Размещено на http://www.allbest.ru/

Введение

Объектом данного курсового проекта является зубчатая передача (редуктор) электромеханического привода, предназначенная для преобразования вращательного движения. Такой выбор связан с большой распространенностью зубчатых передач в современной технике.

Целью данного курсового проекта является проектирование редуктора в соответствии с прилагаемой кинематической схемой.

При проектировании редуктора необходимо наряду с конструкторскими решениями выполнить различные расчеты, позволяющие выбрать оптимальные варианты конструкции либо проверить правильность принятых конструктивных решений.

Основными задачами, которые необходимо выполнить в курсовом проекте, являются:

- ознакомление с научно-технической литературой по теме курсового проектирования;

- изучение известных конструкций аналогичных механизмов машин и приборов с анализом их достоинств и недостатков;

- выбор наиболее простого варианта конструкции механизма с учетом выполнения требований технического задания на проект;

- выполнение необходимых расчетов с целью обеспечения заданных технических характеристик устройства;

- выбор необходимой точности изготовления деталей и узлов проектируемого устройства;

- выполнение графической части курсового проекта в соответствии с требованиями стандартов (Единая система конструкторской документации) ЕСКД;

- составление необходимых описаний и пояснений к курсовому проекту.

Задание

1 - электродвигатель; 2 -клиноременная передача; 3 - редуктор цилиндрический; 4 - упругая муфта; 5 - барабан; 6- лента, I, II, III, IV - валы

Окружное усилие на барабане Ft = 1.5к H

Скорость ленты конвейера v =1,3 м/с

Диаметр барабана D=200 мм

Срок службы Lh=6лет

Нагрузка спокойно-переменная.

Графическая часть КП: сборочный чертеж редуктора; рабочие чертежи деталей: тихоходный вал и зубчатое колесо.

1. Кинематический расчёт привода

Определение частоты вращения приводного вала

;

Определение требуемой мощности электродвигателя

гдеFt - окружное усилие на звездочке,

v - скорость цепи конвейера, м/с,

коэффициент полезного действия (КПД) всего привода.

По табл. 2.1[1] примем следующие значения КПД:

- для закрытой цилиндрической передачи : 1 = 0,95-0,96=0,96

- для одной пары подшипников: 4 = 0,99

- для открытой ременной передачи: 2 = 0,96-0,98=0,98

- для муфты: 3 =0,98

Общий КПД привода будет :

Требуемая мощность двигателя будет :

Выбор электродвигателя:

Выбор предварительного общего передаточного числа

uобщ = u1 · u2

Предварительно принимаем передаточные числа редуктора:

Передаточное число закрытой цилиндрической передачи u2.=1…8

Передаточное число открытой ременной передачи u1.=2…4.

Uобщ = (1…8)(2…4) = 2…32

Определение требуемой частоты вращения и требуемой мощности электродвигателя

nпот.эл. = nвых · Uобщ ,

nпот.эл. = 124•(2…32 ) = 248 … 3968 об/мин.

В [3, с.806] по требуемой мощности и частоте вращения выбираем электродвигатель 4АМ100S4УЗ, с синхронной частотой вращения 1500 об/мин, с номинальной частотой вращения 1435 об/мин, с мощностью Pдвиг.=3 кВт.

Определяем передаточное отношение привода:

Принимаем стандартное значение передаточного числа зубчатой передачи:

Передаточное число ременной передачи:

Передаточное число открытой ременной передачи u1.=2,5

Уточняем общее передаточное число:

Uобщ = 4,5•2,5=11.25

Определим отклонение:

параметр	вал	расчет
мощность	дв	ртр.дв.=2.2квт
	б	;
	т
	вых
частота вращения, об/мин	дв
	б
	т
	вых
угловая скорость вращения, рад/с	дв
	б
	т
	вых
вращающий момент, нм	дв
	б
	т
	вых

привод редуктор муфта подшипник

2. РАСЧЁТ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ

2.1 Выбор материалов и термической обработки

По [1, с.13, таблица 2.1] назначаем материал для изготовления зубчатых колёс: шестерни - сталь 45, твёрдость поверхности 179…207 НВ, термообработка улучшение, =750 МПа, Dпред=125 мм, Sпред=80 мм; колёса - сталь 45, твёрдость поверхности 179…207 НВ, термообработка улучшение, =750 МПа, Dпред=125 мм, Sпред=80 мм.

