Разная полезность (ZAPISKA)

Посмотреть архив целиком

36



Московский Государственный Технический Университет им. Н.Э. Баумана













Расчётно-пояснительная записка


к курсовому проекту на тему:


Проектирование редуктора в

составе привода транспортёра”







Студент Красновский Е.Е. группа ФН-61



Руководитель проекта Шувалов С.А.








Москва 1997 г.


1. ТЕХНИЧЕСКОЕ ЗАДАНИЕ













































2. ВЫБОР ТИПА РЕДУКТОРА С УКАЗАННЫМ РАСПОЛОЖЕНИЕМ ВАЛОВ.


















2-й тип редуктора предпочтительнее, т.к. редуктора, выполненного по схеме 1, следующие недостатки, которых нет у 2-ого типа:

  1. Несимметричное расположение валов приводит к повышенной концентрации напряжений по длине зуба, поэтому нужны жёсткие валы. Но они, помимо увеличения стоимости изготовления, в силу своей жёсткости затрудняют приработку деталей;

  2. Большие габариты по длине по сравнению со вторым типом

Поэтому была выбрана 2-я схема, по которой и был спроектирован редуктор.

3. КРАТКИЙ АЛГОРИТМ РАСЧЕТА ПЕРЕДАЧИ.


  1. Подбор материала для изготовления зубчатых колёс.

  2. Определение допускаемых контактных напряжений и напряжений изгиба для колеса и шестерни. Для этого предварительно определяют среднюю твердость колес:

.

Также определяют базовые числа циклов нагружений:

при расчете на контактную прочность ;

при расчете на изгиб .

Действительные числа циклов перемены напряжений находятся по формулам:

для колеса ;

для шестерни ,

где n2 - частота вращения колеса мин-1 ;

Lh - время работы передачи, ч;

U - передаточное число ступени.

После этого находят коэффициенты долговечности по контактным напряжениям и напряжениям изгиба, соответственно, по формулам:

,

где KHLmax зависит от термической обработки;

,

где m и KFLmax - параметры, зависящие от термообработки;

После эт

ого определяют значения[s]H0 и [s]F0, которые зависят от марки стали и твёрдости. Далее в зависимости от термообработки определяют допускаемые контактные напряжения и напряжения изгиба соответственно [s]H и [s]F.

3. Определение межосевого расстояния. Для этого предварительно определяют коэффициент межосевого расстояния Kа и коэффициент ширины yа, который зависит от положения колес относительно опор. Коэффициент ширины yd определяют по формуле:

,

где U - передаточное отношение.

Далее определяют коэффициент концентрации нагрузки KHb:

,

где S - индекс схемы передачи - выбирают по таблице 2.3 [1].

После этого определяют межосевое расстояние из неравенства:

,

где Т2 Нмм - вращающий момент на колесе;

[s]H Н/мм2 - допускаемое контактное напряжение.

4. Нахождение предварительных основных размеров колеса.

Делительный диаметр ищется по формуле: ,

а ширина: , после чего ее округляют в ближайшую сторону до целого числа.

5. Нахождение модуля передачи. Для этого выбирают коэффициент модуля Km , после чего значение модуля определяют из неравенства:

,

где [s]F Н/мм2 - минимальное из допускаемых напряжений изгиба шестерни и колеса.

Значение модуля передачи, полученное расчетом, округляют в большую сторону до стандартного.

  1. Определение угла наклона и суммарного числа зубьев. Сначала определяют минимальный угол наклона зубьев bmin=arcsin(4m/b2). После этого находят суммарное число зубьев по зависимости

.

Полученное значение округляют в меньшую сторону до целого и определяют действительное значение угла bmin

.

7. Определение числа зубьев шестерни и колеса. Число зубьев шестерни определяют по формуле

.

Полученное значение округляют до ближайшего целого.

Число зубьев колеса определяется следующей зависимостью: Z2=Zå-Z1.

8. Определения фактического передаточного числа. Его находят по формуле: Uф=Z2/Z1 , причем на отклонение от заданного передаточного числа наложено ограничение:

.

9. Определение размеров колёс. Делительные диаметры шестерни и колеса определяют по формулам:

и .

Далее определяют диаметры окружностей вершин da и впадин df

шестерни da1=d1+2m, df1=d1-2,5m;

колеса da2=d2+2m, df2=d2-2,5m.

Ширину шестерни принимают в зависимости от ширины колеса.

10. Проверка пригодности заготовки колес. Это необходимо, так как чтобы получить необходимые механические характеристики материала колес, размеры заготовки колес не должны превышать предельно допустимых величин. Значения Dзаг, Cзаг, Sзаг (мм) вычисляют по формулам:

для шестерни Dзаг=da+6мм;

для колеса принимают меньшее из двух Cзаг=0,5b2; Sзаг=8m.

Условия пригодности заготовки колес имеют вид:

Dзаг£Dпред , Cзаг (Sзаг) £ Sпред.

Если эти условия не выполняются, то необходимо изменить материал детали или вид ее термической обработки.

11. Нахождение сил в зацеплении по формулам:

окружная ;

радиальная ;

осевая .

Подсчёты проводятся для стандартного угла a=200.

12. Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба. Предварительно определяют степень точности передачи в зависимости от окружной скорости и значения коэффициентов KFa, Yb, yd, KFb, KFV, YV:

KFa - по таблице, в зависимости от степени точности передачи;

;

коэффициент ширины ищется по формуле:

;

,

где S - индекс схемы передачи.

