Курсовая работа на тему «Кинематический и силовой расчет привода ленточного конвейера»

Назначение редуктора: согласование параметров двигателя с параметрами рабочего (исполнительного) органа — снижение частоты вращения (угловой скорости) с повышением вращающего момента пропорционально передаточному числу редуктора u_p (без учета потерь), т.е эти параметры согласуются передаточным числом или передаточным отношением для планетарных редукторов.

Скачать пример Заказать работу Скачать пример Заказать работу

Содержание

1. Кинематический и силовой расчет привода

.1 Расчет мощности и выбор электродвигателя

.2 Частоты вращения и моменты на валах

. Расчеты зубчатых передач

.1 Быстроходная ступень

.1.1 Выбор материала колес и термической обработки

.1.2 Расчет допускаемых напряжений

.1.3 Проектный расчет

.2 Проверочные расчеты

.2.1 По контактным напряжениям

.2.2 По напряжениям изгиба

.3 Тихоходная ступень

Нужна помощь в написании курсовой?

Мы - биржа профессиональных авторов (преподавателей и доцентов вузов). Наша система гарантирует сдачу работы к сроку без плагиата. Правки вносим бесплатно.

Заказать курсовую

.3.1 Выбор материала и расчет допускаемых напряжений

.3.2 Проектный расчет

.3.3 Проверочные расчеты

. Компоновка редуктора

.1 Начальная стадия

.2 Валы и манжеты

.3 Диаметры участков валов

.4 Выбор и установка подшипников

.5 Крышки подшипников, шпонки, зубчатое колесо, распорная втулка

.6 Компоновочный чертеж, выбор посадок

. Проверочные расчеты

.1 Расчет валов на выносливость

.1.1 Быстроходный вал

.1.2 Промежуточный вал

Нужна помощь в написании курсовой?

Заказать курсовую

.1.3 Тихоходный вал

.2 Расчет подшипников валов на долговечность

.3 Расчет шпоночных соединений

. Сборочный чертеж и спецификация

. Сборка редуктора

.1 Общий порядок

.2 Регулировка радиально- упорных подшипников

. Смазка редуктора

Список использованной литературы

1. Кинематический и силовой расчет привода

Угловые скорости (частоты вращения) и моменты двигателя и рабочего органа как правило не равны между собой:

двигатели имеют большую частоту вращения (500…3000 мин^-1 и более) и сравнительно небольшой вращающий (крутящий) момент;

рабочие органы приводов для выполнения своих функций должны, как правило, иметь увеличенный по сравнению с двигателем момент и сравнительно небольшую частоту вращения.

Эти параметры преобразуются механическими передачами: ременными, цепными, фрикционными, а чаще всего зубчатыми редукторами (лат. reductor — отводящий назад, приводящий обратно).

Нужна помощь в написании курсовой?

Цена курсовой

Параметры двигателя, кинематический и силовой расчет являются базовым для дальнейших, в которых определяются основные геометрические размеры элементов передачи и выполняется их прочностной расчет. Решаются следующие задачи:

а) определение расчетной мощности электродвигателя и выбор его по каталогу;

б) кинематический расчет привода — вычисление общего передаточного числа привода, разбивка его на составляющие и определение частот вращения элементов передачи — валов;

в) силовой расчет — определение вращающих моментов на валах передачи. В промышленности широко применяются асинхронные короткозамкнутые двигатели (АД), которые обладают сравнительно низкой стоимостью и надежностью в эксплуатации. Их пуск осуществляется путем подключения обмотки статора непосредственно в сеть.

Трехфазная обмотка статора создает вращающееся магнитное поле и при пересечении проводников (короткозамкнутых колец) ротора переменный ток и собственное магнитное поле. Поле ротора сцепляется с полем статора и ротор приходит во вращение. Но скорость его вращения при нагрузке всегда меньше синхронной скорости статора, поэтому такой электродвигатель называется асинхронным.

Относительная разность частот вращения магнитного поля статора и ротора короткозамкнутого АД называется скольжением.

.1 Расчет мощности и выбор электродвигателя

Выполнить расчет привода конвейера с двухступенчатым редуктором. Дано: натяжение ленты F_б = 12 кН; скорость ленты υ = 3 м/с; диаметр барабана D_б = 0,6 м.

Расчетная мощность электродвигателя

кВт, (1.1)

где (1.2)

КПД элементов привода (табл. 1.1):

η_м = 0,98 — муфты (две);

Нужна помощь в написании курсовой?

Заказать курсовую

η_н = 0,99 — подшипников качения (четыре пары);

η_з.п = 0,98 — закрытой зубчатой передачи (две).

Рисунок 1.1-Кинематическая схема привода ленточного конвейера

Принимаем предварительно из табл. 1.6 двигатели типа АИ мощностью Р= 45 кВт с рабочими частотами n_р:

АИР200S2; n_c = 3000 мин^-1; S = 2%; n_р = 3000(1-2/100)= 2940 мин^-1;

АИРX200S4; n_c = 1500 мин^-1; S = 2%; n_р = 1500(1-2/100)= 1470 мин^-1;

АИРХ255S6; n_c = 1000 мин^-1; S = 2%; n_р = 1000(1-2/100)= 980 мин^-1;

Определяем частоту вращения барабана :

. (1.3)

Общие передаточные числа с выбранными двигателями

u_общ = n_эд/ n_б : (1.4)

₃₀₀₀ = 2940/95,54 = 30.77;

u₁₅₀₀ = 1470/95,54= 15,39;

u₁₀₀₀ = 980/95,54 = 10,26.

Нужна помощь в написании курсовой?

Подробнее

Общее передаточное число редуктора :

u_р = u_б ∙ u_Т , (1.5)

где u_б и u_Т — передаточные числа быстроходной и тихоходной ступени.

Разбивку по ступеням выполняем из условия получения примерно одинаковых диаметров зубчатых колес и их погружения в масло.

В этом случае должно u_Б > u_Т .

Тогда

(1.6)

Для n_c = 3000 мин^-1:

Для n_c = 1500 мин^-1:

Для n_c = 1000 мин^-1:

Сравнивая полученные передаточные числа с рекомендуемыми в табл. 1.2 принимаем: u_р = 15,39; u_Б =4,13; u_Т = 3,73; электродвигатель АИРХ200S4, Р_эд = 45 кВт; n_эд = 1470 мин^-1, диаметр вала d_эд = 75 мм.

.2 Частоты вращения и моменты на валах

Частоты вращения валов :

ведущий n₁ = n_эд = 1470 мин^-1;

Нужна помощь в написании курсовой?

Подробнее

промежуточный ; (1.7)

тихоходный . (1.8)

Вращающие моменты на валах :

электродвигателя Н∙м; (1.9)

ведущий Т₁ =Т_эд ∙ η_м ∙ η_п (1.10)

Т₁= ∙262.79 0,98 ∙ 0,99 =254.96 Н∙м;

промежуточный Т₂ = Т₁ ∙ u_T ∙ η_з.п ∙ η_п (1.11)

Т₂=254.96 ∙ 4,13 ∙ 0,98 ∙ 0,99 = 1021.6 Н∙м;

тихоходный Т₃=Т₂ ∙ u_T ∙ η_з.п ∙ η_п(1.12)

Т₃=1021.6 ∙ 3,73 ∙ 0,98 ∙ 0,99 = 3697.01Н∙м.

редуктор электродвигатель вал подшипник

2. Расчеты зубчатых передач

Зубчатые передачи представляют собой наиболее распространенный вид механических передач. Их применяют практически во всех отраслях машино- и приборостроения для передач мощностей от ничтожно малых (например, в часовых механизмах) до десятков тысяч киловатт (морские суда). Также в очень широких пределах колеблются и окружные скорости зубчатых колес (>150 м/с.).

2.1 Быстроходная ступень

Нужна помощь в написании курсовой?

Подробнее

Рассчитать косозубую закрытую передачу: передаточное число u = 15.39; вращающий момент на колесе Т₂ = 1021.6 Н·м; частота вращения колеса n₂ = 355.93мин^-1; срок службы передачи t = 36000 часов; нагрузка нереверсивная, близкая к постоянной, кратковременная перегрузка не превышает 1,6 номинального момента.

.1.1 Выбор материала и термической обработки

Для получения зубчатой передачи небольших габаритов принимаем для изготовления колес сравнительно недорогую легированную сталь 40Х (поковка) Назначаем термическую обработку: для шестерни — закалка до получения HRC₁ 45…50 (Среднее значение HRC₁ 47,5 или по рис.2.10 470НВ₁), σ_В1 = 1600 МПа, σ_Т1 = 1400 МПа; для колеса -азотирование HRC₁ 45…48 (среднее значение HRC 46,5,= 795 МПа).

.1.2 Расчет допускаемых напряжений

Допускаемые контактные напряжения

Базы испытаний на контактную выносливость (рис.2.9…2.10):

для шестерни (HRC₁ 47,5 ≈ HB₁470);

N_HO1=70·10⁶; (2.1)

для зубчатого колеса N_HO2 = 68·10⁶. (2.2)

Расчетное число рабочих циклов напряжений определяем по форм. :

_HE = 60ntc, (2.3)

где n — частота вращения, мин^-1;- число колес, находящихся в зацеплении с рассчитываемым (одно), с = 1;- число часов работы передачи, t = 36·10⁶ ч.