Где ср - средние твёрдости колёс,

По рекомендации [1,с.13] твёрдость HRC переводим в твёрдость HB: при HRC=47,5 HB=450

2.2 Определение допускаемых напряжений

; [1, с.14]

[1, с.14, таблица 2.2]

Где - допускаемое контактное напряжение, МПа

- допускаемое напряжение изгиба, МПа

- коэффициент долговечности при расчёте по контактным напряжениям

- коэффициент долговечности при расчёте на изгиб

-допускаемое напряжение на контактную прочность, соответствующие базовому числу циклов нагружения, МПа

- допускаемое напряжение на изгиб, соответствующие базовому числу циклов нагружения, МПа

Так как средняя твёрдость колеса и шестерни разная, то допускаемое напряжение определяется для обоих колес.

, [1, С.14]

Где , - базовое число циклов нагружения при расчёте на контактную прочность и при расчёте на изгиб соответственно

- действительное число циклов перемены напряжений

- показатель степени в уравнении кривой усталости

[1, с.14]

NF0= 4М106, принимается по рекомендации [1, с.14]

Lh - время работы передачи, час

Где Lг =6 лет - срок службы привода, г.

Кг=0,8 - коэффициент годового использования.

t =365, число дней в году.

Кс=0,5 - коэффициент сменного использования.

К=Кс·Кг=0,8·0,5=0,40

Принимаем L=21024 ч

По рекомендации [1, с.14] при условии

> и , и ,

МПа

МПа

МПа

[1, с.15]

- среднее допускаемое значение контактного напряжения, МПа

За допускаемое напряжение изгиба в дальнейших расчётах по рекомендации [1, с.14-15] принимаем меньшее из и, т.е.

=199 МПа.

За допускаемое контактное напряжение в дальнейших расчётах по рекомендации [1, с.14-15] принимаем =373МПа.

2.3 Определение межосевого расстояния

[1, с.16]

Где - межосевое расстояние, мм

- коэффициент межосевого расстояния

- коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контактной линии, полученной в результате погрешностей в зацеплении и деформации зубьев

- коэффициент ширины по межосевому расстоянию, 0,36…0,28,

По рекомендации [1, с.15] принимаем

- крутящий момент на тихоходном валу, Нмм

- для косозубых колёс [1, с.15]

[1, с.15]

Нм

мм

По [1, с.363, таблица 19.1], принимаем мм.

2.4 Расчёт предварительных основных размеров колеса

[1, с.16]

Где - делительный диаметр, мм

мм

[1, с.16]

Где - ширина колеса, мм

мм

По [1, с.363, таблица 19.1], принимаем мм.

2.5 Расчёт и выбор по СТ СЭВ модуля передачи

[1, с.16]

Где - модуль передачи, мм

- коэффициент модуля передачи

По рекомендации [1, с.16] принимаем ,

МПа (см. п.2.2)

мм

По рекомендации [1, с.16, 1ый ряд], принимаем мм.

2.6 Определение суммарного числа зубьев предварительного угла наклона

[1, с.17]

Где - суммарное число зубьев

- минимальный угол наклона зубьев

По рекомендации принимаем

По рекомендации [1, с.17], принимаем

[1, с.17]

Где - угол наклона зубьев

.

2.7 Определение числа зубьев шестерни и колеса

[1, с.17]

Где - число зубьев шестерни

- минимальное число зубьев шестерни

[1, с.17]

По рекомендации [1, с.17], принимаем

По рекомендации [1, с.17], принимаем

[1, с.17]

Где - число зубьев шестерни

.

