Размещено на http://www.allbest.ru/

МИНИСТЕРСТВО ОБРОЗОВАНИЯ РЕСПУБЛИКИ БЕЛАРУСЬ

УЧРЕЖДЕНИЕ ОБРАЗОВАНИЯ

ЖОДИНСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ПОЛИТЕХНИКУМ

ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

К КУРСОВОМУ ПРОЕКТУ

ПО ТЕХНИЧЕСКОЙ МЕХАНИКЕ

Тема: Проектирование механизма передачи вращательного движения: червячный одноступенчатый редуктор с нижним расположением червяка

Жодино 2005

1. ЗАДАНИЕ

Для курсового проектирования по предмету "Техническая механика"

учащемуся курса группа 15-МС Жодинского политехникума

Тема курсового проекта и исходные данные: спроектировать механизм передачи вращательного движения: червячный одноступенчатый редуктор с нижним расположением червяка

1) мощность на ведомом валу: Р2=3.5 кВ

2) число оборотов ведомого вала: n₂=46 об/мин

3) передаточное число: u=20

4) срок службы редуктора: Lh=12·10? час

5) вид нагрузки- спокойная, механизм не реверсивный.

6) Расположение колёс относительно опор - симметричное

При выполнение курсового проекта на указанную тему должны быть представлены:

1. Пояснительная записка

1. Введение и описание устройства редуктора.

2. Выбор электродвигателя.

3. Расчёт передачи.

4. Проектировочный расчёт валов.

5. Конструктивные параметры деталей редуктора.

6. Подбор и проверочный расчёт шпоночных соединений.

7. Подбор подшипников.

8. Проверочный расчет ведомого вала.

9. Выбор смазки для зацепления колёс и подшипников.

10. Список использованных источников.

2. Графическая часть проекта.

1. Сборочный чертёж редуктора с подробной разработкой конструкции.

2. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ И КИНИМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ

2.1.Составляем схему редуктора с электродвигателем согласно заданию вертикальный косозубый редуктор с нижним расположением ведущего вала.

2.2.Определяем общий КПД редуктора с муфтой.

n_общ=n_М•n_З•n_П

где nм-КПД муфты

n_м= 0,98 [1,стр.6]

n_З-КПД зацепления зубчатой пары

n_З= 0,99 [1,стр.6]

n_П-КПД пары подшипников для зубчатой пары n_П=0,8 [1,стр.6]

n_общ=

2.3.Определяем требуемую мощность электродвигателя.

где P₂-мощность на ведомом валу редуктора

2.4Определяем требуемую частоту вращения вала электродвигателя.

где n₂-частота вращения ведомого вала редуктора

u-передаточное число редуктора

2.5.Выбираем электродвигатель типа 132S6/965 ,у которого P_э=5,5 кВm, n_э=965 [1,стр.384]

2.6.Определяем отклонение частоты вращения вала электродвигателя от заданной частоты редуктора.

Выбранный электродвигатель по частоте вращения соответствует заданию

2.7.Выписываем данные по выходному концу вала электродвигателя.

d_э1= 38 мм

l_э1=80 мм

2.8.Определяем частоту вращения валов редуктора.

n₁=n_э=965

n₂=

2.9. Определяем угловые скорости валов редуктора.

2.10.Определяем вращающие моменты на валах редуктора.



3. РАСЧЁТ МЕХАНИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ

3.1. Ориентировочное значение КПД редуктора.

[из раздела 2]

3.2. Вращающие моменты на валах.

3.3. Принимаем число заходов червяка.

Z₁= 2 , тогда z₂= uz₁

28. [3. ст.243]

3.4. Ориентировочное значение скорости скольжения по формуле:

3.5. Материал венца червячного колеса и червяка. При принимаем: для венца червячного колеса бронзу БрA9ЖЗЛ (литье центробежным способом), для червяка - сталь 20Х с термообработкой: улучшение заготовки до твердости 300…400 НВ, цементация и закалка до твердости поверхности витков 57…64 HRC

3.6. Допускаемые для материала БрА9ЖЗЛ венца червячного колеса:

допускаемое контактное напряжение



допускаемое напряжение изгиба

3.7. Межосевое расстояние по формуле (11.29) [3. ст.254]

Принимаем по ГОСТу 2144 - 76 a_w=160 мм

3.8. Предварительное значение модуля зацепления по формуле

Принимаем m=6,3 мм [3. ст.243]

3.9. Коэффициент диаметра червяка. [3. ст.243]

Сочетание значений m= и q= обеспечивается.

