 6 по циклограмме нагрузки

Тогда эквивалентное число циклов нагружений зубьев шестерни

NHE1=NKHE= 6,66 1080,54= 3,59108

колеса

NHE2= NHE1/u = 3,59108 /5,02 = 7,1 107

Так как NHE1 NHG1 и NHE2 NHG2 , то коэффициенты долговечности ZN1,2 = 1

SH - коэффициент безопасности, рекомендуется SH = 1,1 при нормализации, улучшении или объёмной закалке; SH = 1,2 при поверхностной закалке, цементации, азотировании;

Для шестерни МПа

Для колеса МПа

Допускаемые контактные напряжения, используемые в расчёте, находим по формуле

Нр = 0,45(Н1 + Н2) = 0,45(962,73+583)=695,58 1,25Н2 = 1,25583=729

Допустимые контактные напряжения для проверки статической прочности зубьев

Для шестерни FR1 = 500 МПа

Для колеса 1,8НВ = 1,8 285,5 = 514 МПа

Допускаемые изгибные напряжения.

При расчете зубьев на изгиб допускаемое изгибное напряжение может быть определено таблице 4:

Таблица 4

№ пп

Термообработка или химико-термическое упрочнение

Твердость

I.

Нормализация или улучшение

НВ ? 350

1,8 HB

2.

Объемная закалка

HRC = 45...55

600

3.

Поверхностная закалка

HRC = 48...58

600…700

(в сердцевине НВС = 25...35)

4.

Цементация

HRC = 56...62

750…850

(в сердцевине HRC = 32...45)

б.

Азотирование

HRC = 55...70

300+ I2HHC*

(в сердцевине НРС = 24...40)

твердость

Для заданного режима нагружения коэффициент эквивалентности по изгибным напряжениям КFE оценивается по формуле при m = 6

Тогда эквивалентное число циклов нагружений зубьев

шестерни

NFE1=NKFE= 6,66 1080,39= 2,59107

колеса

NFE2= NFE1/u = 2,59108 /5,02 = 5,1 106

Так как NFE1 NFG2 NFG =2,4 106, то коэффициенты YN1=YN2=1

SF - коэффициент безопасности, рекомендуется SF = 1,75

Напряжения изгиба

Для шестерни МПа

Для колеса МПа

Допустимые напряжения изгиба для проверки статической прочности зубьев

Для шестерни [F]max1 = 1400 МПа

Для колеса [F]max2 = 2,7HB = 2,7 285,5 = 770 МПа

2.2 Проектировочный расчёт передачи

Принимаем предварительно угол наклона зубьев = 10 .

Число зубьев шестерни

Округляем до целого числа, принимаем 19 зубьев

Определяем число зубьев колеса

z2 = z1 u = 19 5,02 = 95,38 = 95

Уточняем угол наклона зубьев

= 20,2165 или 2012'39''

Рисунок 2

2.3 Геометрические размеры передачи

Находим делительные диаметры шестерни и колеса, мм

(мм)

(мм)

Действительное передаточное число

Отклонение этого значения

Проверка (мм)

Диаметры вершин зубьев

da1 = d1 + 2mn = 60 + 2 3,0 = 66 мм

da2 = d2 + 2mn = 300 + 2 3,0 = 306 мм

мм

Однако, поскольку редуктор соосный принимаем межосевое расстояние тихоходной ступени а = 180 мм.

Определяем ширину колеса

b1 = ba · a = 0,4 · 107,31 = 42,92 (мм),

Округляем до целого числа, принимаем 43 мм. Ширину шестерни принимаем на 2…5 мм больше колеса, принимаем b1 = 48 мм.

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

2.4 Проверочный расчёт по контактным напряжениям

Окружная скорость колёс с степень точности передачи

(м/с)

По [1. стр. 32], выбираем степень точности передачи - 8-В

По табл. 1.17 в зависимости от степени точности, типа передачи и твёрдости материала коэффициент динамичности нагрузки KHv =1,0

Коэффициент концентрации KH = 1,15 1, табл. 1.10,

Коэффициент распределения нагрузки между зубьями KH = 1,08 1, табл. 17

Значения коэффициента динамической нагрузки при расчете по контактным напряжениям ( ) приведены в табл.5

Коэффициент нагрузки

KH = KH KH KHv = 1,0 1,04 1,08 = 1,12

Проверяем контактные напряжения по формуле 1.26 1

2.5 Силы в зацеплении

Определяем окружную силу в зацеплении

(Н)

Радиальная сила в зацеплении

(Н)

Осевая сила в зацеплении Fa = Ft tg = 2060 tg 20,2156 = 1957,00 Н

2.6 Проверочный расчёт по напряжениям изгиба

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба 1, формула 3.25:

Здесь коэффициент нагрузки KF = KFKFKFv = 1,1 0,91 1,22 = 1,22

KF = 0,91 1, стр. 42

KFv = 1,1 1, стр. 42

KF = 1,22

YF - коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев

Вывод: на примере тихоходной передачи произвели ее расчет: определили допускаемое контактное и изгибное напряжения, марку стали колес (шестерни), произвели расчет зубьев на прочность.

Для шестерни zv1 = 22 YF1 = 3,9 1, стр. 42

Для колеса zv2 = 99 YF2 = 3,61 1, стр. 42

Для шестерни Для колеса

Дальнейший расчёт ведём для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше

КF = 1 1, стр. 296

Проверяем прочность зуба колеса по формуле (3.25) 1

Условие прочности выполнено.

2.7 Проверочный расчёт на статическую прочность

Проверочные расчёты на статическую прочность при действии нагрузки.

Максимальное контактное напряжение с учётом коэффициента перегрузки Кппус/Т=1,3 (по заданию).

2020 МПа

Максимальное напряжение в ножке зуба

770 МПа

Следовательно, статическая прочность зубьев обеспечена.

3. РАСЧЁТ ТИХОХОДНОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ

3.1 Выбор материалов

Для цилиндрических зубчатых колёс целесообразно принимать такие сочетания материалов и термической обработки, для которых твёрдость зубьев шестерни была бы значительно выше твёрдости колеса

Выбираем для шестерни - сталь 40Х, закалка, твёрдость сердцевины 269…302 НВ, твёрдость зубьев 48…53 HRCэ. Среднее значение твёрдости Н1пов=0,5(48+53)=50,5 HRCэ или 490 НВ. Предел текучести т1 = 750 МП.

