Размещено на http://www.allbest.ru/

9

Федеральное агентство по образованию

рыбинская государственная авиационная технологическая академия им. п.а. соловьева

Кафедра «Основы конструирования машин»

курсовая работа

по дисциплине

Детали машин и основы конструирования

Тема: Расчет привода двухступенчатой коробки передач

Рыбинск 2008

Введение

Технический уровень всех отраслей народного хозяйства в значительной мере определяется уровнем развития машиностроения. На основе развития машиностроения осуществляется комплексная механизация и автоматизация производственных процессов в промышленности, строительстве, сельском хозяйстве и на транспорте.

Государством перед машиностроением поставлена задача значительного повышения эксплуатационных и качественных показателей новой техники при непрерывном росте объема ее выпуска.

Одним из направлений решения этой задачи является совершенствование конструкторской подготовки студентов высших учебных заведений.

Выполнением курсового проекта по «Деталям машин» завершается общетехнический цикл подготовки студентов. При выполнении данной работы активно используются знания из ряда пройденных предметов: механики, сопротивления материалов, технологии металлов и других предметов.

Объектом курсового проектирования является привод, включающий в себя двухступенчатую коробку передач и ременную передачу, в котором в основном используются детали и узлы общего назначения.

Содержание расчётно-пояснительной записки

Введение

1. Кинематический и силовой расчёт привода

1.1 Кинематический расчёт привода

1.2 Выбор электродвигателя

1.3 Кинематический расчет привода

1.4 Силовой расчет привода

1.5 Кинематический и силовой расчёт привода на ЭВМ

2. Расчёт передач привода

2.1 Расчёт зубчатой цилиндрической передачи тихоходной ступени без использования ЭВМ

2.2 Расчёт зубчатой цилиндрической передачи тихоходной ступени на ЭВМ

2.3 Расчёт зубчатой цилиндрической передачи быстроходной ступени на ЭВМ

2.4 Расчёт ременной передачи с использованием ЭВМ

2.5 Подготовка эскизного проекта

3. Расчёт валов

3.1 Расчёт на прочность тихоходного вала без использования ЭВМ

3.2 Расчёт быстроходного вала на ЭВМ

3.3 Расчёт промежуточного вала на ЭВМ

3.4 Расчёт тихоходного вала на ЭВМ

4. Расчёт соединений

4.1 Расчёт шлицевых соединений на компьютере

4.2 Расчёт шпоночных соединений на компьютере

5. Подбор подшипников качения и выбор посадок

5.1 Выбор посадок подшипников качения

5.2 Подбор подшипников качения с помощью ЭВМ

6. Расчёт и выбор муфты

7. Конструирование и расчёт корпусных деталей

8. Расчёт усилий на ручке переключения передач

9. Выбор смазочных материалов и способа смазки коробки передач

10. Порядок сборки коробки передач

Список использованных источников

1. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ И СИЛОВОЙ РАСЧЁТ ПРИВОДА [1]

1.1 Кинематический расчёт привода

Рисунок 1.1 - Расчётная схема

1. Электродвигатель

2. Клиноремённая передача

3. Редуктор

4. Кулачковая муфта

5. Муфта зубчатая

6. Выходной вал редуктора

Мощность на тихоходном валу P_T = 4 кВт. Минимальная частота вращения тихоходного вала n_T = 145 мин ^-1. Общее передаточное число привода

u_прив = 20. Знаменатель ряда скоростей ц = n_T2/n_T1 = 1.25. Режим нагружения: типовой 3 - средний нормальный.

1.2 Выбор электродвигателя.

1.2.1 По формулам определяем частоты вращения тихоходного вала ленточного транспортёра

n_T1 = n_Tmin = 145 мин ^-1

n_T2 = n_T1 ц = 145 • 1,25 = 181,25 мин ^-1

1.2.2 Определяем общий КПД привода. КПД отдельных звеньев кинематической цепи назначаем по табл. П.1

з_общ= з_р?з_б?з_Т ?з_м1? з_м2,

где з_р = 0,95 - КПД ременной передачи;

з_б = 0,97 - КПД зубчатой цилиндрической передачи быстроходной ступени

з_Т = 0,97 - КПД зубчатой цилиндрической передачи тихоходной ступени

з_м1 = 0,98 - КПД кулачковой соединительной муфты.

з_м2 = 0,98 - КПД компенсирующей муфты.

Подставляем значения в формулу и выполняем вычисления:

з_общ = 0.95·0,97·0,97·0,98•0,98 = 0,859

1.2.3 Находим потребную мощность электродвигателя

Р_эд.р=Р_Т/з_общ,

где Р_Т = 4 кВт - мощность на тихоходном валу привода.

Р_эд.р = 4:0,859 = 4,66 кВт.

1.2.4 Определяем потребную частоту вращения вала электродвигателя

n_эд.р = n_Тmin ·u_{пр max} ,

где n_Тmin = 145 мин^-1 - минимальная частота вращения тихоходного вала привода;

u_{пр max} = 20 - максимальное значение общего передаточного числа привода.

n_эд.р = 145·20 =2900 мин^-1.

1.2.5 По табл. П.5 выбираем электродвигатель серии 4А:

тип 4А100L2Y3; Р_эд = 5,5 кВт; n_эд = 2880 мин^-1; Т_пуск/Т_ном = 2; Т_max/T_ном = 2,5; m_эд = 42 кг.

1.3 Кинематический расчет привода.

1.3.1 Определяем передаточные числа привода по ступеням:

u₁= n_{эд. /} n_Т1 =2880:145=19,86;

u₂= n_{эд. /} n_Т2 =2880:181,25=15,88.

1.3.2 Принимаем передаточное число ременной передачи по табл. П.3:

u_р. = 2.

1.3.3 Определяем передаточные числа двухскоростного редуктора по формулам

u_КП1 = u₁ : u_р = 19,86 : 2 = 9,93;

u_КП2 = u₂ : u_р = 15,88 : 2 = 7,94.