2.8 Определение фактического передаточного числа

[1, с.17]

Где фактическое передаточное число

.

2.9 Определение геометрических размеров колёс

[1, с.17]

Где - делительный диаметр шестерни, мм

мм

[1, с.17]

Где - делительный диаметр колеса, мм

мм

[1, с.18]

Где - диаметры окружностей вершин зубьев шестерни , мм

мм

[1, с.18]

Где - диаметры окружностей впадин зубьев шестерни , мм

мм

[1, с.18]

Где - диаметры окружностей вершин зубьев колеса , мм

мм

[1, с.18]

Где - диаметры окружностей впадин зубьев колеса , мм

мм

2.10 Определение усилий в зацеплении

[1, с.18]

Где - окружная сила, Н

=149 Н (см. п.1.9)

[1, с.18]

Где - радиальная сила, Н

По рекомендации [1, с.18] для стандартного угла

Н

Н

[1, с.18]

Где - осевая сила, Н

Н.

2.11 Проверка зубьев колёс по напряжениям изгиба

[1, с.19]

Где - расчётное напряжение изгиба в зубьях колеса

- коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями,

- коэффициент учитывающий угол наклона зуба,

- коэффициент учитывающий распределение нагрузки по длине контактной линии,

- коэффициент динамический, учитывающий скорость вращения колёс,

- коэффициент учитывающий форму профиля зуба,

[1, с.18]

м/с

Где - окружная скорость колеса, м/с

По рекомендации [1, с.19, таблица 2.4] в зависимости от окружной скорости колеса степень точности принимаем равной 9, а коэффициент

[1, с.19]

Где - коэффициент учитывающий угол наклона зуба

По рекомендации [1, с.19] при вариантах Т.О. колёс ‡Tи‡U и скорости колеса зубья колёс полностью прирабатываются и коэффициент . А также для косозубых колёс при твёрдости зубьев НВ значение коэффициента

- коэффициент формы зуба шестерни

[1, с.19]

По [1, с.19, таблица 2.5], принимаем .

По [1, с.19, таблица 2.5], принимаем .

МПа

 [1, с.19]

МПа

Где - расчётное напряжение изгиба в зубьях шестерни

- коэффициент формы зуба колеса

=199 МПа, значит и , значит необходимое условие прочности выполнено.

2.12 Проверка зубьев колёс по контактным напряжениям

[1, с.20]

МПа

Где - расчётное контактное напряжение косозубых колёс, МПа

По рекомендации [1, с.20] принимают коэффициент распределения нагрузки между зубьями и коэффициент динамической нагрузки , для косозубых колёс при твёрдости зубьев НВ.

Расчётные напряжения могут отклоняться от допускаемых ,

=336…392 МПа. следовательно прочность колёс по контактным напряжениям обеспечена.

2.13 Основные геометрические параметры зубчатого зацепления

Наименование параметров	Обозначение и размерность	Формулы и результат расчёта
		шестерни	Колеса
Межосевое расстояние	, мм
Модуль нормальный	, мм	мм
Угол наклона зуба	, є
Модуль окружной	, мм	мм
Шаг зубьев нормальный	, мм	мм
Шаг зубьев окружной	, мм	мм
Число зубьев
Делительные диаметры	, мм
Высота головки зуба	, мм	мм
Высота ножки зуба	, мм	мм
Высота зуба	, мм	мм
Диаметры вершин	мм
Диаметры впадин	мм
Передаточное число
Ширина колёс	, мм

3. Расчёт клиноремённой передачи

3.1 Проектный расчет

Для передачи крутящего момента от электродвигателя к редуктору в проектируемом приводе используется клиноремённая передача. Для расчёта используем методику, приведенную в [1, c. 262].

Исходя из номограммы условий работы ремня выбираем тип сечения Б [1, c.266].