Значение коэффициента KFV принимают в зависимости от твердости зубьев.

Коэффициент формы зуба YF принимают в зависимости от zv=z/cos3b по таблице 2.5 [1].

Расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса равно:

;

Расчетное напряжение изгиба в зубьях шестерни равно:

;

Эти напряжения могут отклоняться от допускаемых не более, чем в 1,1 раза.

13. Проверка зубьев колес по контактным напряжениям. Для этого предварительно определяют значения коэффициента распределения нагрузки между зубьями KHa. Значение коэффициента концентрации нагрузки подсчитывают по формуле:

,

Коэффициент динамической нагрузки KHV зависит от твердости зубьев. Далее находят расчетное контактное напряжение по зависимости:

.

Полученное контактное напряжение должно находиться в интервале (0,9..1,05) [s]H. Если это условие не выполняется, то изменяют aw или b2.

4.РЕЗУЛЬТАТЫ РАСЧЁТА НА ЭВМ.































































































































Анализ распечатки.

Варианты N 1, 3, 4, 6, 7 ,9 не обеспечивают одинакового погружения колёс в масляную ванну. Из оставшихся 2, 5, 8 вариантов вариант N 2 имеет наибольшую стоимость (93.44) - это дорого. У варианта N 8 более высокая твёрдость шестерён и зубчатых колёс ( по 59 HRC), в то время как у варианта N 5 твёрдость шестерён и зубчатых колёс 49 HRC и 28HRC соответственно. Значит, выбираем вариант N 5.

5.ВЫБОР МАТЕРИАЛА И ТЕРМООБРАБОТКИ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС В СООТВЕТСТВИИ С ТВЕРДОСТЬЮ HRC, УКАЗАННОЙ В РАСПЕЧАТКЕ.

Согласно распечатке, твердость шестерен равна 49 HRC, или 470 HB, а зубчатых колес - 28,5 HRC. Поэтому для изготовления быстроходного и промежуточного валов-шестерён необходимо брать сталь 40Х с пределом текучести sт, равным 750 Н/мм2, термообработка - улучшение и закалка ТВЧ.

Для зубчатых колес подойдет сталь 40Х с пределом текучести sт, равным 750 Н/мм2 , термообработка - улучшение .


6. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ.

Расчет мощности электродвигателя проводится по формуле:

,

где Tб=14,52 Нм - вращающий момент на быстроходном валу;

nб - частота вращения быстроходного вала;

Для подсчета nб воспользуемся следующими формулами:

,

где nт=102 мин-1 - частота вращения тихоходного вала;

U = - передаточное отношение редуктора;

Таким образом,

.

Окончательно получаем:

.

Далее по таблице 19.27 [1] определяем необходимый тип электродвигателя: заданным требованиям удовлетворяет электродвигатель 90L4, мощность которого - 2,2 кВт, частота вращения - 1425 мин-1, диаметр вала - 24 мм.


  1. ОПРЕДЕЛЕНИЕ РЕАКЦИЙ ОПОР И ЭПЮР ИЗГИБАЮЩИХ И КРУТЯЩИХ МОМЕНТОВ.


7.1 Тихоходный вал.

Исходные данные:

l1=33 мм;

l2=66 мм;

lк=62 мм;

dw2=141.86 мм - делительный диаметр колеса;

rw2= dw2/2=70.593 мм;

Ft=2608.125 H - окружная сила в зацеплении колеса;

Fr=965.3692 H - радиальная сила в зацеплении колеса;

FA=482.225 H - осевая сила в зацеплении колеса;

= =680.07 Н - консольная сила на валу;

Ra - реакция в опоре A;

Rb - реакция в опоре B;


Расчётная схема вала и эпюры изгибающих и крутящих моментов представлены на рис.

Составляющие реакций опор относительно оси х:

;




Составляющую реакции опоры А относительно оси y можно найти из условия равенства нулю суммарного момента относительно опоры В:

Þ

Þ


Þ ;

Составляющую реакции опоры В относительно оси y можно найти из условия равенства нулю суммарной силы по оси у:

Þ


Þ .


Консольные реакции в опорах определяют из таких же соотношений:

Þ


Þ Þ


Þ .

Аналогично для определения реакции в опоре A:

Þ


Þ .

Окончательно, сила в опоре вычисляется по формуле:

.

Таким образом

и

.


Получилось два опасных сечения. Найдем в них изгибающие моменты.

,

где Mx - изгибающий момент, создаваемый силами, лежащими в плоскости x;

My - изгибающий момент, создаваемый силами, лежащими в плоскости y;

Mк - изгибающий момент, создаваемый консольной нагрузкой;



а). Галтель, ближайшая к опоре B (расстояние между ними 15.5 мм).

Þ

  • .






б). Точка, находящаяся на расстоянии L1 от опоры B ( проекция на вал точки приложения сил зацепления).

Þ



  • .




7.2 Промежуточный вал.


Исходные данные:


l1=26.5 мм;

l2=31.5 мм;

l=146 мм;

dw1=141.2 мм - делительный диаметр быстроходного колеса;

rw1= dw2/2=70.6 мм;

dw2=141.86 мм - делительный диаметр тихоходного колеса;

rw2= dw2/2=70.593 мм;

Ft1=733.722 H - окружная сила в зацеплении быстроходного колеса;

Fr1=276.262 H - радиальная сила в зацеплении быстроходного колеса;

FA1=194.338 H - осевая сила в зацеплении быстроходного колеса;

Ft2=2608.125 H - окружная сила в зацеплении тихоходного колеса;

Fr2=965.369 H - радиальная сила в зацеплении тихоходного колеса;

FA2=482.225 H - осевая сила в зацеплении тихоходного колеса;



Ra - реакция в опоре A;

Rb - реакция в опоре B;


Расчётная схема вала и эпюры изгибающих и крутящих моментов представлены на рис.