1.3.4 Определяем передаточное число тихоходной ступени двухскоростного редуктора

u_Т = 1,229 + 0,162 • u_{КП max} - 0,001245 u_{КП max} ,

где u_{КП max} = u_КП1 =9,93

u_Т = 1,229 + 1,16 - 0, 12 = 2,72.

По табл.П.2 округляем полученное значение u_Т до ближайшего стандартного значения u_Т = 2,8.

1.3.5 Определяем передаточные числа ступеней редуктора:

Быстроходный вал:

u_б1 = u_КП1 : u_Т =9,93 : 2,8 = 3,55

u_б2 = u_КП2 : u_Т=7, 94:2,8 = 2,84

По табл.П.2 округляем полученное значение u_б1 и u_б2 до ближайшего стандартного значения u_б1 = 3,55; u_б2 = 2,8.

1.3.6 Определяем частоты вращения на валах привода ленточного транспортёра

Быстроходный вал редуктора:

n_б = n_эд./u_р. = 2880:2 = 1440 мин^-1.

Промежуточный вал:

u_П1 = n_б : u_б1 = 1440 : 3,55 = 405,63 мин^-1;

u_П2 = n_б : u_б2 = 1440 : 2,8 = 514,29 мин^-1.

Тихоходный вал редуктора (выходной вал привода транспортёра):

n_Т1 ^р = n_п1 /u_Т = 405,63 :2,8 = 144, 87 мин^-1,

n_Т2 ^р = n_п2 /u_Т = 514,29 :2,8 = 183, 68 мин^-1.

Отклонение фактической частоты вращения тихоходного вала привода n_Т1 ^р от заданного значения n_Тmin = 145 мин^-1:

Дn = | (n_Тmin - n_Т1 ^р)/n_Тmin | · 100% = |(145 - 144, 87)/145| · 100% = 0,08% ‹ 4%.

1.4 Силовой расчет привода

1.4.1 Определяем вращающие моменты на валах привода по формуле

Т_i = 9550P_i /n_i.

Быстроходный вал редуктора:

Т_б = 9550 Р_б /n_б = 9550·4,427/1440 = 29,4 Н·м,

где Р_б = Р_{эд. р}· з_р = 4,66·0,95 = 4,427 кВт; n_б =1440 мин^-1

Промежуточный вал коробки передач:

Т_п1 = 9550 Р_п /n_п1 = 9550·4,02/405,63 = 99,07 Н·м,

Т_п1 = 9550 Р_п /n_п1 = 9550·4,02/514,29 = 77,99 Н·м,

где Р_п = Р_б · з_б · з_м1 =4,427·0,98•0,97=4,2 кВт;

Выходной вал редуктора:

Т_T1 ^пр = 9550 Р_Tпр /n_Т1 ^р = 9550·3,99/144,87 = 263,02 Н·м,

Т_T2 ^пр = 9550 Р_Tпр /n_Т2 ^р = 9550·3,99/183,68 = 207,45 Н·м,

где Р _{Т пр} = Р_П · з_м2· з_Т =4,9·0,98·0,97 = 3,99 кВт;

Полученная величина Р _{Т пр} = 3,99 кВт, а в исходных данных Р _Т = 4 кВт.

1.5 Кинематический и силовой расчёт привода на ЭВМ

Проводим кинематический расчёт привода на ЭВМ с целью проверки произведённых вручную вычислений. Для проверки используем программу “ОКМ”. Данные ручного и машинного расчёта совпадают, значит расчёт выполнен правильно. Распечатка компьютерного расчёта представлена на следующей странице.

расчет привод коробка передача

2. РАСЧЁТ ПЕРЕДАЧ ПРИВОДА [2].

2.1 Расчёт зубчатой цилиндрической передачи тихоходной ступени без использования ЭВМ

393,22 мин^-1 n = 145 мин^-1 T = 323, 79 Н·м Н·м

Рисунок 2.1 -Кинематическая схема коробки скоростей

Шестерня-z1	Колесо-z2
n1=393,22 мин-1 T1=123,09 Н·м	n2=145 мин-1 T2=323,79 Н·м

(u=2,71)

- передача закрытая, реверсивная;

- срок службы L=5 лет, К_год=0,75, К_сут=0,7;

- режим нагружения типовой 3-й - средний нормальный;

- производство передачи - среднесерийное;

2.1.1 Выбор материалов и расчет допускаемых напряжений. Выполняется по таблице П.[1]

№12 Сталь 40ХН т. о. закалка ТВЧ (m?3) Н1 = 52 HRC Dпред.= 200 мм	№11 Сталь 40Х т. о. закалка ТВЧ (m?3) Н2 = 48 HRC Dпред.= 200 мм

Необходимо обеспечить: Н₁ ? Н₂ + (10…15) НВ

;

,

где t_У - суммарное время работы передачи в часах;

n - частота вращения зубчатого колеса, мин^-1;

c - число зацеплений за один оборот, с=1;

N - число циклов нагружения.

t_? = 5 • 365 • 0,75 • 24 • 0,7 = 22995 часов

N1=60·393,22·1·22995/2 N1=271,07•106 циклов123,09	N2=60•145•1•22995/2 N2=100,02•106 циклов

где N_HE - эквивалентное число циклов нагружения;

К_НЕ - коэффициент, выбираемый по таблице П. [2].

К_НЕ =0,18

NHE1=0,18·271,07•106 NHE1=48,79·106 циклов	NHE2=0,18 ·100,02•106 NHE2=18,003 •106 циклов

Базовое число циклов N_H0 зависит от твёрдости поверхности зуба:

т. о. улучшение N_H0=52·НВ^2,3;

т. о. закалка

NH01 = 2500·522,65 NH01 =8,87·107 циклов	NH02 = 2500·482,65 NH02 =7,13·107 циклов

К_HL=;

где К_HL- коэффициент долговечности, причём 1 ? К_HL ? 2,4.

