39968

Проектирование привода технологического оборудования

Курсовая

Производство и промышленные технологии

Модуль числа зубьев колес и коэффициенты смещения . Модуль числа зубьев колес и коэффициенты смещения. Определим размеры характерных сечений заготовок по формулам тогда мм Кm = 20 – коэффициент учитывающий вид передачи; Диаметр заготовки колеса равен Выбираем материал для колеса и шестерни – сталь 45 термообработка – улучшение твердость поверхности зуба шестерни 269302 HB Dm1 = 80 мм Dm1 Dm твердость поверхности зуба колеса 235262 НВ Sm1 = 80 мм Sm1 Sm. Для их определения используем зависимость Пределы контактной...

Русский

2013-10-13

1.54 MB

11 чел.

Содержание

Введение..…………………………………… …………..………………………………………………………...5

1. Выбор электродвигателя и расчет требуемых кинематических параметров привода……… ….6

1.1. Расчет требуемой мощности…………...………………………………………………………… .6

1.2. Выбор электродвигателя……………….……………………………………..………….……..….6

1. 3. Частота вращения вала электродвигателя…….…………………………...……………...……6

1.4. Общее передаточное число привода…………………………………………………. .………… 6

1.5. Передаточное число косозубой передачи………………………………………………………  ..7

1.6. Передаточное число прямозубой передачи…………………………….………………..………..7

1.7. Частоты вращения валов………………………………………………… .……………… ………7

1.8. Мощность на валах……………………………………………………..……………….…………..7

1.9. Крутящие моменты, передаваемые валами……………………………………….. ……………7

2. Расчет цилиндрической косозубой передачи……………………………………………….…. .………….8

2.1. Выбор материалов зубчатых колес……………………………………. .………….……………..8

2.2. Допускаемые контактные напряжения………………………………………… .. ………….8

2.3. Допускаемые напряжения изгиба………………………… ………………… ………. .………....9

2.4. Геометрические параметры передачи………………………...……………… … …....… . .…..10

2.4.1. Межосевое расстояние……………………… ……… …….….……………… ………….…….10

2.4.2. Модуль, числа зубьев колес и коэффициенты смещения………… ……… ….…… ….10

2.4.3. Ширина зубчатых венцов и диаметры колес……………………… ……… … …… ………11

2.4.4. Окружная скорость в зацеплении и степень точности передачи… … …… ………. . …11

2.5. Проверочный расчет передачи………………………………………………………...…………12

2.5.1. Проверка контактной прочности зубьев…………………………. .…………………12

2.5.2. Проверка изгибной прочности зубьев……………………………………. …………..13

2.6. Силы в зацеплении………………………………… …………… …………… ………….. .…….14

3. Расчет цилиндрической прямозубой передачи…………………………… … …… ……… ……..……..15

3.1. Выбор материалов зубчатых колес………………………………………………………………15

3.2. Допускаемые контактные напряжения……….…………….………… ………………….…….15

3.3. Допускаемые напряжения изгиба……………………………………… ………………….…….16

3.4. Проектный расчет передачи…………………………...………………………..………… ……..17

3.4.1. Межосевое расстояние…………………………….……………………………… .……17

3.4.2. Модуль, числа зубьев колес и коэффициенты смещения……... …………… …….17

3.4.3. Ширина зубчатых венцов и диаметры колес…………… …… ….…………………18

3.4.4. Окружная скорость в зацеплении и степень точности передачи….. ... ... ... .....….19

3.5. Проверочный расчет передачи………………………………………………………….………..19

3.5.1. Проверка контактной прочности зубьев…………………………..…………19

3.5.2. Проверка изгибной прочности зубьев……………………… …………..……20

3.6. Силы в зацеплении…………………………………………………… ………………...…………21

4. Расчёт валов……………………………………………………………………….……………..….…….…..22

4.1. Проектный расчёт и конструирование валов……………………..……………………………22

4.2. Уточненный расчет валов…………………………………………………..…...……….…….….23

4.2.1 Расчёт I вала……………………………………………………..……….....……...……..23

4.2.2. Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов………………..……...……..24

4.2.3 Определение опорных реакций……………………………..…………………….…….25

4.2.4 Расчёт вала в сечении С……………………………..….………………………….….…25

4.2.5 Расчёт II вала……………………………………………………..………......……….…..27

4.2.6 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов………………..……....……..28

4.2.7 Определение опорных реакций……………………………..…………………….…….29

4.2.8 Расчёт вала в сечении С……………………………..….………………..………...……29

4.2.9 Расчёт III вала……………………………………………………..…….…...…….……..32

4.2.10 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов………………..……..……..33

4.2.11 Определение опорных реакций……………………………..…………………...…….34

4.2.12 Расчёт вала в сечении В…………………………….….………………….……………34

5. Расчёт подшипников……………………………………………………..………...……..…….…….………37

5.1 Расчет подшипников первого вала…………………………………………….………………..………...37

5.2 Расчет подшипников второго вала………………………………………………………..………...…...38

5.3 Расчет подшипников третьего вала………………………………………………………..………….....39

6. Подбор и проверка шпонок………………………………………………….…………….……..…….…...41

7. Расчет элементов корпуса редуктора……………………………………….…………….…….….……...42

8. Выбор сорта масла……………………………………….…………….…………………………..….……...43

Заключение………………………………………………………………………….…………………………...44

Библиографический список………………………………………………..…...……….……….……45


Введение.