N_HE1 = 60·n₁·36·10⁶ = 60·1470·36·10⁶ = 3175,2·10⁶ч;

N_HE2 = 60·n₂·36·10⁶ = 60·355,93·36·10⁶ = 768,8·10⁶ ч;

Нужна помощь в написании курсовой?

Цена курсовой

Так как N_HE1> N_HO1, то коэффициенты контактной долговечности _KL1 = 1,0; при N_HE2 > N_HO2 K_KL2 = 1,0.

Определяем пределы контактной выносливости для материалов шестерни и колеса

σ_H1limb = 17HRC₁ + 150 ,Мпа (2.4)

σ_H1limb =18· 47,5 + 150 = 1005 МПа;

σ_H2limb = 2HB₂ + 70 ,МПа (2.5)

σ_H2limb =2·405 + 70 = 880 МПа;

Допускаемые контактные напряжения форм. :

,МПа, (2.6)

где S_Н — коэффициент безопасности, S_H = 1,1.

МПа,

Так как передача косозубая, а разность допускаемых напряжений зубьев шестерни и колеса [σ_Н1] — [σ_Н2] = 913,64 — 800 = 113,64 МПа

Так как твердость зубьев обоих колес HRC≥40,выдерживать разность не требуется

Допускаемые напряжения при изгибе

Определяем пределы выносливости при изгибе для шестерни и колеса :

σ_F1limb = 570 МПа,

σ_F2limb=1,2HRC+300 (2.7)

σ_F2limb =1,2·46,5+300 = 355,8 МПа.

Допускаемые напряжения изгибной выносливости

, (2.8)

где: S_F — коэффициент безопасности, S_F = 1,89;_FC — коэффициент влияния приложенной нагрузки,_FC = 1,0.

Нужна помощь в написании курсовой?

Цена курсовой

Тогда МПа;

МПа.

2.1.3 Проектный расчет

Определить межосевое расстояние быстроходной ступени цилиндрического редуктора: вращающий момент на промежуточном валу Т₂ = 1021,6 Н·м, передаточное число u = 4,13; допускаемое контактное напряжение [σ_Н] = 800 МПа, НВ > 350.

Задаемся коэффициентом ширины зубчатого колеса по отношению к межосевому расстоянию ψ_bа = 0,4 и определяем ψ_bd — отношение ширины венца по отношению к делительному диаметру шестерня :

ψ_bd = 0,5ψ_ba(u + 1) (2.9)

ψ_bd =0,5 · 0,4(4,13 + 1) = 1,03.

По графику (рис. 2.14) для НВ > 350 и кривой IV, соответствующей ступени редуктора, находим величину коэффициента: К_Н_β = 1,18.

Расчетное межосевое расстояние

(2.10)

Принимаем по ГОСТ 2185-66 (табл. 2.8) a_w = 180 мм.

Межосевое расстояние косозубой передачи a_w = 180 мм, передаточное число u = 4,13.

Определяются геометрические параметры.

Минимальное значение модуля :

Нужна помощь в написании курсовой?

Подробнее

мм. (2.11)

Нормальный модуль зубьев m_n = (0,01…0,02)a_w = 0,02 · 180=3,6 мм.

По ГОСТ 13755-81 принимаем m = 4 мм.

Вычисляем суммарное число зубьев шестерни и колеса по форм :

; (2.12)

Предварительно задаем угол наклона зубьев β = 10º, cosβ = 0,9948, тогда . Принимаем z_c = 120.

Число зубьев на шестерне :

z₁ = z_c / (u+1); (2.13)

z1=120 / (4,13 + 1) = 23.

Число зубьев колеса:

z₂ = z_c · u_p; (2.14)

z₂=23·4.13 = 94.99 принимаем 95

Фактический угол наклона зубьев

; (2.15)

Нужна помощь в написании курсовой?

Цена курсовой

β = 10º57’98».

Вычисляем передаточное число по принятому числу зубьев

(2.16)

что соответствует расчетному.

Определяем геометрические размеры шестерни и колеса.

Делительные диаметры:

мм; (2.17)

мм. (2.18)

Проверка межосевого расстояния:

a_w =0,5(d₁ + d₂) ; (2.19)

0,5(70,06 + 289,4) = 179,73мм,

равенство соблюдено (179≈180).

(180-179,73)=0,27 отклонение незначительно. Диаметры выступов :

d_a1 = d₁ + 2m (2.20)

Нужна помощь в написании курсовой?

Подробнее

d_a1 = 70,06+ 2·3 = 76,06мм;

d_a2 = d₂ + 2m (2.21)

d_a2= 289,4+ 2·3 = 295,4мм.

Ширина венца :

Колеса :

b₂ = ψ_ba·a_w (2.22)

b₂= 0,4·180 = 72мм;

Шестерни :

b₁ = b₂ + 5 (2.23)

b₁= 72 + 8 = 80 мм.

.2 Проверочный расчет

.2.1 По контактным напряжениям

Выполняем проверочный расчет( z₁ = 23; z₂ = 95; cosβ = 0,9848; d₁ = 70,06мм; n₁ = 1470 мин^-1; T₁ = 254,96 Н·м) на выносливость зубьев по контактным напряжениям :

, (2.24)

Нужна помощь в написании курсовой?

Заказать курсовую

где: ;

— коэффициент, учитывающий механические свойства материала, = 275 МПа;

— коэффициент суммарной длины контактных линий в зацеплении, для косозубой передачи, ;

коэффициент торцевого перекрытия передачи :

(2.25)

Здесь эквивалентные числа зубьев :

Окружная скорость в зацеплении :

м/с. (2.26)

Принимаем 8-ю степень точности изготовления колес.

Для вычисления удельной окружной силы w_Ht определяем:

окружную силу, действующую в зацеплении

Н; (2.27)

определяем =1,10-коэффициент неравномерности нагрузки между зубьями; = 1,6- коэффициент динамической нагрузки.

Тогда удельная окружная сила равна:

Нужна помощь в написании курсовой?

Цена курсовой

Н/мм; (2.28)

МПа.

Проверка на перегрузку :

, (2.29)

где: — предельное допускаемое контактное напряжение, при улучшении

МПа,

МПа < 3920 МПа. Условие на перегрузку выполнено.

.2.2 По напряжениям изгиба

Производим проверочный расчет на выносливость при изгибе для косозубой передачи :

. (2.30)

Эквивалентное число зубьев:

шестерни :

; (2.31)

Колеса:

Нужна помощь в написании курсовой?

Заказать курсовую

. (2.32)

находим коэффициенты формы зубьев:

шестерни .

Сравнительная характеристика сопротивления усталости при изгибе :

Шестерни:

МПа (2.33)

Колеса:

МПа. (2.34)

Расчет следует производить по шестерне т.к. (56,48 < 83,09).

Определяем удельную окружную силу при действии напряжений изгиба для шестерни :

, (2.35)

где: =1,3 — коэффициент неравномерности нагрузки между зубьями при изгибе =1,12 — коэффициент неравномерности нагрузки при изгибе по длине зуба

=1,05 — коэффициент динамической нагрузки при изгибе

Н/мм.

Нужна помощь в написании курсовой?

Цена курсовой

Коэффициент перекрытия зубьев .

МПа. (Напряжение изгиба на колесе),

,61 < 203,31, условие выполнено.

Проверка на перегрузку :

, (2.36)

где: — предельное допустимое напряжение изгиба (для шестерни), при НВ > 350;

МПа ;

Мпа272,98 < 588 МПа.

Условие выполнено.

.3 Тихоходная ступень

Рассчитать косозубую закрытую передачу: передаточное число uт=3,73; вращающий момент на колесе Т₃ = 3697,01 Н·м; частота вращения колеса n₃ = 95,42мин^-1; срок службы передачи t = 36000 часов; нагрузка нереверсивная, близкая к постоянной, кратковременная перегрузка не превышает 1,6 номинального момента.

.3.1 Выбор материала и расчет допускаемых напряжений

Для получения зубчатой передачи небольших габаритов принимаем для изготовления колес сравнительно недорогую легированную сталь 12ХН3Л и 40Х (поковка)

Назначаем термическую обработку: для шестерни — цементация до получения HRC₁ 56…63 (Среднее значение HRC₁ 59,5), σ_В1 = 920 МПа, σ_Т1 = 700 МПа; для колеса -закалка HRC 45…50 (среднее значение47,5 HRC,= 1400 МПа).

Нужна помощь в написании курсовой?