КHL1=	КHL2=

[у_H]=[у_H]₀·К_HL,

где [у_H] - допускаемое контактное напряжение с учётом К_HL>1, МПа; [у_H]₀ - допускаемое контактное напряжение для К_HL=1. Определяется из таблицы П. [1].

[уH]1=[уH]01· КHL1, [уH]1=903·1,104=996,91 МПа	[уH]2=[уH]02· КHL2, [уH]2=847·1,26=1067,22 МПа

Выберем меньшее [у_H] =996,91 МПа.

где N_FE - эквивалентное число циклов нагружения (по изгибу); К_FЕ - коэффициент, выбираемый по таблице П. [2] и рис. П. [1].

KFE1 =0,04 NFE1 =0,04•271,07•106 NFE1 =10,84•106 циклов	KFE2 =0,04 NFE2 =0,04•100,02•106 NFE2 =4•106 циклов

Базовое число циклов N_F0 =0,4·10⁷ для всех сталей

K_FL =,

где K_FL - коэффициент долговечности (по изгибу);

m_F =6 - для зубчатых колёс со шлифованной переходной поверхностью независимо от твёрдости и термообработки;

KFL1=	KFL2=

[у_F]=[у_F]₀·К_FL· К_FC,

где [у_F] - допускаемое напряжение изгиба, МПа;

[у_F]₀ - допускаемое напряжение изгиба при К_FL=1 и К_FC=1.

Определяем по таблице П. [1].

К_FC - коэффициент, равный 1 при односторонней нагрузке (нереверсивная передача). К_FC =0,75 для реверсивной передачи.

К_FC =0,75

[уF]1 = [уF]01 · КFL· КFC, [уF]1 =371·1·0,75=278,25 МПа	[уF]2 = [уF]02 · КFL· КFC, [уF]2 =371·1·0,75=278,25 МПа

Предельные допускаемые напряжения для кратковременной (пиковой) перегрузки (таблица П. [1].)

[уH]1max = 2080 МПа, [уF]1max =1260 МПа.	[уH]2max = 1920 МПа, [уF]2max =1260 МПа.

2.1.2 Проектный расчет передачи

где а_W - межосевое расстояние;

Е_пр =2,1·10⁵ МПа;

Т₂ - вращающий момент на колесе, Н·м;

К_Нв - коэффициент концентрации нагрузки;

Ш_ва = b_W / а_W

Задаёмся значением коэффициента Ш_ва согласно рекомендациям в таблице П. [3], схемы расположения по рисунку П.[3] из ряда чисел таблицы П. [4].

К_С = 1,25, К_О = 1,25, К_П = 1, К_Н = 0,8

Ш_ва = 0,3

Ш_bd = 0,5·(u+1)· Ш_ва;

Ш_bd = 0,5·(2,8+1)· 0,3; Ш_bd = 0,57

По таблице П. [5] находим:

К_Нв =1+1,161· Ш_bd ^1,8 ;

К_Нв =1+1,116·(0,57) ^1,8=1,4

Принимаем а_W =100 мм (Из ряда R_a 20 таблицы П. [4])

b_W= Ш_ва · а_W ;

где b_W - рабочая ширина зубчатого венца шестерни, мм

b_W= 0,3·100=30 мм. Принимаем b_W =30 мм.

2.1.2.1 Выбор модуля. Выполняется по формулам рисунка П. [2]

Выбираем m_n =3 мм из стандартного ряда значений по таблице П. [4].

2.1.2.2 Расчет делительных диаметров

;

;

где - коэффициент осевого перекрытия, =1,1..1,2

в' - угол наклона зуба (в первом приближении)

в' =20,2⁰ ;

cos в' =0,9384;

;

;

.

Коррекция угла в :

;

в =19,09⁰ ;

так как выполняется условие , то

z_min = 17•cosв²

z_min = 17•0,9450² ? 16



где z₁ - число зубьев шестерни;

z₂ - число зубьев колеса;

зубьев;	; зубьев.

u_ф = ;

Расхождение:

;

Проверка условия d<D_пред:

мм < D_пред=200 мм;

мм < D_пред=200 мм;

Условие выполнено.

2.1.3 ПРОВЕРКА ВЫПОЛНЕНИЯ УСЛОВИЙ ПРОЧНОСТИ

2.1.3.1 Условие прочности по контактным напряжениям

,

где у_H - контактное напряжение, МПа;

Т₁ - вращающий момент на шестерне, Н·мм;

«-» - для передачи внутреннего зацепления;

d_W1 - начальный диаметр шестерни, мм;

б_W - угол зацепления, для передач х_У =0, б_W =20⁰;

z_Hв - коэффициент снижения контактных напряжений в косозубой передаче;

К_Н - коэффициент расчётной нагрузки, причём:

;

К_НV - коэффициент динамической нагрузки, определяемый по формулам из таблицы П. [7].

,

где х - окружная скорость колеса, м/с

По таблице П. [6] определяется степень точности передачи:

Степень точности - девятая.

;

;

,

где -коэффициент торцевого перекрытия, >1.

,

где К_Нб - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями (см. таблицу П. [6]);

; ;

;

МПа.

Расхождение:

.

2.1.3.2 Условие прочности по напряжениям изгиба

;

где Y_F - коэффициент формы зуба. Его значение находим из таблицы П. [8].

- окружная сила, Н;

z_Fв - коэффициент снижения изгибных напряжений в косозубой передаче;

К_F - коэффициент расчётной нагрузки, причём

Формулы для расчёта К_Fв и К_Fх находим в таблицах П. [9] и П. [7].

(седьмая схема, симметричное расположение);

(девятая степень точности, );

;

;

;

,

где z_х - число зубьев эквивалентного прямозубого колеса.

; ;	;

Находим отношение:

Так как 74,2 >68,37 , то расчёт ведём по «колесу».