Объектом изучения расчетов и проектирования является привод технологического оборудования, состоящий из двигателя и двухступенчатого редуктора. Зубчатые редукторы подобного типа широко используются в приводе различных машин (транспортеры, металлорежущие станки и т.д.). Рассматриваемый привод служит для передачи крутящего момента на исполнительный орган.

Для проектирования редуктора выполнены проектные и проверочные расчеты зубчатых передач.

На основе эскизного проектирования полученные данные для прочностных расчетов валов и подшипников качения. Расчеты, выполненные на основании современных подходов по проектированию зубчатых передач с использованием критерия работоспособности – прочности по контактным напряжениям. На основе методики расчета по ГОСТ 21354-87, полученные размеры принимаются стандартными.


1. Выбор электродвигателя и расчет требуемых

кинематических параметров привода.

1.1. Расчет требуемой мощности.

Требуемая мощность электродвигателя

,

где η0 общий КПД привода,

,

где  η1 =0,98 - КПД зубчатой цилиндрической передачи;

η2 =0,99 - КПД пары подшипников качения.

кВт

1.2. Выбор электродвигателя.

Синхронную частоту вращения двигателя выбираем из диапазона

мин-1

мин -1

По требуемой мощности выбираем асинхронный электродвигатель 160М8 c ближайшей большей стандартной мощностью Р=11 кВт, синхронной частотой вращения nc=750 об/мин и скольжением S= 2,5 %.

1. 3. Частота вращения вала электродвигателя.

мин-1

1.4. Общее передаточное число привода.

где  U0 – общее передаточное число привода;

1.5. Передаточное число косозубой передачи.

Передаточное число цилиндрической зубчатой передачи должно быть в диапазоне 2<U1 < 5, с округлением до ближайшего стандартного, примем .

1.6. Передаточное число прямозубой передачи.

Передаточное число цилиндрической зубчатой передачи должно быть в диапазоне 2<U1 < 5, с округлением до ближайшего стандартного, ,  .

1.7. Частоты вращения валов.

мин-1

мин-1

мин-1

1.8. Мощность на валах.

кВт,

кВт,

кВт

1.9. Крутящие моменты, передаваемые валами.

Крутящий момент на валу определяется по формуле

Сведем все полученные данные в таблицу 1.

Таблица 1

№ вала

Частота оборотов n,

Мощность Р, кВт

Крутящий момент

I

731

7.9

103.21

II

182.75

7.66

400.29

III

36.55

7.14

1865.58


2. Расчет цилиндрической косозубой передачи.

2.1. Выбор материалов зубчатых колес.

Определим размеры характерных сечений заготовок по формулам, тогда

мм

Кm = 20 – коэффициент, учитывающий вид передачи;

Диаметр заготовки колеса равен

Выбираем материал для колеса и шестерни – сталь 45, термообработка – улучшение, твердость поверхности зуба шестерни 269…302 HB, Dm1 = 80 мм, Dm1 > Dm, твердость поверхности зуба колеса 235…262 НВ, Sm1 = 80 мм, Sm1 > Sm. Средние значения твердости поверхности зуба шестерни и колеса:

HB1 = 0,5∙( HB1min+ НB1max) = 0,5∙(269+302) = 285,5

НВ2 = 0,5∙( НВ2min+ НВ2max) = 0,5∙(235+262) = 248,5

2.2. Допускаемые контактные напряжения.

Для их определения используем зависимость

  

Пределы контактной выносливости

σH lim1 = 2 HB1 + 70 = 2 285,5 + 70 = 641 МПа,

σH lim2 = 2 HB2 + 70 = 2 248,5 + 70 = 567 МПа

Коэффициенты безопасности SH1 = 1,1, SH2 = 1,1.

Коэффициенты долговечности


Базовые числа циклов при действии контактных напряжений:

NH01 = 23,5 106,  NH02 = 16,8 106

Эквивалентные числа циклов напряжений NHE j h  Nj, где μh = 0,5 - коэффициент эквивалентности для тяжелого режима работы.

Суммарное число циклов нагружения

N∑1 = 60  nII  c  th

где с – число зацеплений за один оборот колеса, с = 1;

th – суммарное время работы передачи

th = 365 * 24 * L * Kг * Kс * ПВ

ПВ = 0.01 * ПВ% = 0.01*45=0.45

th = 365 * 24 * 10 * 0.5 * 0.6 * 0.45 =11826 ч

N∑1 = 60 * 731 * 11826 = 5.2∙108

N∑2 = N∑1 / U 1

N∑2 = 5.2∙108 / 4 = 1.3∙108

NHЕ 1 = 0.125 * 5.2 * 108 = 65∙106

NHЕ 2 = 0.125 * 1.3 * 108 = 16.25∙106

Поскольку , примем

KHL2 =

Определим допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса:

МПа,

МПа,

= 518.34 МПа.

Допускаемые контактные напряжения для косозубой передачи

σHР = 0,45 * ( σHР1 + σHР2 ) = 0.45 * (582.73+ 518.34) = 495.5  МПа,

σ /HР =1,23 * σHР min = 1,23 * 518.34  = 637.56  МПа.