Цена курсовой

Допускаемые контактные напряжения

Базы испытаний на контактную выносливость

для шестерни (HRC 59,5 ≈ HB₁600);

N_HO1=140·10⁶; (2.37)

для зубчатого колеса (HRC 47,5 ≈ HB470);

N_HO2 = 70·10⁶. (2.38)

Расчетное число рабочих циклов напряжений определяем по форм. :

N_HE = 60ntc, (2.39)

где n — частота вращения, мин^-1;- число колес, находящихся в зацеплении с рассчитываемым (одно), с = 1;- число часов работы передачи, t = 36·10⁶ ч._HE1 = 60·n₁·36·10⁶ = 60·355,93·36·10⁶ = 768,8·10⁶ч;_HE2 = 60·n₂·36·10⁶ = 60·95,42·36·10⁶ = 706,12·10⁶ ч;

Так как N_HE1> N_HO1, то коэффициенты контактной долговечности _KL1 = 1,0; при N_HE2 > N_HO2 K_KL2 = 1,0.

Определяем пределы контактной выносливости для материалов шестерни и колеса

σ_H1limb = 23HRC₁ (2.40)

σ_H1limb = 23· 59,5 = 1368,5МПа;

σ_H2limb = 17 HRC + 200 (2.41)

σ_H2limb = 17·47,5 + 200 = 1007,5 МПа;

Допускаемые контактные напряжения:

, МПа, (2.42)

где S_Н — коэффициент безопасности, S_H = 1,1.

Нужна помощь в написании курсовой?

Подробнее

МПа,

Так как передача косозубая, а разность допускаемых напряжений зубьев шестерни и колеса [σ_Н1] — [σ_Н2] = 1244,09 — 915,91 = 328,18 МПа

Так как твердости зубьев обоих колес HRC≥40,выдерживать разность не требуется

Принимаем в качестве расчетного допускаемого контактного напряжения [σ_Н] = 662 МПа.

Допускаемые напряжения при изгибе

Определяем пределы выносливости при изгибе для шестерни и колеса :

σ_F1limb = 750-800 МПа,

σ_F2limb= 750-800МПа

Допускаемые напряжения изгибной выносливости

, (2.43)

где: S_F — коэффициент безопасности, S_F = 1,75;_FC — коэффициент влияния приложенной нагрузки,_FC = 1,0.

Тогда МПа;

МПа.

.3.2 Проектный расчет

Определим геометрические параметры тихоходной ступени соосного редуктора: межосевое расстояние =180мм, передаточное число u = 3,73; допускаемое контактное напряжение [σ_Н] = 800 МПа, НВ > 350.

Нужна помощь в написании курсовой?

Подробнее

Задаемся коэффициентом ширины зубчатого колеса по отношению к межосевому расстоянию ψ_bа = 0,5 .модуль=4,0мм

Определяются геометрические параметры.

Минимальное значение модуля :

. (2.44)

Предварительно задаем угол наклона зубьев β = 10º, cosβ = 0,9848, тогда . Принимаем z_c = 88 Число зубьев на шестерне :

z₁=2аw/m(u+1) (2.45)

z₁= 2 ·180/ (3,73 + 1) = 18.67=19.

Число зубьев колеса:

z₂ = z_c — z₁(2.46)

z₂ = 88 — 19 = 69.

Фактический угол наклона зубьев

; (2.47)

β = 12.12º’.

Вычисляем передаточное число по принятому числу зубьев

Нужна помощь в написании курсовой?

Заказать курсовую

; (2.48)

что соответствует расчетному.

Определяем геометрические размеры шестерни и колеса.

Делительные диаметры:

мм; (2.49)

мм. (2.50)

Проверка межосевого расстояния:

_w =0,5(d₁ + d₂) (2.51)

a_w = 0,5(77.79 + 282.5) = 180.15мм,

(180-180.15)=-0,15 отклонение незначительно.

Диаметры выступов :

d_a1 = d₁ + 2m (2.52)

d_a1= 77,79+ 2·4 = 85,79мм;

d_a2 = d₂ + 2m (2.54)

Нужна помощь в написании курсовой?

Заказать курсовую

_a2= 282,5+ 2·4 = 290,5мм.

Ширина венца :

Колеса:

b₂ = ψ_ba·a_w (2.55)

b₂ = 0,5·180 = 90 мм;

Шестерни

b₁ = b₂ + 5 (2.56)

b₁= 90 + 5 = 95 мм.

.3.3 Проверочные расчеты

Выполняем проверочный расчет( z₁ = 42; z₂ = 158; cosβ = 0,98; d₁ = 108мм; n₁ = 80,1 мин^-1; T₁ = 3636,26Н·м) на выносливость зубьев по контактным напряжениям :

, (2.57)

где: — коэффициент формы сопряженных поверхностей зубьев,1,76·cosβ=1=76·0,977=1,72;

— коэффициент, учитывающий механические свойства материала, = 275 МПа;

— коэффициент суммарной длины контактных линий в зацеплении, для косозубой передачи, ;

Нужна помощь в написании курсовой?

Цена курсовой

коэффициент торцевого перекрытия передачи :

(2.59)

Здесь эквивалентные числа зубьев :

Окружная скорость в зацеплении :

м/с. (2.60)

Принимаем по табл. 2.8 8-ю степень точности изготовления колес.

Для вычисления удельной окружной силы w_Ht определяем:

окружную силу, действующую в зацеплении

Н; (2.61)

определяем =1,07-коэффициент неравномерности нагрузки между зубьями; = 1,01- коэффициент динамической нагрузки.

Тогда удельная окружная сила равна:

Н/мм; (2.62)

МПа.

Проверка на перегрузку :

Нужна помощь в написании курсовой?

Подробнее

, (2.63)

где: — предельное допускаемое контактное

напряжение, при улучшении

МПа,

МПа < 1960 МПа. Условие на перегрузку выполнено.

По напряжениям изгиба

. (2.63)

Эквивалентное число зубьев: Шестерни :

; (2.64)

Колеса:

. (2.66)

находим коэффициенты формы зубьев:

шестерни .

Нужна помощь в написании курсовой?

Заказать курсовую

Сравнительная характеристика сопротивления усталости при изгибе :

Шестерни

МПа (2.67)

колеса

МПа. (2.68)

Расчет следует производить по колесу т.к. (112,32 < 134,92).

Определяем удельную окружную силу при действии напряжений изгиба для шестерни :

, (2.69)

где: =1,22 — коэффициент неравномерности нагрузки между зубьями при изгибе

=1,30 — коэффициент неравномерности нагрузки при изгибе по длине зуба

=1,02 — коэффициент динамической нагрузки при изгибе

Н/мм.

Коэффициент перекрытия зубьев .

МПа. (Напряжение изгиба на колесе), 437,15 < 457,14, условие выполнено.

Нужна помощь в написании курсовой?

Цена курсовой

Проверка на перегрузку :

где: — предельное допустимое напряжение изгиба (для шестерни), при НВ > 350;

= 1600 МПа,);

МПа < 1400 МПа.

Условие выполнено.

3. Компоновка редуктора

В этом разделе рассматривается процесс компоновки двухступенчатого цилиндрического редуктора развернутой схемы методом наслоения .

Компоновка выполняется по предложенной схеме наслоения в последовательности этапов с сопровождением всех необходимых справочных материалов, схем и примеров.

. Начальная стадия: устанавливается расположение зубчатых колес, обозначаются контуры корпуса редуктора, назначаются соединительные болты нижней части редуктора (корпуса) и его крышки.

. Поузловая компоновка базовых деталей — валов: определяются диаметры участков валов, рассчитываемые по предложенным выражениям и согласованием с ГОСТ, таблицами и рекомендациями. Для понимания того, что требуется получить, приводятся эскизы узлов.

. Компоновка поддерживающих и других деталей: подшипников, крышек, распорных втулок (колец), шпоночных соединений с установлением длин участков валов. 4. Выполняется доводка элементов компоновочного чертежа — зубчатых колес и др. Устанавливаются и наносятся посадки и основные размеры

.1 Начальная стадия

. Обозначить в масштабе на листе осевые линии на расстоянии a_w1 и a_w2, затем делительные диаметры и ширину зубчатых колес.

Нужна помощь в написании курсовой?

Заказать курсовую

Шестерню быстроходной ступени следует, устанавливать со стороны, удаленной от хвостовика, что улучшает распределение нагрузки по длине зуба, при этом расстояния между торцами колес смежных ступеней принять с = 10 мм. 2. Обозначить внутреннюю вертикальную стенку корпуса редуктора на расстоянии е = 1,2δ от торца шестерни, которая по ширине b обычно больше зубчатого колеса.

е=1,2 ?8,25=10

. Определить толщину стенки корпуса цилиндрического редуктора при δ ≥ 8 мм (для литых корпусов) и округлить:

δ = 0,025a_w + 2мм, (3.1)

δ=0,023 ? 180+2=6,5 мм округляем до 8мм

где a_w — межосевое расстояние тихоходной ступени.

. Вычислить длину отверстий W в корпусе редуктора под установку подшипников и крышек.

Длины отверстий под подшипники для всех валов цилиндрического редуктора обычно принимается одинаковыми. Это связано с тем, что торцы отверстий с наружных сторон редуктора фрезеруются с одной установки и находятся в одной плоскости. Длина W определяется главным образом шириной фланца К, толщиной стенки корпуса δ и конструкцией крышки подшипника .