3.10. Основные размеры червяка [3. ст.244 - 246]

Увеличиваем b₁ на 3m = и принимаем b₁=110 мм

Делительный угол подъёма линии витка по формуле (11.3)

3.11. Основные размеры червячного колеса [3. ст.245 - 246]

Принимаю b₂=56 мм

3.12.Фактическая скорости скольжения по формуле(11.19) [3. ст.247]:

3.13. КПД передачи по формуле. При V_S=3,2м/с принимаем ц'=1^о46', тогда

3.14. Уточняем вращающие моменты на валу колеса.

3.15. Силы, действующие в зацеплении по формулам (11.22 -11.24.)

окружная сила на червяке и осевая на колесе:



окружная сила на колесе и осевая на червяке:

радиальная на колесе и на червяке:

3.16. Коэффициент нагрузки

[3. ст.254],

Для определения К находим окружную скорость червячного колеса:

Следовательно: , a

3.17. Расчётное контактное напряжение в зубьях колеса по формуле(11.27.) [3. ст. 253]:

Фактическая скорость скольжения () отличается от ориентировочно принятой(), поэтому уточняем

Т.к. , то контактная прочность зубчатого колеса обеспечивается.

3.18. Эквивалентное число зубъев червячного колеса по формуле

[3. ст.254]:

Коэффициент формы зуба Y_F2 =1,52 . Коэффициент нагрузки K_F=K_H=1,0

3.19. Расчётное напряжение изгиба в зубьях колеса по формуле (11.30.)

3.20. Ориентировочное значение поверхности охлаждения корпуса по формуле (11.38.)

[3. ст.258]:

3.21. Температура масла в корпусе редуктора по формуле (11.37.)

 [3. ст.257 ]:

Работа червячного редуктора без перегрева обеспечивается.

4. ПРОЕТИРОВОЧНЫЙ РАСЧЁТ ВАЛОВ

ВЕДУЩИЙ ВАЛ.

4.1.Конструируем и составляем эскиз вала

4.2.Определяем диаметр выходного конца вала

где M_KI - крутящий момент

M_KI = M_I = 44,5Нм

- допускаемое напряжение на кручении

= 10……30 МПа

Полученный диаметр d_I согласуем с диаметром d_эI электродвигателя

d_I = d_эI = 38 мм

Принимаем стандартное значение d_I = 38мм

принимаем стандартное значение d_I =38 мм [I. C. 353. 4. c. 209]

4.3.Определим диаметр вала под подшипниками

где t_цил - высота буртика около подшипников для цилиндрического конца вала t_цил = 3,5 мм [I. C. 33. ] .

принимаем стандартное значение d_пI = 45мм.

Если d_пI 20 мм, то в значении вала d_пI последняя цифра должна быть 0 или 5.

4.4.Определяем диаметр буртика около подшипников



где r - радиус закругления галтели

r = 2,5 мм [I. C. 33. ] .

принимаем стандартное значение d_бпI = 53 мм [I. C. 363. ] .

4.5 Принимаем длину выходного конца вала [из раздела 2]. принимаем стандартное значение

Длины валов остальных участков принимаем конструктивно .

ВЕДОМЫЙ ВАЛ.

4.6.Конструируем и составляем эскиз вала.

4.7.Определяем диаметр выходного конца вала

мм

Где М_К2 = М₂ = 693 Нм [ I. C. 363. ] .

принимаем стандартное значение d₂ =56 мм [I. C. 353. 4. c. 209]

4.8.Определяем диаметр вала под подшипниками

где t_цил = 4,5мм [I. C. 33. ] .

принимаем стандартное значение d_п2 = 56мм. [ См 4.3]

4.9.Определяем диаметр буртика около подшипника

r = 3 мм [I. C. 33. ] .

принимаем стандартное значение d_бп2 =75 мм [I. C. 363. ]

4.10.Определяем диаметр вала под червячным колесом.

d_К2 = d_бп2 = 75мм

4.11Oпределяем диаметр буртика около колеса

где f - величина фаски

f = 2,5мм [I. C. 33. ] .

принимаем стандартное значение d_бК2 = 85 мм.

4.12. Определяем длину выходного конца вала [I. C. 363]

принимаем стандартное значение [I. C. 363]

Остальные длины участков валов принимаем конструктивно .

5. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПАРАМЕТРОВ КОРПУСА РЕДУКТОРА

5.1 Определение размеров корпуса редуктора [3] с 241

5.1.1 Определяем толщину стенки чугунного редуктора (минимум принимаем 8 мм)

Принимаем д=9 мм

Принимаем д₁=8 мм

5.1.2 Толщина верхнего пояса (фланца) корпуса

5.1.3 Толщина нижнего пояса крышки корпуса

5.1.4 Толщина нижнего пояса корпуса

5.1.4.1 Без бобышки

Принимаем Р=22 мм

5.1.4.1 При наличии бобышки



Принимаем: P₁=14мм, P₂=22мм

5.1.5 Толщина рёбер основания корпуса

5.1.6 Толщина рёбер крышки

5.1.7 Диаметр фундаментальных болтов

Принимаем Болт М20, S=27, H=11, D=30.2 ГОСТ 7808-70

5.1.8 Диаметр болтов у подшипников

Принимаем Болт М12, S=17, H=7, D=18,9 ГОСТ 7808-70

5.1.9 Диаметр болтов соединяющих основание корпуса с крышкой

Принимаем Болт М10, S=14, H=6, D=15,5 ГОСТ 7808-70

5.2 Определяем недостающие параметры колеса

5.2.1 Длина посадочного отверстия колеса

Принимаю L_ст=110мм

5.2.2 Диаметр ступицы

Принимаем d_cт=130 мм

5.2.3 Толщина диска

Принимаем С=14 мм

5.3 Подбор подшипников [1] c 381-382

5.3.1 Для ведущего вала выбираем подшипники роликовые конические радиальные упорные по ГОСТ 333-79

Номер подшипника: 7609

Размеры подшипника: D=100 мм, T=38,25мм, B=36 мм, r=2,5 мм, r₁=0,8 мм, C_r=114 кH, C_or=90,5kH

5.3.2 Для ведомого вала выбираем подшипники роликовые конические однорядные лёгкой серии по ГОСТ 333-79

Номер подшипника: 2007113

Размеры подшипника: D=100 мм, B=22 мм, Т=23 мм, r=2 мм r₁=0.8 мм, С=19 мм, C_r=61 кH, C_or=64,5 кН

5.4 Подбор шайб и гаек под болты [1] c 390-391

5.4.1 Шайба под болты соединяющие основание корпуса с крышкой

Болт М10 ГОСТ 7808-70 с размерами: S=14, H=6, D=15,5; L= L₀=40 мм;

Шайба 10 65Г ГОСТ 6402-70 с размерами: d=10.1мм; S=b=2,5мм;

5.4.2 Шайба под болты у подшипников ведомого вала

Болт М12 ГОСТ 7808-70 с размерами: S=17, H=7, D=18,9, L=110 мм; L₀=54 мм;

Шайба 12 65Г ГОСТ 6402-70 с размерами: d=12,1мм; S=b=3,0 мм;

5.4.3 Шайба под болты крышки ведущего вала

Болт М10 ГОСТ 7808-70 с размерами: S=14, H=6, D=15,5; L= L₀=30 мм;

Шайба 10 65Г ГОСТ 6402-70 с размерами: d=10.1мм; S=b=2,5мм;

5.4.5 Шайба под болты крышки ведомого вала

Болт М10 ГОСТ 7808-70 с размерами: S=14, H=6, D=15,5; L= L₀=30 мм;

Шайба 10 65Г ГОСТ 6402-70 с размерами: d=10.1мм; S=b=2,5мм;

5.4.6 Гайка под болты М10 соединяющие основание корпуса с крышкой по ГОСТ 12524-70

Гайка М10 с размерами d=10 мм; S=14 мм; D=15,5 мм; H=8 мм;

5.4.7 Гайка под болты М16 у подшипников ведомого вала по ГОСТ 12524-70

Гайка М12 с размерами d=12 мм; S=17 мм; D=18,9 мм; H=10 мм;

5.5 Подбор штифта конического

Для центровки крышки редуктора относительно основания применяем штифты конические (их число равно 2) по ГОСТ 3129-70

Штифт 8?30 ГОСТ 3129-70

5.6 Выбор уплотнителя

Для предохранения подшипников от попадания грязи из вне, выбираем уплотнитель: резиновую армированную манжету для вала 1-ого типа по ГОСТ 8752-79