Сечение	lp	W	To	Площадь сечения, мм2	Масса, кг/м	Lp
А	11	13	8	81	0,105	560-4000

Крутящий момент на ведущем шкиву:

Минимальный диаметр ведущего шкива определяем по табл. 5.3[6, c. 87], в зависимости от крутящего момента и типа сечения ремня, принимаем:

Принимаем диаметр шкива равным d1 = 125 мм.

Диаметр ведомого шкива рассчитывается по выражению:

где е=0,015- коэффициент проскальзывания ремня.

Выбираем диаметр ведомого вала равным d2=315 мм и уточняем

передаточное отношение ремённой передачи:

,

Угловая частота вала II составит

.

Минимальная величина межосевого расстояния:

,

где T0 - высота сечения ремня для выбранного типа сечения.

Максимальная величина межосевого расстояния:



Принимаем величину рабочего межосевого расстояния aр=350 мм.

Расчётная длина ремня составляет:

Принимаем величину длины ремня из стандартного ряда по ГОСТ 1284.1-80 равной L=1400 мм. Уточняем значение межосевого расстояния по формуле

,

y = (d2 - d1)2 = (250 - 315)2 = 4225 мм2.

В результате имеем:

.

При монтаже передачи необходимо обеспечить возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,01·L=14 мм для облегчения надевания ремней на шкивы и возможность его увеличения на 0,025·L=35 мм для увеличения натяжения ремней.

Произведём расчёт силовых характеристик ремённой передачи. Угол обхвата меньшего шкива составит:

,

Необходимое число ремней в передаче вычисляется по выражению:

где PП - допускаемая мощность, передаваемая ремнями,

[P0 ]= 1,57 кВт [6, c. 89];

CL - коэффициент, учитывающий влияние дины ремня, CL =0,96 [1, c. 268];

CP - коэффициент режима работы, CP =1,0 (легкий режим) [1, c. 260];

Ca - коэффициент, учитывающий угол обхвата, Ca =0,89 [1, c. 267];

Cz -коэффициент, учитывающий число ремней, Cz =0,95.

Итого получаем: , принимаем число ремней равное z=3.

Предварительное натяжение ветвей клинового ремня

,

где v - окружная скорость ведущего шкива,

и - коэффициент, учитывающий центробежную силу, и =0,18 Н·с2/м2.

Определение окружной силы, передаваемой комплектом клиновых ремней Ft Н:

Определение сил натяжения ведущей F1 и ведомой ветви F2,Н одного клинового ремня.

Сила действующая на валы:

Ширина обода шкива находится по формуле:

p=15 мм, f=10 - размеры канавок.

3.2 Проверочный расчет

Проверка прочности ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви



напряжение растяжения в клиновом ремне.

Здесь Еи =80...100 -- модуль продольной упругости при изгибе для прорезиненных ремней; Н --высота сечения клинового ремня.

напряжения от центробежных сил.

Здесь с -- плотность материала ремня, кг/м2; р = 1250... 1400 кг/мм3 -- для клиновых ремней.

[у]р -- допускаемое напряжение растяжения, Н/мм2;

[у]р =10 Н/мм2 -- для клиновых ремней.

Условие выполнено.

4. Проектный расчет валов цилиндрической зубчатой передачи

Выбор материалов

Выбираем материал для изготовления по , [1, с.125, таблица 7.

Ведущего вала - сталь 40Х ув = 9,0 · 108 Па, уТ = 7,5 · 108 Па, фТ = 4,5 · 108 Па] у-1 = 4,1 · 108 Па, ф-1 = 2,4 · 108 Па.	Ведомого вала - сталь 45 ув = 5,60 · 108 Па, уТ = 2,8 · 108 Па, фТ =1.5 · 108 Па] у-1 = 2.5 · 108 Па, ф-1 = 1,5 · 108 Па.