Ширина фланца принимается такой, чтобы на нем свободно размещалась головка болта и гайка, а гаечный ключ имел возможность повернуться на угол больше 60⁰

Вследствие того, что редукторы выполняются разъемными по оси отверстий под подшипник, необходимо предусмотреть стяжные болты, которые соединяют корпус и крышку редуктора. Эти болты устанавливаются у бобышек (на приливах), в которых затем растачиваются отверстия под подшипники. Кроме них, есть еще две групп болтов — фундаментные, которыми редуктор крепится к раме и стяжные по периметру фланца. Диаметры этих болтов с последующим округлением до стандарта определяется из выражения:

d_Б = n (0,035a_w + 12) →ГОСТ

где a_w — межосевое расстояние тихоходной ступени многоступенчатого, мм;- коэффициент, зависящий от назначения болта:= 1,0 — фундаментного (крепление редуктора к раме);= 0,8 — стяжные у отверстий под подшипники (приливы);= 0,6 — стяжные по периметру фланца редуктора.

Фундаментные болты:

d_Б1?(0,035 ?180+12)=18,3→20 (3.2)

Нужна помощь в написании курсовой?

Цена курсовой

Выбираем болт М20

Ширина фланца К=48;

Координата болта с=25;

Диаметр отверстия под болт d_отв =22 мм.

Стяжные болты:

_Б=0,6?(0,035?180+12)=10,98→12 (3.3)

Выбираем болт М12

Ширина фланца К=33мм;

Координата болта с=18;

Диаметр отверстия под болт d_отв =13 мм

Болты на приливах:

d_Б=0,8?(0,035?250+12)=16,6→16 (3.4)

Выбираем болт М16

Ширина фланца К=40мм;

Нужна помощь в написании курсовой?

Цена курсовой

Координата болта с=21; Диаметр отверстия под болт d_отв 17мм.

С учетом того, что торец обработанной бобышки подшипникового узла в корпусе должен возвышаться над необработанной линией фланца на величину h =7 мм , общая длина отверстия под подшипник равна:

W=δ+К+h, (3.5)

=8+40+6=55мм.

где К — ширина фланца

h-3…10 мм -возвышения под торцом обработанной бобышки

Рисунок 3.1.- Элементы корпуса редуктора

Дальнейшие этапы компоновки выполнением методом наслоения, т.е добавлением к предыдущим построениям последующих элементов (обозначены жирными линиями): валов, манжет и др.

.2 Валы и манжеты

Принимаем ступенчатую форму, присущую большинству редукторных валов. Она удобна при изготовлении и сборке, при этом заплечики и бурты валов фиксируют установленные детали и воспринимают осевые силы. Кроме того, ступенчатая форма позволяет приблизить очертания вала к форме балки равного сопротивления и в какой-то степени выровнять напряжение изгиба.

Участки вала или оси (рис. 3.2), лежащие в подшипниках, называются цапфами и делятся на шипы (концы валов или осей) и шейки, расположенные в средней части.

Уступы (переход от диаметра к диаметру) на ступенчатом валу называются заплечиками и выполняются с галтелью (округлением) постоянного или переменного радиуса, т.е. поверхностью плавного перехода от одного диаметра к другому или с канавкой, которую выполняют для выхода шлифовального круга при шлифовке.

Рисунок 3.2. -Участки и элементы вала

редуктор электродвигатель вал подшипник

Нужна помощь в написании курсовой?

Подробнее

В данном курсовом проекте конструируем два вида валов:

.с хвостовиками на которых напрессовываются полумуфты — быстроходные и тихоходные ;

.промежуточные (без них).

Компоновка их имеет различия, связанные с тем, что валы с хвостовиками необходимо уплотнять во избежание попадания в редуктор пыли и протечек масла из него.

Определить диаметр хвостовика быстроходного вала редуктора d_хв при Т₁ = 210,5 Н·м, диаметр вала электродвигателя d_эд = 65 мм.

(3.6)

Где Т-вращающий момент на быстроходном валу=254,96Нм= 254960 Нмм

[ τ ]-допускаемое напряжение кручения для быстроходных валов

[ τ ]=20МПа

Относительная разница диаметров

; при δ > 0,2 (3.7)

привязываем к валу двигателя d_хв = 0,8d_эд = 0,8 ·75 = 60 → ГОСТ (табл. 3.2) → d_хв= 60 мм.

Определить диаметр хвостовика тихоходного вала редуктора

При Т= 3697,01Нм= 36977010 Нмм, допускаемое напряжение кручения для быстроходных валов [ τ ]=30МПа

Нужна помощь в написании курсовой?

Цена курсовой

(3.8)

.3 Диаметры участков валов

Следующий важный этап компоновки — определение диаметров участков валов цилиндрических редукторов.

В данной курсовой работе вычислили все диаметры по формулам, приведенные на листах с рисунками.

Вал с хвостовиком (быстроходный)

Диаметры под манжету и подшипник равны (d_М = d_П) = d_МП

(3.9)

d_Мп =d_хв + 2,5t → кратное 5;

где t = 4,2 мм; при d_хв = 60 мм;_Мп =60+2.5 ·4,2=70,5→70 мм;

свободный размер d_C = d₃ = f(d_П) → =82 мм; (заплечик подшипника средней серии).

Манжеты резиновые, армированные, для уплотнения валов (ГОСТ 8752-79)

d_М =70мм,D=90мм,h1=12, h2=16.

Вал с хвостовиком (тихоходный)

Диаметры под манжету и подшипник равны (d_М = d_П)

Нужна помощь в написании курсовой?

Подробнее

Определить в двух вариантах диаметры участков тихоходного вала редуктора, если Т₃ = 3697,01 Н·м.

Диаметры участков вала:

хвостовика

(3.10)

под манжету и подшипник d_МП = d_хв + 2,5t = 86 + 2,5 · 5,4 = 99,5мм→ 95 мм (кратное5). где t = 5 .4мм

под колесо d_К = 1,1 d_МП = 1,1 · 95 = 104,5 → ГОСТ → d_К = 100 мм;

бурт d_Б = d_К + 3t = 100 + 3 · 6,2 = 118,6 → ГОСТ → 115 мм; длина бурта 2,5 · t = 2,5 · 6,2 = 15,5 мм

заплечик подшипника d_С = d₂ = f(d_П) → f(90) → d₂ = 112 мм;

Манжеты резиновые, армированные, для уплотнения валов (ГОСТ 8752-79)

d_М =90мм,D=120мм,h1=12, h2=16.

Промежуточный вал

Определить диаметры участков промежуточного вала ,если Т₂ = 1021,6 Н·м.

Диаметры участков :

(3.11)

Нужна помощь в написании курсовой?

Заказать курсовую

d_П = 55 мм

d_Б= d_К+3t =60+3·4,2=72,6=75

заплечик подшипника средней серии d_С = d₃ = f(d_МП) → f(70) → 65 мм;

.4 Выбор и установка подшипников

В проектируемом редукторе применяют радиально — упорные подшипники, роликовые конические типа 7000.

Предварительно выбираем подшипники качения ,в зависимости от направления и величины воспринимаемой нагрузки ,режима работы , скорости вращения одного из колец ,условия смазки и температуры.

.Для быстроходного вала выбираем подшипник легкой широкой серии:

Выбираем подшипники роликовые конические однорядные 7314 (ГОСТ 333-79)

d=70мм; D=150мм;B=37;r =3,5;C=170кН; Cо=137кН; е=0,31; Y=1.94.

.Для тихоходного вала выбираем подшипники легкой серии :

Выбираем подшипники роликовые конические однорядные 7219 (ГОСТ 333-79)

d=95мм; D=170мм;B=32;r =3,5;C=168кН; Cо=131кН; е=0,40; Y=1.49.

.Для промежуточного вала выбираем подшипники средней серии :

Выбираем подшипники роликовые конические однорядные 7311 (ГОСТ 333-79)

Нужна помощь в написании курсовой?

Заказать курсовую

d=55мм; D=120мм;B=29;r =3,0;C=107кН; Cо=81кН; е=0,33; Y=1.80.

3.5 Крышки подшипников ,шпонки,зубчатое колесо, распорная втулка

Служат не только для герметизации отверстий, но и для фиксации наружных колец подшипников в осевом направлении, а также регулировки зазоров в радиально-упорных подшипниках.

Крышки изготавливаются глухими для промежуточных валов и сквозными для валов с хвостовиками — ведущего и тихоходного. По способу крепления к корпусу редуктора выбираем привертные крышки т.е. на винтах, Изготавливают крышки литыми из чугуна СЧ 15 или из стали Ст 3 (поковка, лист), крупные отливаются из стали 35Л.

Для быстроходного вала -привертная крышка :

Диаметр отверстия в корпусе =150 мм;

Диаметр крепежных болтов d_Б = М12;

Количество болтов z=4;

Наружный диаметр фланца D_ф =D + 4,2dБ=150+4,2·12=200 мм

Толщина стенки δ=8

Толщина фланца δ=8·1=8

Диаметр располож. отверстий Dотв= D + (2…2,2)dБ=150+2·12=174мм

Толщина центрирующего пояса (0,8…0,9)S =0,8·12=9,6=10- толщина наружного кольца подшипника

=12 (3.12)

Нужна помощь в написании курсовой?

