68820

КОРОБКА СКОРОСТЕЙ

Курсовая

Производство и промышленные технологии

Коробкой скоростей называется механизм, состоящий из зубчатых передач, выполненный в виде отдельного органа и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины. Назначение коробки скоростей - понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.

Русский

2014-09-26

1.85 MB

9 чел.

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ РЕСПУБЛИКИ БЕЛАРУСЬ

БЕЛОРУССКИЙ НАЦИОНАЛЬНЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ

Кафедра “Детали машин, ПТМ и М”

Группа 103401

КОРОБКА СКОРОСТЕЙ

Пояснительная записка

Разработал:                                                      Сербин И.С.

Консультант:                                           Бондаренко А.Г.

МИНСК 2004

Оглавление:

[0.0.0.1] Кафедра “Детали машин, ПТМ и М”

[0.1] МИНСК 2004

[1]
2. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

[2]
3.Расчет клиноременной передачи

[3]
4. Расчет цилиндрических зубчатых передач

[4]
5.Расчет корпуса коробки скоростей

[5]
6.Расчет валов

[6]
7.Расчет валов

[6.1] Проверочный расчет 2 вала

[6.1.1] Условие выполняется, прочность и жесткость обеспечены

[6.2] Проверочный расчет 4 вала

[7]
8.Расчет шпоночного соединения

[8]
9.Подбор муфты

[8.0.0.1] Расчет двухсторонней многодисковой фрикционной муфты

[9]
10. Выбор посадок деталей, шероховатостей поверхностей, граничных отклонений формы и расположения поверхностей

[10] 11.Выбор смазки для передач и подшипников

[11]
Список литературы


1.Назначение и область применения

Коробкой скоростей называется механизм, состоящий из зубчатых передач, выполненный в виде отдельного органа и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.

Назначение коробки скоростей - понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.

Коробка скоростей состоит из корпуса, в котором размещают элементы передачи - зубчатые колеса, валы, подшипники, муфты и т.д. В отдельных случаях в корпусе размещают также устройства для смазывания или устройства для охлаждения.

Коробку скоростей проектируют либо для привода определенной машины, либо по заданной нагрузке и передаточному числу без указания конкретного задания. Наиболее распространены горизонтальные коробки скоростей. Коробки скоростей могут иметь колеса с прямыми, косыми и зубьями. Корпус чаще всего выполняют литым чугуном, реже сварным стальным. Валы  монтируются на подшипниках качения или скольжения. Выбор горизонтальной или вертикальной схемы для коробок скоростей всех типов обусловлен общей компоновкой привода.

Спроектированная в настоящем курсовом  проекте коробка скоростей соответствует условиям технического задания.

Коробка скоростей нереверсивная двухскоростная. Она может применяться в приводах быстроходных конвейеров, транспортеров, других рабочих машин, которые работают в двух режимах.

Конструкция коробки скоростей отвечает требованиям техническим и сборочным. Конструкции многих узлов и деталей коробки скоростей учитывают особенности крупносерийного производства.

В работе над курсовым проектом широко применялась стандартизация и унификация.


2. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

2.1. Составляем кинематическую схему

Рис. 2.1. Кинематическая схема

1 - электродвигатель;

2,3 - шкивы ременной передачи;

4 – ремень зубчато-ременной передачи;

I,II, III,IV - валы редуктора;

Z1Z8 - зубчатые колеса.

2.2. Определяем общий КПД КОРОБКИ СКОРОСТЕЙ

Для определения мощности электродвигателя зададимся мощностью на валу рабочей машины (она задана в техническом задании и равна Р4=4,6 кВт). Затем, принимая во внимание потери мощности в передачах и подшипниках привода подсчитываем мощность на валу рабочей машины. По справочным таблицам определяем приблизительные значения КПД передач и подшипников[13, табл. 5.4, с. 74],:

а)КПД одной пары подшипников 1=0,98

б) закрытая зубчатая с цилиндрическими колесами 2=0,98;

в) ременная передача 3=0,98;

г)КПД муфты 4=0,98

Таким образом, общий КПД коробки скоростей будет:

.

Отсюда  мощность электродвигателя:

кВт.

2.3. Выбор электродвигателя

Для заданного значения мощности принимаем асинхронный  электродвигатель с номинальной мощностью равной или несколько превышающей  : электродвигатель серии 4А тип 132S6У3, для которого  кВт,  об/мин,.

Частота вращения вала электродвигателя под нагрузкой:

           об/мин.

2.4. Выбор передаточных чисел

Передаточные числа ступеней рекомендуемые ГОСТ 2185-66 :

а) ременной;

б)   

2.5. Расчет мощностей и крутящих моментов на валах

2.5.1. Мощности на валах привода

Определение мощности на валах коробки скоростей производится с учетом потерь мощности в подшипниках передач по формуле:

;

где  - мощность на расчетном валу, кВт;

 - мощность на предыдущем валу, кВт;

 - КПД передачи между двумя валами.

кВт;

кВт;

кВт;

кВт;

Результаты расчетов заносим в табл. 2.1.

2.5.2. Частоты вращения валов

Частоты вращения валов определяются по формуле:

    

где   ni –частота вращения расчетного вала;

ni-1 – частота вращения предыдущего вала;

U – передаточное отношение ступени.  nэл=967 об/мин;

   

Результаты расчетов заносим в табл. 2.1.

2.5.3. Крутящие моменты на валах привода

Крутящие моменты на валах привода определяются по формуле:

;

где  - искомый крутящий момент на валу, Нм;

 Pi- мощность на валу, Вт; ni- частота вращения вала,об/мин;

 

Результаты расчетов заносим в табл. 2.1.

Таблица 2.1.