Составляющую реакции опоры B относительно оси x можно найти из условия равенства нулю суммарного момента относительно опоры A:

Þ

Þ Þ

Þ ;


Составляющую реакции опоры A относительно оси x можно найти из условия равенства нулю суммарной силы по оси x:

Þ

Þ .

Составляющую реакции опоры B относительно оси y можно найти из условия равенства нулю суммарного момента относительно опоры A:

;


Составляющую реакции опоры A относительно оси y можно найти из условия равенства нулю суммарной силы по оси у:

Þ

Þ .

Окончательно, сила в опоре вычисляется по формуле:

.

Таким образом

и .


Получилось два опасных сечения. Найдем в них изгибающие моменты.

,

где Mx - изгибающий момент, создаваемый силами, лежащими в плоскости x;

My - изгибающий момент, создаваемый силами, лежащими в плоскости y;

а). Галтель, ближайшая к опоре B (расстояние между ними 7.5 мм).

Þ

  • .


б). Середина шестерни зубчатого зацепления тихоходной ступени (место, где приложены силы зацепления).

Þ

Þ .


7.3 Быстроходный вал.

l1=27.5 мм;

l2=54 мм;

lк=68.5 мм;

dw=38.79 мм - делительный диаметр шестерни;

Fr=276.26 H - радиальная сила в зацеплении шестерни;

Ft=733.72 H - окружная сила в зацеплении шестерни;

FA=194.33 H - осевая сила в зацеплении шестерни;

= =183.57 Н - консольная сила на валу;

Ra - реакция в опоре A;

Rb - реакция в опоре B;






Составляющую реакции опоры В относительно оси х можно найти из условия равенства нулю суммарного момента относительно опоры А:

Þ

Þ


Составляющую реакции опоры А относительно оси х можно найти из условия равенства нулю суммарной силы по оси х:

Þ

Þ .

Составляющую реакции опоры В относительно оси у можно найти из условия равенства нулю суммарного момента относительно опоры А:

Þ




Составляющую реакции опоры А относительно оси y можно найти из условия равенства нулю суммарной силы по оси у:

Þ

Þ .


Консольные реакции в опорах определяют из таких же соотношений:

Þ

Þ .

Аналогично для определения реакции в опоре A:

Þ

Þ .

Окончательно, сила в опоре вычисляется по формуле:

.

Таким образом

и .


Получилось одно опасное сечение. Найдем в нём изгибающий момент.

,

где Mx - изгибающий момент, создаваемый силами, лежащими в плоскости x;

My - изгибающий момент, создаваемый силами, лежащими в плоскости y;

Mк - изгибающий момент, создаваемый консольной нагрузкой;


Галтель, ближайшая к опоре А (расстояние от неё до опоры равно 7.5 мм). Þ

  • .


  1. ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ.


8.1 Тихоходный вал.

Установим на тихоходном вале шариковые радиальные однорядные подшипники по ГОСТ 8338-75, с диаметром отверстия под вал 35 мм (Подшипники N 207).


Они обладают следующими характеристиками:

Сr=25.5 кН;

Cor=13.7 кН;

Примем а23=0,8 - коэффициент, характеризующий совместное влияние на ресурс подшипника качества металла колец, тел качения и условий эксплуатации;

LH=5000 часов - требуемый ресурс работы подшипника.

Расчёт будем вести по опоре В, так как она наиболее нагруженная.

Определим эквивалентную нагрузку по формуле:

,

где

Kб=1.4 коэффициент безопасности

Kт=1 коэффициент, учитывающий температуру

Kе=0.63 коэффициент, зависящий от режима нагружений

V=1 так как вращается внутреннее колесо относительно радиальной нагрузки

X,Y коэффициенты, зависящие от подшипника.

Отношение Fa0r=482.22/137000=0.0351, по таблице 2 [2] принимаем е=0,23.

Oтношение Fa/VFr=482.22/2920.63=0.165

В итоге:

,

Посчитаем подшипник на долговечность, найдя располагаемый ресурс в часах.

Þ

Вывод: эти подшипники, установленные на тихоходном валу, удовлетворяют требуемому запасу долговечности.





8.2 Промежуточный вал.

Установим на промежуточном вале шариковые радиальные однорядные подшипники по ГОСТ 8338-75, с диаметром отверстия под вал 25 мм (Подшипники N 205).

Они обладают следующими характеристиками:

Сr=14 кН;

Cor=6,95 кН;

Примем а23=0,8 - коэффициент, характеризующий совместное влияние на ресурс подшипника качества металла колец, тел качения и условий эксплуатации;

LH=5000 часов - требуемый ресурс работы подшипника.

Расчёт будем вести по опоре В, так как она наиболее нагруженная.

Определим эквивалентную нагрузку по формуле:

,

где


Kб=1.4 коэффициент безопасности

Kт=1 коэффициент, учитывающий температуру

Kе=0.63 коэффициент, зависящий от режима нагружений

V=1 так как вращается внутреннее колесо относительно радиальной нагрузки

X,Y коэффициенты, зависящие от подшипника.