По таблице П. [6].

;

;

;

;

;

;

МПа.П

Условие прочности выполняется.

2.1.3.3 Проверочный расчет на заданную (пиковую) перегрузку

где К₀ = Т_пуск / Т_ном· Р_эд / Р_эд.р

Т_пуск, Т_ном - соответственно пусковой и номинальный вращающие моменты электродвигателя привода;

Р_эд, Р_эд.р.- мощность по каталогу и расчётная мощность электродвигателя, соответственно (Р_эд >Р_{эд р.});

Р_эд=5,5 кВт; Р_эд.р = 4,66 кВт ; Т_пуск / Т_ном=2, тогда

;

МПа;

1639,5 < [у_H] _max = 1920 МПа.

МПа;

695< [у_F] _max = 1260 МПа.

Условия прочности соблюдаются.

2.2 Расчёт зубчатой цилиндрической передачи тихоходной ступени на ЭВМ

Для проверки правильности расчёта проверим его с помощью компьютерной программы “ОКМ”. Распечатка результатов работы программы представлена в распечатке на следующей странице.

По результатам произведенного расчёта получено межосевое расстояние a_W = 100 мм. При проведении компьютерного расчёта зубчатых передач быстроходной ступени было проверено условие сборки и при этом оказалось, что с учётом диаметра тихоходного вала, необходимого размера распорной втулки и гарантированного зазора, обеспечивающего нормальную работу передачи, данное межосевое расстояние не подходит для данной конструкции. Затем был произведён новый компьютерный расчёт, но с выбором других материалов для шестерни Сталь 40Х, а для колеса Сталь 45. Оба эти материала имеют твёрдость НВ < 350, поэтому они хорошо подходят для изготовления деталей при среднесерийном типе производства. Их характеристики выбраны согласно таблице [2, стр. 73]. Новый расчёт приведён в распечатке на следующей странице. При этом использована программа “ОКМ”.



2.3 Расчёт зубчатых цилиндрических передач быстроходной ступени на ЭВМ

Кроме тихоходной ступени в передаче присутствует ещё и быстроходная ступень. В ней задействованы цилиндрические прямозубые колёса. Она имеет два варианта работы. По первому варианту работает пара зубчатых колёс расположенная слева от кулачковой муфты. По второму варианту с помощью кулачковой муфты приводятся в движение пара зубчатых колёс справа от неё. Первая пара зубчатых колёс передаёт больший крутящий момент. Кроме того, эти пары имеют разное передаточное отношение. Эту разницу можно заметить по распечатке кинематического анализа. Расчёт производился также при помощи компьютерной программы “ОКМ”. Результаты расчёта левой пары зубчатых колёс приведены на странице 23, а правой на странице 24.



2.4 Расчёт ременной передачи с использованием ЭВМ

В качестве внешней в данной коробке скоростей использована ремённая передача. Она передаёт вращение с электродвигателя на быстроходный вал. Ременная передача призвана “упростить” задачу привода по преобразованию движения. Имея передаточное отношение u = 2, она в 2 раза снижает частоту вращения быстроходного вала привода. Кроме того, она обладает рядом положительных черт, таких как плавность и бесшумность работы, простота конструкции и эксплуатации (не требует смазки, сложной регулировки) и д.р. В качестве источника движения выбран обычный асинхронный трёхфазный двигатель

4А100L2Y3; он имеет характеристики Р_эд = 5,5 кВт; n_эд = 2880 мин^-1;

Т_пуск/Т_ном = 2; Т_max/T_ном = 2,5; m_эд = 42 кг.

Расчёт производился с помощью компьютерной программы “ОКМ”. Его результаты представлены в распечатке на следующей странице.

2.5 Подготовка эскизного проекта [3,4,6]

Для того чтобы иметь возможность создать эскизный проект необходимо уяснить: конструкцию всех валов редуктора [3,стр.9 ], длинновые размеры валов, номинально выбрать подшипники [3,стр.8], определится с размерами муфт [4], распорных втулок и т.д.

1. Определяем средний диаметр быстроходного вала, при этом учтём, что n_{б =} 1440 мин ^{- 1}; Т_б = 34,7 Н•м; т.е. n < 1500 мин ^{- 1} и используем соответствующую формулу: d_ср = 7,5 · ³vТ · (n/1500)^0,12 ? (600/у_в)^0,25 = 7,5 · ³v34.7 • (1440/1500)^0,12 · (600/600)^0,25 = 24,32 мм. Принимаем d_ср = 25 мм. Выбираем подшипник лёгкой серии № 205.

Принимаем диаметр вала под шлицы: d_ср.ш. = 32 мм.

Выбираем муфту сцепную кулачковую с размерами d = 28 мм, d₁ = 35 мм, D = 55 мм, h₁ = 6 мм, h = 4 мм, с = 14,89 мм, К = 21,56 мм, f = 0,5 мм, б = 45 град. Для того, чтобы обеспечить условие сцепления кулачков можно увеличить внутренний диаметр данной муфты до 32 мм, так как это необходимый диаметр для нарезки шлицев.

Длина консольной части вала: c = 15 · ³vТ • (n/1500)^0,12 + 10 = 15 · ³v34.7 • (1440/1500)^0,12 = 58,68 = 58 мм. Кроме того, предусматриваем втулки скольжения из антифрикционного материала под ступицами обоих колёс. Для ограничения осевого перемещения колёс предусматриваем распорные втулки, выдерживающие боковые зазоры по 10 мм с каждой стороны.

2. Определяем средний диаметр промежуточного вала: d_ср = 7,5 · ³vТ · (n/1500)^0,12 ? (600/у_в)^0,25 = 7,5 · ³v123.1 · (393.2/1500)^0,12 · (600/600)^0,25 = 30 мм. Выбираем подшипник лёгкой серии № 206. Под ступицы колёс назначаем диаметр вала 35 мм Ставим четыре распорные втулки. Боковые зазоры выставляем на уровне 10 мм, зазоры в середине на уровне 15 мм.