Условие σHР  < σ /HР выполняется.

2.3. Допускаемые напряжения изгиба.

Допускаемы напряжения изгиба определим по формуле:

Пределы изгибной выносливости зубьев

σF lim1 = 1,75 ∙ НВ1 = 1,75 ∙ 285,5 = 499,62  МПа

σF lim2 = 1,75 ∙ НВ2 = 1,75 ∙ 248,5 = 434,88  МПа

Коэффициенты безопасности при изгибе SF1 = SF2 = 1,7.

Коэффициенты, учитывающие влияние двухстороннего приложения нагрузки для реверсивного привода КFС1 = 0,65, КFС2 = 0,65.

Коэффициенты долговечности

где q – показатель степени кривой усталости, q1 = 6, q2 = 6

NF 0 = 4 * 106 – базовое число циклов при изгибе.

Эквивалентное число циклов напряжений при изгибе NFE j = μF j * Nj, где μFj – коэффициенты эквивалентности лёгкого режима работы, μF = 0,038.

NFE1 = 0,038 * 5,2∙108 = 19,76∙106

NFE2 = 0,038 * 1,3∙108 = 4,94∙106

Поскольку NFЕ 1 > NF0 , , примем  KFL1 = 1,

Вычислим

Определим допускаемые напряжения изгиба для шестерни и колеса:

МПа

МПа.

2.4. Геометрические параметры передачи.

2.4.1. Межосевое расстояние.

где Ka = 410 для косозубых передач,

ψba = 0,4 - коэффициент ширины зубчатого венца для косозубых передач,

примем КH = 1,2 – коэффициент контактной нагрузки

мм.

Полученное межосевое расстояние округлим до значения

2.4.2. Модуль, числа зубьев колес и коэффициенты смещения.

mn = (0,01..0,02) * aw = (0,01..0,02) * 140 = 1,4…2,8 мм.

Выбираем стандартный модуль

Суммарное число зубьев передачи

Примем ZΣ =137.

Делительный угол наклона зуба

Число зубьев шестерни

Округлим полученное значение до ближайшего целого числа Z1=27.

Число зубьев колеса Z2 = ZZ1 = 137 – 27 = 110.

Фактическое передаточное число

Отличие фактического передаточного числа от номинального

.

Поскольку Z1 > 17, примем коэффициенты смещения x1 = 0, x2 = 0.

2.4.3. Ширина зубчатых венцов и диаметры колес.

Ширина зубчатого венца колеса

bw2 = ψba * aw = 0,4 * 140 = 56 мм

Округлим до ближайшего числа из ряда номинальных линейных размеров: = 56 мм. Ширину зубчатого венца шестерни bw1 принимают на 2…5 мм больше чем bw2.

Примем bw1 = 61 мм.

Диаметры окружностей зубчатых колес:

делительные окружности

мм

мм

окружности вершин зубьев

мм

мм

окружности впадин зубьев

мм

мм

2.4.4. Окружная скорость в зацеплении и степень точности передачи.

м/с

Назначим степень точности передачи nст = 9.

2.5. Проверочный расчет передачи.

2.5.1. Проверка контактной прочности зубьев.

Zσ = 8400 – для косозубых передач.

Коэффициент контактной нагрузки

KH = KH α * KH β * KHV

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями

KH α = 1+А*(nст – 5) * Kw

где A = 0,15 для косозубых передач;

Kw – коэффициент, учитывающий приработку зубьев.

При НВ2 ≤ 350 для определения Kw используем выражение

Kw = 0,002 * НВ2 + 0,036 * (v – 9) = 0,002 * 248,5 + 0,036 * (2б11 – 9) = 0,25

KH α =1 + 0,15 * (8 – 5) * 0,25 = 1,11

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине колеса

KH β = 1 + (K0H β – 1) * Kw

где K0H β – коэффициент неравномерности распределения нагрузки в начальный период работы.

Для определения K0H β найдем коэффициент ширины венца по диаметру

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

По значению ψbd определим методом линейной интерполяции K0H β = 1.04, тогда

KH β = 1 + (1,04 – 1) * 0,25 = 1,01

Динамический коэффициент определим методом линейной интерполяции

KHV = 1,15

Окончательно найдем:

KH = 1,11* 1,01* 1,15 = 1,289

МПа

Поскольку σH  < σHР , выполним расчет недогруза по контактным напряжениям:

Δ

2.5.2. Проверка изгибной прочности зубьев.

Напряжение изгиба в зубе шестерни

Коэффициенты формы зуба при xj = 0

;

где – эквивалентное число зубьев,

Коэффициент, учитывающий влияние угла наклона зуба на его поверхность

Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев

Коэффициент нагрузки при изгибе

KF = KF α * KF β * KFV

KF α = 1 + 0,15 * (nст – 5) = 1 + 0,15 * (8 – 5) = 1,45

KF β = 0,18 + 0,82 * K0H β = 0,18 + 0,82 *1,04 = 1,033

KFV = 1 + 1,5 * (KHV – 1) = 1 + 1,5 * (1,15 – 1) = 1,1725 – при НВ2 < 350.