Oтношение Fa0r=287.89/6950=0.02878, по таблице 2 [2] принимаем е=0,24.

Oтношение Fa/VFr=287.89/2057=0.13

В итоге:

,

Посчитаем подшипник на долговечность, найдя располагаемый ресурс в часах.

Þ

Вывод: эти подшипники, установленные на промежуточном вале, удовлетворяют требуемому запасу долговечности.


8.3 Быстроходный вал.

Установим на быстроходном вале шариковые радиальные однорядные подшипники по ГОСТ 8338-75, с диаметром отверстия под вал 25 мм (Подшипники N 205).

Они обладают следующими характеристиками:

Сr=14 кН;

Cor=6,95 кН;

Примем а23=0,8 - коэффициент, характеризующий совместное влияние на ресурс подшипника качества металла колец, тел качения и условий эксплуатации;

LH=5000 часов - требуемый ресурс работы подшипника.

Расчёт будем вести по опоре А, так как она наиболее нагруженная.

Определим эквивалентную нагрузку по формуле:

,

где

Kб=1.4 коэффициент безопасности

Kт=1 коэффициент, учитывающий температуру

Kе=0.63 коэффициент, зависящий от режима нагружений

V=1 так как вращается внутреннее колесо относительно радиальной нагрузки

X,Y коэффициенты, зависящие от подшипника.

Oтношение Fa0r=194.33/6950=0.0194, по таблице 2 [2] принимаем е=0,22.

Oтношение Fa/VFr=194.33/838.62=0.2317>e, по таблице 1 [2] принимаем X=0.56, Y=(1-Х)/е=2.

В итоге:

,

Посчитаем подшипник на долговечность, найдя располагаемый ресурс в часах.

Þ

Вывод: эти подшипники, установленные на быстроходном вале, удовлетворяют требуемому запасу долговечности.


9.РАСЧЕТ ВАЛОВ НА СТАТИЧЕСКУЮ ПРОЧНОСТЬ И ТИХОХОДНОГО ВАЛА НА УСТАЛОСТНУЮ ПРОЧНОСТЬ.


Быстроходной и промежуточный валы-шестерни изготовим из стали 40Х с пределом текучести sт, равным 750 Н/мм2 . Тихоходный вал изготовим из стали 40Х, у которой предел текучести sт=650Н/мм2, s-1=360 Н/мм2, t-1=210 Н/мм2.


  1. Расчёт на статическую прочность быстроходного вала.


Исследуем опасное сечение - галтель , ближайшую к опоре А и находящуюся от неё на расстоянии 7.5 мм. Суммарный изгибающий момент в нём Мизг=13989Нмм. Суммарный крутящий момент в нём Мкр=14520Нмм. Найдём осевой момент сопротивления сечения вала: . Найдем значение эквивалентного напряжения по зависимости:

.


Окончательно

.

Определим коэффициент запаса прочности по формуле:

,

где КП=2,2 - коэффициент перегрузки.

Итак,

Þ

Вывод: быстроходный вал удовлетворяет условию статической прочности.


  1. Расчёт на статическую прочность промежуточного вала.


1) Исследуем опасное сечение - галтель, ближайшую к опоре В и находящуюся от неё на расстоянии 7.5 мм. Суммарный изгибающий момент в нём Мизг=15420Нмм. Суммарный крутящий момент в нём Мкр=51800Нмм. Найдём осевой момент сопротивления сечения вала: . Найдем значение эквивалентного напряжения по зависимости:

.


Окончательно

.


  1. Исследуем опасное сечение - середина шестерни зубчатого зацепления тихоходной ступени (место, где приложены силы зацепления). Суммарный изгибающий момент в нём Мизг=65820Нмм. Суммарный крутящий момент в нём Мкр=51800Нмм. Найдём осевой момент сопротивления сечения вала ( его будем искать как осевой момент сопротивления сечения со шлицевыми соединениями со следующими параметрами: D=41.13мм диаметр вершин; d=34.38мм - диаметр впадин z=25 - число зубьев) :

.

Найдем значение эквивалентного напряжения по зависимости:

.


Окончательно

.

Расчёт будем вести по наибольшему эквивалентному напряжению .

Определим коэффициент запаса прочности по формуле:

,

где КП=2.2 - коэффициент перегрузки.

Итак,

Þ

Вывод: промежуточный вал удовлетворяет условию статической прочности.


  1. Расчёт на статическую прочность тихоходного вала.


1) Исследуем опасное сечение - галтель, ближайшую к опоре В и находящуюся от неё на расстоянии 7.5 мм. Суммарный изгибающий момент в нём Мизг=56171Нмм. Суммарный крутящий момент в нём Мкр=185000Нмм. Найдём осевой момент сопротивления сечения вала: . Найдем значение эквивалентного напряжения по зависимости:

.


Окончательно

.


2) Исследуем опасное сечение, находящееся на расстоянии L1=33мм от опоры B ( проекция на вал точки приложения сил зацепления). Суммарный изгибающий момент в нём Мизг=95017Нмм. Суммарный крутящий момент в нём Мкр=185000Нмм. Найдём осевой момент сопротивления сечения вала ( в этом сечении прорезан шпоночный паз со следующими параметрами: b=10мм- ширина шпонки; d=36мм - диаметр вала; h=8 - высота шпонки) :

.

Найдем значение эквивалентного напряжения по зависимости:

.


Окончательно

.

Расчёт будем вести по наибольшему эквивалентному напряжению .

Определим коэффициент запаса прочности по формуле:

,

где КП=2.2 - коэффициент перегрузки.