3. Определяем средний диаметр тихоходного вала: d_ср = 7,5 · ³vТ · (n/1500)^0,12 ? (600/у_в)^0,25 = 7,5 • ³v323.79 • (145/1500)^0,12 • (600/600)^0,25 = 39.189 мм. Принимаем d_ср = 40 мм. Выбираем подшипник лёгкой серии № 208. Исходя из того, что на тихоходном валу находится одно косозубое колесо и оно даёт некомпенсированную осевую силу, то скорее всего в дальнейшем придётся заменить радиальные подшипники на радиально - упорные. Под ступицу зубчатого колеса выбираем диаметр d_ср = 45 мм. Длина консольной части вала с = 15 · ³v323,79 • (145/1500)^0,12 + 10 = 78 мм. Ставим распорные втулки, по одну и по другую сторону от колеса.

3. РАСЧЁТ ВАЛОВ [3]

3.1 Расчёт на прочность тихоходного вала без использования ЭВМ

Рис.1 Расчетная схема редуктора

Рис. 2 Расчетная схема вала

3.1.1 Исходные данные к расчету вала

3.1.1.2 Расчетная схема вала

Расчетная схема выходного вала редуктора показана на рис. 2. На схеме обозначено: в - угол уклона зуба колеса, закрепленного на валу;

F_M - радиальная сила на консоли вала;

Т - вращающий момент на валу;

a,b,c,l - осевые размеры различных участков вала.

3.1.1.3 Числовые и другие параметры к расчету вала

· вращающий момент на валу Т= 323,79 Нм;

· частота вращения вала n= 145 мин^-1;

· делительный диаметр колеса d₂ = 146,05 мм;

· угол уклона зуба колеса в = 19,09°;

· рабочая ширина зубчатого венца колеса b_w2 = 30 мм;

· на консоли вала - зубчатая муфта;

· материал вала (т.о. нормализация) Сталь 45

у_В = 600 МПа, у_Т = 340 МПа

· срок службы длительный, нагрузка постоянная.

3.1.2 Проектный расчет вала

3.1.2.1 Расчет среднего диаметра вала

Расчет осуществляется по формуле для вала, у которого n ? 1500 мин^-1

39,189 мм.

Найденное значение округляем под ближайший размер диаметра внутреннего кольца подшипника (15,17,20,25,30 и т.д. через 5мм).

Принимаем d_ср = 40 мм.

3.1.2.2 Выбор подшипника

Выбор подшипника производим по среднему диаметру вала из серии радиальных шариковых подшипников (табл.П.2). Для диаметра d_ср = 40 мм принимаем подшипник легкой серии №208 с размерами: D=80 мм, d = 40 мм,

В = 18 мм, r = 2 мм.

3.1.2.3 Длинновые размеры вала

Определение размеров производим по формулам из табл.1

65 мм;

78 мм.

Располагая значением среднего диаметра вала (d = 40 мм) и длинновыми размерами его отдельных участков, можно переходить к разработке эскиза вала соблюдением масштаба 1:1 применительно к осевым размерам.

3.1.2.4 Разработка эскиза вала

Вычерчиваем осевую линию вала и отмечаем размеры a, b и c. Из конструктивных соображений определяются диаметры участков вала под ступицу колеса и муфту.

Например, диаметр вала под ступицу колеса выбираем на 6 мм больше, чем под подшипник:

d_К = d + 6= 40 + 6= 46 мм,

где d_К - диаметр вала под ступицу колеса.

Диаметр консоли вала под муфту выполняем меньшим, чем под подшипник на 5 мм, т.е.

d_з = d - 5 =40 - 5 =35 мм,

где d_з - диаметр вала под муфту.

3.1.2.5 Расчет сил, приложенных к валу

3.1.2.5.1 Силы в зацеплении

Силы в зацеплении известны из расчета зубчатой передачи на ЭВМ:

· окружное усилие F_t = 4429 Н;

· осевая сила F_а = 1706 Н;

· радиальная сила F_r = 1533 Н.

Направление действия сил в зацеплении становится известным, если задаться направлениями наклона зуба и вращения колеса (рис.3).

· Окружная сила F_t для колеса направлена по вращению, а для шестерни - против вращения.

· Осевая сила F_а дополняет силу F_t для получения векторной суммы по отношению к нормальной силе F_n (векторы сил сходятся в одну точку).

· Радиальная сила F_r (на схеме не показана) направлена к оси вращения для шестерни и в противоположную сторону для колеса.

Рис. 3 Схема для определения направления осевой силы колеса

3.1.2.5.2 Нагрузка на консоли вала

Эмпирическая формула для приближенной оценки величины усилия на консоли вала имеет вид:

, Н,

где Т - вращающий момент на валу, Нм;

d - внутренний диаметр подшипника консоли;

с₀ - числовой коэффициент, учитывающий особенности конструкции:

· Муфта упругая………………114

· Муфта компенсирующая….…80

· Звездочка…………………….162

· Шкив…………………………242.

Для муфты в данном примере, получаем:

=1507 Н.

3.1.2.6 Построение эпюр

Силы, действующие на вал, приложены в 2-х плоскостях. Согласно схеме на рис.4, радиальная и осевая силы действуют в вертикальной плоскости, а окружная и сила на консоли вала - в горизонтальной плоскости. Индексами 1 будем отмечать реакции опор вала от сил, действующих в вертикальной плоскости, а индексами 2 -реакции опор вала от сил в горизонтальной плоскости.

Рис.4. Расчётная схема вала в виде двухопорной балки

Вертикальная плоскость.

Находим реакции опор А₁ и В₁ по схеме нагружения.

Реакции опор определяются из системы 2-х уравнений для изгибающих моментов:

; ;

; ;

где М_а - изгибающий момент от осевой силы:

124,58 Нм.