Цена курсовой

Для промежуточного вала -привертная крышка :

Диаметр отверстия в корпусе =120 мм;

Диаметр крепежных болтов d_Б = М10;

Количество болтов z=4;

Наружный диаметр фланца D_ф =D + 4,2dБ=120+4,2·10=162 мм

Толщина стенки δ=7

Толщина фланца δ=7·1=7

Диаметр располож. отверстий Dотв= D + (2…2,2)dБ=120+2·10=14мм

Толщина центрирующего пояса (0,8…0,9)S =0,8·9,75=7,8=8- толщина наружного кольца подшипника

=9,75

Для тихоходного вала-привертная крышка :

Диаметр отверстия в корпусе =170 мм;

Диаметр крепежных болтов d_Б = М12;

Количество болтов z=4;

Нужна помощь в написании курсовой?

Заказать курсовую

Наружный диаметр фланца D_ф =D + 4,2dБ=170+4,2·12=220,4 мм

Толщина стенки δ=8

Толщина фланца δ=8·1=8

Диаметр располож. отверстий Dотв= D + (2…2,2)dБ=170+2·12=194мм

Толщина центрирующего пояса (0,8…0,9)S =0,8·112=9,6- толщина наружного кольца подшипника

=12

Длины участков валов

После нанесения на компоновку подшипников и крышек длины участков валов (кроме хвостовиков) определяется построением по чертежу. Длина вала под подшипник равена его ширине (плюс фаска), или замыканием длины между деталями посаженными на вал: расстояние между колесом и подшипником замыкается распорной втулкой .

При разработке рабочих чертежей линейные размеры валов измеряются по чертежу и согласуются со стандартом.

Длина хвостовиков валов принимаются по длине полумуфты: на ведущем — МУВП, на тихоходном чаще М3, которые принимаются из табл.3.12 и 3.13 по передаваемому моменту и диаметру вала d_хв и согласуются с ГОСТ

Для быстроходного вала выбираем Муфту упругую втулочно пальцевую (МУВП) ГОСТ 21424-75 (2000 Н·м- передаваемый момент ,d=60м-диаметр отверстия ,

-тип,1-исполнение,m=9мм,l-105мм.

Для тихоходного вала выбираем зубчатую муфту (МЗ) ГОСТ 5006-55

Номер муфты-5 ;

Нужна помощь в написании курсовой?

Цена курсовой

Допускаемый момент-Т=80000;

Диаметр вала d=90мм, d_K =100мм;=290мм, l =115 мм, l_K = 130 мм, m= 25 мм.

Шпонки, оформление зубчатых колес

Шпоночные соединения служат для передачи вращающего момента между соосными деталями: вал-ступица детали и наоборот. В редукторах имеют место ненапряженные шпоночные соединения, в которых шпонка устанавливается плотно в паз.

На компоновочном чертеже обозначается только длина шпоночного паза и его ширина b.

Параметры шпоночных соединений, за исключением длины, принимаются в зависимости от диаметра вала, т.е b = f(d) по ГОСТ табл. 3.20. Длину паза следует назначать предварительно следующим образом. Сначала отступим на а = 7,5 мм от заплечика вала и торца хвостовика, затем расстояние между крайними точками согласовать с ГОСТом. Этот размер является длиной l шпоночного паза и изображается на чертеже. Расчетная длина шпоночного l_p принимается без учета радиусов r = b/2, которые выполняются пальцевой фрезой.

Таким образом l = l₁ — 2(7.5) → l — b → ГОСТ → l_p.=105-1=89=90

Для быстроходного вала :

Призматические шпонки и пазы по СТ СЭВ 189-75,мм

Сечение шпонки: b=18 ,h=11;

Глубина шпоночного паза : t1=7 ,t2 =4,4.

Для промежуточного вала :

Призматические шпонки и пазы по СТ СЭВ 189-75,мм

Сечение шпонки: b=18 ,h=11;

Нужна помощь в написании курсовой?

Цена курсовой

Глубина шпоночного паза : t1= 7,t2 =4,4.

Для тихоходного вала :

Призматические шпонки и пазы по СТ СЭВ 189-75,мм

Сечение шпонки: b=25 ,h=14;

Глубина шпоночного паза : t1=9 ,t2 =5,4.

Под зубчатое колесо:

Сечение шпонки: b=22 ,h=14;

Глубина шпоночного паза : t1=9 ,t2 =5,4.

Зубчатые колеса в начальной стадии компоновки обозначались контурами с диаметрами делительных окружностей. Для завершения компоновки их необходимо конструктивно оформить.

d_ст = 1,6 d

δ₀= (2,5 ÷ 4)m_n, но не менее 8-10 мм; n = 0,5m_n;0,2·2=1

D_отв = 0,5(D₀ + d_ст); D_отв =0,5(248+148)=428мм

мм;

c ≈ (0,2 ÷ 0,3)b для штамповочных и c ≈ 0,3b для кованных колес._ст =1,6·110=176мм ; l₁ =1,2·110=132; δ₀ =4·3=12мм,

Нужна помощь в написании курсовой?

Цена курсовой

.6 Компоновочный чертеж, выбор посадок

После последовательного выполнения всех этапов компоновочный чертеж практически завершен. Остается выбрать посадки деталей на валах и в корпусе редуктора

Основные посадки деталей узлов редукторов По СТ СЭВ 144-75

Быстроходный вал:

Посадка полумуфты на хвостовик —

Посадка зубчатого колеса на вал —

Наружные кольца подшипников качения в корпус- Отклонение отверстия Н7

Внутренние кольца подшипников качения на валы — Отклонение вала к 6

4. Проверочные расчеты

После масштабной компоновки узлов выполняются проверочные расчеты валов на статическую и усталостную прочность.

.1 Расчет валов на выносливость

В данном разделе приведены расчеты редукторных валов на выносливость и статическую прочность.

Такого типа расчеты, можно выполнять только имея перед собой чертеж вала как базовой детали с закрепленными на нем элементами. Кроме геометрических параметров должны указываться посадки, шероховатость поверхности в опасных сечениях, а также радиусы галтелей в заплечиках.

Все это необходимо для обоснования выбора опасных сечений вала, выбора из таблиц соответствующих коэффициентов концентрации напряжений, масштабных и др.

Нужна помощь в написании курсовой?

Цена курсовой

Рассчитываются валы:

1) быстроходный с косозубой шестерней;

) промежуточный с косозубой шестерней и прямозубым колесом;

) тихоходный с косозубым колесом.

.1.1 Быстроходный вал — шестерня (косозубая)

Редуктор двухступенчатый, вращающий момент Т₁= 254,96 Н×м, шестерня косозубая d₁= 70,06мм, угол наклона b = 10^°, материал вала — сталь 40Х улучшенная. Кратковременная перегрузка — двухкратная. Выполнить проверочные расчеты на выносливость и перегрузку K_П = 1,6 с учетом консольной нагрузки на хвостовике F_K =1155,82 Н.

F_K =0,17 ? =1155,82 Н (4.1)

Определяются силы, действующие в зацеплении :

окружная Ft1 ==7278,33 Н (4.2)

радиальная (4.3)

осевая

Изображается вал с размерами и посадками . Составляется расчетная схема с учетом того, что силы действуют в двух плоскостях, а осевая создает сосредоточенный момент, равный Согласно рис. силы направлены внутрь зуба, а окружная для ведущей шестерни — против направления вращения. Вычисляем реакции в опорах и изгибающие моменты в вертикальной плоскости:

RBy==1341,57H (4.4)

Нужна помощь в написании курсовой?

Цена курсовой

RAy==1353,01H (4.5)

Проверка:

Реакции в опорах определены верно.

Изгибающие моменты от сил в вертикальной плоскости:

(скачек вверх).

Строим эпюру изгибающих моментов в вертикальной плоскости.

Горизонтальная плоскость

(4.6)

(4.7)

Проверка:

,82+4701,89-7278,33+3732,26=0. Реакции определены верно.

Нужна помощь в написании курсовой?

Подробнее

Рисунок 4.1 Схема к расчету быстроходного вала

Изгибающие моменты в горизонтальной плоскости:

Строим эпюры изгибающих и крутящего моментов.

Выполняем проверку вал — шестерни на выносливость с учетом симметричного цикла нагружений по изгибу (нормальные напряжения), и отнулевого на кручение по касательным напряжениям при нереверсивной работе.

Анализ эпюр и конструкции вала позволяет заключить, что максимальный изгибающий момент в сочетании с крутящим под шестерней не приведет к усталостному разрушению вследствие сравнительно большого диаметра. Опасным в данном случае является заплечик хвостовика с радиусом галтели r = 1,5 мм (сечение I). Концентраторами напряжений являются в сечении I галтель и прессовая посадка полумуфты на хвостовик вала. Кроме того, следует проверить сечение II в месте посадки подшипника.

Материал вал-шестерни сталь 40Х улучшенная, НВ 230, σ_В= 730 МПа, σ _Т= 500 МПа, пределы выносливости σ_-1= 320 МПа, τ_-1= 200 МПа, коэффициенты ассиметрии цикла ψ_σ= 0,1; ψ_τ= 0,05. Шероховатость поверхности участка вала 1,5 мкм.