Значения частот вращения, мощностей и крутящих моментов на валах

Вал

Частота вращения

n,

Мощность

P, кВт

Крутящий момент

T, Нм

967

5,4

53,33



800

4,98

59,45



560

4,8

81,86

500

9168

V

315

4,6

139,46

280

156,89

250

178,72

224

196,12


3.Расчет клиноременной передачи

При моменте  Н*м выбираем сечение Б (табл.3[1])

СЕЧЕНИЕ

Б

Размеры сечения , мм

1410,5

Площадь сечения , мм2

138

По табл. 3.20 при угле профиля канавок  диаметр ведущего шкива , мм

180

Диаметр ведомого шкива , мм

По табл. 3.20 стандартное значение , мм

224

Фактическое передаточное число

, где 0,01 - коэффициент упругого скольжения

Расхождение с требуемым передаточным числом , %

Скорость ремня , м/с

Величина а, мм

Примем а=400мм

Расчетная длина ремня , мм

Ближайшая стандартная длина ремня по табл. 3.11 , мм

1400

Уточнение межосевого расстояния а, мм

при надевании ремня, мм

для компенсации вытяжки ремня, мм

Угол обхвата, град.

Условие  выполняется

Окружное усилие , Н

ПОПРАВОЧНЫЕ КОЭФФИЦИЕНТЫ:

Угла обхвата С1

(табл. 3.7, стр.54[1])

0,99

Скорости С2 (табл. 3.8, стр.55[1])

1

Режима работы С3 (табл. 3.9, стр.55[1])

1

Число пробегов ремня

условие выполняется

Исходное удельное окружное усилие , МПа при  и при =1.2 МПа (по табл. 3.12, стр. 56[1])

4

Допускаемое удельное окружное усилие

Необходимое число ремней

;

принимаем Z=3

Пересчитаем диаметры шкивов

 м/с

мм

По табл. 3.20[1] примем 180 мм для угла

мм

По табл. 3.20[1] примем мм

Сила, действующая на валы , Н

Силу Q считаем направленной по межосевой линии.

Расчетная долговечность ремня.

где МПа – предел усталости для клиновых ремней

- показатель степени кривой усталости клиновых ремней

- найбольшее напряжение в ремне

(глава 3.21, стр.38[1])

таким образом:

МПа

Примем =1,5 и =1

Следовательно:

часов

Определяем размеры шкивов:

Из таблицы 3.20[1], для сечения А при расчетном диаметре шкива мм

Принимаем:

Размеры по роликам:

мм (ведущий шкив)

 мм (ведомый шкив)

Наружный диаметр шкивов:

 мм

 мм

Ширина обода шкива:

 мм


4. Расчет цилиндрических зубчатых передач

4.1. Расчет цилиндрической зубчатой передачи

4.1.1. Выбор материала и термообработки зубчатых колес

По рекомендациям из справочных таблиц[13, табл. 9.6, с. 173],  принимаем для изготовления шестерни и колеса передачи с внешним зацеплением  стали следующими механическими характеристиками:

                    Шестерня—Сталь 40Х  

Улучшение,закалка ТВЧ

Колесо Сталь 40Х

 улучшение

4.1.2. Определение допускаемого контактного напряжения

Допускаемое контактное напряжение определяется по формуле:

;

где  - предел контактной выносливости,

; для колеса

; для шестерни

 - коэффициент безопасности, для нормализованных и улучшенных сталей [7, с. 192],;

 - Коэффициент долговечности.

Эквивалентное число циклов перемен напряжений:

;

где  - время работы редуктора и зубчатых колес,

ч;

 - колесо в зацеплении внешнем;

 - частота вращения вала.

Согласно циклограмме нагружения для колеса

.

Для шестерни

.

4.1.2.1. Допускаемые контактные напряжения для шестерни

;

.

4.1.2.2. Допускаемые контактные напряжения для колес

;

.

Так как передача косозубая, то расчет производим по =0,45(462+680)=513МПа

4.1.2.3. Определение допускаемого напряжения изгиба

Допускаемое напряжение изгиба определяется по формуле:

;

где  - предел выносливости зубьев при изгибе, МПа

;

 - коэффициент безопасности,[13, с. 152],, , принимаем , т.к. большие значения принимаются для литых заготовок;

 - коэффициент долговечности, [13,  с. 152],  ;

 - коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки,[13, с. 152], , т.к. в данном условии передача нереверсивная.

4.1.2.4. Допускаемое напряжение изгиба для шестерни

;

;

по рекомендации принимаем YN=1

.

4.1.2.5. Допускаемое напряжение изгиба для колеса

;

;

по рекомендации принимаем YN=1

.

4.1.3.Расчет параметров передачи

4.1.3.1. Межосевое расстояние

Межосевое расстояние определяется по формуле:

;

где  - коэффициент межосевого расстояния, для косозубых колес [7, с. 182],;

 u - передаточное число ступени;

 - коэффициент концентрации нагрузки[7,  с. 182],, для данной схемы ,02;

 - крутящий момент на колесе,  Hмм;

 - коэффициент ширины, для данного расположения колес относительно опор принимаем .

мм.

Принимаем межосевое расстояние :

4.1.3.2. Предварительные основные размеры колеса

Делительный диаметр

мм.

Ширина

мм.

4.1.3.3.  Модуль передачи

Предварительный модуль передачи определяется по формуле:

мм;

мм.

Окончательно модуль принимаем : m=2,0

4.1.3.4. Числа зубьев шестерни и колеса

Суммарное число зубьев

Число зубьев шестерни зацепления:

.

Число зубьев колеса:

.

4.1.3.5. Основные размеры колес

Делительные диаметры:

шестерни

мм;

колеса

мм.

Диаметры окружностей вершин  и впадин зубьев :

шестерни

мм;

мм;

колеса

мм;

мм.

Ширину шестерни  принимаем :

мм

Принимаем ширину шестерни  мм, ширину колеса  мм.

4.1.4. Проверка зубьев колес

4.1.4.1. Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба

Зададимся степенью точности в зависимости от окружной скорости колеса:

м/с.

Принимаем 8 степень точности.

Расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса:

.

Для данной схемы [13, табл. 9.11. с. 176],.

Значение коэффициента  принимаем для косозубых колес .[13, табл. 9.13, с. 178],

Коэффициент формы зуба  принимаем в зависимости от числа зубьев[13, табл. 9.10, с. 175],: ;  .

Окружная сила в зацеплении:

 H.

Напряжение изгиба:

.

Расчетное напряжение изгиба в зубьях шестерни:

.

Напряжение изгиба  следовательно, прочность по напряжениям изгиба обеспечена.