Для колеса - сталь 50, улучшение, твёрдость зубьев 269…302 НВ. Среднее значение твёрдости Н2пов=0,5(269+302)=285,5, т = 530 МПа.

Таблица 5

Термообработка или химико-термическое упрочнение

Твердость

, Н /

1

Нормализация, улучшение

HВ ? 350

2НВ+70

2

Объемная закалка

НRС = 38...50

I8HRC+150

3

Поверхностная закалка

HRС = 40...56

I7HRC+200

4

Цементация

НВС = 54...64

23HRC

5

Азотирование

ККС = 55...75

20HRC

При таком выборе материалов и термообработки будет обеспечена приработка зубьев.

Допускаемые контактные напряжения при расчёте на сопротивление усталости

,

где HR - базовый предел контактной выносливости поверхностей зубьев при базе испытаний, МПа;

Для шестерни HR1 = 18 HRCэ +150 = 18 50,5 + 150 =1059 МПа

Для колеса HR2 = HR1 = 2НВ2 + 70 = 2285,5 + 70 = 601 МПа

Коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей, выбираем по табл. 1.2 ZR=1

Коэффициент, учитывающий влияние скорости, выбираем из табл. 1.3 Zv= 1

Находим базу испытаний, зависящую от твёрдости

Для шестерни

NHG1=30HB2,4=30 490 2,4 = 8,58 107

Для колеса

NHG2=30HB2,4=30 285,52,4 = 2,35 107

Оцениваем суммарный ресурс

Lh = L365Кгод24Ксут = 4 365 0,66 24 0,5 = 11563,2 ч

Определяем суммарное число циклов нагружений при числе зацеплений каждого зуба за один оборот, с=1.

Для шестерни

NH1=N1=60cn1Lh = 60 1 191,2311563,2=1,32108

Для колеса

NH2=N2= N1 / u = 1,32108 /4,0 = 3,31107

Для заданного режима нагружения коэффициент эквивалентности по контактным напряжениям КНБ оценивается по формуле при m = 6

Тогда эквивалентное число циклов нагружений зубьев

шестерни

NHE1=NKHE= 1,32 1080,54= 7,1107

колеса

NHE2= NHE1/u = 7,1107 /4,0 = 1,78 107

Так как NHE1 NHG1 и NHE2 NHG2 , то коэффициенты долговечности ZN1,2 = 1

SH - коэффициент безопасности, рекомендуется SH = 1,1 при нормализации, улучшении или объёмной закалке; SH = 1,2 при поверхностной закалке, цементации, азотировании;

Для шестерни МПа

Для колеса МПа

Допускаемые контактные напряжения, используемые в расчёте, находим по формуле

Нр = 0,45(Н1 + Н2) = 0,45(962,73+583) = 695,58 1,25Н2 = 1,25583 = 729

Допустимые контактные напряжения для проверки статической прочности зубьев

Для шестерни FR1 = 500 МПа

Для колеса 1,8НВ = 1,8 285,5 = 514 МПа

Допускаемые изгибные напряжения.

При расчете зубьев на изгиб допускаемое изгибное напряжение может быть определено таблице 4:

Таблица 6

№ пп

Термообработка или химико-термическое упрочнение

Твердость

I.

Нормализация или улучшение

НВ ? 350

1,8 HB

2.

Объемная закалка

HRC = 45...55

600

3.

Поверхностная закалка

HRC = 48...58 (в сердцевине НВС = 25...35)

600…700

4.

Цементация

HRC = 56...62 (в сердцевине HRC = 32...45)

750…850

б.

Азотирование

HRC = 55...70 (в сердцевине НРС = 24...40)

300 + I2HHC* твердость

Для заданного режима нагружения коэффициент эквивалентности по изгибным напряжениям КFE оценивается по формуле при m = 6

Тогда эквивалентное число циклов нагружений зубьев

шестерни

NFE1=NKFE= 1,32 1080,39= 5,14107

колеса

NFE2= NFE1/u = 5,14108 /4,0 = 1,28 107

Так как NFE1 NFG2 NFG =4 106, то коэффициенты YN1=YN2=1

SF - коэффициент безопасности, рекомендуется SF = 1,75

Напряжения изгиба

Для шестерни МПа

Для колеса МПа

Допустимые напряжения изгиба для проверки статической прочности зубьев для шестерни [F]max1 = 1400 МПа

Для колеса [F]max2 = 2,7HB = 2,7 285,5 = 770 МПа

3.2 Проектировочный расчёт передачи

Принимаем предварительные коэффициенты нагрузки К'Н = 1,3. Принимаем коэффициент ширины зубчатого колеса относительно межосевого расстояния ba = b/a= 0,4

Определяем межосевое расстояние из условия контактной выносливости зубьев 1, формула 3.7, мм

(мм)

где: Кo = 410 МПа1/3 для стальных косозубых колёс;

Ближайшее значение межосевого расстояния а = 160 мм, 1, стр. 36, по конструктивным соображениям принимаем 180 мм.

Рисунок 3

Определяем нормальный модуль

mn = (0,016…0,0315) a = 2,6…5,13 3,0 (мм)

Принимаем предварительно угол наклона зубьев = 10 .

Число зубьев шестерни

Округляем до целого числа, принимаем 23 зуба

Определяем число зубьев колеса

z2 = z1 u = 23 4 = 92

Уточняем угол наклона зубьев

= 18,4420 или 1826'18''

3.3 Геометрические размеры передачи

Находим делительные диаметры шестерни и колеса, мм

(мм)

(мм)

Проверка (мм)

Диаметры вершин зубьев

da1 = d1 + 2mn = 72,0 + 2 3,0 = 78 мм

da2 = d2 + 2mn = 288 + 2 3,0 = 294 мм

Определяем ширину колеса

b1 = ba · a = 0,4 · 180 = 72 (мм), принимаем 72 мм

Округляем до целого числа, принимаем 72 мм. Ширину шестерни принимаем на 2…5 мм больше колеса, принимаем b1 = 77 мм.