Сечение I

Определяем концентратор напряжений, представляющий наибольшую опасность при циклической нагрузке :

прессовая посадка полумуфты на хвостовик К_σD= 4,3; К_σD= 3,1;

— галтель при = 2,13;

при

К_σ -коэффициент концентрации напряжений ,в ступенчатом переходе с галтелью

Так как то расчет ведем по концентратору напряжений от прессовой посадки. ε_σ и ε_τ -Масштабный фактор, учитывающий влияние размера диаметра вала соответственно для нормальных и касательных напряжений Изгибающий момент и амплитуда цикла в сечении I:

М_I=F_к·25=1444,77·52=75128 Н·мм; (4.8)

Нужна помощь в написании курсовой?

Подробнее

_к -консольная нагрузка на хвостовик

, (4.9)

где W1-осевой момент сопротивления сечения вала;0,1·60³=21600

М1-изгибающий момент и амплитуда в сечении I

Вычисляем запасы прочности по нормальным и касательным напряжениям, считая, что напряжения изгиба изменяются по симметричному циклу, а кручение по отнулевому

=31,92, (4.10)

(4.11)

σ_-1 и τ_-1 — пределы выносливости при изгибе и кручении с симметричным знакопеременным циклом, определяются.

ε_σ и ε_τ — масштабный фактор, учитывающий влияние размера диаметра вала соответственно для нормальных касательных напряжений;

К_σ и К_τ — эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и, соответственно, кручении для галтелей, шпоночных пазов и др., а также цилиндрических участков вала;

β — коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности участка вала (при шероховатости R_a 0,32…2,5; β = 0,96…0,9) или упрочнение их различными методами;

ψ_σ и ψ_τ — коэффициенты, характеризующие чувствительность материала к ассиметрии цикла напряжений.

σ_а и τ_а — амплитудные составляющие напряжений симметричного и отнулевого циклов в соответствии с рис. 4.1:

где . (4.12)

Нужна помощь в написании курсовой?

Цена курсовой

где σ_m и τ_m — среднее нормальное и касательное напряжение цикла (рис. 4.1): для симметричного цикла σ_m = 0;

Общий коэффициент запаса прочности:

(4.13)

Прочность хвостовика обеспечена.

Сечение II

Концентратором напряжений является прессовая посадка подшипника: К_σD= 2,75; K_τD= 2,15.

Изгибающий момент в сечении I

Амплитуды цикла напряжений:

(4.14)

. (4.15)

n==41,79

Запасы прочности значительно превышают рекомендованные, что связано с тем, что диаметр хвостовика привязан к валу двигателя в сторону увеличения.

Расчеты на статическую прочность в таком случае не выполняем.

.1.2 Промежуточный вал

Нужна помощь в написании курсовой?

Цена курсовой

Редуктор двухступенчатый, вращающий момент, T₂= 1021,6Н·м, делительные диаметры: d₂= 289,4 мм, d₃= 77,79 мм. Материал вала — сталь 40Х улучшенная. Выполнить расчеты на выносливость и статическую прочность в опасном сечении. Вал с размерами и посадками приведен на рис. 4.20.

Рисунок 4.2 — Схема к расчету промежуточного вала

Вычисляем силы, действующие в зацеплениях. Зубчатое колесо:

— окружная (4.16)

радиальная (4.17)

Осевая (4.18)

Шестерня:

— окружная (4.19)

— радиальная (4.20)

— осевая (4.21)

Обозначаем направления действующих сил с учетом направления вращения вала и углов наклона зубьев шестерни и колеса .Осевые силы создают сосредоточенные моменты на валу, равные .

Определяем реакции в опорах и изгибающие моменты в вертикальной плоскости.

RBy= (4.22)

=-209,1H

Нужна помощь в написании курсовой?

Подробнее

(4.23)

6951-9774,7+2613,8-(-209,1)=0

Реакции в вертикальной плоскости определены правильно.

Изгибающие моменты в вертикальной плоскости:

Строим эпюру изгибающих моментов, на которой сосредоточенные моменты выражены скачками, равными по величине этим моментам.

Горизонтальная плоскость

RBx= (4.24)

Σ=mВ=0; -RAxl+Ft3(l-a)+c=0;

RAx= = 21542,4 (4.25)

Нужна помощь в написании курсовой?

Заказать курсовую

Проверка:

,6+7060,1-11783,3-21542,4=0

Реакции определены правильно. Изгибающие моменты в горизонтальной плоскости:

Строим эпюру изгибающих моментов в горизонтальной плоскости, а также эпюру крутящего момента Т₂. = 1021.6 Н·м.

Проверка на выносливость

Анализируя построенные эпюры, делаем вывод, что сечение в месте максимальных изгибающих моментов (точка С) не может быть опасным вследствие сравнительно большего диаметра шестерни. Опасным является сечение I-I под зубчатым колесом. Концентраторами напряжений в данном случае является шпоночный паз и прессовая посадка зубчатого колеса на вал. Расчет на выносливость в данном случае производится по концентратору, для которого отношение прессовая посадка Н7/р6 — К_σD 3.2

Коэффициент запаса прочности по ормальным напряжениям для симметричного цикла :

, (4.26)

где σ_-1=320МПа- предел выносливости материала вала;

амплитуда цикла нагружения для опасного сечения I (I в точке D);

М_D— суммарный изгибающий момент в сечении I-I;_I — осевой момент сопротивления сечения I.

= 846,2H (4.27)

Нужна помощь в написании курсовой?

Цена курсовой

Шпоночный паз имеет (табл. 3.20) ширину b =18мм и глубину t₁= 7 мм. Осевой момент сопротивления с учетом шпоночного паза:

(4.28)

σ_а=

Коэффициент запаса по касательным напряжениям для отнулевого цикла напряжений (реверс отсутствует):

(4.29)

где τ_-1 =200 Мпа, K_τD =2,37;

— коэффициент ассиметрии цикла;

(4.30)

где (4.31)

40250,55 — полярный момент сопротивления опасного сечения .

Общий запас усталостной прочности в опасном сечении:

(4.32)

Прочность обеспечена.

Нужна помощь в написании курсовой?

Цена курсовой

Запас статической прочности в сечении при перегрузке К_П = 1,6 вычисляем:

nT= (4.33)

где σ_Т= 500 МПа — предел текучести материала вала

σэ- эквивалентное напряжение в сечении.

σэ= (4.34)

σэ= МПа

где, = 7,9≥1,6 Мпа

= 2?12,7=25,4МПа (4.35)

Прочность обеспечена .

4.1.3 Тихоходный вал с косозубым колесом

Вращающий момент на тихоходном валу материал редуктора сталь 40Х улучшенная, =500 МПа , Вал редуктора соединен с рабочим валом муфтой типа МЗ, диаметр по центрам D_М= 290 мм. Проверить вал на выносливость в опасных сечениях и статическую прочность.

Вал с размерами, посадками представлен

Силы, действующие в зацеплении:

– окружная (4.36)

Нужна помощь в написании курсовой?

Заказать курсовую

осевая F_a = F_t· tgβ = 26173.5 ·0,21256 = 5563.44 Н; (4.37)

— радиальная (4.38)

Консольная нагрузка на хвостовике вала от неуравновешенного усилия в муфте F_М:

окружная сила по диаметру пальцев

= 4334.4 Н (4.39)

Составляем расчетную схему, в которой направление неуравновешенной силы F_M принимаем наиболее неблагоприятное — в горизонтальной плоскости. Вычисляем реакции в опорах и изгибающие моменты.

Вертикальная плоскость

Рисунок 4.3-Схема к расчету тихоходного вала

ΣmA=0; Fr ?a-RBy ?l-Fa ?=0 ;

RBy= = 111.74 Н. (4.40)

(4.41)

Проверка: ΣY = 0; R_By + R_Ay + F_r = 0

.74 + 9678.76 — 9790.5 = 0

Изгибающие моменты:

Нужна помощь в написании курсовой?

Заказать курсовую

Строим эпюру изгибающих моментов.

Горизонтальная плоскость

= =18682.4H (4.42)

ΣmB=0;

= (4.43)

Проверка:

,4+3156,7-26173,5+18682,4=0. Реакция в опорах определены верно.

Изгибающие моменты:

Строим эпюру изгибающих моментов в вертикальной плоскости.

Выполняем проверочные расчеты опасных сечений вала, в которых кроме значительных изгибающих и крутящих моментов имеются концентраторы напряжений.

Сечение I: переход диаметров 86/95 радиусом r = 2,5 мм, коэффициенты концентрации напряжений К_σ= 2.13; К_τ =2.02. Кроме того прессовая посадка полумуфты вызывает концентрацию, величина которой характеризуется коэффициентами

Так как расчет выполняется только для одного вида концентратора, то принимаем в расчет прессовою посадку.

Нужна помощь в написании курсовой?

Подробнее

Изгибающий момент в горизонтальной плоскости Осевой момент сопротивления равны нулю

Амплитуда симметричного цикла напряжений .