Принимаем по [2, с.4]при расчете валов на прочность допускаемое напряжение на кручение: [ф] = 15…25 МП , на изгиб

4.1 Определение диаметров ведущего вала и предварительный подбор подшипников

Эскиз ведущего вала

d1 - диаметр выходного конца вала, мм,

dn - диаметр под подшипник, мм,

dбп - диаметр буртика для упора подшипников.

Диаметр выходного конца вала определяем по формуле [2, с.4]

где Т1 - крутящий момент на ведущем валу, Н·м,T1= 46 Нм

Принимаем d1 = 25 мм [1, с.290, таблица 18.1]

Диаметр под подшипник определяем по формуле [2, с.4]

dn1 = d1 + 2t

где t - высота буртика, мм,

t = 2 мм [2, с.5, таблица 1.1].

dn1 = 25 + 2•2,5 = 30 мм.

Округляем до большего ближайшего стандартного значения: dn1=30 мм.

Диаметр буртика для упора подшипников определяем по формуле [2, с.5]

dбп1 = d + 3,2r,

где r - координата фаски подшипника, мм,

r = 2 мм [2, с.5, таблица 1.1]/

dбп1 = 30+ 3,2·2= 36,4мм.

Принимаем dбп1 = 40мм [1, с.290, таблица 18.1].

Назначаем радиальный шариковый подшипник № 306

[1, с.313, таблица 18.28]

Обозначе- ние	Внутренний диаметр подшипника dn, мм	Наружный диаметр подшипника D, мм	Ширина подшипника В, мм	Динамическая грузоподъемность Cr, кН
306	30	72	19	21,9

4.2 Определение диаметров ведомого вала и предварительный подбор подшипников

d2 - диаметр выходного конца вала, мм,

dk - диаметр под зубчатое колесо, мм,

dбк - диаметр буртика для упора колеса.

Диаметр выходных концов вала определяем по формуле [2, с.6]

мм

где Т2 - крутящий момент на ведомом валу, Т2 = 149 Н·м (см. п.1.9).

Принимаем d2 = 35 мм [1, с.290, таблица 18.1].

Диаметр под подшипник определяем по формуле [2, с.6]

dn2 = d2 + 2t,

t = 3мм [2, с.5, таблица 1.1],

dn2 = 35+ 2•3 = 41 мм.

Округляем до ближайшего большего стандартного значения: dn2 = 45 мм.

Диаметр под зубчатое колесо определяем по формуле [2, с.7]

dk = dn2 + 3,2r,

r =3 мм [2, с.5, таблица 1.1],

dk = 45 + 3,2·3 = 54,6 мм.

Принимаем dk = 55 мм [1, с.290, таблица 18.1].

Диаметр буртика для упора колеса определяем по формуле [2, с.7]

dбк = dk + 3f,

где f - размер фаски, мм,

f = 3 мм [2, с.5, таблица 1.1],

dбк =55 + 3,2 ·3 = 61,4 мм.

Принимаем dбк = 62 мм [1, с.290, таблица 18.1].

Предварительно назначается подшипник № 309

[1, с.313, таблица 18.28]

Обозначе- ние	Внутренний диаметр подшипника dn, мм	Наружный диаметр подшипника D, мм	Ширина подшипника В, мм	Динамическая грузоподъемность Cr, кН
309	45	100	25	52,7

5. Расчет и подбор муфты

Основной характеристикой любой муфты является крутящий момент, на передачу которого она рассчитана. По этому моменту подбираем муфту.

Где Тн- номинальный момент,

К - коэффициент динамической нагрузки, для ленточных транспортеров равен 1,3-1,5.

Принимаем - муфта упругая с торообразной оболочкой 200-I-35-I-У2 ГОСТ 20884-80.

Выбирается муфта, передающая максимальный крутящий момент равный 200 .

Диаметр отверстий полумуфты d=35 мм равен диаметру выходного конца вала d=35 мм.