Параметры манжеты для ведущего вала:

d₁=45 мм; D₁=65 мм; h₁=10 мм;

Параметры манжеты для ведомого вала:

d₁=65 мм; D₁=90 мм; h₁=10 мм;

5.7 Определяем размеры крышек под подшипники

5.7.1 Крышки на ведущем валу [1] ст 128-133

толщинастенки

диаметр болта: d=10мм,

количество болтов: z=6

диаметр фланца крышки: D_ф=D+(4,0…4,5)d=100+45=145мм

расстояние от поверхности отверстия под подшипник до оси крепежного винта С?d, принимаю С=12,5мм

толщина фланца при креплении крышки болтами , принимаю

Размеры под уплотнение согласуем с размерами уплотнителей.

5.7.2 Крышки на ведомом валу [1] ст 128-133

толщинастенки

диаметр болта: d=10мм,

количество болтов: z=6

диаметр фланца крышки: D_ф=D+(4,0…4,5)d=100+45=145мм

расстояние от поверхности отверстия под подшипник до оси крепежного винта С?d, принимаю С=12,5мм

толщина фланца при креплении крышки болтами , принимаю

5.9 Подбор пробки для слива масла

выбираем пробку с цилиндрической резьбой с размерами:

d=M16?1.5 ; D₁=21.9 мм; D=25 мм; L=24 мм; l=13 мм; t=1.9 мм; b=3 мм

5.10 Подбор пробки отдушины.

выбираем пробку отдушину с резьбой М20?1.5

Размеры пробки отдушины:

D=20 мм; D₁=32 мм; L=30 мм; L₁=15 мм; h=5 мм; [1] c 142

6. РАСЧЁТ НА ПРОЧНОСТЬ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ

электродвигатель редуктор вал шпоночный

6.1. Шпонки устанавливают на выходных концах вала и под колесами. Применяем призматические шпонки со скругленными торцами. Применяемый материал шпонок - Сталь 45, нормализованную.

6.2. Выбранное шпоночное соединение проверяем на смятие по формуле:

,где:

- расчётное напряжение на смятие

М - вращающий момент на валу

h -высота шпонки

t_r - глубина паза вала

- допускаемое напряжение на смятие

6.3. Подбираем и проверяем шпонки для ведущего вала.

6.3.1. Шпонка на выходном конце вала.

Для d₁=38 мм [ из раздела 4 ] по ГОСТу 23360-78 выбираем: b=10мм, h =8мм, t =5мм. [ 1, ст.369 ]

Для длинны выходного конца вала: [ из раздела 4] применяем стандартную длину шпонки, меньшую на 5…10 мм.

Определяем расчётную длину шпонки:

Проверяем шпоночное соединение на смятие:



Сравниваем:

обозначение: Шпонка 10x8x56 ГОСТ 23360-78

6.4. Подбираем и проверяем шпонки для ведомого вала .

Вращающий момент на валу

М₂ =693Нм [ из раздела 4 ]

6.4.1. Шпонка на выходном конце вала.

Для d₂=56мм [ из раздела 4 ] по ГОСТу 2360-70 выбираем: b=16мм, h =10мм, t =6 мм. [ 1, ст.369 ]

Для длинны выходного конца вала: [ из раздела 4 ], применяем стандартную длину шпонки , меньшую на 5…10 мм.

Определяем расчётную длину шпонки:

Проверяем шпоночное соединение на смятие:

Сравниваем:

Обозначение: Шпонка 16х10х80 ГОСТ 23360-78

6.4.2. Шпонка под колесом.

Для d_к2=75мм мм [ из раздела 4 ] по ГОСТу 2360-70 выбираем: b=20мм, h =12мм, t = 7,5мм. [ 1, ст.369 ]

Для длинны вала: [ из раздела 4 ], применяем стандартную длину шпонки , меньшую на 5…10 мм.

Определяем расчётную длину шпонки:

Проверяем шпоночное соединение на смятие:

Сравниваем:

Обозначение: Шпонка 20х12х100 ГОСТ 23360-78

7. ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ

ВЕДУЩИЙ ВАЛ.