. (4.44)

Запас прочности по нормальным напряжениям .

Амплитуда и среднее значение касательных напряжений отнулевого цикла (рис.4.1):

(4.45)

Запас прочности по касательным напряжениям

(4.46)

Общий запас прочности:

(4.47)

Сечение II

Концентратор — переход диаметров 95/100 ,

Изгибающие моменты в сечении II:

вертикальная плоскость

Нужна помощь в написании курсовой?

Цена курсовой

=RAy d = 9678.760.095= 919.48 Н (4.48)

— горизонтальная плоскость

х= (4.49)= 4334.4·(0.16+0.095)-(-3156.7·0.86)=1405.2Н·м (4.50)

Суммарный изгибающий момент в сечении

= (4.51)

Моменты сопротивлений:

осевой

полярный

Амплитуды циклов :

— изгиба σ_а =Мпа (4.52)

— кручения . (4.53)

Запасы прочности :

(4.54)

(4.55)

Нужна помощь в написании курсовой?

Подробнее

Общий запас прочности в сечении II

(4.56)

Прочность обеспечена. Статическая прочность хвостовика ≈ по сечению I (со шпоночным пазом) при перегрузке К_П = 1,5.

Запас прочности

nT= (4.57)

где σ_э — эквивалентное напряжение в сечении I.

Моменты сопротивления с учетом шпоночного паза для Ø 80мм: b = 22 мм, t₁ = 9 мм:

осевой

(4.58)

полярный

= 119455,2 мм³ (4.59)

Напряжения в сечении (форм.4.7):

нормальное

= 7,76Мпа (4.60)

Нужна помощь в написании курсовой?

Цена курсовой

касательное

=2,13МПа (4.61)

Эквивалентное напряжение

σ_э = 8,6 Мпа (4.62)

= 1,5 Прочность обеспечена.

.2 Расчет подшипников валов на долговечность

Подшипники не могут работать бесконечно долго даже при условии надлежащей эксплуатации и ухода. Критерием работоспособности подшипников качения являются усталостное выкрашивание поверхностных слоев, а продолжительность их работы до предельного состояния или появления усталостного износа называют ресурсом или номинальной долговечностью.

Подшипники качения являются первой группой деталей, для которых был введен расчет на долговечность. При этом рассчитать выход подшипника из строя по другим причинам, кроме контактной усталости, практически не представляется возможным.

Ролковые конические на быстроходном валу

Вал-шестерня редуктора косозубая , радиально-упорные подшипники 7214 С =96 кН; С₀ =82 кН; е = 0,37, Y = 1,62 (выписываются из каталога). Реакции в опорах подшипников: R_Ax = 4701,89 Н; R_Ay = 1353,01 Н; _Bx =3732,26 Н; R_By = 1341,51 Н. Осевая сила в зацеплении F_a = 1346,43 Н. Частота вращения n₁ = 1470 мин^-1.

Рисунок 4.4. Схема определения коэффициентов Х и У для подшипников качения на быстроходном валу

Суммарные радиальные нагрузки в подшипниках :

Н; (4.63)

Н. (4.64)

Нужна помощь в написании курсовой?

Цена курсовой

Дополнительные (собственные) осевые силы в подшипниках:

S₁ = 0,83eF_rП1 = 0,83 · 0,37 ·4692,7 = 1441,1 Н; (4.65)₂ = 0,83eF_rП2 = 0,83 · 0,37 ·3966= 1218Н >S₁. (4.66)

По табл., пункт 2: S₁ ≥ S₂; F_a >0;

> 1489 — 935 = 554.

Расчетные осевые силы на подшипники:_аП1 = S₁ = 1441,1 Н;

F_aП2 = F_a + S₁ = 1346,43 + 1441,1 = 2787,5 Н. (4.67)

Для определения коэффициентов З и Y вычисляем отношение .

Подш.1: Х1=1,0 ;У=0.

Подш.2: Х2=0,4;У=1,45.

Эквивалентные нагрузки

Подш.1: Р₁ = F_rП1 · К_б· К_Т = 4692,7· 1,5 · 1 =7039,05H; (4.68)

Подш.2: Р₂ =(X₂F_rП2 + Y₂F_aП2)К_б·К_Т = (4.69)

(0,4·+ 1,45·2787,5)1,5 · 1 =8442,4Н.

Расчет ресурса ведем по более нагруженному подшипнику 2 :

Нужна помощь в написании курсовой?

Заказать курсовую

Lh= (4.70)

Промежуточный вал n₂ = 355,93мин^-1 F_a2 = 1306,1H; F_a3 =5583Н. подшипники радиально-упорные конические 7311 С = 107кН; С₀ =81,5кН, е=0,33 У=1,8. R_Ax =21542,4Н; R_Ay =6951,8Н; R_Bx =11783,3Н; R_By =209,1Н.

Рисунок 4.5. Схема определения коэффициентов Х и У для подшипников качения на промежуточном валу

Суммарные радиальные нагрузки:

(4.71)

(4.72)

Суммарная осевая сила в зацеплениях :_a = F_a3 — F_a2 =5583-1306,1=4276,9

Дополнительные осевые силы в подшипниках вычисляются по приближенному значению е → е′ величине F_rП вместо F_aП,которая неизвестна. Определяем значение параметра е:

Коэффициенты Х и Y.

Подш.1: (4.73)

Подш.2: (4.74)

Расчетные осевые силы на подшипники :

при S₁ ≥S₂; F_a ≥0;_aП1 = S₁=11318,5; F_аП2 S₁+ F_a =11318,5+4276,9=15595,4 Н.

Определяем значение параметра е:

Нужна помощь в написании курсовой?

Цена курсовой

подш.1: ; (4.75)

подш.2: (4.76)

Коэффициенты Х и Y.

Подш.1: (4.77)

Подш.2:

Эквивалентные динамические нагрузки :

Р₁ = (X₁F_rП1 + Y₁F_aП1) ·К_б· К_Т = (0,45·22636,3 + 1,22 ·11318,5)1,5 · 1 = 35992,4 Н.

Р₂ = (X₁F_rП2 + Y₂F_aП2) ·К_б· К_Т = (0,45·11785,2+ 1,13 ·15595,4)1,5 · 1 = 34389,2Н Ресурс определяем по подшипнику 1:

час. (4.78)

Срок службы ниже нормы. Принимаем на тот же диаметр вала подшипник другой серии Если установить подшипник 7611 для которого С=187к Н, то примерное время работы :

Lh=

Тихоходный вал редуктора, колесо косозубое. Радиально-упорные роликовые подшипники легкой серии 7219 :С = 168 кН; С₀ = 131 кН; е = 0,41; Y = 1,48.Осевая сила в зацеплении F_a =5563,44Н. Частота вращения ₃ = 95,42мин^-1. ). Реакции в опорах подшипников: R_Ax = 3156,17 Н; _Ay = 9678,76 Н; R_Bx =18682,4Н; R_By =111,74 Н.

Суммарные радиальные нагрузки:

(4.80)

Нужна помощь в написании курсовой?

Цена курсовой

(4.81)

Дополнительные осевые силы :

S₁ = 0,83·e·F_rП1 = 0,83 · 0,41 · 10180,5 = 3464,4Н; (4.82)₂ = 0,83·e·F_rП2 = 0,83 · 0,41 · 18682,7=6357,7 Н; (4.83)

Расчетные осевые силы: при S₂ > S₁; _a ≥ S₂ — S_1, 5563,44 ≥ 2893,3

F_аП1 = S₁ = 3464,4 Н;

F_аП2 = F_аП + S₁ = 5563,44+3464,4= 9027,9 Н. (4.84)

Коэффициенты Х и Y.

Подш.1:

Подш.2:

Рисунок 4.6. Схема определения коэффициентов Х и У для подшипников качения на тихоходном валу

Эквивалентные динамические нагрузки :

Подш.1: Р₁ = F_rП1 ·К_б· К_Т =10180,5·1,5 · 1 =15270,8Н (4.85)

Подш.2: Р₂ = (XF_rП2 + YF_aП2) ·К_б· К_Т = (0,4·18682,7 + 1,46 ·9027,8)1,5 · 1 =30980,5Н. (4.86)

Ресурс по подшипнику 2:

Нужна помощь в написании курсовой?

Заказать курсовую

Lh=

4.3 Расчет шпоночных соединений

Проверить шпоночные соединения быстроходного редуктора, вращающий момент Т = 254,96Н·м, диаметры участков вала:

Диаметр хвостовика d₁ = 60 мм;

Выполняем проверки шпоночного соединения на смятие при [σ_см] = 120…150 МПа.

Хвостовик нормальная шпонка: b = 18 мм; h = 11 мм, t₁ = 7 мм; l = 105 мм; d₁ = 60мм. L_р=90

. (4.88)

Напряжение не превышает допустимое.

Промежуточный вал :

Вращающий момент Т = 1021,6 Н·м,

Под зубчатым колесом ₂ = 60мм, b = 18 мм, h = 11 мм, t₁ = 7мм, l = 60 мм. Шпонка нормальная.

что для данного участка вала вполне удовлетворительно.