KF = 1,45 * 1,033 * 1,1725 = 1,756

МПа

<  недогруз

Напряжения изгиба в зубьях колеса

МПа

<  недогруз

2.6. Силы в зацеплении.

Окружная сила Н

Распорная сила Н

Осевая сила Н


3. Расчет цилиндрической прямозубой передачи.

3.1. Выбор материалов зубчатых колес.

Определим размеры характерных сечений заготовок по формулам, тогда

 мм

Кm = 24 – коэффициент, учитывающий вид передачи;

Диаметр заготовки колеса равен  

Выбираем материал для шестерни- сталь 40ХН, термообработка – улучшение + закалка, твердость поверхности зуба шестерни 48…53 HRC, Dm1 = 125 мм, Dm1 > Dm, для колеса- сталь 40Х, термообработка –улучшение, твердость поверхности зуба колеса 269…302 НВ, Sm1 = 125 мм, Sm1 > Sm. Средние значения твердости поверхности зуба шестерни и колеса:

HRC1 = 0,5∙( HRC1min+ НRC1max) = 0,5∙(48+53) = 50,5HRC

НВ2 = 0,5∙( НВ2min+ НВ2max) = 0,5∙(269+302) = 300HB

3.2. Допускаемые контактные напряжения.

Для их определения используем зависимость

  

Пределы контактной выносливости

σH lim1 = 17HRC1 + 200 = 17 50,5 + 200 = 1050 МПа,

σH lim2 = 2  HB2 + 70 = 2 300 + 70 = 670 МПа

Коэффициенты безопасности SH1 = 1,1, SH2 = 1,1.

Коэффициенты долговечности


Базовые числа циклов при действии контактных напряжений:

NH01 = 86,9 106,  NH02 = 23,5 106

Эквивалентные числа циклов напряжений NHE j h  Nj, где μh = 0,125 - коэффициент эквивалентности для лёгкого режима работы.

Суммарное число циклов нагружения

N∑1 = 60  nII  c  th

где с – число зацеплений за один оборот колеса, с = 1;

th – суммарное время работы передачи

th = 365 24  L  Kг  Kс  ПВ

ПВ = 0,01 45 = 0,45

th = 365 24 10 0,5 0,6 0,45 =11826 ч

N∑1 = 60 182,75 11826 = 1,297∙108

N∑2 =

N∑2 = 60∙36,55∙ 5 = 0,259∙108

NHЕ 1 = 0,125 ∙ 1,297∙108=16,2∙106

NHЕ 2 = 0,125 ∙ 0,259∙108= 3,24∙106

Определим допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса:

МПа,

МПа,

Допускаемые контактные напряжения для прямозубой передачи

3.3. Допускаемые напряжения изгиба.

Допускаемы напряжения изгиба определим по формуле:

Пределы изгибной выносливости зубьев

σF lim1 = 650МПа

σF lim2 = 1,75 ∙ НВ2 = 1,75 ∙ 300 = 525  МПа

Коэффициенты безопасности при изгибе SF1 = SF2 = 1,7.

Коэффициенты, учитывающие влияние двухстороннего приложения нагрузки для реверсивного привода КFС1 = 1, КFС2 = 1.

Коэффициенты долговечности

где q – показатель степени кривой усталости, q1 = 6, q2 = 6

NF 0 = 4 ∙ 106 – базовое число циклов при изгибе.

Эквивалентное число циклов напряжений при изгибе NFE j = μF jNj, где μFj – коэффициенты эквивалентности лёгкого режима работы, μF = 0,038.

NFE1 = 0,038 ∙ 1,297∙108 = 4,93∙106

NFE2 = 0,038 ∙ 0,259∙108 = 0,98∙106

Поскольку NFЕ 1 > NF0 , NFЕ 2 > NF0 , примем  KFL1 = 1, KFL2 = 1

Определяем дополнительное напряжения изгиба для шестерни и колеса:

МПа

МПа.

3.4 Проектный расчёт передачи.

3.4.1. Межосевое расстояние.

где Ka = 450 для прямозубых передач,

ψba = 0,315 - коэффициент ширины зубчатого венца для прямозубых передач,

примем КH = 1,2 – коэффициент контактной нагрузки

мм

Полученное межосевое расстояние округлим до значения

3.4.2. Модуль, числа зубьев колес и коэффициенты смещения.

mn = (0,01..0,02) ∙ aw = (0,01..0,02) ∙ 250 = 2,5…5 мм.

Выбираем стандартный модуль

Суммарное число зубьев передачи

Число зубьев шестерни

Примем Z1=21

Число зубьев колеса Z2 = ZZ1 = 125 – 21 = 104.

Фактическое передаточное число

Отличие фактического передаточного числа от номинального

Δ.

Поскольку Z1 > 17, примем коэффициенты смещения x1 = 0, x2 = 0.

3.4.3. Ширина зубчатых венцов и диаметры колес.

Ширина зубчатого венца колеса

bw2 = ψbaaw = 0,315 ∙ 250 = 78 мм

Ширину зубчатого венца шестерни bw1 принимают на 2…5 мм больше чем bw2 =80.

Примем bw1 = 85 мм.

Диаметры окружностей зубчатых колес:

делительные окружности

мм

мм

окружности вершин зубьев

мм

мм

окружности впадин зубьев

мм

мм

3.4.4. Окружная скорость в зацеплении и степень точности передачи.