Итак,

Þ

Вывод: тихоходный вал удовлетворяет условию статической прочности.




  1. Расчет тихоходного вала на усталостную прочность.


Проверку на усталостную прочность проведём в сечении, находящемся на расстоянии L1=33мм от опоры B ( проекция на вал точки приложения сил зацепления), т.к. там действует наибольший изгибающий момент и находятся следующие концентраторы напряжений: шпонка и запрессовка. Запишем значения осевого момента сопротивления изгибу - W и полярного - Wк момента сопротивления кручению (по таблицам 12.11 [1]): W=4011.55 мм3 (см. п. 9.3);

.

Определим расчетный коэффициент запаса прочности S:

,

где Ss - коэффициент запаса по нормальным напряжениям;

St - коэффициент запаса по касательным напряжениям;

Эти коэффициенты определяются из соотношений:

и ,

где (s-1)D и (t-1)D - пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении;

sа и tа - амплитуды напряжений цикла в опасном сечении.

sа и tа определяют по формулам:

и .

Значения пределов выносливости вала определяют по зависимостям:

и ,

где s-1=360 МПа - предел выносливости гладких образцов при симметричном

цикле (определяется по таблице12.7 [1]);

t-1=210 МПа - предел выносливости гладких образцов при симметричном

цикле (определяется по таблице12.7 [1]);

(Ks)D и (Kt)D - коэффициенты концентрации напряжений для данного

сечения вала, которые определяются по формулам:

;

.

Найдём . Соответствующие коэффициенты равны:

Ks =2,15 - эффективный коэффициент концентрации напряжений

(для шпонки);

Kd =0,86 - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного

сечения (определяется по таблице 12.12 [1]);

KF =1,15 - коэффициент влияния шероховатости (определяется по

таблице 12.13 [1]);

KV =1 - коэффициент влияния поверхностного упрочнения.


Выясним, влияние какого фактора на усталостную прочность больше: наличия шпонки или запрессовки. Для этого сравним отношения Ks/ Kd. Для шпонки .

Для запрессовки по таблице 12.18 [1] .

Значит, влияние запрессовки больше, следовательно:

.


Найдём . Соответствующие коэффициенты равны:

Kt =2,05 - эффективный коэффициент концентрации напряжений

(для шпонки);

Kd =0,75 - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного

сечения (определяется по таблице 12.12 [1]);

KF =1,15 - коэффициент влияния шероховатости (определяется по

таблице 12.13 [1]);

KV =1 - коэффициент влияния поверхностного упрочнения.


Выясним, влияние какого фактора на усталостную прочность больше: наличия шпонки или запрессовки. Для этого сравним отношения . Для шпонки

.

Для запрессовки по таблице 12.18 [1] .

Значит влияние шпонки больше, следовательно:

.

Таким образом,

и .

Значения коэффициентов равны:

и .

Коэффициент запаса прочности равен:

.

Вывод: тихоходный вал имеет удовлетворительный запас прочности.





  1. РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ И ШЛИЦЕВЫХ СОЕДИНЕНИЙ.

10.1 Расчет шпоночных соединений

1). Тихоходный вал.

Расчет шпонки для крепления колеса.

Рабочая длина шпонки находится по формуле:

,

где [sсм]=150 Н/мм2 - допускаемое напряжение смятия;

d=36 мм - диаметр вала;

b=10 мм - ширина шпонки (определяется по таблице 19.11 [1]);

h=8 мм - высота шпонки (определяется по таблице 19.11 [1]);

t1=5 мм - глубина врезания шпонки в паз (определяется по таблице 19.11 [1]);

Окончательно

.

По таблице 19.11 [1] принимаем .

2). Промежуточный вал.

Расчёт шпонки для крепления колеса.

Рабочая длина шпонки определяется формулой:

,

где [sсм]=150 Н/мм2 - допускаемое напряжение смятия;

d=30 мм - диаметр вала;

b=10 мм - ширина шпонки (определяется по таблице 19.11 [1]);

h=8 мм - высота шпонки (определяется по таблице 19.11 [1]);

t1=5 мм - глубина врезания шпонки в паз (определяется

по таблице 19.11 [1]);

Окончательно

.

По таблице 19.11 [1] принимаем .


3). Тихоходный вал и вал конвейера.

Расчёт шпонки для крепления полумуфты.

Рабочая длина шпонки определяется формулой:

,

где [sсм]=150 Н/мм2 - допускаемое напряжение смятия;

d=32 мм - диаметры валов;

b=10 мм - ширина шпонки (определяется по таблице 19.11 [1]);

h=8 мм - высота шпонки (определяется по таблице 19.11 [1]);

t1=5 мм - глубина врезания шпонки в паз (определяется

по таблице 19.11 [1]);

Окончательно

.

По таблице 19.11 [1] принимаем - у редуктора;. - у конвейера

4). Быстроходный вал.

Расчёт шпонки для крепления полумуфты.

Рабочая длина шпонки определяется формулой:

,

где [sсм]=150 Н/мм2 - допускаемое напряжение смятия;

d=18 мм - диаметр вала;

b=4 мм - ширина шпонки (определяется по таблице 19.11 [1]);

h=4 мм - высота шпонки (определяется по таблице 19.11 [1]);

t1=2.5 мм - глубина врезания шпонки в паз (определяется

по таблице 19.11 [1]);

Окончательно

.

По таблице 19.11 [1] принимаем .