7.1. Из предыдущих расчетов редуктора выписываем данные для подбора подшипников:

М₁= 44,5Нм [из раздела 2]

F_t1=1412,7Н [из раздела 3]

F_r1=2236,8Н [из раздела 3]

F_а1=6145Н [из раздела 3]

d₁ = 63мм

d_п1 = 45мм

₁ =101 [из раздела 2]

Lh = 12000часов [из задания ]

7.2.Составляем расчетную схему вала для цилиндрической передачи:

Где l₁ и l₂ - расстояние между центром шестерни и опорой /берутся из эскизной компоновки: l₁ = 139мм, l₂= 139мм

При симметричном расположении шестерни по отношению опор l₁= l₂= 139мм

7.3. Определяем радиальную силу муфты F_М

[1.c.272]

Так как направление силы F_м неизвестно, то направляем её параллельно силе Ft1 ,но в обратную сторону [5.c.272]

Расстояние l_м точки приложения силы F_м принимаем из эскизной компоновки /от центра подшипника до конца выходного конца вала /[3c.272]

l_м = 123мм

7.4. Определяем опорные реакции вала в вертикальной плоскости для червячной передачи:



Проверка.

0 = 0

Реакции проведены верно.

7.5.Определяем опорные реакции в горизонтальной плоскости для цилиндрической передачи:

Проверка

0 = 0

реакции проведены верно.

7.6.Определяем суммарные радиальные нагрузки на подшипники:

7.7.Определяем соотношение осевой и радиальной нагрузок.

Если , то принимаем роликовые конические подшипники.

7.8.ПОДБОР РОЛИКОВЫХ КОНИЧЕСКИХ ПОДШИПНИКОВ.

7.8.1. Для диаметра вала d_п1 = 45мм выбираем роликовый конический подшипник №7609, у которого С_r = 114кН, С_or =90,5кН, Y=2,06, e=0,29.

7.8.2. Определяем осевые составляющие от радиальных нагрузок:

R_s1=e·R_r1= 0,29 ·478,2=138,6H

R_S2=e·R_r2= 0,29·2004,7=581,3H

7.8.3 Определяем суммарные осевые силы в зависимости от условий нагружения -- спокойная нагрузка.

R_a1= 138,6H.

R_a2=R_a1+F_a=6283,6H. [1.c.102]

7.8.4. В соответствии с условиями работы подшипников принимаем коэффициенты:

V - коэффициент вращения кольца

V =1 [1.c.103]

К - коэффициент безопасности

К = 1 [1.c.104]

КТ - температурный коэффициент

КТ = 1 [1.c.105]

7.8.5. Окончательно принимаем коэффициенты радиальной X и Y осевой нагрузок:

При принимаем X₁=1, Y₁=0.

При принимаем X₂= 0.4, Y₂= 2,06 [1.c.103]

7.8.6.Определяем эквивалентную динамическую нагрузку для подшипников:

R_E1=(V·X₁·R_r1 + Y₁·R_a1) ·К· К_Т = (1·1·478,2 + 0·138,6) ·1· 1=478,2Н

R_E2=(V·X₂·R_r2 + Y₂·R_a2) ·К ·К_Т =(1·0,4·2004,7 + 2,06·6283,6) ·1 ·1=13746H

Дальнейший расчет ведём по более нагруженному подшипнику в опоре

7.8.7. Определяем расчетную динамическую грузоподъемность подшипника:



С_{r расч}=98kH ? С_r=114kН

Выбранный подшипник пригоден .

7.8.8. Уточняем действительную / базовую / долговечность подшипника

ВЕДОМЫЙ ВАЛ.

7.9. Из предыдущих расчетов редуктора выписываем данные для подбора подшипников:

М₂ = 693Нм [из раздела 2]

F_t2 =6145Н [из раздела 3]

F_r2 =2236Н [из раздела 3]

F_a2 =1412Н [из раздела 3]

d₂=252H [из раздела 3]

d_п2 =65мм [из раздела 4]

₂ = 5 рад/с [из раздела 2]

Lh = 12000часов [из задания ]

7.10.Составляем расчетную схему вала для червячной передачи:

Где l₁ и l₂ - расстояние между центром шестерни и опорой /берутся из

эскизной компоновки /:

l₁= 82мм, l₂= 82мм

При симметричном расположении шестерни по отношению опор l₁= l₂= 82мм

7.11. Так как по условию задания не дано конкретное применение редуктора, то к выходному концу вала прикладываем консольную силу F_К [ ГОСТ 16162-85] и направляем её параллельно окружной силе Ft2 , но в обратную сторону. [5.c.135]

[3.c.292]

Расстояние l_К точки приложения силы F_К от опоры: l_К=145мм

7.12. Определяем опорные реакции вала в вертикальной плоскости для цилиндрической передачи:

Проверка

0 = 0

Реакции проведены верно.