4.1.4.2. Проверка зубьев колес по контактным напряжениям

Расчетное контактное напряжение колес:

.

Коэффициент распределения нагрузки между зубьями  - для прямозубых колес[13, табл. 9.12, с. 178],.

Коэффициент динамической нагрузки принимаем [13, табл. 9.13, с. 178],.

Коэффициент концентрации нагрузки для данной схемы [7,  с. 182],.

Полученное расчетное контактное напряжение <, следовательно условие прочности по контактным напряжениям выполняется.

4.2. Расчет цилиндрической зубчатой передачи

5.2.1. Выбор материала и термообработки зубчатых колес

По рекомендациям из справочных таблиц[13, табл. 9.6, с. 173],  принимаем для изготовления шестерни и колеса передачи с внешним зацеплением  стали со следующими механическими характеристиками:

                    Шестерня—Сталь 40Х  

Улучшение,закалка ТВЧ

Колесо Сталь 40Х

 улучшение

4.2.2. Определение допускаемого контактного напряжения

Допускаемое контактное напряжение определяется по формуле:

;

где  - предел контактной выносливости,

; для колеса

; для шестерни

 - коэффициент безопасности, для нормализованных и улучшенных сталей [7, с. 192],;

 - Коэффициент долговечности.

Эквивалентное число циклов перемен напряжений:

;

где  - время работы редуктора и зубчатых колес,

ч;

 - колесо в зацеплении внешнем;

 - частота вращения вала.

Согласно циклограмме нагружения для колеса

.

Для шестерни

.

4.2.2.1. Допускаемые контактные напряжения для шестерни

;

.

4.2.2.2. Допускаемые контактные напряжения для колес

;

.

Так как передача косозубая, то расчет производим по =0,45(462+680)=513МПа

4.2.2.3. Определение допускаемого напряжения изгиба

Допускаемое напряжение изгиба определяется по формуле:

;

где  - предел выносливости зубьев при изгибе, МПа

;

 - коэффициент безопасности,[13, с. 152],, , принимаем , т.к. большие значения принимаются для литых заготовок;

 - коэффициент долговечности, [13,  с. 152],  ;

 - коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки,[13, с. 152], , т.к. в данном условии передача нереверсивная.

4.2.2.4. Допускаемое напряжение изгиба для шестерни

;

;

по рекомендации принимаем YN=1

.

4.2.2.5. Допускаемое напряжение изгиба для колеса

;

;

по рекомендации принимаем YN=1

.

4.2.3.Расчет параметров передачи

4.2.3.1. Межосевое расстояние

Межосевое расстояние определяется по формуле:

;

где  - коэффициент межосевого расстояния, для косозубых колес [7, с. 182],;

 u - передаточное число ступени;

 - коэффициент концентрации нагрузки[7,  с. 182],, для данной схемы ,02;

 - крутящий момент на колесе,  Hмм;

 - коэффициент ширины, для данного расположения колес относительно опор принимаем .

мм.

Принимаем межосевое расстояние :

4.2.3.2. Предварительные основные размеры колеса

Делительный диаметр

мм.

Ширина

мм.

4.2.3.3.  Модуль передачи

Предварительный модуль передачи определяется по формуле:

мм;

мм.

Окончательно модуль принимаем : m=2,0

4.2.3.4. Числа зубьев шестерни и колеса

Суммарное число зубьев

Число зубьев шестерни зацепления:

.

Число зубьев колеса:

.

4.2.3.5. Основные размеры колес

Делительные диаметры:

шестерни

мм;

колеса

мм.

Диаметры окружностей вершин  и впадин зубьев :

шестерни

мм;

мм;

колеса

мм;

мм.

Ширину шестерни  принимаем :

мм

Принимаем ширину шестерни  мм, ширину колеса  мм.

4.2.4. Проверка зубьев колес

4.2.4.1. Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба

Зададимся степенью точности в зависимости от окружной скорости колеса:

м/с.

Принимаем 8 степень точности.

Расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса:

.

Для данной схемы [13, табл. 9.11. с. 176],.

Значение коэффициента  принимаем для косозубых колес .[13, табл. 9.13, с. 178],

Коэффициент формы зуба  принимаем в зависимости от числа зубьев[13, табл. 9.10, с. 175],: ;  .

Окружная сила в зацеплении:

 H.

Напряжение изгиба:

.

Расчетное напряжение изгиба в зубьях шестерни:

.

Напряжение изгиба  следовательно, прочность по напряжениям изгиба обеспечена.

4.2.4.2. Проверка зубьев колес по контактным напряжениям

Расчетное контактное напряжение колес:

.

Коэффициент распределения нагрузки между зубьями  - для прямозубых колес[13, табл. 9.12, с. 178],.

Коэффициент динамической нагрузки принимаем [13, табл. 9.13, с. 178],.

Коэффициент концентрации нагрузки для данной схемы [7,  с. 182],.

Полученное расчетное контактное напряжение <, следовательно условие прочности по контактным напряжениям выполняется.

4.3. Расчет цилиндрической зубчатой передачи

4.3.1. Выбор материала и термообработки зубчатых колес

По рекомендациям из справочных таблиц[13, табл. 9.6, с. 173],  принимаем для изготовления шестерни и колеса передачи с внешним зацеплением  стали со следующими механическими характеристиками:

Колесо—Сталь 40Х  

Улучшение,закалка ТВЧ

Шестерня  Сталь 20Х

 Улучшение,цементация

4.3.2. Определение допускаемого контактного напряжения

Допускаемое контактное напряжение определяется по формуле:

;

где  - предел контактной выносливости,

; для шестерни

; для колеса

 - коэффициент безопасности, для нормализованных и улучшенных сталей [7, с. 192],;

 - Коэффициент долговечности.

Эквивалентное число циклов перемен напряжений:

;

где  - время работы коробки скоростей и зубчатых колес,

ч;

 - колесо в зацеплении внешнем;

 - частота вращения вала.

Согласно циклограмме нагружения для колеса

.

Для шестерни

.

4.3.2.1. Допускаемые контактные напряжения для шестерни

;

.

4.2.2.2. Допускаемые контактные напряжения для колес

;

.