3.4 Проверочный расчёт по контактным напряжениям

Окружная скорость колёс с степень точности передачи

(м/с)

По [1. стр. 32], выбираем степень точности передачи - 8-В

По табл. 1.17 в зависимости от степени точности, типа передачи и твёрдости материала коэффициент динамичности нагрузки KHv =1,0

Коэффициент концентрации KH = 1,08 1, табл. 1.10,

Коэффициент распределения нагрузки между зубьями KH = 1,09 1, табл. 17

Коэффициент нагрузки

KH = KH KH KHv = 1,08 1,09 1,0 = 1,18

Проверяем контактные напряжения по формуле 1.26 1

3.5 Силы в зацеплении

Определяем окружную силу в зацеплении

(Н)

Радиальная сила в зацеплении

(Н)

Осевая сила в зацеплении

Fa = Ft tg = 8352,22 tg 18,4420 = 2489,55 Н

3.6 Проверочный расчёт по изгибным напряжениям

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба 1, формула 3.25:

Здесь коэффициент нагрузки

KF = KFKFKFv = 0,92 1,17 1,1 = 1,18

KF = 1,17 1, стр. 42

KFv = 1,1 1, стр. 42

KF = 0,92

YF - коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев

Для шестерни zv1 = 23 YF1 = 3,89 1, стр. 42

Для колеса zv2 = 99 YF2 = 3,61 1, стр. 42

Для шестерни Для колеса

Вывод: на примере тихоходной передачи произвели ее расчет: определили допускаемое контактное и изгибное напряжения, марку стали колес (шестерни), произвели расчет зубьев на прочность.

Дальнейший расчёт ведём для зубьев шестерни, для которого найденное отношение меньше

Проверяем прочность зуба колеса по формуле (3.25) 1

Условие прочности выполнено

3.7 Проверочный расчёт на статическую прочность

Проверочные расчёты на статическую прочность при действии нагрузки.

Максимальное контактное напряжение с учётом коэффициента перегрузки Кппус/Т=1,3 (по заданию).

2020 МПа

Максимальное напряжение в ножке зуба

770 МПа

Следовательно, статическая прочность зубьев обеспечена.

Результаты расчётов сводим в таблицу 7.

Таблица 7

Результаты расчётов цилиндрических передач

передача

z

m, мм

d, мм

b, мм

а, мм

Ft, Н

Fr, Н

Fa, Н

Быстроходная

z1 =19

z2 =95

3,0

d1= 60

d2= 300

43

180

2060

789,08

1957,00

20,2165

Тихоходная

z3=23

z4=92

3,0

d3= 72

d4= 288

72

180

8352,22

3171,72

2489,55

18,4420

4. РАСЧЁТ ОТКРЫТОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ

4.1 Выбор материалов

Для цилиндрических зубчатых колёс целесообразно принимать такие сочетания материалов и термической обработки, для которых твёрдость зубьев шестерни была бы значительно выше твёрдости колеса

Выбираем для шестерни - сталь 40Х, закалка, твёрдость сердцевины 269…302 НВ, твёрдость зубьев 48…53 HRCэ. Среднее значение твёрдости Н1пов=0,5(48+53)=50,5 HRCэ или 490 НВ. Предел текучести т1 = 750 МП.

для колеса - сталь 50, улучшение, твёрдость зубьев 269…302 НВ. Среднее значение твёрдости Н2пов=0,5(269+302)=285,5, т = 530 МПа.

Таблитца 8

Термообработка или химико-термическое упрочнение

Твердость

Н /

1

Нормализация, улучшение

HВ ? 350

2НВ+70

2

Объемная закалка

НRС = 38...50

I8HRC+150

3

Поверхностная закалка

HRС = 40...56

I7HRC+200

4

Цементация

НВС = 54...64

23HRC

5

Азотирование

ККС = 55...75

20HRC

Допускаемые изгибные напряжения

При расчете зубьев на изгиб допускаемое изгибное напряжение может быть определено таблице 9:

Таблица 9

№ пп

Термообработка или химико-термическое упрочнение

Твердость

I.

Нормализация или улучшение

НВ ? 350

1,8 HB

2.

Объемная закалка

HRC = 45...55

600

3.

Поверхностная закалка

HRC = 48...58 (в сердцевине НВС = 25...35)

600…700

4.

Цементация

HRC = 56...62 (в сердцевине HRC = 32...45)

750…850

б.

Азотирование

HRC = 55...70 (в сердцевине НРС = 24...40)

300 + I2HHC*твердость

4.2 Проектировочный расчёт передачи

Принимаем предварительные коэффициенты нагрузки К'Н = 1,3. Принимаем коэффициент ширины зубчатого колеса относительно межосевого расстояния ba = b/a= 0,4

Определяем межосевое расстояние из условия контактной выносливости зубьев 1, формула 3.7, мм

(мм)

где: Кo = 425 МПа1/3 для стальных прямозубых колёс;

Рисунок 4

Ближайшее значение межосевого расстояния а = 180 мм, 1, стр. 36.

Определяем нормальный модуль

mn = (0,016…0,0315) a = 2,6…5,13 3,0 (мм)

Число зубьев шестерни

Округляем до целого числа, принимаем 48 зуба

Определяем число зубьев колеса

z2 = z1 u = 48 1,5 = 72

4.3 Геометрические размеры передачи

Находим делительные диаметры шестерни и колеса, мм

(мм)

(мм)

Проверка (мм)

Диаметры вершин зубьев

da1 = d1 + 2mn = 138,0 + 2 3,0 = 144 мм

da2 = d2 + 2mn = 216 + 2 3,0 = 222 мм

Определяем ширину колеса

b1 = ba · a = 0,4 · 180 = 72 (мм), принимаем 72 мм

Округляем до целого числа, принимаем 72 мм. Ширину шестерни принимаем на 2…5 мм больше колеса, принимаем b1 = 77 мм.