7.13.Определяем опорные реакции в горизонтальной плоскости для цилиндрической передачи:



Проверка .

0 = 0

реакции проведены верно.

7.14.Определяем суммарные радиальные нагрузки на подшипники:

7.15.Определяем соотношение осевой и радиальной нагрузок .

Если , то принимаем роликовые конические подшипники.

7.16.ПОДБОР РОЛИКОВЫХ КОНИЧЕСКИХ ПОДШИПНИКОВ.

7.16.1. Для диаметра вала d_п2 = 65мм выбираем роликовый конический подшипник №2007113, у которого С_r = 61кН, С_or =64,5кН, Y=1,59, e=0,38.

7.16.2. Определяем осевые составляющие от радиальных нагрузок:

R_s1=e·R_r1= 0.38·3126,2=1187,9H

R_S2=e·R_r2= 0.38·6373,7=2422H

7.16.3 Определяем суммарные осевые силы в зависимости от условий нагружения -- спокойная нагрузка.

R_a1= 1187,9H.

R_a2= R_a1+F_a=2600H. [1.c.102]

7.16.4. В соответствии с условиями работы подшипников принимаем коэффициенты:

V - коэффициент вращения кольца

V =1 [1.c.103]

К - коэффициент безопасности

К = 1 [1.c.104]

КТ - температурный коэффициент

КТ = 1 [1.c.105]

7.16.5. Окончательно принимаем коэффициенты радиальной X и Y осевой нагрузок:

При ? е=0.38 принимаем X₁=1, Y₁=0.

При > е=0.38 принимаем X₂= 0,4, Y₂= 1,59

7.16.6.Определяем эквивалентную динамическую нагрузку для подшипников:

R_E1=(V·X₁·R_r1 + Y₁·R_a1) ·К· К_Т = (1·1·3126,2 + 0·1187,9) ·1· ·1=3126,2Н

R_E2=(V·X₂·R_r2 + Y₂·R_a2) ·К ·К_Т =(1·0,4·6373,7 + 1,59·2600) ·1 ·1=6683,4Н

Дальнейший расчет ведём по более нагруженному подшипнику в опоре

7.16.7. Определяем расчетную динамическую грузоподъемность подшипника:

С_{r расч}=19кН ? С_r=61кН

Выбранный подшипник пригоден.

7.16.8. Уточняем действительную / базовую / долговечность подшипника

8. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЁТ ВЕДОМОГО ВАЛА

8.1.Из предыдущих расчетов выписываем данные для проверочного расчета ведомого вала:

М₂ = 693 Нм[из раздела 2]

R_Iх = -3126 Н[из раздела 7]

R_2х = 5981Н [из раздела 7]

R_Iy = 33,2Н [из раздела 7]

R_2y = 2202,8Н [из раздела 7]

F_K = 3290H[из раздела 7]

L_K = 145мм[из раздела 7]

L_I = 82мм[из раздела 7]

L₂ = 82мм[из раздела 7]

8.2. Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов:

8.2.1. Для цилиндрической и червячной передач.

Составляю общую схему нагружения ведомого вала по схемам в разделе 7.

В случае, если значения R_Iх, R_2х, R_Iy, R_2y имеют отрицательные величины, то меняем их направления по сравнению с ранее принятыми.

Для цилиндрических прямозубых и шевронных передач силу F_a2 на схеме не проставляют, так как её нет.

Определяем изгибающие моменты вала в вертикальной и горизонтальной плоскостях:

ВЕРТИКАЛЬНАЯ ПЛОСКОСТЬ.

Составляем схему нагружения ведомого вала / сх. б /

Определяем изгибающие моменты в характерных точках:

М_и2 = 0

М_и3 = R_2y l₂ = 2202,8·82=180629,6 Нмм

М_и4 = 0

М_иI = 0

М_и3 = R_Iy l_I = 33,2·82=2722,4 Нмм.

Строим эпюры изгибающихся моментов / сх. в /.

ГОРИЗОНТАЛЬНАЯ ПЛОСКОСТЬ.

Поворачиваем горизонтальную плоскость с силами и совмещаем её с вертикальной плоскостью. / сх. г /

Определяем изгибающие моменты в характерных точках:

М_и2 = 0

М_и3 = -R_2x l₂ = -5981·82=-490442Hмм.