Отсюда находим

= - 191,8 Н;

= 1724,8 Н.

Для проверки правильности найденных значений воспользуемся уравнением сил для данной плоскости: ;- верно.

Строим эпюры изгибающих моментов М_и1 . На эпюре присутствует скачок, численно равный сосредоточенному изгибающему моменту М_а, возникающему от присутствия осевой силы F_а. Соответственно изгибающий момент в сечении (под ступицей колеса) составит:

Нм;

Нм.

Горизонтальная плоскость.

Направление F_M на консоли вала неизвестно. В расчетной схеме силу F_M направляем так, чтобы она увеличивала напряжения и деформации от силы F_t

Аналогично предыдущему расчету находим реакции опор А₂ и В₂ .



=196,98 Н;

- 3118,8 Н.

Делаем проверку найденным значениям:

Строим эпюру изгибающих моментов М_и2 (рис.4). Распределение изгибающего момента по участкам вала носит здесь линейный характер. Для характерных сечений вала изгибающие моменты соответственно равны:

-202,72 Н;

-117,56 Н;

Суммарная эпюра изгибающих моментов М_У . Эпюра получается последовательным геометрическим суммированием ординат эпюр М_и1 и М_и2 . На суммарной эпюре отмечаем опасные сечения 1-1 и 2-2, как сечения, в которых действуют наибольшие по величине изгибающие моменты, а именно:

231,66 Нм;

117,56 Нм;

Переносим опасные сечения на конструкцию (эскиз) вала. Здесь можно отметить:

· опасное сечение 1-1 расположено под ступицей колеса;

· опасное сечение 2-2 находится у правой опоры вала (рис.4).

Рис.5. Эпюры изгибающих и крутящего момента вала.

3.1.2.3 Определение запасов сопротивления усталости

Коэффициенты запаса усталости для вала определяются по формулам:

· коэффициент запаса по нормальным напряжениям:

,

где у_-1 ? 0,4 •у_в - предел выносливости материала при изгибе с симметричным знакопеременным циклом;

k_уD - суммарный коэффициент, учитывающий влияние всех факторов на сопротивление при изгибе,

;

у_а = - амплитуда переменных составляющих напряжений;

ш_у - коэффициент, корректирующий влияние постоянной составляющей

цикла напряжений на сопротивление усталости, причем ш_у = 0,10 -

для среднеуглеродистой стали (табл.3);

у_m - постоянная составляющая напряжений, причем у_m =0;

· коэффициент запаса по касательным напряжениям:

,

где ф_-1 ? 0,2 •у_в - предел выносливости материала при кручении с симметричным знакопеременным циклом;

k_фD - суммарный коэффициент, учитывающий влияние всех факторов на сопротивление при кручении,

;

ф_а = ф_m = - амплитуда переменных составляющих напряжений;

ш_ф - коэффициент, корректирующий влияние постоянной составляющей цикла напряжений на сопротивление усталости, причем ш_у = 0,05 - для среднеуглеродистой стали (табл.3);

ф_m - постоянная составляющая напряжений;

· коэффициент запаса прочности по усталости:

,

причем

3.1.2.4 Запасы сопротивления усталости в сечении 1-1

Сечение 1-1 располагается под ступицей колеса . Наибольшая величина на суммарных изгибающих моментах (рис.4) составляет М_У = 231,66 Нм, а диаметр вала d_К = 46 мм. Концентратором напряжений в сечении служит шпоночный паз и возможная посадка ступицы с натягом.

Расчеты амплитудных значений напряжений производятся по формулам:

у_а = ;ф_а = ф_m =,

где W_u и W_p - моменты сопротивления сечения вала. Для шпоночного круглого сечения вала:

;;

мм³;

мм³;

МПа;

ф_а = ф_m =МПа;

Пределы выносливости для стали 45 (табл.П.1, нормализация)

у_-1 = 0,4 • 600 = 240 МПа;

ф_-1 = 0,2 • 600 = 120 МПа;

Находим значения коэффициентов концентрации напряжений и сравниваем их для двух вариантов: шпоночного паза и посадки с натягом. При этом:

мм - для d_К = 46 мм (рис.9а);

- шлифование (рис.9б);

Шпоночный паз	Посадка с натягом
Рис.П.2 для ув = 600 МПа ку = 1,75; кф = 1,5.	- для ув = 600 МПа и d = 46 мм (рис.П.3).

Вывод: При малом различии в значениях коэффициента к_ф, коэффициент концентрации напряжений к_у больше для посадки с натягом, поэтому расчет следует производить для данного варианта.

к_у = 2,336; к_ф = 1,387.

0,96.

· - без упрочнение поверхности вала;

· - для среднеуглеродистой стали (табл.3).

;

;

Условие прочности для сечения выполняется.

3.1.2.5 Запасы сопротивления усталости в сечении 2-2

Сечение 2-2 располагается у подшипника правой опоры (рис.4). Концентратором напряжений в сечении служит галтель радиусом и посадка внутреннего кольца подшипника с натягом. Вращающий момент Т = 323,79 Нм, диаметр 40 мм.

МПа;

=12,65 МПа.

Находим значения коэффициентов концентрации напряжений и сравниваем их для двух вариантов: галтели и посадки внутреннего кольца подшипника с натягом. Для галтели необходимо выполнить условие: r < r_n .

мм - для d = 40 мм (рис.9а);

- для среднеуглеродистой стали (табл.3).

Галтель (r = 1 мм)	Посадка с натягом
Для отношений r/d=1/40=0.025 и t/r= по графикам (рис.П1) находим: ку = 1,96; кф = 1,58.	- для ув = 700 МПа и d = 40 мм (рис.П.3).

Вывод: При небольшой разнице в значениях коэффициента к_у коэффициент концентрации напряжений галтели к_ф значительно больше для посадки с натягом, поэтому расчет следует производить для концентратора галтель.

Имеем:

к_у = 1,96; к_ф = 1,58 .