4.4 Проверочный расчёт по контактным напряжениям

Окружная скорость колёс с степень точности передачи

(м/с)

По [1. стр. 32], выбираем степень точности передачи - 8-В

По табл. 1.17 в зависимости от степени точности, типа передачи и твёрдости материала коэффициент динамичности нагрузки KHv =1,0

Коэффициент концентрации KH = 1,08 1, табл. 1.10,

Коэффициент распределения нагрузки между зубьями KH = 1,09 1, табл. 17

Коэффициент нагрузки

KH = KH KH KHv = 1,08 1,09 1,0 = 1,18

Значения коэффициента динамической нагрузки при расчете по контактным напряжениям () приведены в табл. 5

Проверяем контактные напряжения по формуле 1.26 1

4.5 Силы в зацеплении

Определяем окружную силу в зацеплении

(Н)

Радиальная сила в зацеплении

(Н)

4.6 Проверочный расчёт по изгибным напряжениям

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба 1, формула 3.25:

Здесь коэффициент нагрузки KF = KFKFKFv = 0,92 1,17 1,1 = 1,18

KF = 1,17 1, стр. 42

KFv = 1,1 1, стр. 42

KF = 0,92

YF - коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев

Для шестерни zv1 = 48 YF1 = 3,80 1, стр. 42

Для колеса zv2 = 72 YF2 = 3,65 1, стр. 42

Для шестерни Для колеса

Дальнейший расчёт ведём для зубьев шестерни, для которого найденное отношение меньше

Проверяем прочность зуба колеса по формуле (3.25) 1

Вывод: на примере тихоходной передачи произвели ее расчет: определили допускаемое контактное и изгибное напряжения, марку стали колес (шестерни), произвели расчет зубьев на прочность.

Условие прочности выполнено.

4.7 Проверочный расчёт на статическую прочность

Проверочные расчёты на статическую прочность при действии нагрузки.

Максимальное контактное напряжение с учётом коэффициента перегрузки Кппус/Т=1,3 (по заданию).

2020 МПа

Максимальное напряжение в ножке зуба

770 МПа

Следовательно, статическая прочность зубьев обеспечена.

энергетический кинематический передача вал подшипник

5. РАСЧЁТ ЭЛЕМЕНТОВ КОРПУСА

Чтобы поверхности вращающихся колёс не задевали за внутренние поверхности стенок редуктора, между ними оставляют зазор «а», который определяют по формуле

(мм)

где L - наибольшее расстояние между внешними поверхностями деталей передач. Принимаем «а» = 12 мм.

L = 180+300/2+288/2 = 474 мм

Расстояние «в» между дном корпуса и поверхностью колёс принимаем в 4а, в = 4·12 = 48 мм

Толщину стенки, отвечающую требованиям технологии литья и необходимой жесткости корпуса редуктора, рекомендуется определять по формуле

мм, мм

Принимаем = 7 мм.

Толщину внешних рёбер жесткости принимаем 6 мм.

Толщина стенки крышки корпуса 1 = 0,9, 1 = 0,9 7 = 6 мм.

Размеры фланцев корпуса и крышки принимаем 32мм + = 40 мм.

Опорную поверхность корпуса следует выполнять в виде двух длинных, параллельно расположенных или нескольких небольших платиков, расположенных в местах установки болтов. Такое расположение снижает расход металла и уменьшает время обработки корпуса. Число болтов принимаем 4, диаметры болтов М16.

Точность фиксирования крышки редуктора относительно корпуса достигается штифтами, которые располагаются на возможно большем расстоянии друг от друга. Диаметры штифтов принимаем 10 мм.

6. РАСЧЁТ РЕАКЦИЙ ОПОР

6.1 Реакции опор в вертикальной плоскости

На вал действуют силы в вертикальной плоскости:

Fr - радиальная сила на шестерне;

Fa - осевая сила на шестерне;

В горизонтальной плоскости:

Ft - окружная сила на шестерне;

Fм - окружная сила от муфты;

Исходные данные:

d = 360 м, l1 = 0,032 м, l2 = 0,032 м, l3 = 0,110 м, Fr = 789,08 Н,

Fa = 198 Н, Ft = 2060 Н, Fм = 1176 Н

Сумма моментов в точке А равняется 0:

МАу = 0 -Frl1 - Fa0,5d + RВy(l1 +l2) = 0;

Н

Сумма моментов в точке В равняется 0:

МВу = 0, Frl2 - Fa0,5d - RАy(l1 +l2) = 0;

Н

Проверка: У = 0, -RAy + Fr +RBy = 0;

Эпюры изгибающих и крутящего моментов быстроходного вала

Строим эпюру изгибающих моментов в вертикальной плоскости:

Му2слева = - RAyl1 = - 79,14 ·0,032 = - 2,53 Нм

Му2справа = - RByl2 = - 266,72 · 0,032 = - 8,53 Нм

Размещено на http://www.allbest.ru/

Реакции опор в горизонтальной плоскости

Сумма моментов в точке А равняется 0:

МАх = 0, Ftl1 - RBx (l1 + l2) - Fм (l1 + l2 + l3) = 0;

Н

Знак (-) свидетельствует об изменении направления действия силы

Сумма моментов в точке В равняется 0:

МВх = 0, - Ftl2 + RAx(l1 + l2) - Fм l3 = 0;

Н

Строим эпюру изгибающих моментов в горизонтальной плоскости:

Мх2 = RAхl1 = 2376,68 · 0,032 = 76,05 Нм

Мх3 = Fмl3 = 1176 · 0,11 = 129,36 Нм

Суммарные реакции опор в подшипниках:

Н

Н

Суммарный изгибающий момент в опасном сечении под подшипником Ми = 129,36 Н.Концентратор напряжений - посадка с натягом.

6.2 Расчёт реакций опор и изгибающих моментов промежуточного вала

На вал действуют силы в вертикальной плоскости:

Fr1 , Fr2 - радиальная сила на колесе и шестерне;

Fa1 , Fa2 - осевая сила на колесе и шестерне;

В горизонтальной плоскости:

Ft1, Ft2 - окружная сила на колесе и шестерне.