м/с

Назначим степень точности передачи nст = 8.

3.5. Проверочный расчет передачи.

3.5.1. Проверка контактной прочности зубьев.

Zσ = 9600 – для прямозубых передач.

Коэффициент контактной нагрузки

KH = KH α  KH β  KHV

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями

KH α = 1+А*(nст – 5)  Kw

где A = 0,06 для косозубых передач;

Kw – коэффициент, учитывающий приработку зубьев.

При НВ2 ≤ 350 для определения Kw используем выражение

Kw = 0,002 ∙ НВ2 + 0,036 ∙ (V – 9) = 0,002 ∙ 193 + 0,036 ∙ (0,8 – 9) = 0,3

KH α =1 + 0,06 ∙ (8 – 5) ∙ 0,3 = 1,05

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине колеса

KH β = 1 + (K0H β – 1) ∙ Kw

где K0H β – коэффициент неравномерности распределения нагрузки в начальный период работы.

Для определения K0H β найдем коэффициент ширины венца по диаметру

ψbd = 0,5 ∙ ψba ∙ (U1 + 1) = 0,5 ∙ 0,315 ∙ (5 + 1) = 0,95

По значению ψbd определим методом линейной интерполяции K0H β = 1,07, тогда

KH β = 1 + (1,07 – 1) * 0,3= 1,02

Динамический коэффициент определим методом линейной интерполяции

KHV = 1,15

Окончательно найдем:

KH = 1,05 ∙ 1,02∙ 1,15 = 1,23 ,

МПа

Поскольку σH  < σHР , выполним расчет недогруза по контактным напряжениям:

Δ

3.5.2. Проверка изгибной прочности зубьев.

Напряжение изгиба в зубе шестерни

Коэффициенты формы зуба при xj = 0

;

Коэффициент нагрузки при изгибе

KF = KF αKF βKFV

KF α = 1 – для прямозубых передач

KF β = 0,18 + 0,82 ∙ K0H β = 0,18 + 0,82 ∙1,07 = 1,057

KFV = 1 + 1,5 ∙ (1,05– 1) = 1,075 – при НВ2 < 350.

KFV = 1 + 1,5 ∙ (1,15– 1)=1,225

KF = 1 ∙ 1,057 ∙ 1,225 = 1,295

МПа

<

Напряжения изгиба в зубьях колеса

МПа

3.6. Силы в зацеплении.

Окружная сила Н

Распорная сила Н


4. Расчёт валов.

4.1. Проектный расчёт и конструирование валов.

Диаметры валов определяют по формуле:

,

где [к] = 20 МПа - пониженные допускаемые напряжения на кручение, Т – крутящий момент в опасном сечении вала.

Выбираем материал для валов сталь 40Х ( Dm= 125 мм- предельный наружный диаметр заготовки, термообработка- улучшение, твёрдость поверхности- 269-302 HB, предел прочности- 900 МПа, предел текучести- 750 МПа).

мм

мм

мм

Полученные результаты округляем до ближайших значений из стандартного ряда dI =30 мм, dII =48 мм, dIII =80 мм.


4.2. Уточненный расчет валов.

4.2.1 Расчёт I вала.

Крутящий момент на валу Т = 103,2 Н∙м. Силы, приложенные к валу со стороны косозубой передачи: окружная Н, распорная Н, осевая Н.


4.2.2. Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов.

4.2.3. Определение опорных реакций.

1. Вертикальная плоскость:

∑m B = 0

∑хi = 0

2. Горизонтальная плоскость:

∑m A = 0

∑yi = 0

Опасное сечение C

4.2.4. Расчёт вала в сечении C.

1. Определение нагрузок:

,

 ,

2. Геометрические характеристики сечения:

Осевой момент сопротивления

мм3

полярный момент сопротивления

мм3

площадь сечения

мм2

3. Определение напряжений:

напряжения изгиба меняются по симметричному циклу с амплитудой

 МПа

средние нормальные напряжения

 МПа

касательные напряжения

 МПа

4. Пределы выносливости:

МПа

МПа

5. Коэффициент влияния шероховатости поверхности. Примем, что поверхность вала под червячное колесо получена чистовым обтачиванием с Ra = 3,2 мкм , КF = 1,33.

6. Коэффициент чувствительности к асимметрии цикла:

7. Коэффициент влияния упрочнения. Примем, что на участке вала с опасным сечением упрочнение отсутствует. Тогда KV = 1.

8. Коэффициенты запаса прочности:

Общий коэффициент запаса прочности

Усталостная прочность вала в сечении C обеспечена.


4.2.5 Расчёт
II вала.

Крутящий момент на валу Т = 400,29  Н*м. Силы, приложенные к валу со стороны прямозубой передачи: окружная Н, распорная Н. Силы, приложенные к валу со стороны косозубой передачи: окружная Н, распорная Н, осевая Н. Расстояния - мм, мм, мм. Диаметр участка вала под подшипником мм.


4.2.6. Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов.

4.2.7. Определение опорных реакций.

1. Горизонтальная плоскость:

∑m A = 0

∑yi = 0

2. Вертикальная плоскость:

∑m A = 0

∑хi = 0

Опасное сечение  С.