6. Первый этап компоновки редуктора

Необходимые размеры элементов цилиндрического одноступенчатого редуктора для первого этапа его компоновки, мм

Таблица 4.1

Наименование элемента	Формула расчета	Результаты расчета
Толщина стенки основания корпуса		6
Зазор между торцом шестерни (вдоль оси) и стенкой корпуса		5
Зазор между зубьями колеса в радиальном направлении и стенкой корпуса		7
Зазор между внутренней стенкой корпуса и подшипником		4
Расстояние от наружного диаметра подшипника ведущего вала до внутренней стенки корпуса редуктора		22
Диаметр болтов	фундаментных		12
	стяжных		10
	фланцевых		8
Ширина фланца разъема корпуса		32
Длина гнезда под подшипник		35
Толщина прокладок		2
Толщина фланца крышки		10
Зазор между крышкой подшипника и муфтой		11
Зазор между ступицей звездочки (муфты) и крышкой подшипника		11
Расстояние между опорами ведущего вала		78
Расстояние между опорами ведомого вала		78
Ширина подшипника ведущего вала		19
Ширина подшипника ведомого вала		78
Расстояние между точками приложения консольной силы и реакции смежной опоры подшипника		68
		108
Длина конца вала под муфту		60
Длина ступицы шкива ременной передачи		50

7. Проверочный расчет валов

7.1 Составление расчетной схемы и усилий в цилиндрической зубчатой передаче.

Усилия в цилиндрическом косозубом зацеплении

7.2 Определение опорных реакций и построение эпюр изгибающих и крутящих моментов для ведомого вала

Предварительно определяем усилие от муфты по формуле

Вертикальная плоскость:

УM3у = Ry4·lT+ Fr2· (lT /2) -Fa·dw2/2 = 0,

УM4у = Ry3·lT- Fr2· (lT /2) +Fa·dw2/2 = 0,

Горизонтальная плоскость:

Определение изгибающих моментов в вертикальной плоскости и построение эпюры.

Myб = Ry3 • lT/2=-566•(0,078/2)=-22 Н•м

Myб =- Ry4 • lT/2=-86•(0,078/2)=-3,4 Н•м

Му3=0, Му4=0, Му5=0

Определение изгибающих моментов в горизонтальной плоскости.

Мх5 = 0,

Мх4 = 0

Определяем суммарные радиальные реакции, Н.

7.3 Определение диаметров ведомого вала в опасном сечении по совместному действию изгиба и кручения

Определение диаметра в опасном сечении.

Найденный диаметр dоп в опасном сечении должен быть меньше запроектированного диаметра под зубчатое колесо. dоп ? dк= 55 мм



Построение эпюр для ведомого вала

8. Проверка долговечности подшипников тихоходного вала

Принимаем подшипник 309 ГОСТ 8338-57:

Тип подшипника	d	D	B=T	Ca, H	С0а, Н
309	45	100	25	52,7	30,9

Радиальные нагрузки на опоры:

Rr3 =2279 H;

Rr4 = 2308 H.

R0=Fa2=222 Н.

RE-- эквивалентная динамическая нагрузка, Н [6 табл.9,1]; Эквивалентная динамическая нагрузка вычисляется по формуле:

Определяем отношение

Определяем коэффициенты e и y по отношению ,

e=0,22, Y=1,9 т.к. , то

V = 1 (вращается внутреннее кольцо подшипника); коэффициент безопасности Кб = 1,3 (см. табл. 9.4[6]); Lh =21024; температурный коэффициент Кт = 1,05 (см. табл.9.5[6]).

а1 -- коэффициент надежности. При безотказной работе подшипников

л= 90%, а1= 1

а 23 -- коэффициент, учитывающий влияние качества подшипника

и качества его эксплуатации; при обычных условиях работы подшипника

а 23=0,7...0,8 --для шариковых подшипников;

п -- частота вращения внутреннего кольца подшипника соответствующего вала 128, об/мин.

Определяем базовую долговечность

9. Расчет шпоночного соединения

9.1 Выбор шпонок

Для передачи вращающего момента применяют шпоночные соединения.