Исходные данные:

l1 = 0,08 м, l2 = 0,140 м, l3 = 0,045 м,

d2 = 300 мм, Fr2 = 789,08 Н, Fa2 = 798 Н, Ft2 = 2060 Н,

d1 = 72 мм, Fr1 = 3171,72 Н, Fa1 = 2489,5 Н, Ft1 = 8352,2 Н,

Реакции опор в вертикальной плоскости

Сумма моментов в точке А равняется 0:

МАу = 0 -Fr2l1 - 0,5Fa2d2 + RВy(l1 +l2 + l3) - Fr1(l1+l2) + 0,5Fa1d1 = 0;

Сумма моментов в точке В равняется 0:

МВу = 0, Fr2(l2 + l3) - 0,5Fa2d2 + 0,5Fa1d1 - RАy(l1 +l2+ l3) + Fr1l3 = 0;

Строим эпюру изгибающих моментов в вертикальной плоскости:

Му2слева = - RAyl1 = -396,78 · 0,08 = - 31,74 Нм

Му2справа = RBy(l2+l3) + Fr2 l2 = - 1193,77 · 0,225 + 266,72 · 0,14 = -231,25

Нм

Му3слева = - RАy(l1+l2) + Fr1 l2 = - 396,78 · 0,22 + 1323,84 · 0,14 = -97,98

Нм

Му3справа = RByl3 = - 1323,84 · 0,045 = - 59,57 Нм

Реакции опор в горизонтальной плоскости

Сумма моментов в точке А равняется 0:

МАх = 0, Ft2l1 - Ft1(l1 + l2) - RBx(l1 + l2 + l3) = 0;

Н

Сумма моментов в точке В равняется 0:

МВх = 0, - Ft2 (l2 + l3) + Ft1l3 + RAx(l1 + l2 + l3) = 0;

Н

Строим эпюру изгибающих моментов в горизонтальной плоскости:

Мх2 = RAхl1 = 2695,58 · 0,08 = 215,64 Нм

Мх3 = RВхl3 = 1569,12 · 0,045 = -70,61 Нм

Суммарные реакции опор в подшипниках:

Н

Нм

Опасное сечение находится под шестерней.

Концентратор напряжений - вал-шестерня.

Суммарный изгибающий момент в опасном сечении

Нм

Размещено на http://www.allbest.ru/

Эпюры изгибающих и крутящего моментов промежуточного вала

6.3 Расчёт тихоходного вала

На вал действуют силы в вертикальной плоскости:

Fr - радиальная сила на колесе;

Fa - осевая сила на колесе;

В горизонтальной плоскости:

Ft - окружная сила на колесе;

Fм - окружная сила от муфты;

Исходные данные:

d = 0,288 м, l1 = 0,086 м, l2 = 0,086 м, l3 = 0,100 м,

Fr2=3171,62 Н, Fа2=2489,55 Н, Ft2=8352,22 Н, Ft1=13299, 42 Н, Fr2=4839,65 Н

Реакции опор в вертикальной плоскости

Сумма моментов в точке А равняется 0:

МАу = 0 Fr2l1 + 0,5Fаd- RВy(l1 +l2)- Fr1(l1+l2 +l3)= 0;

Н

Сумма моментов в точке В равняется 0:

МВу = 0, -Frl2 +0,5Fаd + RАy(l1 +l2) = 0;

Н

Проверка:

У = 0, -RAy + Fr2 +RBy- Fr1 = 0;

- 2316,28 +3172,62 +3983,31 -4839,65 = 0

Строим эпюру изгибающих моментов в вертикальной плоскости:

Му2 = - RAyl1 = - 2316,28 ·0,086 = - 199,2 Нм

Му2 = RВyl2 - Fr1(l2 + l3)= 3983,31 ·0,086 - 4839,65 ·0,186 = - 557,61 Нм

Му2 = - Fr1l3 = - 4839,65 ·0,1 = - 483,96 Нм

Реакции опор в горизонтальной плоскости

Сумма моментов в точке А равняется 0:

МАх = 0, - Ft2l1 + RBx (l1 + l2) + Ft1 (l1 + l2 + l3) = 0;

Н

Знак (-) свидетельствует об изменении направления действия силы

Сумма моментов в точке В равняется 0:

МВх = 0, Ftl2 - RAx(l1 + l2) + Ft l3 = 0;

Н

Проверка: X = 0, RAx - Ft2 - RBx + Ft1 = 0;

11908,33 - 8352,22 - 16855,53 + 13299,42 = 0

Строим эпюру изгибающих моментов в горизонтальной плоскости:

Мх2 = RAхl1 = 11908,33 · 0,086 = 1024,11 Нм

Мх3 = Ftl3 = 13299,42 ·0,1 = 1329,94 Нм

Эпюры изгибающих и крутящего моментов тихоходного вала

Суммарные реакции опор в подшипниках:

Н

Н

Опасное сечение находится под подшипником В.

Концентратор напряжений - посадка с натягом.dzxz

Суммарный изгибающий момент в опасном сечении

Нм

Подбор подшипников

Расчет подшипника на долговечность

Кривая усталости, полученная в результате испытаний на усталость подшипников аппроксимируется зависимостью.(1)

Константу (const) определяют, приняв L=1 млн. об и обозначают , тогда или(2), где L - долговечность подшипника, которая определяется как срок службы подшипника (число млн. оборотов или рабочих часов при заданной постоянной частоте вращения) до появления признаков контактной усталости;P - эквивалентная динамическая нагрузка (H) - это такая радиальная (для радиальных шариковых и радиально-упорных подшипников) или осевая (для упорных подшипников) нагрузка, которая при приложении ее к подшипнику с вращающимся внутренним кольцом и неподвижным наружным обеспечивает такой же срок службы, как и при действительных условиях нагружения и вращения;p - показатель степени (p=3 - для шарикоподшипников);C - динамическая грузоподъемность подшипника (H) - это такая постоянная радиальная (для радиальных и радиально-упорных подшипников) или осевая (для упорных подшипников) нагрузка, которую не менее, чем 90% из группы идентичных подшипников с неподвижным наружным кольцом выдержат в течение 1 млн. оборотов внутреннего кольца без появления признаков усталости. Если частота вращения постоянна, то номинальную долговечность подшипника с 90% степенью надежности можно выразить в часах:

(3)

или(4)

Однако 90%-я вероятность безотказной работы подшипников неприемлема для целого ряда отраслей техники (авиация, космонавтика, медицина и т.д.), где расчет производится на вероятность безотказной работы S=91…99%. В этом случае долговечность подшипника при S% вероятности безотказной работы Lhs определяется:

(5)

где а1 - коэффициент надежности для долговечности, отличной от Lh90. Расчетное уравнение для а1 при любой степени надежности имеет вид:

Здесь k = 1,1 - для шарикоподшипников,

K = 1,5 - для роликоподшипников, или, если выразить величину s, то получим

а2 - коэффициент материала, учитывающий его структуру, чистоту и твердость;

а3 - коэффициент режима смазки, учитывающий наличие или отсутствие неразрывной пленки масла между контактирующими поверхностями и толщину слоя смазки.