10.2 Расчет шлицевых соединений

Рассчитаем на смятие внутренние прямобочные шлицы, используемые во фрикционной муфте. Исходные данные:

шлицы легкой серии;

внутренний диаметр d=46мм ;

внешний диметр D=50мм;

число шлицев z=8;

ширина паза b=9мм.

Напряжение смятия определяется по формуле:

,

где =32мм - суммарная длина контактирующей поверхности

М=1852.2=407 Нм- вращающий момент

h=5мм - высота шлица.

Окончательно

,

что меньше допускаемого напряжения смятия [sсм]=160...180 Н/мм2.

Вывод: внутренние шлицы проходят по смятию.


11.РАСЧЕТ СИЛЫ ЗАПРЕССОВКИ КОЛЕСА НА ТИХОХОДНЫЙ ВАЛ.

Силу запрессовки определяют из следующей зависимости:

,

где p - давление на валу, вызванное натягом;

d=36 мм - номинальный диаметр;

l= 28 мм - длина соединения;

f=0.1 - коэффициент трения;

Для расчета давления p, используют формулу:

,

где Nр - расчетный натяг;

С1 - коэффициент жесткости вала;

С2 - коэффициент жесткости колеса;

Е1=2×105 Мпа - модуль упругости вала;

Е2=2×105 Мпа - модуль упругости колеса;

Коэффициенты жесткости вала и втулки определяют по формулам:

,

где d1=0 мм - диаметр отверстия в вале (в вале нет отверстия);

m1=0.3 - коэффициент Пуассона для вала;

и ,

где d2=144 мм - диаметр колеса;

m2=0.3 - коэффициент Пуассона для колеса;

Таким образом,

,

и .

Найдём расчетный натяг Np (посадка H7/s6):

,

где Nmax =53 мкм - максимальный натяг по таблице 5.3 [1] ;

U - поправка на смятие, рассчитываемая по формуле:

,

где Ra1=0,8 мкм- среднее арифметическое отклонение профиля вала;

Ra2=0,8 мкм - среднее арифметическое отклонение профиля колеса;

,

Таким образом,

,

и давление p равно:

,

а значит сила запрессовки равна:

.

Определим момент, который может быть передан этим соединением:

,

где S=1,5 - коэффициент запаса.

pmin - минимальное давление в вале для данной посадки вычисляется по формуле:

,

где Nmin =24 мкм - минимальный натяг по таблице 5.3 [1].

.


В результате:

.

Получили, что данное соединение не способно передать необходимый момент, поэтому необходима шпонка.


12.РАСЧЕТ РЕЗЬБОВЫХ СОЕДИНЕНИЙ.

12.1 Расчёт крепления редуктора к раме.

Исходные данные:

lтx=140 мм;

lтy=44 мм;

lбx=130 мм;

lбy=44 мм;

ay=262 мм;

ax=165 мм;

с=36 мм;

ymax=144 мм;

b=191 мм;

d=12 мм - диаметр болта;

Z=4 - число болтов;

Zx=2 - число болтов в ряду;

Zy=2 - число болтов в ряду;

c=0,3 - коэффициент внешней нагрузки;

smin=2 МПа.

Будем рассчитывать болты класса прочности 3.6. У таких болтов предел текучести равен 180 МПа.

а) Проведем проверку на невозможность сдвига.

Дополнительные исходные данные:

r=154.81 мм;

f=0,1 - коэффициент трения.

1. Приведем силы к центру тяжести:

;

.

2.Найдем наиболее нагруженный винт, полагая, что сила и момент равнораспределены между винтами, т.е.:

и .

Графически определили угол между векторами . Он равен a=60о;

Þ Равнодействующая сила равна

Þ.

3.Найдем силу затяжки:

.

4. Проверим винт по возникающим в нем напряжениям.

Þ.

Таким образом, невозможность сдвига обеспечена.


б) Проведем проверку на нераскрытие стыка.

1.Приведем внешние силы к центру тяжести стыка:

;

;

.

2. Найдем площадь стыка:

.

3. Определим моменты сопротивления кручению:

;

;

4. Определим напряжения, вызванные внешними силами:

;

;

;

.

Из последнего выражения мы сможем получить силу затяжки.

5. Определим силу затяжки из условия: (считаем ).

Þ

Þ Þ

Þ .

Вывод: сила затяжки, посчитанная из условия отсутствия сдвига, обеспечивает и нераскрытие стыка. обеспечивается автоматически.

Следовательно, выбранные фундаментные болты полностью удовлетворяют требуемым условиям и отвечают требованиям на запас прочности.


12.2 Расчёт болтов во фрикционной муфте.

Рассчитаем на растяжение болты, соединяющие полумуфты во фрикционной муфте.

Исходные данные:

Болты М10, d1=10мм - диаметр болта;

z=4 - число болтов;

f=0.1 - Коэффициент трения сталь/сталь;

d=160мм - диаметр осевой окружности болтов;

Tпр=KTт=2.2185=407 Нм. - передаваемый момент при пуске двигателя

Определим силу затяжки болта из условия передачи момента вплоть до Тпр за счёт силы трения между полумуфтами по следующей формуле:

.

Определим возникающие в болте напряжения растяжения по формуле:

что меньше допускаемого напряжения сжатия

Ставим болт класса прочности не хуже 4.6.



13.РАСЧЕТ МУФТ.


13.1 Расчет муфты МУВП, установленной на быстроходном валу.