4.2.8. Расчёт вала в сечении С.

1. Определение нагрузок:

,

 ,

2. Геометрические характеристики сечения:

В сечении 2 имеется шпоночный паз со следующими размерами b = 18 мм, t1=7 мм.

Осевой момент сопротивления

мм3

полярный момент сопротивления

мм3

площадь сечения

мм2

3. Определение напряжений:

напряжения изгиба меняются по симметричному циклу с амплитудой

 МПа

средние нормальные напряжения

 МПа

касательные напряжения

 МПа

4. Пределы выносливости:

МПа

МПа

5. Эффективные коэффициенты концентрации напряжений и коэффициенты влияния размера поперечного сечения:

В опасном сечение имеется концентратор напряжений - шпоночный паз.

Для шпоночного паза:

,

   

    

6. Коэффициент влияния шероховатости поверхности. Примем, что поверхность вала под червячное колесо получена чистовым обтачиванием с Ra = 3,2 мкм , КF = 1,5.

7. Коэффициент чувствительности к асимметрии цикла:

8. Коэффициент влияния упрочнения. Примем, что на участке вала с опасным сечением упрочнение отсутствует. Тогда KV = 1.

9. Коэффициенты перехода от пределов выносливости образца к пределам выносливости детали:

10. Коэффициенты запаса прочности:

Общий коэффициент запаса прочности

Усталостная прочность вала в сечении 1 обеспечена.


4.2.9 Расчёт III вала.

Крутящий момент на валу Т = 1865,6  Н∙м. Силы, приложенные к валу со стороны прямозубой передачи: окружная Н, распорная Н.

4.2.10. Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов.

4.2.11. Определение опорных реакций.

1. Вертикальная плоскость:

∑m В = 0

∑хi = 0

2. Горизонтальная плоскость:

∑m A = 0

∑yi = 0

Опасное сечение В

4.2.12. Расчёт вала в сечении В.

1. Определение нагрузок:

,

 

2. Геометрические характеристики сечения:

В сечении 1 имеется шпоночный паз со следующими размерами b = 22 мм, t1=9 мм.

Осевой момент сопротивления

мм3

полярный момент сопротивления

мм3

площадь сечения

мм2

3. Определение напряжений:

напряжения изгиба меняются по симметричному циклу с амплитудой

 МПа

средние нормальные напряжения

 МПа

касательные напряжения

 МПа

4. Пределы выносливости:

МПа

МПа

5. Эффективные коэффициенты концентрации напряжений и коэффициенты влияния размера поперечного сечения:

В опасном сечение имеется концентратор напряжений - шпоночный паз.

,

   

    

6. Коэффициент влияния шероховатости поверхности. Примем, что поверхность вала под подшипник получена чистовым шлифованием с   мкм. По величине найдем .

7. Коэффициент чувствительности к асимметрии цикла:

8. Коэффициент влияния упрочнения. Примем, что на участке вала с опасным сечением упрочнение отсутствует. Тогда KV = 1.

9. Коэффициенты перехода от пределов выносливости образца к пределам выносливости детали:

10. Коэффициенты запаса прочности:

Общий коэффициент запаса прочности

Усталостная прочность вала в сечении В обеспечена.

5. Расчёт подшипников.

5.1 Расчёт подшипников первого вала.

Подбираем подшипники по наиболее нагруженной опоре.

Выбираем роликовый конический однорядный подшипник легкой серии  №7206 со следующими параметрами: мм, мм, мм, мм, кН, , .

Суммарные опорные реакции:

кН

кН

Осевые составляющие от радиальных нагрузок:

Внешние осевые силы, действующие на подшипники.

Опора А: кН

Опора В: кН

Расчет подшипников на долговечность ведем по наиболее нагруженной правой опоре, считая, что она воспринимает осевую нагрузку. Fa=0,34кH

Коэффициент вращения , при вращение внутреннего кольца подшипника.

Коэффициент нагрузки:

Температурный коэффициент - , при рабочей температуре подшипника .

Коэффициент безопасности - .

Эквивалентная динамическая нагрузка:

кН

Долговечность подшипника при максимальной нагрузке:

ч

m = 3,33 - показатель степени кривой усталости для роликоподшипников.

Эквивалентная долговечность подшипника:

ч

µh = 0,47 - коэффициент эквивалентности для тяжелого режима нагружения.

Поскольку LE > 87600 ч, то выбранный подшипник удовлетворяет заданным условиям работы.

5.2 Расчёт подшипников второго вала.

Подбираем подшипники по наиболее нагруженной опоре.

Выбираем роликовый конический однорядный подшипник легкой серии  №7207 со следующими параметрами: мм, мм, мм, мм, кН, , .

Суммарные опорные реакции:

кН

кН

Осевые составляющие от радиальных нагрузок:

Внешние осевые силы, действующие на подшипники.

Опора А: кН

Опора В: кН

Расчет подшипников на долговечность ведем по наиболее нагруженной левой опоре, считая, что она воспринимает осевую нагрузку. Fa=0,95кH

Коэффициент вращения , при вращение внутреннего кольца подшипника.

Коэффициент нагрузки:

Температурный коэффициент - , при рабочей температуре подшипника .

Коэффициент безопасности - .