Так как передача косозубая, то расчет производим по =0,45(462+680)=513МПа

4.3.2.3. Определение допускаемого напряжения изгиба

Допускаемое напряжение изгиба определяется по формуле:

;

где  - предел выносливости зубьев при изгибе, МПа

;

 - коэффициент безопасности,[13, с. 152],, , принимаем , т.к. большие значения принимаются для литых заготовок;

 - коэффициент долговечности, [13,  с. 152],  ;

 - коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки,[13, с. 152], , т.к. в данном условии передача нереверсивная.

4.3.2.4. Допускаемое напряжение изгиба для шестерни

;

;

по рекомендации принимаем YN=1

.

4.3.2.5. Допускаемое напряжение изгиба для колеса

;

;

по рекомендации принимаем YN=1

.

4.3.3.Расчет параметров передачи

4.3.3.1. Межосевое расстояние

Межосевое расстояние определяется по формуле:

;

где  - коэффициент межосевого расстояния, для прямозубых колес [7, с. 182],;

 u - передаточное число ступени;

 - коэффициент концентрации нагрузки[7,  с. 182],, для данной схемы ,02;

 - крутящий момент на колесе,  Hмм;

 - коэффициент ширины, для данного расположения колес относительно опор принимаем .

мм.

Принимаем межосевое расстояние :

4.3.3.2. Предварительные основные размеры колеса

Делительный диаметр

мм.

Ширина

мм.

4.3.3.3.  Модуль передачи

Предварительный модуль передачи определяется по формуле:

мм;

Окончательно модуль принимаем : m=2,5

4.3.3.4. Числа зубьев шестерни и колеса

Суммарное число зубьев

Число зубьев шестерни зацепления:

.

Число зубьев колеса:

.

4.3.3.5. Основные размеры колес

Делительные диаметры:

шестерни

мм;

колеса

мм.

Диаметры окружностей вершин  и впадин зубьев :

шестерни

мм;

мм;

колеса

мм;

мм.

Ширину шестерни  принимаем :  мм

4.3.4. Проверка зубьев колес

4.3.4.1. Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба

Зададимся степенью точности в зависимости от окружной скорости колеса:

м/с.

Принимаем 8 степень точности.

Расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса:

.

Для данной схемы [13, табл. 9.11. с. 176],.

Значение коэффициента  принимаем для косозубых колес .[13, табл. 9.13, с. 178],

Коэффициент формы зуба  принимаем в зависимости от числа зубьев[13, табл. 9.10, с. 175],: ;  .

Окружная сила в зацеплении:

 H.

Напряжение изгиба:

.

Расчетное напряжение изгиба в зубьях шестерни:

.

Напряжение изгиба  следовательно, прочность по напряжениям изгиба обеспечена.

4.3.4.2. Проверка зубьев колес по контактным напряжениям

Расчетное контактное напряжение колес:

.

Коэффициент распределения нагрузки между зубьями  - для прямозубых колес[13, табл. 9.12, с. 178],.

Коэффициент динамической нагрузки принимаем [13, табл. 9.13, с. 178],.

Коэффициент концентрации нагрузки для данной схемы [7,  с. 182],.

Полученное расчетное контактное напряжение <, следовательно условие прочности по контактным напряжениям выполняется.

4.4. Расчет цилиндрической зубчатой передачи

4.4.1. Выбор материала и термообработки зубчатых колес

По рекомендациям из справочных таблиц[13, табл. 9.6, с. 173],  принимаем для изготовления шестерни и колеса передачи с внешним зацеплением  стали со следующими механическими характеристиками:

Колесо—Сталь 40Х  

Улучшение,закалка ТВЧ

Шестерня  Сталь 20Х

 Улучшение,цементация

4.4.2. Определение допускаемого контактного напряжения

Допускаемое контактное напряжение определяется по формуле:

;

где  - предел контактной выносливости,

; для шестерни

; для колеса

 - коэффициент безопасности, для нормализованных и улучшенных сталей [7, с. 192],;

 - Коэффициент долговечности.

Эквивалентное число циклов перемен напряжений:

;

где  - время работы коробки скоростей и зубчатых колес,

ч;

 - колесо в зацеплении внешнем;

 - частота вращения вала.

Согласно циклограмме нагружения для колеса

.

Для шестерни

.

4.4.2.1. Допускаемые контактные напряжения для шестерни

;

.

4.4.2.2. Допускаемые контактные напряжения для колес

;

.

Так как передача косозубая, то расчет производим по =0,45(462+680)=513МПа

4.4.2.3. Определение допускаемого напряжения изгиба

Допускаемое напряжение изгиба определяется по формуле:

;

где  - предел выносливости зубьев при изгибе, МПа

;

 - коэффициент безопасности,[13, с. 152],, , принимаем , т.к. большие значения принимаются для литых заготовок;

 - коэффициент долговечности, [13,  с. 152],  ;

 - коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки,[13, с. 152], , т.к. в данном условии передача нереверсивная.

4.4.2.4. Допускаемое напряжение изгиба для шестерни

;

;

по рекомендации принимаем YN=1

.

4.4.2.5. Допускаемое напряжение изгиба для колеса

;

;

по рекомендации принимаем YN=1

.

4.4.3.Расчет параметров передачи

4.4.3.1. Межосевое расстояние

Межосевое расстояние определяется по формуле:

;

где  - коэффициент межосевого расстояния, для прямозубых колес [7, с. 182],;

 u - передаточное число ступени;

 - коэффициент концентрации нагрузки[7,  с. 182],, для данной схемы ,02;

 - крутящий момент на колесе,  Hмм;

 - коэффициент ширины, для данного расположения колес относительно опор принимаем .

мм.

Принимаем межосевое расстояние :

4.4.3.2. Предварительные основные размеры колеса

Делительный диаметр  мм.

Ширина   мм.

4.4.3.3.  Модуль передачи

модуль принимаем как для передачи: m=2,5

4.4.3.4. Числа зубьев шестерни и колеса

Суммарное число зубьев

Число зубьев шестерни зацепления: .

Число зубьев колеса: .

4.4.3.5. Основные размеры колес

Делительные диаметры:

шестерни

мм;

колеса

мм.