Для шарикоподшипников (кроме сферических) а2=0,9; а3=0,9;

Более подробно нахождение коэффициентов а2 и а3 рассматривается в специальной литературе. Определение эквивалентной нагрузки на подшипник. Для радиальных и радиально-упорных подшипников эквивалентная нагрузка записывается:

(6)

Эквивалентная осевая нагрузка для упорных подшипников

(7)

В этих формулах: Fr - радиальная нагрузка на опоре, равная суммарной реакции от составляющих в вертикальной Rв и горизонтальной Rr плоскостях; Fa - осевая нагрузка, действующая на подшипник, H;X, Y - коэффициенты радиальной и осевой нагрузки (см. табл. 15).

Значения e в табл. 15. даны в зависимости от отношения Fa/C0. C0 - статистическая грузоподъемность подшипника, H.

Учитывая сложность определения осевой нагрузки на радиально-упорные шарикоподшипники с углом контакта =12, для них значение e можно определить не только по табл. 15, но и по следующей формуле:

V - коэффициент вращения (при вращающемся внутреннем кольце V=1; наружном кольце V=1,2);

Kб - коэффициент безопасности, учитывающий характер нагрузки, действующей на подшипник, и область применения,

КТ - температурный коэффициент, КТ=1 при температуре t105C

при t=(105…250)С.

Таблица 15

Тип подшипника

e

X

Y

X

Y

Радиальный шариковый однорядный ШПРО

0

0,014

0,028

0,056

0,084

0,110

0,170

0,280

0,420

0,560

1

0

0,56

2,30

1,99

1,71

1,55

1,45

1,31

1,15

1,04

1,00

0,19

0,22

0,26

0,28

0,30

0,34

0,38

0,42

0,44

Радиально-упорный шариковый однорядный ШРУО

12

0,014

0,029

0,057

0,086

0,110

0,170

0,290

0,430

0,570

1

0

0,45

1,81

1,62

1,46

1,34

1,22

1,13

1,14

1,01

1,00

0,30

0,34

0,37

0,41

0,45

0,48

0,52

0,54

0,54

26

36

--

--

11

00

0,41

0,37

0,87

0,66

0,68

0,95

РПКО

10…18

--

1

0

0,4

0,4ctg

1,5tg

РПРС

9…13

--

1

0,45ctg

0,67

0,67ctg

1,5tg

ШПРС

9…13

--

1

3,65*

0,65

5,63*

0,17

* Даны осредненные значения для подшипников типа 1000, более подробно см. в каталоге на ШПРС; эквивалентная динамическая нагрузка

6.4 Расчёт подшипников быстроходного вала

Выполняем расчёт подшипников на долговечность. Предварительно выбираем подшипники 309 Сr = 35,0 кН; Сr 0= 27,4 кН

Rа = 2377,99 Н , Rb = 2847,99 Н; Fа = 177,93 Н, n = 1440 мин-1

Осевая сила направлена на опору В

Находим отношение

Fa/Cr0 = 177,93/27400 = 0,006

X = 0,56 Y = 2,03 e = 0,2

Fa2/VFr = 177,93/ 1 · 2847,99 = 0,062 , значит Х= 1, Y = 0

Эквивалентная радиальная динамическая нагрузка

Рев = (VXFr +YFa)КбКт = (1· 1 · 2847,99) 1,3 · 1 = 3702 Н

где V - коэффициент вращения.

При вращении внутреннего кольца V = 1;

Fr - радиальная нагрузка на подшипник;

Fa - осевая нагрузка на подшипники;

Кб - коэффициент безопасности. Кб = 1,3;

Кт - температурный коэффициент. При температуре ниже 100 С,

Кт = 1.

Более нагружена опора А

Базовая долговечность предварительно выбранного подшипника

(млн. об.) или в часах

где р = 3 для шариковых подшипников

(ч) 15899,4

Поскольку базовая долговечность предварительно выбранных подшипников больше требуемой, то данные подшипники подходят.

6.5 Расчёт подшипников промежуточного вала

Предварительно выбираем подшипники 310 Сr = 25,5 кН; Сr 0= 13,7 кН; Rа = 2724,62 Н;

Fа = 2489,2 - 1957,2 = 596 Н, n = 288 мин-1

Более нагружена опора А.

Находим отношение

Fa/Cr0 = 596/13700 = 0,043

X =0,56 Y = 1,71 e = 0,26

Fa1/VFr = 596/ 1 · 2724,62 = 0,21, значит Х= 1, Y = 0

Эквивалентная радиальная динамические нагрузки

Реа = (VXFr +YFa)КбКт = (1· 1 · 2724,62) 1,3 · 1 = 3542 Н

Базовая долговечность предварительно выбранного подшипника

(млн. об.) или в часах

где р = 3 для шариковых подшипников

(ч) 15899,4 ч

Предварительно выбираем подшипники 314 Сr = 104,0 кН;

Сr0 = 63,0 кН n = 47,8 мин-1

Осевая сила действует на опору В.

Находим отношение

Fa/Cr0 = 2489,55/104000 = 0,023

X = 0,56, Y = 2,01 e = 0,22

Fa/VF = 2489,55/ 1 · 17319,8 = 0,221 0,22 , значит Х= 0,56, Y = 2,01

Эквивалентная радиальная динамическая нагрузка

Реа = (VXFr +YFa)КбКт = (12131,5) 1,25 · 1 = 15262,46 Н

Реа = (VXFr +YFa)КбКт = (17319,80,56+ 2489,552,01) 1,25 · 1 =

16458,27Н

где V - коэффициент вращения.