- шлифование (рис.9б);

0,95.

- без упрочнение поверхности вала.

Запасы сопротивления усталости составят:

;

;

Условие прочности для сечения выполняется.

3.1.2.6 Проверка статической прочности вала

Проверка осуществляется в целях предупреждения пластических деформаций в моменты кратковременных перегрузок, например пусковых. Эквивалентные напряжения вычисляют по формуле:

- условие прочности,

где МПа;

МПа - предел текучести материала;

При перегрузках, напряжения в опасных сечениях увеличиваются в К₀ раз, где

.

Условие прочности по эквивалентным напряжениям проверяется для наиболее напряженного опасного сечения, где имеют место большие амплитудные значения напряжений. В рассматриваемом случае это сечение 2-2.

К₀ = 2,43 тогда:

МПа;

МПа;

МПа.

Условие статической прочности выполняется.

Так как условия для расчёта тихоходного вала изменились (ввиду того, что были вновь пересчитаны параметры цилиндрической зубчатой косозубой передачи) новый расчёт с учётом всех изменений произведём на ЭВМ. Исходные данные для расчёта валов взяты из результатов расчёта зубчатых передач, основными из них являются данные о силах, действующих в зацеплении - это радиальная, окружная и осевая силы. Кроме того, по эмпирической формуле были подсчитаны нагрузки на консоли быстроходного и тихоходного валов.

3.2 Расчёт быстроходного вала на ЭВМ [3]

В качестве исходных были приняты следующие исходные данные: средний диаметр вала 25 мм, материал вала сталь 35Л с термообработкой нормализация, предел текучести материала 280 МПа, предел прочности 500 МПа [6,Т.1], коэффициент перегрузки 2.5, коэффициенты концентрации напряжений при расчёте на изгиб 2.57, 2.62, 2.53 (для сечений 2,3,5 соответственно), коэффициенты концентрации напряжений при расчёте на кручение 1.72, 1.78, 1.74 (для сечений 2,3,5 соответственно) коэффициенты влияния шероховатости 1, коэффициенты влияния поверхностного упрочнения 1, диаметр звена 1 равен 58 мм, окружная сила 1197 Н, осевая сила 0 Н, радиальная сила 436 Н, сила на консоли вала 702 Н. Расчёт производился с помощью программы “ОКМ”, результаты представлены в распечатке на следующей странице.

3.3 Расчёт промежуточного вала на ЭВМ

В качестве исходных были приняты следующие исходные данные: средний диаметр вала 30 мм, материал вала сталь 35Л с термообработкой нормализация, предел текучести материала 280 МПа, предел прочности 500 МПа, коэффициент перегрузки 2.5, коэффициенты концентрации напряжений при расчёте на изгиб 1,2., коэффициенты концентрации напряжений при расчёте на кручение 1.2., коэффициенты влияния шероховатости 1, коэффициенты влияния поверхностного упрочнения 1, диаметр звена 1 равен 202 мм, окружная сила 1197 Н, осевая сила 0 Н, радиальная сила 436 Н, сила на консоли вала 0 Н, диаметр звена 2 равен 85 мм, окружная сила 3644 Н, осевая сила 583 Н, радиальная сила

1343 Н. Расчёт производился с помощью программы “ОКМ”, результаты представлены в распечатке на следующей странице.

3.4 Расчёт тихоходного вала на ЭВМ

В качестве исходных были приняты следующие исходные данные: средний диаметр вала 40 мм, материал вала сталь 35Л с термообработкой нормализация, предел текучести материала 280 МПа, предел прочности 500 МПа, коэффициент перегрузки 2.5, коэффициенты концентрации напряжений при расчёте на изгиб 2.65, 2.75, 2.62 (для сечений 2,3,5 соответственно), коэффициенты концентрации напряжений при расчёте на кручение 1.72, 1.74, 1.60 (для сечений 2,3,5 соответственно) коэффициенты влияния шероховатости 1, коэффициенты влияния поверхностного упрочнения 1, диаметр звена 1 равен 235 мм, окружная сила 3644 Н, осевая сила 583 Н, радиальная сила 1343 Н, сила на консоли вала 1376 Н. Расчёт производился с помощью программы “ОКМ”, результаты представлены в распечатке на следующей странице.

4. РАСЧЁТ СОЕДИНЕНИЙ [6].

4.1 Расчёт шлицевых соединений на компьютере

В данной конструкции шлицевые соединения используются в двух случаях. В первом случае шлицевое соединение используется для обеспечения работы кулачковой сцепной муфты на быстроходном валу коробки передач. Это соединение классифицируется как подвижное под нагрузкой, поэтому выбираем допускаемое напряжение смятия, согласно рекомендациям, на уровне в 10 МПа, центрирование шлицев выбираем по наружному диаметру D, посадки в соединении также выбираем согласно рекомендациям.

Во втором случае шлицевое соединение используется для устранения концентрации напряжений, вызванной необходимостью установки трёх шпонок для закрепления трёх зубчатых колёс. Оно не менее эффективно, чем шпоночное, но при этом меньше ослабляет вал. Это соединение классифицируется как неподвижное крепёжное, поэтому допускаемое напряжение смятия выбираем на уровне в 80 МПа, центрирование также выбираем по наружному диаметру D, а посадки согласно рекомендациям.

Расчёт производился с помощью компьютерной программы “ОКМ”. Результаты её работы представлены в распечатке на следующей странице.

4.2 Расчёт шпоночных соединений на компьютере

В данной конструкции шпоночное соединение применяется в следующих случаях: для крепления шкива на быстроходном валу, для закрепления косозубого зубчатого колеса на тихоходном валу, для установки зубчатой компенсирующей муфты на консоли тихоходного вала. Исходными данными для расчёта являются крутящий момент на валу (на быстроходном 34.7 Н*м, на тихоходном 323.8 Н*м), диаметр вала (быстроходного 20 мм, тихоходного 45 и 36 мм соответственно), число шпонок принятое за единицу, допускаемые напряжения смятия 160 МПа, среза 70 МПа выбранные согласно рекомендациям. Результатами расчёта являются параметры шпонки в соответствии с ГОСТ 23360 - 78 и рекомендуемая минимальная рабочая длина шпонки в миллиметрах. Расчёт производился с помощью компьютерной программы “OKM”. Его результаты представлены в распечатке на следующей странице.

5. ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ И ВЫБОР ПОСАДОК [5].

5.1 Выбор посадок подшипников качения

При выборе посадок подшипников качения следует учитывать следующие условия. Условие нагружения кольца (местное, циркуляционное, колебательное), величину, характер (спокойная, парная, вибрационная) и направление действующей нагрузки, режим работы (легкий, средний, тяжёлый); тип подшипника, частоту вращения, способ монтажа и регулировки, конструкцию вала (сплошной, полый), диаметр подшипника, требования к точности, и самоустановке подшипников. Кольцо, испытывающее местное нагружение, следует устанавливать на вал или в корпус с зазором или малым натягом, при этом под действием толчков и вибраций кольцо постепенно поворачивается вокруг своей оси, меняя участки рабочей поверхности дорожки качения в зоне наибольшего нагружения; ресурс подшипника при этом возрастает.

При циркуляционном нагружении кольца применяют посадки с натягом.

При недостаточных натягах посадки при циркуляционных нагрузках между кольцами и посадочной поверхностью может появиться зазор в разгруженной зоне, что приводит к обкатке кольцом посадочной поверхности; ее развальцовке, контактной коррозии и истиранию. Натяг посадки вызывает уменьшение внутренних зазоров в подшипнике и, способствуя более равномерному распределению нагрузки между телами качения в нагруженной зоне, повышает ресурс подшипника. Излишний натяг посадки опасен, так как внутренний натяг, появившийся в результате посадки или температурных деформаций колец, приводит к повышению сопротивления вращению и может вызвать защемление тел качения, если внешняя радиальная нагрузка не обеспечивает образования зазора между телами качение и кольцами в разгруженной зоне.

Радиальная нагрузка данного редуктора является постоянной по направлению. В подшипниках вращается внутреннее кольцо. По рекомендациям [5, с.280] видно, что вид нагружения внутреннего кольца циркуляционное, а наружного - местное.

Выбираем поля допусков:

-- для валов: к6;

-- для отверстий в корпусах: H7.

Выбираем радиальные шарикоподшипники класса точности 0.

5.2 Подбор подшипников качения с помощью ЭВМ

Расчёт подшипников производим с помощью компьютерной программы “ОКМ”, подраздела “Подшипники качения”. Исходными данными являются результаты расчёта валов, в частности реакции опор. Результаты представлены в распечатке на следующей странице.

Распечатка подшипников

7 КОНСТРУИРОВАНИЕ И РАСЧЁТ КОРПУСНЫХ ДЕТАЛЕЙ [4]

Корпусные детали состоят из стенок, рёбер, бобышек, фланцев и других элементов, соединённых в единое целое. При конструировании литой корпусной детали стенки следует выполнять одинаковой толщины. Толщину стенок литых деталей стремятся уменьшить до величины, определяемой условиями хорошего заполнения жидким металлом. В качестве материала корпуса выбираем серый чугун СЧ15. Приближенно толщину стенок корпуса определяем следующим образом:

N = (2L+B+H)/4 =(2*0,540+0,340+0,336)/4 = 0,437;

где L, В, Н - длина, ширина, высота корпуса, м.

Принимаем толщину стенки д = 8 мм.

Во избежание поломки свёрел поверхность детали, с которой соприкасается сверло в начале сверления, должна быть перпендикулярна оси сверла. Поверхность детали на выходе сверла также должна быть перпендикулярна оси сверла. Оси отверстий располагаем перпендикулярно базовой плоскости детали, т.к. расположение отверстий под углом неудобно для обработки на сверлильном станке.

Для уменьшения массы крышки боковые стенки выполняем наклонными под углом 55°. Для соединения корпуса и крышки по всему контуру плоскости разъёма редуктора выполняют специальные фланцы.

Фланцы объединены с приливами (бобышками) для подшипников. Длина подшипниковых гнёзд определяется конструктивно: шириной подшипника, высотой крышки, толщиной компенсаторного кольца.

Ширину фланца крышки выбирают из условия свободного размещения головки болта. Диаметр болтов d принимаем в зависимости от межосевого расстояния на тихоходной ступени: d = M10.

Для осмотра колёс и других деталей редуктора и для заливки масла в крышке корпуса предусмотрен люк прямоугольной формы (l = 204 мм, b = 128 мм, д = 3 мм).

Опорную поверхность корпуса выполняем в виде четырёх платиков расположенных в местах установки болтов Ml6.

Дно корпуса изготовить с уклоном 2° в сторону сливного отверстия. При таком исполнении масло почти без остатка может быть слито из корпуса.

Для подъёма и транспортировки крышки корпуса и собранного редуктора применяем проушины, отлитые заодно с крышкой (проушина выполнена в виде ребра шириной S = 18 мм, с отверстием диаметром d = 24 мм).

Сопряжения стенок производим радиусом [4, c. 234]

r = 0,5 ? д= 0,5 ? 8 = 4 мм,

R = 1,5 ? д = 1,5 ?8 = 12 мм.

Числовое значение радиуса закруглений принимаем из стандартного ряда,

r = 4,0 мм, R = 12,0 мм.

Чтобы поверхности вращающихся колёс не задевали за внутренние поверхности стенок корпуса, между ними оставляют зазор а, который определяется по формуле [4, c. 27]. Вычисленное значение а рекомендовано округлять в большую сторону до целого числа. Принимаем а = 10 мм.

Расстояние b₀ между дном корпуса и поверхностью колёс принимаем равным [4, c. 27]