Диаметры окружностей вершин  и впадин зубьев :

шестерни

мм;

мм;

колеса

мм;

мм.

Ширину шестерни  принимаем :

мм

4.4.4. Проверка зубьев колес

4.4.4.1. Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба

Зададимся степенью точности в зависимости от окружной скорости колеса:

м/с.

Принимаем 8 степень точности.

Расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса:

.

Для данной схемы [13, табл. 9.11. с. 176],.

Значение коэффициента  принимаем для косозубых колес .[13, табл. 9.13, с. 178],

Коэффициент формы зуба  принимаем в зависимости от числа зубьев[13, табл. 9.10, с. 175],: ;  .

Окружная сила в зацеплении:

 H.

Напряжение изгиба:

.

Расчетное напряжение изгиба в зубьях шестерни:

.

Напряжение изгиба  следовательно, прочность по напряжениям изгиба обеспечена.

4.4.4.2. Проверка зубьев колес по контактным напряжениям

Расчетное контактное напряжение колес:

.

Коэффициент распределения нагрузки между зубьями  - для прямозубых колес[13, табл. 9.12, с. 178],.

Коэффициент динамической нагрузки принимаем [13, табл. 9.13, с. 178],.

Коэффициент концентрации нагрузки для данной схемы [7,  с. 182],.

Полученное расчетное контактное напряжение <, следовательно условие прочности по контактным напряжениям выполняется.


5.Расчет корпуса коробки скоростей

1. Толщина тенки корпуса коробки скоростей:

h = 0.025  a + 3 = 0.025 125.00 + 3 = 6.5 мм

где а = 125 мм – межосевое растояние

принимаем h = 8 мм.

2. Толщина крышки коробки скоростей:

h1 = 0.02  a + 3 = 0.02 125.00 + 3 = 5.8 мм

принимаем h1 = 8 мм.

3. Толщина фланца корпуса коробки скоростей:

b = 1.5  h = 1.5 8 = 12 мм

принимаем b = 12 мм.

4. Толщина фланца крышки коробки скоростей:

b = 1.5  h1 = 1.5 8 = 12 мм

принимаем b = 12 мм.

5. Толщина фундаментных лап коробки скоростей:

p = 2.35  h = 2.35 8 = 18.8 мм

принимаем p = 19 мм.

6. Толщина ребер корпуса коробки скоростей:

m = 0.9  h = 0.9 8 = 7.2 мм

принимаем m = 7 мм.

7. Толщина ребер крышки коробки скоростей:

m1 = 0.9  h1 = 0.9 8 = 7.2 мм

принимаем m1 = 7 мм.

8. Диаметр фундаментных болтов:

d1 = 0.035  a + 12 =0.035 140 + 12= 16.9 мм

принимаем d1 = 16 мм.

9. Диаметр болтов у подшипников:

d2 = 0.75  d1 =0.75 16 = 11.2 мм

принимаем d2 = 12 мм.

10. Диаметр болтов, соединяющих основание корпуса с крышкой

d3 = 0.55  d1 =0.55 16 = 8.8 мм

принимаем d3 = 10 мм.


6.Расчет валов

1. Выбор материала

Материал 2 вала – сталь 40 Х

Материал 3 и 4 валов – сталь 50

2. Силы, действующие в зацеплении

2.1 Окружные силы

 -на шестерне z1 и на колесе z2

 -на шестерне z3, и на колесе z4,

-на шестерне z5, и на колесе z6,

-на шестерне z7, и на колесе z8,

2.2 Радиальные

2.3 Осевые

2.4 Нагрузка на входной вал со стороны муфты

Q = 0.3  Ft21 = 0.3 1219,99 = 365,997 H

2.5 Нагрузка на выходной вал со стороны муфты

Q = 0.3  Ft21 = 0.3 2365,94 = 709,78 H

где: Kв - коэф. нагружения вала (стр. 288[1])

Ft = 592,76 Н – сила передаваемая клиноременной передачей

Q = 991,97 Н


7.Расчет валов

Расчет 2 вала

  1.  Опорные реакции на валу :

В вертикальной плоскости

  1.  Изгибающие моменты

  1.  Опорные реакции горизонтальной плоскости

  1.  Изгибающие моменты

  1.  Крутящие моменты

  1.  Суммарный изгибающий момент в опасном сечении в опоре А

Проверочный расчет 2 вала

1. Расчетный диаметр вала (14.7 [1])

где: Т1 = 59,5 Нм – крутящий момент на валу

[] = 30 МПа – допускаемое напряжение

Принимаем диаметр вала в рассчитываемом сечении d = 35 мм

2 Определим коэф. запаса прочности для опасного сечения

2.1 Найдем моменты сопротивления проверяемого сечения при изгибе (W) и кручении (Wк) (табл. 14.2 [1])

2.2 Определим предел выносливости стали при изгибе (14.12 [1]) и кручении (14.13 [1])

-1 = 0.35  в + 120 = 0.35 740 + 120 = 379 МПа

-1 = 0.58  -1 = 0.58 379 = 220 МПа

где: в = 740 МПа – прочности стали (табл. 9.6 [1])

2.3 Напряжение в проверяемом сечении

2.3.1 Нормальное напряжение для симметричного цикла (14.14 [1])

где: М = 71.77 Нм – суммарный изгибающий момент

2.3.2 Касательные напряжения для отнулевого цикла (14.14 [1])

2.4 Эффективный коэф. концентрации напряжений (табл. 14.2 [1])

К = 2.40; К = 1.80;

Масштабный фактор при d =35 мм; E=0.75; E=0.75 (табл. 14.3 [1])

Для легированной стали: =0.25; =0.15 (табл. 14.4 [1])

2.5 Коэф. запаса прочности по нормальным напряжениям (14.9 [1])

2.6 Коэф. запаса прочности по касательным напряжениям (14.10 [1])

2.7 Общий коэф. запаса прочности (14.8 [1])

где: [S] = 1.3…4 – требуемый коэф. запаса для обеспечения прочности и жестокости

Условие выполняется, прочность и жесткость обеспечены


Расчет 3 вала

  1.  Опорные реакции на валу :

В вертикальной плоскости

  1.  Изгибающие моменты

Опорные реакции горизонтальной плоскости

  1.  Изгибающие моменты

  1.  Крутящие моменты

  1.  Суммарный изгибающий момент в опасном сечении

Проверочный расчет 3 вала

1. Расчетный диаметр вала (14.7 [1])

Расчет производится по половине момента.