При вращении внутреннего кольца V = 1;

Fr - радиальная нагрузка на подшипник;

Fa - осевая нагрузка на подшипники;

Кб - коэффициент безопасности. Кб = 1,25;

Кт - температурный коэффициент. При температуре ниже 100 С,

Кт = 1.

Базовая долговечность предварительно выбранного подшипника

(млн. об.) или в часах

где р = 3 для шариковых подшипников

(ч) 16089 15899,4

Поскольку базовая долговечность предварительно выбранных подшипников больше требуемой, то данные подшипники подходят.

7. УТОЧНЁННЫЙ РАСЧЁТ ВАЛОВ

Для каждого из установленных предположительно опасных сечений определяем расчётный коэффициент запаса прочности S и сравниваем его с допускаемым [S]=1,3…2,1 [1]:

где: S и S - коэффициенты запаса прочности соответственно по нормальным и касательным напряжениям

; ,

где: (-1)D, (-1)D - пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении;

a, a - амплитуды напряжений цикла;

m, m - средние напряжения цикла;

, - коэффициенты чувствительности к асимметрии цикла напряжений.

Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении

; ,

где:-1,, -1 - пределы выносливости материала вала для гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения;

(K)D ,(K)D - коэффициенты концентрации напряжений для данного сечения вала.

Коэффициенты (K)D и (K)D вычисляются по формулам:

; ,

где: К, К - эффективные коэффициенты концентрации напряжений;

Kd - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения вала;

KF - коэффициент влияния шероховатости;

Kv - коэффициент влияния поверхностного упрочнения.

При симметричном цикле напряжений изгиба и отнулевом цикле касательных напряжений

, m = 0; , m=0

где:Wн и Wк - осевой и полярный моменты сопротивления сечения вала.

При учёте осевой силы (например, на червяке), вызывающей растяжение вала

m=Fa/A, где А - площадь опасного сечения вала.

В1. Проверочный расчёт быстроходного вала

Выбираем материал вала - сталь40Х, термообработка - закалка ТВЧ

-1 = 350 МПа, -1 = 210 МПа, табл. 10.2 [1]

К = 3,05 для посадки с натягом, табл. 10.9 [1];

К = 2,25 для посадки с натягом, табл. 10.9 [1];

Kd = 0,78 при диаметре вала d = 35 мм, табл. 10.3 [1];

KF =1,15 при Ra = 0,8…3,2 мкм, табл. 10.3 [1];

Kv = 1,5 при данной термообработке, табл. 10.5 [1].

Коэффициенты концентрации напряжений для данного сечения вала

Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении

(МПа) (МПа)

Осевой момент сопротивления сечения вала

Wнетто = 0,1d3 = 0,1 · 353 = 4287,5 мм3

Полярный момент сопротивления сечения вала

Wкнетто = 0,2d3 = 0,2 · 3253 = 8575 мм3

Амплитуды напряжений цикла

(МПа) (МПа)

Коэффициенты запаса прочности соответственно по нормальным и касательным напряжениям

;

Расчётный коэффициент запаса прочности в опасном сечении

2,1

Вал имеет достаточный запас прочности

Разработка конструкции В1

Размещено на http://www.allbest.ru/

В2. Проверочный расчёт промежуточного вала

Выбираем материал вала-шестерни - сталь 40ХНМА, термообработка - улучшение; -1 = 420 МПа, -1 = 250 МПа, табл. 10.2 [1]

К = 2,3 для вала-шестерни, табл. 10.8 [1];

К = 2,2 для вала-шестерни, табл. 10.8 [1];

Kd = 0,7 при диаметре вала d = 60 мм, табл. 10.3 [1];

KF =1,15 при Ra = 0,8…3,2 мкм, табл. 10.3 [1];

Kv = 1,5 при данной термообработке, табл. 10.5 [1].

Коэффициенты концентрации напряжений для данного сечения вала

Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении

(МПа) (МПа)

Осевой момент сопротивления сечения вала

(мм3)

Полярный момент сопротивления сечения вала

(мм3)

где df - диаметр впадин шестерни.

df = d - 2,4m = 60 - 2,4 2 = 42,28 (мм3)

Амплитуды напряжений цикла

(МПа) (МПа)

Коэффициенты запаса прочности соответственно по нормальным и касательным напряжениям

;

Расчётный коэффициент запаса прочности в опасном сечении

2,1

Вал имеет достаточный запас прочности

Разработка конструкции В2

Размещено на http://www.allbest.ru/

В3. Тихоходный вал

Материал вала - сталь 45, нормализация, В = 570 МПа 1, табл.3.3

Пределы выносливости

-1 = 0,43 В = 0,43 570 = 246 МПа

-1 = 0,58 В = 0,58 246 = 142 МПа

Рассчитываем опасное сечение под подшипником. Диаметр вала в этом сечении 70 мм, концентратор напряжений - переход с галтелью.

Изгибающие моменты в двух взаимно перпендикулярных плоскостях

k = 1,69 [1, табл.8.5]

k = 1,24 [1, табл.8.5]

= 0,65 [1, табл.8.8]

= 0,65 [1, табл.8.8]

= 0,15

= 0,1

Момент сопротивления кручению

мм3

Момент сопротивления изгибу

мм3

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

(МПа)

Амплитуда нормальных напряжений изгиба

(МПа)

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

;

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

,

Результирующий коэффициент запаса прочности

Что больше, чем S=2,1

Разработка конструкции В3

Размещено на http://www.allbest.ru/

8. РАСЧЁТ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ

В индивидуальном и мелкосерийном производстве используют главным образом призматические шпонки. Длину шпонки выбирают из стандартного ряда так, чтобы она была меньше длины ступицы насаживаемой детали на 5…10 мм. Сечение шпонки выбирается по диаметру вала. Выбранную шпонку проверяют на смятие по формуле

где: Т - крутящий момент на валу, Н мм;

d - диаметр вала, мм;

h - высота шпонки, мм;

t1 - глубина паза вала, мм;

lр - рабочая длина шпонки, мм; при скруглённых торцах шпонки lр = l-b, где l - длина шпонки, b - ширина шпонки;

[см] - попускаемое напряжение смятия. При стальной ступице 100…120 МПа, при чугунной 50…60 МПа.