М_и4 = 0

М_иI = -F_k l_k = -3290·145=-477050Hмм.

М_и3 = -F_к (l_I + l_k) - R_Ix l_I = -3290·(145+82)-(-3126·82)=-490498 Нмм.

Строим эпюру изгибающихся моментов. /сх. д /

Определяем крутящий момент на участках:

На участке 23 М₂₃ = 0

На участке 31 М₃₁ = М₂ = 693Нм =693000Нмм.

На участке 14 М₁₄ = М₂ = 693000Нмм

Строим эпюру крутящих моментов. /сх. е /

8.2.Определяем суммарный изгибающий момент /проверяем вал только в точке 3/ .

8.3.Определяем момент сопротивления на изгибе [Ic. 212]



8.4. Определяем напряжение изгиба.

8.5. Определяем амплитуду напряжения цикла и среднее напряжение цикла при симметричном изгиба.

у_а=у_и=13.8 МПа

у_m=0

8.6. Определяем полярный момент сопротивления сечения при кручении [ 1. c.212 ]

8.7. Определяем напряжение кручения

8.8. Определяем амплитуду напряжения цикла а и среднее напряжение цикла при отнулевом цикле кручения.

8.9. Принимаем материал для ведомого вала Сталь 45 со следующими характеристиками:

у_в = 900 МПа

у_т = 650 МПа

у_-1= 380 МПа

ф_-1= 0,6*у_-1 = 0,6·380=230 МПа [1] с 208

8.10. Принимаем коэффициенты

k_у и k_ф - эффективные коэффициенты концентрации напряжений.

При у_в = 900 МПа принимаем: k_у = 1,7 , k_ф = 2,05 . [1] с 214

k_d - коэффициент влияния абсолютных размеров .

При d_k2 =75 принимаем:

k_d = 0,66 [1] с 213

k_f - коэффициент влияния шероховатости поверхности .

При R_a =0.8…3.2 мкм и у_в = 900 МПа принимаем :

k_f = 1,15

k_v - коэффициент влияния поверхностного упрочнения .

k_v = 1(без упрочнения) [1] с 213

8.11. Определяем общий коэффициент концентрации напряжений для данного сечения вала

8.12. Определяем пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении:



8.13. Определяем коэффициент запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:

Где - коэффициент влияния асимметрии цикла.

8.14. Определяем расчетный коэффициент запаса прочности [ 1. c.212 ]

S=6,3>[S]=2.1

Сопротивление усталости вала в данном сечении обеспечивается.

9. Выбор смазки для зацепления колёс и подшипников

По окружной скорости х=3,2 м/c[из раздела 3] для всех зубчатых передач и контактному давлению у_н=192 H/мм² [из раздела 3], выбираем сорт масла для смазки зубчатого или червячного зацепления И-Т-Д-100 [1.с.135]

Определяем объём масляной ванны

V=0.25*P₂ дм³

Где Р2 - мощность на ведомом валу редуктора [из раздела 2]

V=0.25*3.5 =0.875 дм³

Т.к. погружение колеса в масло не осуществляется, то для смазывания колес применяю маслоразбрызгиватели.

Для заливки масла в редуктор предусматриваем люк, а

для его слива устанавливаем пробки. 1.с.139 … 140

Для контроля уровня масла применяем маслоуказатель круглый.

Выбираем способ смазки подшипников - разбрызгивание, и вид смазки - И-Т-Д-100. Для смазывания подшипников на ведомом валу использую пластичный смазочный материал - ЛИТОЛ 24. Для предохранения от вытекания смазочного материала из подшипниковых узлов около выходных концов валов а также для защиты от попадания из вне пыли и влаги применяем уплотнительные устройства типа манжета. 1.с.142 … 148. Под крышки подшипников устанавливаем прокладки из технического картона. Для соединения крышки и корпуса редуктора применяем Болт. Для уплотнения заливных и сливных отверстий используем уплотнительные прокладки из алюминия. 1.с.139…140

ЛИТЕРАТУРА

1.Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование.1990.

2.Куклин Н.Г., Кукдина Г.С. Детали машин. 1987

3.Фролов М.Я. Техническая механика. Детали машин.1990.

4.Чернавский О.А. Боков К.Н. Чернин Ицкович Г.М.Козинцев. Курсовое проектирование деталей машин. 1987

Размещено на Allbest.ru