где: Т2`=92 Нм– крутящий момент на валу

[] = 30 МПа – допускаемое напряжение

Принимаем диаметр вала в рассчитываемом сечении d = 40 мм

2 Определим коэф. запаса прочности для опасного сечения

2.1 Найдем моменты сопротивления проверяемого сечения при изгибе (W) и кручении (Wк) (табл. 14.2 [1])

2.2 Определим предел выносливости стали при изгибе (14.12 [1]) и кручении (14.13 [1])

-1 = 0.43  в + 120 = 0.43 640 + 120 = 275 МПа

-1 = 0.58  -1 = 0.58 275 = 160 МПа

где: в = 640 МПа – прочности стали (табл. 9.6 [1])

2.3 Напряжение в проверяемом сечении

2.3.1 Нормальное напряжение для симметричного цикла (14.14 [1])

где: М = 178 Нм – суммарный изгибающий момент

2.3.2 Касательные напряжения для отнулевого цикла (14.15 [1])

2.4 Эффективный коэф. концентрации напряжений (табл. 14.2 [1])

К = 1.60; К = 1.50;

Масштабный фактор при d =56 мм; E=0.81; E=0.70 (табл. 14.3 [1])

Для углеродистой стали: =0.20; =0.10 (табл. 14.4 [1])

2.5 Коэф. запаса прочности по нормальным напряжениям (14.9 [1])

2.6 Коэф. запаса прочности по касательным напряжениям (14.10 [1])

2.7 Общий коэф. запаса прочности (14.8 [1])

где: [S] = 1.3…4 – требуемый коэф. запаса для обеспечения прочности и жестокости

Условие выполняется, прочность и жесткость обеспечены


Расчет 4 вала

  1.  Опорные реакции на валу :

В вертикальной плоскости

  1.  Изгибающие моменты

Опорные реакции горизонтальной плоскости

  1.  Изгибающие моменты

  1.  Крутящие моменты

  1.  Суммарный изгибающий момент в опасном сечении

Проверочный расчет 4 вала

1. Расчетный диаметр вала (14.7 [1])

Расчет производится по половине момента.

где: Т3 = 501,361 Нм– крутящий момент на валу

[] = 30 МПа – допускаемое напряжение

Принимаем диаметр вала в рассчитываемом сечении d = 45 мм

2 Определим коэф. запаса прочности для опасного сечения

2.1 Найдем моменты сопротивления проверяемого сечения при изгибе (W) и кручении (Wк) (табл. 14.2 [1])

2.2 Определим предел выносливости стали при изгибе (14.12 [1]) и кручении (14.13 [1])

-1 = 0.43  в + 120 = 0.43 640 + 120 = 275 МПа

-1 = 0.58  -1 = 0.58 275 = 160 МПа

где: в = 640 МПа – прочности стали (табл. 9.6 [1])

2.3 Напряжение в проверяемом сечении

2.3.1 Нормальное напряжение для симметричного цикла (14.14 [1])

где: М = 68,532 Нм – суммарный изгибающий момент

2.3.2 Касательные напряжения для отнулевого цикла (14.15 [1])

2.4 Эффективный коэф. концентрации напряжений (табл. 14.2 [1])

К = 2.40; К = 1.80;

Масштабный фактор при d =45 мм; E=0.83; E=0.72 (табл. 14.3 [1])

Для углеродистой стали: =0.20; =0.10 (табл. 14.4 [1])

2.5 Коэф. запаса прочности по нормальным напряжениям (14.9 [1])

2.6 Коэф. запаса прочности по касательным напряжениям (14.10 [1])

2.7 Общий коэф. запаса прочности (14.8 [1])

где: [S] = 1.3…4 – требуемый коэф. запаса для обеспечения прочности и жестокости

Условие выполняется, прочность и жесткость обеспечены.


7.Расчет подшипников

  1.  Подбор подшипников для вала 2
    1.  Определим суммарные реакции для вертикальной и горизонтальной плоскости

Fa = 426 Н – осевая нагрузка

dn = 35 мм – диаметр вала под подшипник

n = 800 об/мин – частота вращения вала

Lh = 13030 часов – требуемый срок службы привода

  1.  Предварительно принимаем подшипник шариковый радиальный однорядный легкой серии номер 207 ГОСТ 333-79

где: Сr = 20100 Н – динамическая грузоподъемность

Cor=13900H – статическая грузоподъемность

  1.  Найдем осевые составляющие радиальной нагрузки

S1 = 0H

S2 = 0H

результирующая осевых сил:

Fa1 = S1 =0H

Fa2 = S1 + Fa = 0 + 426 = 426 H

Подшипник опоры 2 более нагружен, чем подшипник опоры 1,поэтому дальнейшие расчеты ведем для подшипника опоры 2

1.4. Отношение

в этом случае X = 0,56 и Y = 1,04;е=0,42

где: Х - коэф. радиальной нагрузки (табл. 16.12 [1])

Y - коэф. осевой нагрузки

1.5. Проверим величину отношения для второй опоры

в этом случае X = 1 и Y = 0

1.6. Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка

PЕ = (X  V  Fr+YFa)Kб KT

Принимаем KT=1; Кб=1,25

1.7.  Требуемая динамическая грузоподъёмность

  1.  Так как Стр<Cr ,то предварительно выбранный подшипник подходит.