Эквивалентная динамическая нагрузка:

кН

Долговечность подшипника при максимальной нагрузке:

ч

m = 3,33 - показатель степени кривой усталости для роликоподшипников.

Эквивалентная долговечность подшипника:

ч

µh = 0,47 - коэффициент эквивалентности для тяжелого режима нагружения.

Поскольку LE > 87600 ч, то выбранный подшипник удовлетворяет заданным условиям работы.

5.3 Расчёт подшипников третьего вала.

Подбираем подшипники по наиболее нагруженной опоре.

Выбираем роликовый конический однорядный подшипник легкой серии  №7212 со следующими параметрами: мм, мм, мм, мм, кН, , .

Суммарные опорные реакции:

кН

кН

Осевые составляющие от радиальных нагрузок:

Внешние осевые силы, действующие на подшипники.

Опора А: кН

Опора В: кН

Расчет подшипников на долговечность ведем по наиболее нагруженной правой опоре, считая, что она воспринимает осевую нагрузку. Fa=1,5кH

Коэффициент вращения , при вращение внутреннего кольца подшипника.

Коэффициент нагрузки:

Температурный коэффициент - , при рабочей температуре подшипника .

Коэффициент безопасности - .

Эквивалентная динамическая нагрузка:

кН

Долговечность подшипника при максимальной нагрузке:

ч

m = 3,33 - показатель степени кривой усталости для роликоподшипников.

Эквивалентная долговечность подшипника:

ч

µh = 0,47 - коэффициент эквивалентности для тяжелого режима нагружения.

Поскольку LE > 87600 ч, то выбранный подшипник удовлетворяет заданным условиям работы.

6. Подбор и проверка шпонок

Выбираем призматические шпонки по ГОСТ 233360-78.

Напряжение смятия узких граней шпонок не должны превышать допускаемого .

.

а) Шпонка под муфту 1 вала:

t1=4- глубина шпоночного паза, мм.

h=7- высота шпонки, мм.

l=33- длина шпонки, мм.

d=25- диаметр участка вала, мм.

T=103,21- крутящий момент, передаваемый шпонкой, Нм.

lp=l-b=25- рабочая длина шпонки, мм.

σсм=110,1- напряжение смятия на рабочей грани шпонки, МПа.

б) Шпонка под колесо 1 передачи:

t1=7- глубина шпоночного паза, мм.

h=11- высота шпонки, мм.

l=56- длина шпонки, мм.

d=60- диаметр участка вала, мм.

T=400,29- крутящий момент, передаваемый шпонкой, Нм.

lp=l-b=56-18=42- рабочая длина шпонки, мм.

σсм=79,4- напряжение смятия на рабочей грани шпонки, МПа.

в) Шпонка под колесо паразитной передачи.

t1=5,5- глубина шпоночного паза, мм.

h=9- высота шпонки, мм.

l=40- длина шпонки, мм.

d=50- диаметр участка вала, мм.

T=400,29- крутящий момент, передаваемый шпонкой, Нм.

lp=l-b=40-14=26- рабочая длина шпонки, мм.

σсм=136,8- напряжение смятия на рабочей грани шпонки, МПа.

г) Шпонка под муфту 3 вала:

t1=9- глубина шпоночного паза, мм.

h=14- высота шпонки, мм.

l=76- длина шпонки, мм.

d=80- диаметр участка вала, мм.

T=1865,58- крутящий момент, передаваемый шпонкой, Нм.

lp=l-b=74-22=52- рабочая длина шпонки, мм.

σсм=128,6- напряжение смятия на рабочей грани шпонки, МПа.

7. Расчет элементов корпуса редуктора.

Материал корпуса чугун СЧ15.

Толщина стенки корпуса редуктора определяется по формуле

=0.025+18,

где - межосевое расстояние, =

Диаметр фундаментного болта равен

dф=(0.03…0.06)+12= (20мм 

Диаметры шпилек крепления крышки корпуса к основанию у подшипников

dш=(0.7…0.75) dФ=(0.7…0.75)20=16мм

Диаметры болтов крепления крышки корпуса к основанию на фланцах

dб3=(0.5…0.6) dф=(0.5…0.6)20=12мм

Расстояние от внутренней стенки корпуса до края лапы L1  = 3+ δ+ b1 и до оси фундаментного болта P1= 3+ δ+ a1:

L1= 3+8+48=59мм

P1=3+8+25=36мм

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

L2= 3+8+4+40=55мм

Расстояние от внутренней стенки корпуса до оси болта с диаметром dб2  равно P2=3++a2,

P2=3+8+21=32мм

Ширина боковых фланцев L3=3++b3, расстояние от внутренней стенки корпуса до оси болта с диаметром dб3  равно P3=3++a3:

L3=3+8+33=44мм

P3=3+8+18=29мм

Толщина нижнего фланца корпуса h3=1.5

h3=1.75*8=14мм

Толщина верхнего фланца корпуса h4=0,85*h3

h4=0,85*14=13мм

Толщина лапы h1=2.5

h1=2.5*8=20мм

Толщина ребра жесткости С==8мм

8. Выбор сорта масла

Для редукторов общего назначения применяют непрерывное смазывание жидким масло картерным непроточным способом (окунанием). Этот способ применяют для зубчатых передач при окружных скоростях от 0.3 до 15 м/с.