а) Расчёт упругих элементов муфты на смятие:

Возникающее напряжение смятия считается по формуле:

,

где Z=4 - количество пальцев в муфте;

Do=63 мм - диаметр осевой линии отверстий под пальцы;

dп=10 мм - диаметр пальца;

lвт=15 мм - длина упругого элемента;

Окончательно .

Вывод: упругие элементы проходят на смятие.


б) Проверка пальцев по напряжению изгиба:

Возникающее напряжение изгиба считается по формуле:

,

где С=4 мм - зазор между полумуфтами.

В итоге .

Вывод: пальцы проходят на изгиб.

Вывод: муфта на быстроходном валу проходит по условию прочности упругих элементов.


13.2 Расчет комбинированной муфты на тихоходном валу.

а) Расчёт упругих элементов муфты - звёздочка, на смятие:

Возникающее напряжение смятия считается по формуле:

.

Где Dср=95 мм диаметр средней линии луча;

a=25 мм - ширина луча;

l=32 мм - длина луча;

z=6 - число лучей в звёздочке;

Tпр=407 Нм - максимальный момент на муфте.

.

Вывод: упругие элементы проходят на смятие.


б) Проведем расчет фрикционной части муфты.

Исходные данные:

R=75 мм - Больший радиус поверхности трения;

r=30 мм - Меньший радиус поверхности трения;

Tпр=407 Нм - максимальный момент (пробуксовки) на муфте;

[p]=0.8 допустимое контактное давление;

f=0.2 коэффициент трения между дисками;


Найдём i - число пар поверхностей трения.

мм

Примем i=6.

Тогда число дисков z=i+1=7.

Рассчитаем F- потребную силу сжатия дисков:

Будем ставить тарельчатую пружину малой жёсткости ГОСТ 3057-54 со следующими параметрами:

D=100 мм - наружный диаметр пружины;

d=50 - внутренний диаметр пружины;

s=2.5 - толщина тарелки;

fm=3.5 - габаритная высота конуса.

Посчитаем число тарелок u, исходя из легкости регулировки пружины с помощью шлицевой гайки М48*1.5 ГОСТ 11872-80, прижимающей её:

где мм

где

Тогда .

Ставим 2 тарелки.


d1=48-0.541р/2=47.6 мм - средний диаметр резьбы сжимающей гайки;

j=100 - угол трения резьбы гайки;

p=1.5 мм - шаг резьбы;

dср=61.5 мм - средний диаметр гайки.


Определим момент, который необходимо приложить для закручивания гайки и для удержания редуктора от движения.

Определим угол подъема резьбы:

.

Найдем возникающий при закручивании момент в резьбе:

.

Определим момент на торце гайки:

.

Окончательно, момент, необходимый для закручивания гайки, равен:

.

Сила Fр, которую должен приложить рабочий на быстроходном валу редуктора на расстоянии l от него при закручивании этой шлицевой гайки, равна:


14.ВЫБОР СМАЗОЧНОГО МАТЕРИАЛА РЕДУКТОРА.


Для определения смазочного материала редуктора определим окружные скорости его колес.

а) Колесо тихоходной ступени.

.

б) Колесо промежуточной ступени.

.

По таблице 8.1 [1] определяем, что для данного редуктора подойдет масло И-Г-С-68.

Примем глубину погружения зубчатых колес в масло равной 24 мм. Тогда требуемый объем масла равен 1.6 л.


  1. КРАТКОЕ ОПИСАНИЕ РЕДУКТОРА И ПОРЯДОК ЕГО СБОРКИ.


Редуктор двухступенчатый, цилиндрический, косозубый, с соосным расположением валов. Передаточное отношение = 13.54. Межосевое расстояние 90 мм. Момент на выходном валу 185 Нм. Частота вращения выходного вала равна 102 мин-1. К нему подобран электродвигатель 90L4, обладающий мощностью 2,2 кВт и частотой вращения 1425 мин-1.


Порядок сборки редуктора.


На валы запрессовываются шпонки: на консольный участок быстроходного вала, на промежуточный вал, на тихоходный вал и на консольный участок тихоходного вала. После этого на промежуточный и тихоходный валы напрессовываются зубчатые колеса. Далее на эти валы одеваются втулки. Затем на валы напрессовываются подшипники. После этого валы вставляются в корпус редуктора. На промежуточную опору валов надевается крышка, которая крепится двумя штифтами и 2 винтами. На корпус редуктора одевается крышка корпуса, которая крепится двумя штифтами и 6-ю винтами. После этого в крышки подшипников вставляются манжетные уплотнения (где необходимо) и крышки крепятся к редуктору. Крепление крышек к редуктору осуществляется с помощью 16 винтов. Регулировка подшипников на промежуточном и тихоходном валах осуществляется при креплении крышек к корпусу, с помощью наборов прокладок. Затем в редуктор вворачивается маслосливная пробка, вставляется жезловый маслоуказатель, заливается масло и к крышке редуктора крепится крышка люка 4-я винтами.



16. Список использованной литературы.


  1. И.Ф. Дунаев, О.П. Леликов. Детали машин. Курсовое

    проектирование. М. Высшая школа; 1990

  2. В.Н. Иванов, В.С.Баринова Выбор и расчёты подшипников качения. Методические указания по курсовому проектированию М. Издательство МГТУ им. Баумана 1988.

  3. М.Н. Иванов, В.К. Иванов. Детали машин. Курсовое

    проектирование. М. Высшая школа; 1975

  4. Д.Н. Решетов. Детали Машин. М. Машиностроение 1989

  5. В.И. Анурьев. Справочник машиностроителя в 3-х томах. Том 3.