  1.  Подбор подшипников для вала 3
    1.  Определим суммарные реакции для вертикальной и горизонтальной плоскости

Fa = 426 Н – осевая нагрузка

dn = 40 мм – диаметр вала под подшипник

n = 500 об/мин – частота вращения вала

Lh = 13030 часов – требуемый срок службы привода

  1.  Предварительно принимаем подшипник шариковый радиальный однорядный легкой серии номер 208 ГОСТ 333-79

где: Сr = 25600 Н – динамическая грузоподъемность

Cor=18100H – статическая грузоподъемность

  1.  Найдем осевые составляющие радиальной нагрузки

S1 = 0H

S2 = 0H

результирующая осевых сил:

Fa1 = S2 + Fa =426H

Fa2 = S1 = 0 H

Подшипник опоры 1 более нагружен, чем подшипник опоры 2,поэтому дальнейшие расчеты ведем для подшипника опоры 1

  1.  Отношение

в этом случае X = 0,56 и Y = 1,99;е=0,22

где: Х - коэф. радиальной нагрузки (табл. 16.12 [1])

Y - коэф. осевой нагрузки

  1.  Проверим величину отношения для второй опоры

в этом случае X = 1 и Y = 0

  1.  Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка

PЕ = (X  V  Fr+YFa)Kб KT

Принимаем KT=1; Кб=1,25

  1.  Требуемая динамическая грузоподъёмность

  1.  Так как Стр<Cr ,то предварительно выбранный подшипник подходит.
  2.  Подбор подшипников для вала 4
    1.  Определим суммарные реакции для вертикальной и горизонтальной плоскости

Fa = 0 Н – осевая нагрузка

dn = 45 мм – диаметр вала под подшипник

n = 280 об/мин – частота вращения вала

Lh = 13030 часов – требуемый срок службы привода

  1.  Предварительно принимаем подшипник шариковый радиальный однорядный легкой серии номер 209 ГОСТ 333-79

где: Сr = 25700 Н – динамическая грузоподъемность

Cor=18100H – статическая грузоподъемность

  1.  Найдем осевые составляющие радиальной нагрузки

S1 = 0H

S2 = 0H

результирующая осевых сил:

Fa1 = S2 =0H

Fa2 = S1 = 0 H

Подшипник опоры 1 более нагружен, чем подшипник опоры 2,поэтому дальнейшие расчеты ведем для подшипника опоры 1

  1.  Отношение

в этом случае X = 0,56 и Y = 1,99;е=0,22

где: Х - коэф. радиальной нагрузки (табл. 16.12 [1])

Y - коэф. осевой нагрузки

  1.  Проверим величину отношения для второй опоры

в этом случае X = 1 и Y = 0

  1.  Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка

PЕ = (X  V  Fr+YFa)Kб KT

Принимаем KT=1; Кб=1,25

  1.  Требуемая динамическая грузоподъёмность

  1.  Так как Стр<Cr ,то предварительно выбранный подшипник подходит.


8.Расчет шпоночного соединения

1. Для всех шпоночных соединений принимаем призматические шпонки со скругленными концами. Материал шпонки – Сталь 45.

Расчет производим на смятие боковых граней шпонки выступающих из вала (табл. 4.1 [1])

где: Т – крутящий момент на валу;

lp – рабоая длина шпонки : lp = lb

l – полная длина шпонки; b – ширина шпонки;

h – высота шпонки; t – глубина паза вала (табл. 4.1 [1]);

[см] = 120 Мпа – допускаемое напряжение при смятии

2. Расчет шпонки под муфту

Т1 = 35,663 Мпа; d = 30 мм; b = 8 мм; h = 7 мм; t = 4 мм;

l = 20 мм; lp = 12 мм.

Условие прочности шпонки на смятие выполняется.

3. Расчет шпонки под колесо z2

Т2 = 125.97 Мпа; d = 56 мм; b = 16 мм; h = 10 мм; t = 6 мм;

l = 28 мм; lp = 12 мм.

Условие прочности шпонки на смятие выполняется.

4. Расчет шпонки под колесо z4 и z4`

Т3 = 501,361 Мпа; d = 50 мм; b = 14 мм; h = 9 мм; t = 5.5 мм;

l = 45 мм; lp = 31 мм.

Условие прочности шпонки на смятие выполняется.

5. Расчет шпонки под звездочку

Т4 = 997,708 Мпа; d = 40 мм; b = 12 мм; h = 8 мм; t = 5 мм;

l = 100 мм; lp = 88 мм.

Условие прочности шпонки на смятие выполняется.


9.Подбор муфты

Расчет двухсторонней многодисковой фрикционной муфты

1 Определим внутренний диаметр поверхности трения дисков

мм; примем D2=92

2 Задавшись отношением , определяем значение среднего диаметра дисков

мм;

Наружный диаметр дисков будет D1=125 мм, а ширина поверхности трения b=125-92=33мм

3 Определяем среднюю окружную скорость

м/с

по полученному значению по табл.IV.5 находим

4 Определяем расчетный момент

по табл.IV.4 выбираем . Принимаем ,тогда

Нм

5 определяем число поверхностей трения

значения f и [q] выбираем по табл.IV.3 и IV.6: f=0,075; [q]=5,5

Число дисков ведомой части муфты равно 5, а ведущей 6.

Окончательно принимаем муфту МТМ-2 с расчетным крутящим моментом 100 Нм и шлицевым отверстием для вала под муфту  .


10. Выбор посадок деталей, шероховатостей поверхностей, граничных отклонений формы и расположения поверхностей

1. Выбор посадок

1.1. Посадки с зазором

Исходя из рекомендаций [13, с. 221-222] посадка распорных втулок на вал между колесом и подшипником, шестерней и подшипником – E9/k6.Посадка шкива ременной передачи на входном валу (с использованием шпонки) и посадка звездочки цепной передачи на выходном валу (с использованием шпонки) - H7/h6 [13, с. 222-223].

1.2. Посадки с натягом

Посадки зубчатых колес и шестерен на валы (с использованием шпонки) - H7/р6

1.3. Посадки подшипников

Поле допуска вала при посадке шариковых радиальных подшипников - k6, поле допуска отверстия при посадке шариковых радиальных подшипников - H7.

2. Шероховатось поверхностей

По [13, табл. 7.11., с. 233] шероховатость рабочих контуров деталей, поверхностей после литья, несопрягаемых поверхностей оснований, кронштейнов, корпуса, отверстия под проход болтов имеют шероховатость Ra=80 мкм (без снятия материала), и Ra=12,5 мкм (со снятием материала). Нерабочие концы валов, втулок, несопрягающихся поверхностей колес имеют шероховатость Ra=2,5 мкм. Нерабочие торцы зубчатых колес и поверхности канавок имеют шероховатость Ra=2,5 мкм. Шероховатость Ra=1,25 мкм у поверхностей резьбы, посадочных поверхностей зубчатых колес, звездочек, шкивов, привалочных плоскостей корпусных деталей, присоединительных плоскостей крышек и фланцев. У посадочных мест под подшипники и конических отверстий под штифты шероховатость Ra=0,8 мкм.