Параметры шпонок

Вал	Место установки	Диаметр участка вала, d	Сечение шпонки	Глубина паза	Длина шпонки, l
			b	h	Валаt1	Сту-пи-цы t2
Б	Под шкив	25	8	7	4	3,3	40
Т	Под зубчатое колесо	55	16	10	6	4,3	32
Т	Под муфту	35	10	8	5	3,3	40

9.2 Расчет шпоночный соединений

Быстроходный вал:

Призматические шпонки, применяемые в проектируемых редукторах, проверяют на смятие.



Где Fоп =649-сила давления ремня на шкив,Н.

Асм - площадь смятия мм2.

lp - рабочая длина шпонки, мм

При стальной ступице и спокойной нагрузке =110...190 Н/мм2.

Условие выполнено.

Тихоходный вал.

Шпонка на вал диаметром 55 мм под зубчатое колесо.

Где Ft =1301- окружная сила в зацеплении,Н.

Асм - площадь смятия мм2.

lp - рабочая длина шпонки, мм

При стальной ступице и спокойной нагрузке =110...190 Н/мм2.

Условие выполнено.

Шпонка на вал диаметром 35 мм под муфту.



Где F =1200- окружная сила в зацеплении, Н.

Асм - площадь смятия мм2.

lp - рабочая длина шпонки, мм

При стальной ступице и спокойной нагрузке =110...190 Н/мм2.

Условие выполнено.

10. Проверочный расчет тихоходного вала на выносливость

На расчетной схеме два опасных сечения в точках 3, Б и по коэффициенту загруженности определим опасное сечение.

Проверка сечения, в точке Б:

Где - сумма моментов в данном сечении =92Нм,

-коэффициент концентрации напряжения, =2.45, для цилиндрической шестерни, при МПа.

Wнетто = 0,1 · d3 - (b·t1 · (d - t1)2/2d) -момент сопротивления.

Wнетто = 0,1 ·553 - ( 16 · 6· ( 55 - 6)2 /2 · 55 ) = 14543мм3

Проверка сечения, в точке 3:

Где - сумма моментов в данном сечении =21,6Нм,

-коэффициент концентрации напряжения, =2, посадки подшипника, при МПа.

Wнетто = 0,1 · d3 -момент сопротивления.

Wнетто = 0,1 ·453 = 9113мм3

Наиболее опасное сечение в точке 3.

Амплитуда напряжения и средняя напряжение цикла:

Амплитуда колебаний цикла при изгибе:

МПа

Амплитуда и среднее напряжение цикла напряжения кручения:

,МПа

WКнетто = 0,2 ·453 = 18225мм3мм3- ,МПа

Внутреннее кольцо подшипника одето на вал с натягом. Поэтому концентратор напряжения посадка с натягом.

, , табл.8.15[7], при d=45 мм и

Посадочную поверхность под колесо принимаем Ra1.25, ; . Поверхность вала баз упрочнения; .

Пределы выносливости вала в сечении:

Предел выносливости материала вала при изгибе с симметричным циклом без концентрации напряжений можно принять: 520 МПа.

Предел выносливости материала вала при кручении с симметричным циклом без концентрации напряжений можно принять:

Коэффициент влияния ассиметрии цикла:

Коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям:

Коэффициенты запаса прочности в проверяемом сечении:

11. Конструктивные размеры редуктора и деталей

11.1 Конструктивные размеры зубчатых колёс и шестерней

Цилиндрическая шестерня

Фаска:

Цилиндрическое колесо

Диаметр ступицы:

Длина ступицы:

Толщина обода:

где b2 = 35 мм - ширина зубчатого венца.

Толщина диска:

Внутренний диаметр обода:



Диаметр центровой окружности:

Диаметр отверстий:

Фаска:

12. Выбор сорта масла

Для уменьшения потерь мощности на трение и снижение интенсивности износа трущихся поверхностей, а также для предохранения их от заедания, задиров коррозии и лучшего отвода теплоты трущиеся поверхности деталей должны иметь надежную смазку.