Устанавливаем вязкость масла: при контактных напряжениях σН < 600 МПа и скорости v < 2м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть равна 34 мм/с. Принимаем масло индустриальное И-Г-А-32 (по ГОСТ 17479.4-87), где И – индустриальное, Г – для гидравлических систем, А – масло без присадок,32– класс кинематической вязкости.

В цилиндрических редукторах наиболее простой и распространенный способ смазки элементов передач – погружение их в масло, залитое в нижнюю часть корпуса. Он оправдывает себя для зубчатых передач при окружных скоростях до 15 м/с. Глубина погружения цилиндрического колеса составляет 2mn …0,25d соответственно нижнему и верхнему уровням смазки, но не менее 10 мм.

        Уровень масла, находящегося в корпусе редуктора, контролируют с помощью фонарного 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.

Заключение.

В конструкторской части проекта рассчитана цилиндрическая прямозубая передача с параметрами: межосевое расстояние 140 мм и передаточным числом 4, а так же цилиндрическая косозубая передача с параметрами: межосевое расстояние 250 мм и передаточным числом 5.

Был применен асинхронный электродвигатель 160М8 мощностью Р=11 кВт, синхронной частотой вращения nc=750 об/мин.

Расчеты передач, валов, шпонок удовлетворяют условиям прочности, чем подтверждается работоспособность конструкции.

В проектной части выполнены конструкция вала и его расчётная схема.

Данный проект является учебным. Полученные знания по расчету проектирования будут использованы при изучении спецдисциплин и выполнении курсовой работы.


Библиографический список.

  1. Расчет деталей машин: Учебное пособие по курсам “Детали машин и основы конструирования” и “Механика”/ Г.Л. Баранов. Екатеринбург: ГОУ ВПО УГТУ-УПИ, 2007. 170 c.
  2. «Атлас конструкций редукторов». Л.И. Цехнович, И.П. Петриченко, Киев, 1979-127с.
  3. Проектирование механических передач: Учебно-справочное пособие по курсовому проектированию механических передач/ С.А. Чернавский, Г.М. Ицкович, М.: Машиностроение, 1976 – 608с.
  4. Детали машин: Учебник для студентов машиностроительных и механических специальностей вузов.  Под ред. Д.Н. Решетова, М.: Машиностроение, 1989-496с.


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

65138. Монеты и денежное обращение в Монгольских государствах XIII-ХV веках 121 KB
  Некоторое время назад среди случайных находок сделанных в Южной Украине Крыму и Кубани стали встречаться джучидские монеты достаточно необычного оформления. Путем прорисовок по трем экземплярам...
65139. МОНЕТЫ СОЛХАТА 239.5 KB
  На протяжении длительного времени (со второй половины ХIII века и до распада Золотой Орды в ХV веке) город Крым являлся административным и торговым центром крымского наместничества. Согласно нумизматическим данным город...
65140. НОВГОРОД-СЕВЕРСКАЯ МОНЕТА ДМИТРИЯ ОЛЬГЕРДОВИЧА 76 KB
  Одна из монет клада автором публикации была отнесена к раннему типу монет Владимира Ольгердовича. Это определение было принято литовскими нумизматами а единственный экземпляр этой монеты издан как первый тип монеты...
65141. Новое в изучении Новгород-северских подражаний джучидским дирхемам третей четверти XIV века 104.5 KB
  Целью настоящей работы является поиск критериев надежного определения монет – подражаний денгам Мухаммеда Буляка (чекан Орды 772,773 и 777 годы хиджры), чеканенных на территории Новгород-Северского княжества в 1370-1380-е годы.
65142. НОВЫЙ ТИП СЕРЕБРЯНЫХ МОНЕТ УЗБЕКА, ЧЕКАНЕННЫХ В БУЛГАРЕ 53.5 KB
  Хромов 25 октября 2001 года Обрабатывая анонимные и анэпиграфные монеты 13 века из Волжско-Булгарского региона мной было обнаружено две серебряные монеты дирхемы неопубликованного ранее типа.
65143. О монетной чеканке на территории Киевского княжества в 50-е годы XIV века («киевские» подражания монетам Джанибека) 154 KB
  астоящий доклад является доработанным вариантом авторского доклада на XII Всероссийской нумизматической конференции. Более подробная разбивка типов монет на варианты стала возможным благодаря новым находкам публикуемых монет. Цифра в скобках указывает на порядковый номер монеты в весовой шкале для варианта, поэтому с добавлением новых монет до выхода их полного Каталога может изменяться
65144. Ранний монгольский доспех (IX – первая половина XIV в.) 916 KB
  Ранний монгольский доспех IX первая половина XIV в. Доспех монголов создавших в XIII первой половине XIV в. Хотя два свитка отнюдь не современники Ляо копия из музея Метрополитэн в Нью Йорке датируется XIV в. По вещественным и изобразительным источникам мы используем копию XIV в.
65145. Рыцарские доспехи XIV века из Азова 277.5 KB
  В 1979 г. в Азове при раскопках жилища золотоордынского времени, погибшего в результате пожара, был обнаружен компактной массой комплект железных предметов, составлявших защитные доспехи воина, и снаряжение его коня.