11.Выбор смазки для передач и подшипников

1. Смазывание зубчатого зацепления

Так как у нас коробка скоростей общего назначения и окружная скорость не превышает 12,5 м/с, то принимаем способ смазывания - окунанием. По [24, табл. 10.29, с. 241] принимаем для смазывания масло И-Г-С-68 ГОСТ 17479.4-87. Количество масла примерно 3,6 л. Контроль уровня масла осуществляется при помощи круглого маслоуказателя. Для замены масла в корпусе предусмотрено сливное отверстие, закрываемое пробкой с цилиндрической резьбой. Внутренняя полость корпуса сообщается с внешней средой посредством установленной на крышку отдушины. Заливка масла осуществляется путем снятия крышки корпуса.

2. Смазывание подшипников

Для смазывания шариковых радиальных подшипников принимаем жидкие материалы. Смазывание происходит за счет смазывания зубчатых колес окунанием, разбрызгивания масла, образования масляного тумана и растекания масла по валам. Для этого полость подшипника выполняется открытой внутрь корпуса.


Список литературы

 Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя: В 3-х т. - 6-е изд., перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 1982. -Т.2. -584 с.; Т.3. - 576 с.

Детали машин: Атлас конструкций/Под ред  Д.Н. Решетова. - М.: Машиностроение, 1979. - 367 с.

 Детали машин в примерах и задачах/Под общ. ред. С.Н. Ничипорчика. - 2-е изд. -  Мн.: Вышэйшая школа, 1981. - 432 с.

 Дунаев П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин. - М.: Высшая школа, 1978. - 352 с.

 Дунаев П.Ф. Леликов О.П., Варламова Л.П. Допуски и посадки. Основание выбора: Учебн. пособие для студентов машиностроительных вузов. - М.: Высшая школа, 1984. - 112 с.

 Дунаев П.Ф. Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование: Учеб. пособие для  машиностроит. спец. техникумов. - 2-е изд., перераб. и доп. - Высш. шк., 1990. - 399 с.

 Иванов М.Н., Иванов В.Н. Детали машин. Курсовое проектирование. - М.: Высшая школа, 1975. - 511 с.

Кузьмин А.В. Расчеты деталей машин: Справочное пособие/А.В. Кузьмин и др. - Мн.: Вышэйшая школа, 1986 - 208 с.

 Курсовое проектирование деталей машин/В.Н. Кудрявцев, Ю.А. Державец, И.И. Арефьев и др.; Под общ. ред. В.Н. Кудрявцева. - Л.: Машиностроение, Ленингр. от-ние, 1984. - 400 с.

 Курсовое проектирование деталей машин: Справочное пособие/А.В. Кузьмин, Н.Н. Макейчик, В.Ф. Калачев и др. - Мн.: Вышэйшая школа, 1982. - Ч.1. - 208 с.; Ч.2. -334 с.

 Курсовое проектирование по деталям машин и ПТМ. Методич. указания для студентов-заочников машиностроительных и механических специальностей. - Мн.: Изд-во БПИ, 1981. - 52 с.

 Курсовое проектирование деталей машин/С.А. Чернавский. 2-е изд., перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 1987. - 416 с.


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

15140. Антонио Гауди-и-Корнет 226.5 KB
  Реферат по истории искусств на тему: Антонио ГаудииКорнет архитектор. Анто́нио Пла́сид Гильем Гауди́иКорне́т исп. Antonio Plácido Guillermo Gaudí y Cornet; кат. Antoni Plàcid Guillem Gaudí i Cornet; 25 июня 1852 Реус Каталония 10 июня 1926 Барселона выдающийся каталонский архитектор бо...
15141. Брестский мир 22.81 KB
  Брестский мир 1918 г. Брестский мир 1918 мирный договор между Россией с одной стороны и Германией АвстроВенгрией Болгарией и Турцией с другой заключён в БрестЛитовск
15142. Василий Иванович Чапаев 19.31 KB
  Василий Иванович Чапаев Василий Иванович Чапаев легендарный полководец начдив командир Красной Армии. Всем нам он хорошо известен по замечательному произведению Дмитрия Фурманова €œЧапаев€ дававшему молодому поколению 20х годов боевую зарядку и стра...
15143. Иван александрович Хлестаков в комедии Ревизор 29.41 KB
  Иван Александрович Хлестаков в комедии Ревизор И.А.Хлестаков появляется в городке в тот момент когда там все ждут появления ревизора. Чиновники испуганы городничему от страха видятся во сне крысы. Степень боязни и страха чиновников пря...
15144. Иван Сергеевич Шмелёв 71.83 KB
  Иван Сергеевич Шмелёв Иван Сергеевич Шмелев родился в Кадашевской слободе Замоскворечья 21 сентября 1873 года. Дед Ивана Сергеевича государственный крестьянин из Гуслиц Богородского уезда Московской губернии поселился в Москве после пожара 1812 г. Отец писателя прин
15145. Наполеон Бонапарт 24.62 KB
  Наполеон Бонапарт Свою профессиональную военную службу начал в 1785 в чине младшего лейтенанта артиллерии; выдвинулся в период Великой французской революции достигнув при Директории чина бригадного после взятия Тулона 17 декабря 1793...
15146. Никита Сергевич Хрущёв 16.63 KB
  Никита Сергевич Хрущёв Первый секретарь ЦК КПСС с 1953 по 1964 годы Председатель Совета Министров СССР с 1958 по 1964 годы. Герой Советского Союза Трижды Герой Социалистического Труда. Первый лауреат Шевченковской премии. Краткая биография Никита Сергеевич Хрущёв родился в ...
15147. Тургенев Иван Сергеевич 22.47 KB
  Иван Сергеевич Тургенев Иван Тургенев родился 28 октября 1818 года в Орле. Отец Сергей Николаевич отставной полковн