Для проектирование редуктора применим картерную системы смазки, наиболее распространенную в машиностроении. В корпус редуктора или коробки передач заливают масло так, чтобы венцы колес были в него погружены. При их вращении масло увлекается зубьями, разбрызгивается попадает на внутренние стенки корпуса, откуда стекает в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которая покрывает поверхность расположенных внутри корпуса деталей. Картерную систему смазки применяют при окружной скорости зубчатых колес от 0,3 до 12,5 м/с. В нашем случае окружные скорости быстроходной и тихоходной ступеней находятся в этих пределах, поэтому применение такой системы смазки вполне оправдано.

Приблизительный объем масла, необходимого для смазки редуктора:

где аb - площадь днища;

h - средний уровень масла

Уровень масла в редукторе:

Чем меньше скорость тем больше уровень масла: принимаем hм=30 мм.



h=y+hM=40+30=70

Заливаем в редуктор масло в количестве 1,25 л.

Подшипники смазываются тем же маслом, что и детали передач, стекающим со стенок корпуса.

По таблице 10.8[1] устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях [у]H = 373 H•мм и скорости v = 1,53 м/с рекомендуемая марка масла по (табл.10.29 [6]) И-Г-А-68 (индустриальное для гидравлических систем , без присадок 68 класса вязкости) с кинематической вязкостью при 40єС 61-75мм2/с.

13. Выбор посадок

Посадки элементов передач на валы - Н7/k6, что по СТ СЭВ 144-75 соответствует легкопрессовой посадке.

Посадки муфт на валы редуктора - Н8/h8.

Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала k6.

Остальные посадки назначаем, пользуясь данными таблицами [1].

Заключение

При выполнении курсового проекта по “Деталям машин” были закреплены знания, полученные за прошедший период обучения в таких дисциплинах как: теоретическая механика, сопротивление материалов, материаловедение.

Целью данного проекта является проектирование привода, который состоит как из простых стандартных деталей, так и из деталей, форма и размеры которых определяются на основе конструкторских, технологических, экономических и других нормативов.

В ходе решения поставленной передо мной задачей, была освоена методика выбора элементов привода, получены навыки проектирования, позволяющие обеспечить необходимый технический уровень, надежность и долгий срок службы механизма.

Опыт и навыки, полученные в ходе выполнения курсового проекта, будут востребованы при выполнении, как курсовых проектов, так и дипломного проекта.

Можно отметить, что спроектированный редуктор обладает хорошими свойствами по всем показателям.

По результатам расчета на контактную выносливость действующие напряжения в зацеплении меньше допускаемых напряжений.

По результатам расчета по напряжениям изгиба действующие напряжения изгиба меньше допускаемых напряжений.

Расчет вала показал, что запас прочности больше допускаемого.

При расчете был выбран электродвигатель, который удовлетворяет заданные требования.

Список использованной литературы

1. Чернавский С.А., Боков К.Н., Чернин И.М., Ицкевич Г.М., Козинцов В.П. 'Курсовое проектирование деталей машин': Учебное пособие для учащихся. М.:Машиностроение, 1988 г. 416с.

2. Дунаев П.Ф. ,Леликов О.П. 'Конструирование узлов и деталей машин', М.: Издательский центр 'Академия', 2003. 496 c.

3. Анурьев В.И. `Справочник конструктора машиностроителя' том 1, М.:Машиностроение, 2001. 920с.

4. Анурьев В.И. `Справочник конструктора машиностроителя' том 2, М.:Машиностроение, 2001. 901с.

5. Анурьев В.И. `Справочник конструктора машиностроителя' том 3, М.:Машиностроение, 2001. 859с.

6. Шейнблит А.Е. `Курсовое проектирование деталей машин' Учеб. пособие. Изд-е 2-е, перераб. и дополн. -- Калининград: Янтар. сказ. 2002. -- 454 с.

Размещено на Allbest.ru