  6. Детали машин. Атлас конструкций. Часть 1. М. Машиностроение 1992

  7. Детали машин. Атлас конструкций. Часть 2. М. Машиностроение 1992

  8. Детали машин. Атлас конструкций. М. Машиностроение 1979

































  1. Оглавление.

  2. Техническое задание

  3. Выбор типа редуктора с заданным расположением валов

  4. Краткий алгоритм расчета передачи

  5. Результаты расчета на ЭВМ

  6. Выбор материала и термообработки зубчатых колес в соответствии с твердостью НRC, указанной в распечатке для выбранного варианта

  7. Выбор электродвигателя

  8. Определение реакций опор и эпюр изгибающих и крутящих моментов

  9. Подбор подшипников

  10. Расчет валов на статическую прочность и тихоходного вала на усталостную прочность

  11. Расчет шпоночных соединений

  12. Расчет силы запрессовки колеса на тихоходный вал

  13. Расчет резьбовых соединений, осуществляющих крепление редуктора к раме

  14. Расчет муфт

  15. Выбор смазочного материала редуктора

  16. Краткое описание конструкции редуктора и порядок его сборки

  17. Использованная литература

  18. Оглавление

  19. Спецификация (поузловая) на общий вид привода

  20. Спецификация на редуктор






















формат

З

о

н

а

П

о

з.

Обозначение

Наименование

К

о

л.

При

ме

ча

ния.












Документация






ДМ-02-00-00 ВО

Зубчатый передаточный

механизм в составе

привода транспортера

Чертеж общего вида



































Сборочные единицы





2

ДМ-02-20-00

Редуктор

1




3

ДМ-02-30-00

Муфта МУВП

1




4

ДМ-02-40-00

Муфта комбинированная

1




5

ДМ-02-50-00

Рама сварная

1



























Детали





11

ДМ-02-11

Шпилька

4




12

ДМ-02-12

Гайка коническая

4



























Стандартные изделия





1


Электродвигатель закры-тый обдуваемый 90L4

1




13


Болт М12*45 ГОСТ 7808-70

8




14


Гайка М12 ГОСТ 2524-70

8




15


Гайка М16 ГОСТ 2524-70

4




16


Шайба 12 65Г ГОСТ 6402-70

8




17


Шайба 16 65Г ГОСТ 6402-70

4



















































формат

З

о

н

а

П

о

з.

Обозначение

Наименование

К

о

л.

При-

ме-

ча-

ния.












Документация






ДМ-02-02-11 ВО

Редуктор цилиндрический

Чертеж общего вида






ДМ-02-00-00 ПЗ

Расчетно-пояснительная записка





















Сборочные единицы





1

ДМ-02-11-00

Муфта МУВП

1




2

ДМ-02-12-00

Муфта комбинированная

1




3

ДМ-02-13-00

Жезловый маслоуказатель

1



























Детали





11

ДМ-02-11

Корпус редуктора

1




12

ДМ-02-12

Крышка корпуса

1




13

ДМ-02-13

Крышка промежуточной опоры валов

1




14

ДМ-02-14

Крышка люка

1




15

ДМ-02-15

Крышка подшипника

2




16

ДМ-02-16

Крышка подшипника

1




17

ДМ-02-17

Крышка подшипника

1




18

ДМ-02-18

Быстроходный вал

1




19

ДМ-02-19

Промежуточный вал

1




20

ДМ-02-20

Тихоходный вал

1




21

ДМ-02-21

Зубчатое колесо

1




22

ДМ-02-22

Зубчатое колесо

1




23

ДМ-02-23

Втулка

1




24

ДМ-02-24

Втулка

1




25

ДМ-02-25

Прокладка

1




26

ДМ-02-26

Прокладки регул.


2 набора



27

ДМ-02-27

Прокладки регул


набор



28

ДМ-02-28

Прокладки регул


набор



29

ДМ-02-29

Прокладка

1




30

ДМ-02-30

Стакан

1






























формат

З

о

н

а

П

о

з.

Обозначение

Наименование

К

о

л.

При

ме

ча

ния.





Стандартные изделия





31


Винт М6*16, 5.8 ГОСТ 11738-72

20




32


Винт М10*60, 5.8 ГОСТ 11738-72

6




33


Винт М8*35, 5.8 ГОСТ 11738-72

2




34


Манжета 1-25*40

ГОСТ 8752-79

1




35


Манжета 1-35*58

ГОСТ 8752-79

1




36


Подшипник 205 ГОСТ 8338-75

4




37


Подшипник 207 ГОСТ 8338-75

2




38


Пробка коническая 1/2”

1




39


Штифт 8*35 ГОСТ

9464-79

2




40


Штифт 8*30 ГОСТ

9464-79

2




41


Шайба 6 65Г ГОСТ

6402-70

20




42


Шайба 8 65Г ГОСТ

6402-70

2




43


Шайба 10 65Г ГОСТ

6402-70

6




44


Шпонка 10*8*22

ГОСТ 23360-78

1




45


Шпонка 10*8*25

ГОСТ 23360-78

1




46


Шпонка 4*4*16

ГОСТ 23360-78

1




47


Шпонка 10*8*28

ГОСТ 23360-78

1



























Материалы







Масло И-Г-С-68

1.6 л


















Случайные файлы

Файл
KUR.DOC
14873-1.rtf
75405-1.rtf
HIS_DATE.doc
36521.rtf