Тихоходный вал

Нужна помощь в написании курсовой?

Подробнее

Вращающий момент Т = 3697,01 Н·м,

Хвостовик d₃=86 мм, , b = 25 мм, h = 14мм, t₁ = 9 мм, l = 100 мм. Шпонка нормальная.

,5150 ,принимаем высокие шпонки

Хвостовик d₃=86 мм, b = 25 мм, h = 22 мм, t₁ = 13мм, l = 100 мм. Шпонка высокая.

Что соответствует заданным параметрам.

Под колесо ₄=100мм, b = 22 мм, h = 14 мм, t₁ = 9мм, l = 80 мм. Шпонка нормальная .

,14150 ,принимаем высокие шпонки = 28мм, h = 28 мм, t₁ = 15мм,t = 10.4мм. Шпонка высокая.

Что соответствует заданным параметрам

5. Сборочный чертеж и спецификация

Сборочный чертеж выполняем на листах формата А1 в масштабе 1:2.

Он включает в себя две проекции с линейными размерами , диаметрами и посадками деталей ,присоединительными и габаритными размерами ,позициями .

Приводится технические требования к сборке ,отделке и эксплуатации.

Спецификация определяет состав изделия, включает разделы : документация, сборочные единицы , детали ,стандартные изделия.

Также выполнены рабочие чертежи :быстроходной вал -шестерни , тихоходного вала ,зубчатого колеса и сквозную крышку на тихоходном валу.

Нужна помощь в написании курсовой?

Подробнее

На чертежах выполнены требуемые виды деталей и требуемые размеры, указываются все диаметры и линейные размеры ,необходимые для изготовления детали, а также предельные отклонения по квалитетам диаметров для установки подшипников, зубчатых колес ,полумуфт. Указываются требуемые технические требования: термообработка ,неуказанные предельные отклонения размеров. В штампе указывается марка стали и масса детали.

6. Сборка редуктора

.1 Общий порядок

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса и крышки редуктора тщательно очищают и покрывают краской. Плоскости разъема корпуса и крышки проверяют на краску, для чего наносят на поверхность тампоном краску и растирают тонким слоем .После наложения проверочной плиты краска оставляет пятна, которые подлежат шабрению .

Сборку редуктора производят в соответствии с чертежом общего вида редуктора, поузловым методом ,то есть вначале собирают узлы валов, затем их устанавливают в корпусе редуктора. Валы перед сборкой подвергаются дополнительному контролю; при котором проверяется:

шероховатость поверхности и отсутствие забоин на участках подшипников, манжет, зубчатых колес, распорных втулок;

измеряются микрометром диаметры этих участков по части допусков, конусности и эллипсности;

осматриваются заплечики под подшипники и зубчатые колеса, проверяются микроугольником с фаской их перпендикулярность относительно оси и величина радиуса;

шпоночные пазы — параллельность относительно оси, ширина и глубина;

длина посадочного участка под зубчатое колесо, которая должна быть меньше длины ступицы на 3…8мм.

Выполняется также проверка отверстия зубчатого колеса и длина ступицы.

Зубчатые передачи перед сборкой осматривают, при этом обращается внимание на состояние рабочих поверхностей зубьев. После механической обработки на них могут оставаться риски и надрезы, которые являются одним из источников образования усталостных трещин. Они должны быть защищены также как и забоины. Зачищаются также заусенцы на торцах зубьев. Узел собирается в соответствии с чертежом, при этом:

а) если зубчатое колесо запрессовывается при помощи пресса, то посадочный участок вала и отверстия и установленная шпонка должны быть смазаны;

б) колесо устанавливается также после нагрева его ступицы (чаще всего резаком);

Нужна помощь в написании курсовой?

Заказать курсовую

в) на венце зубчатого колеса при токарной обработке наносится риска, которая указывает на то, что наружный диаметр, отверстие, торцы венца и ступицы выполнены с одной установки; этой стороной колесо следует напрессовывать на вал до плотного контактирования с заплечиком;

г) подшипники после обязательной промывки в бензине (или солярке) нагреваются в масляной ванна 15…20 мин при температуре 60…90⁰С и затем устанавливаются на вал неклейменной стороной к заплечику, а клейменной — в сторону, открытой для проверки; д) после установки подшипников на вал проверяется щупом плотность прилегания торцов внутренних колец с заплечиками (зазора быть не должно).

Если устанавливаются радиальные шариковые или роликовые подшипники, то после их запрессовки на вал выполняется проверка от руки на отсутствие заедания. После очистки и покраски корпуса в подшипниковые гнезда основания устанавливаются собранные узлы. Выполнять проверку непараллельности осей отверстий, что обычно указывается в технических требованиях, нет смысла, так как все отверстия редуктора растачиваются только с одной его установки на расточном станке.

6.2 Регулировка радиально-упорных подшипников

Ответственным этапом сборки редукторов является регулировка осевой игры (зазоров) роликовых конических подшипников, имеющих три разновидности зазоров, взаимосвязанных между собой.

В проектируемом редукторе регулировка зазора подшипников установленных враспор осуществляется прокладками и перемещением одного наружного кольца относительно другого осевым смещением крышки подшипника.

Вначале заготавливается прокладки в соответствии с диаметрами фланца крышки. В комплект входят (5…7) прокладок толщиной 0,05; 0,15; 0,2; 0,3; 0,5 мм, которые не должны иметь заусенцев и неровностей.

Затем комплект из двух-трех прокладок надевается на крышку 1, которая затем устанавливается в отверстие (половину) основания редуктора и равномерно до отказа зажимается винтами.

Затем крышку 2 устанавливают на место без прокладок и также зажимают винтами, вращая при этом вал вручную для равномерности установки тел качения на дорожках колец подшипников.

При появлении заметного торможения, связанного с нулевым зазором между опорными торцами крышки и кольца подшипника, затяжку винтов крышки прекращают. Измеряется щупом в четырех местах зазор а между крышкой и корпусом редуктора. Среднее арифметическое даст расчетную величину этого зазора= ар. определяется требуемая величина зазора осевого S для данного подшипника.

Требуемая общая толщина прокладок

= a_ср + S.

Набирается расчетная толщина b прокладок на предварительно снятую крышку 2, затем она с прокладками устанавливается на место и зажимается до отказа. Если вал вращается легко, то регулировка закончена. В противном случае необходимо снова снять крышку 2 и добавить еще одну тонкую прокладку. Проверку установленного осевого зазора выполняют либо с помощью индикатора или щупом.

7. Смазка редуктора и расчет уровня масла

Нужна помощь в написании курсовой?

Заказать курсовую

Смазка зубчатых передач, валов, подшипников выполняется жидким маслом заливанием в картер корпуса редуктора.

Определяем параметры смазки двухступенчатого цилиндрического редуктора. Исходные данные:

диаметры колес d₂ =289.4мм, d₄ = 282.5мм, модули 3 мм и 4мм, частоты вращения колес n₂ = 355,93мин^-1, n₃ = 95,42мин^-1, напряжения в зонах контактов σ_Н = 880 МПа, средняя твердость поверхностей зубьев колес HRC46,5, габариты картера редуктора b · l = 270 · 490 мм.

. Окружные скорости:

колесо промежуточное

м/с; (7.1)

-колесо тихоходноем/с; (7.2)

Для промежуточного колеса параметр вязкости масла х

, (7.3)

где HV — твердость поверхности зубьев колеса по Виккерсу HRC46,5 = HV 458.

По графику требуемая вязкость масла v₅₀ = 50сст: индустриальное масло марки И — 50А.

Соотношение диаметров колес d₄ / d₂ = 289,4/282,5 = 1,02 <1,5.

При таком соотношении расчет выполняем по колесу промвала. Расстояние по высоте:

от днища картера до тихоходного колеса:

Нужна помощь в написании курсовой?

Подробнее

₀ = 10m = 10·4 = 40 мм; (7.4)

от днища до колеса промежуточного вала (d₂)

бмм. (7.5)

Расчетная глубина погружения колеса d₂ в масло

_к2 = 0,04 · d₂ = 0,04 · 289,4 = 11,6мм (7.6)

. Объемы масла в картере редуктора:

расчетный минимальный

V_p = 10^—6n(h₀‘ + h_к₂)bl = 10^-6·0,9(40 + 11,6)270 ·490 = 6,15 л, (7.7)

где n = 0,9 — коэффициент заполнения картера;

максимальный

_max = 1,2v_p = 1,2 ·6,15 = 7,4 л. (7.8)

. Уровни масла в картере :

46мм, (7.9)

мм. (7.10)

Нужна помощь в написании курсовой?

Цена курсовой

Метки на маслоизмерительном щупе при его установке его под углом α = 40⁰:

_max = h_max / sin40⁰ = 55/0,642 = 85 мм; (7.11)_min = h_min / sin40⁰ = 46/0,642 = 72 мм. (7.12)

Список использованной литературы

1.Колода С.Ф. ,Колода А.С. Детали машин. Расчет, конструирование ,и изготовление цилиндрических редукторов:2014г.-415с.

. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин:1991г.-454с.

Предыдущий пример

Следующий пример