1. Шпонка 8 х10 х 56

2. Шпонка 18 х11 х 56

3. Шпонка 22 х14 х 100

4. Шпонка 20 х12 х 90

9. ВЫБОР МАСЛА

Смазывание червячных зацеплений и подшипников применяют в целях защиты от коррозии, снижения коэффициента трения, уменьшения износа, отвода тепла и продуктов износа от трущихся поверхностей, снижения шума и вибраций.

Для редуктора общего назначения применяем непрерывное смазывание жидким маслом картерным непроточным методом - окунанием. Этот способ применяют для червячных передач допустимая скорость скольжения 10 м/с.

Выбор сорта масла зависит от расчётного контактного напряжения н и фактической скорости скольжения.

Контактное напряжение н = 279 МПа.

Скорость (м/с)

По табл. 10.29 [2] выбираем масло И-Г-А- 32 ГОСТ 17479.4-87 индустриальное, без присадок, класса кинематической вязкости 29…35 сСт при 40 С.

Объём заливаемого масла определяем из расчёта 0,5…1,0 литра на 1 кВт мощности. Vм = 3,5 л3.

Для контроля уровня масла имеется жезловый маслоуказатель.

При работе червячной передачи масло постепенно загрязняется продуктами износа деталей. Оно стареет, его свойства ухудшаются. Поэтому масло, налитое в корпус редуктора периодически меняют. Для этой цели в корпусе предусмотрено сливное отверстие и сливная пробка.

При длительной работе в связи с нагревом масла и воздуха повышается давление внутри корпуса. Это приводит к просачиванию масла через уплотнения и стыки. Чтобы избежать этого, внутреннюю полость корпуса сообщают с внешней средой путём установки отдушины в крышке корпуса.

10. ВЫБОР МУФТ

Для соединения выходного вала электродвигателя и быстроходного вала редуктора выбираем муфту упругую Мегафлекс.

Муфта упругая Мегафлекс

250 - 38 - I.1 - У3

Номинальный крутящий момент - 250 Нм;

диаметры соединяемых валов 38 мм;

исполнение полумуфт - цилиндрическое;

категория климатического исполнения - У3.

Компенсирующие способности муфты невелики. При соединении несоосных валов муфта оказывает на них значительное силовое воздействие, хотя и меньшее, чем втулочно-пальцевая муфта. Муфты Мегафлекс обладают большой радиальной, угловой и осевой жёсткостью и требуют точного монтажа узлов.


Подобные документы

  • Кинематический расчёт и выбор электродвигателя. Расчёт ременной передачи. Расчёт и конструирование редуктора. Выбор подшипников качения. Определение марки масла для зубчатых передач и подшипников. Расчёт валов на совместное действие изгиба и кручения.

    курсовая работа [6,1 M], добавлен 10.04.2009

  • Кинематический и силовой расчёт привода. Выбор материалов и расчёт допускаемых напряжений. Проектный и проверочный расчёт передачи. Проектный расчёт вала и выбор подшипников. Подбор и проверочный расчёт шпоночных соединений. Смазывание редуктора.

    курсовая работа [222,1 K], добавлен 15.11.2008

  • Выбор электродвигателя и кинематический расчёт привода ленточного конвейера с цилиндрическим редуктором и цепной передачей. Определение передаточных чисел. Оценка параметров и геометрическая характеристика зацепления. Расчёт цилиндрической передачи.

    курсовая работа [1,3 M], добавлен 26.04.2014

  • Выбор электродвигателя и кинематический расчёт. Проектный и проверочный расчёт закрытой цилиндрической зубчатой передачи. Схема и эпюры нагрузок тихоходного вала. Подбор и расчет подшипников качения и размеров корпуса. Описание открытой передачи.

    курсовая работа [1,7 M], добавлен 07.12.2012

  • Кинематический расчёт привода коническо-цилиндрического редуктора. Расчёт клиноременной передачи привода, зубчатых конической и цилиндрической передач. Эскизная компоновка редуктора, расчёт валов на сложное сопротивление, проверочный расчёт подшипников.

    курсовая работа [564,0 K], добавлен 14.10.2011

  • Выбор электродвигателя и кинематический расчёт привода. Предварительный расчёт валов редуктора. Конструктивные размеры шестерни и колеса, корпуса редуктора. Расчёт ременной передачи. Подбор подшипников. Компоновка редуктора. Выбор сорта масла, смазки.

    курсовая работа [143,8 K], добавлен 27.04.2013

  • Разработка проекта привода общего назначения с цилиндрическим редуктором. Оригинальные и стандартные детали. Достоинства и недостатки передачи. Расчет мощностей и выбор двигателя, элементов корпуса редуктора. Подбор подшипников и шпоночных соединений.

    курсовая работа [1,1 M], добавлен 10.10.2012

  • Проект механического привода, состоящего из одноступенчатого редуктора и открытой передачи. Подбор и расчёт шпоночных соединений. Проверочные (уточненные) расчёты валов на сопротивление усталости. Выбор способа и типа смазки подшипников и передач.

    курсовая работа [2,2 M], добавлен 25.03.2013

  • Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода. Расчет тихоходной и быстроходной ступеней, зубчатых передач редуктора. Предварительный расчет валов. Конструктивные размеры зубчатых колес. Размеры корпуса редуктора, его эскизная компоновка.

    курсовая работа [347,0 K], добавлен 27.09.2012

  • Выбор электродвигателя и его кинематический расчет. Расчёт клиноременной передачи и зубчатых колёс. Предварительный расчёт валов редуктора и выбор подшипников. Размеры корпуса редуктора. Проверка долговечности подшипников. Расчёт шпонок на смятие.

    курсовая работа [1,1 M], добавлен 09.06.2015

Работы в архивах красиво оформлены согласно требованиям ВУЗов и содержат рисунки, диаграммы, формулы и т.д.
PPT, PPTX и PDF-файлы представлены только в архивах.
Рекомендуем скачать работу.