Расчет привода двухступенчатой коробки передач

Разработка проекта двухступенчатой коробки передач и ременной передачи с использованием деталей и узлов общего назначения. Кинематический и силовой расчет привода и соединений. Выбор муфты и подбор подшипников качения. Конструирование корпусных деталей.

Рубрика Производство и технологии
Вид курсовая работа
Язык русский
Дата добавления 23.06.2011
Размер файла 1,3 M

Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже

Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.

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 PT = 4 кВт. Минимальная частота вращения тихоходного вала nT = 145 мин -1. Общее передаточное число привода

uприв = 20. Знаменатель ряда скоростей ц = nT2/nT1 = 1.25. Режим нагружения: типовой 3 - средний нормальный.

1.2 Выбор электродвигателя.

1.2.1 По формулам определяем частоты вращения тихоходного вала ленточного транспортёра

nT1 = nTmin = 145 мин -1

nT2 = nT1 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

зобщ= зрбТ м1? зм2,

где зр = 0,95 - КПД ременной передачи;

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

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

зм1 = 0,98 - КПД кулачковой соединительной муфты.

зм2 = 0,98 - КПД компенсирующей муфты.

Подставляем значения в формулу и выполняем вычисления:

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

1.2.3 Находим потребную мощность электродвигателя

Рэд.рТобщ,

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

Рэд.р = 4:0,859 = 4,66 кВт.

1.2.4 Определяем потребную частоту вращения вала электродвигателя

nэд.р = nТmin ·uпр max ,

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

uпр max = 20 - максимальное значение общего передаточного числа привода.

nэд.р = 145·20 =2900 мин-1.

1.2.5 По табл. П.5 выбираем электродвигатель серии :

тип 4А100L2Y3; Рэд = 5,5 кВт; nэд = 2880 мин-1; Тпускном = 2; Тmax/Tном = 2,5; mэд = 42 кг.

1.3 Кинематический расчет привода.

1.3.1 Определяем передаточные числа привода по ступеням:

u1= nэд. / nТ1 =2880:145=19,86;

u2= nэд. / nТ2 =2880:181,25=15,88.

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

uр. = 2.

1.3.3 Определяем передаточные числа двухскоростного редуктора по формулам

uКП1 = u1 : uр = 19,86 : 2 = 9,93;

uКП2 = u2 : uр = 15,88 : 2 = 7,94.

1.3.4 Определяем передаточное число тихоходной ступени двухскоростного редуктора

uТ = 1,229 + 0,162 • uКП max - 0,001245 uКП max ,

где uКП max = uКП1 =9,93

uТ = 1,229 + 1,16 - 0, 12 = 2,72.

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

1.3.5 Определяем передаточные числа ступеней редуктора:

Быстроходный вал:

uб1 = uКП1 : uТ =9,93 : 2,8 = 3,55

uб2 = uКП2 : uТ=7, 94:2,8 = 2,84

По табл.П.2 округляем полученное значение uб1 и uб2 до ближайшего стандартного значения uб1 = 3,55; uб2 = 2,8.

1.3.6 Определяем частоты вращения на валах привода ленточного транспортёра

Быстроходный вал редуктора:

nб = nэд./uр. = 2880:2 = 1440 мин-1.

Промежуточный вал:

uП1 = nб : uб1 = 1440 : 3,55 = 405,63 мин-1;

uП2 = nб : uб2 = 1440 : 2,8 = 514,29 мин-1.

Тихоходный вал редуктора (выходной вал привода транспортёра):

nТ1 р = nп1 /uТ = 405,63 :2,8 = 144, 87 мин-1,

nТ2 р = nп2 /uТ = 514,29 :2,8 = 183, 68 мин-1.

Отклонение фактической частоты вращения тихоходного вала привода nТ1 р от заданного значения nТmin = 145 мин-1:

Дn = | (nТmin - nТ1 р)/nТmin | · 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

Тi = 9550Pi /ni.

Быстроходный вал редуктора:

Тб = 9550 Рб /nб = 9550·4,427/1440 = 29,4 Н·м,

где Рб = Рэд. р· зр = 4,66·0,95 = 4,427 кВт; nб =1440 мин-1

Промежуточный вал коробки передач:

Тп1 = 9550 Рп /nп1 = 9550·4,02/405,63 = 99,07 Н·м,

Тп1 = 9550 Рп /nп1 = 9550·4,02/514,29 = 77,99 Н·м,

где Рп = Рб · зб · зм1 =4,427·0,98•0,97=4,2 кВт;

Выходной вал редуктора:

ТT1 пр = 9550 РTпр /nТ1 р = 9550·3,99/144,87 = 263,02 Н·м,

ТT2 пр = 9550 РTпр /nТ2 р = 9550·3,99/183,68 = 207,45 Н·м,

где Р Т пр = РП · зм2· зТ =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, Кгод=0,75, Ксут=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 tУ - 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 NHE - эквивалентное число циклов нагружения;

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

КНЕ =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 NH0 зависит от твёрдости поверхности зуба:

т. о. улучшение NH0=52·НВ2,3;

т. о. закалка

NH01 = 2500·522,65

NH01 =8,87·107 циклов

NH02 = 2500·482,65

NH02 =7,13·107 циклов

КHL=;

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

КHL1=

КHL2=

[уH]=[уH]0·КHL,

где [уH] - допускаемое контактное напряжение с учётом КHL>1, МПа; [уH]0 - допускаемое контактное напряжение для КHL=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 [уH] =996,91 МПа.

где NFE - эквивалентное число циклов нагружения (по изгибу); КFЕ - 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 NF0 =0,4·107 для всех сталей

KFL =,

где KFL - коэффициент долговечности (по изгибу);

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

KFL1=

KFL2=

[уF]=[уF]0·КFL· КFC,

где [уF] - допускаемое напряжение изгиба, МПа;

[уF]0 - допускаемое напряжение изгиба при КFL=1 и КFC=1.

Определяем по таблице П. [1].

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

КFC =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 аW - межосевое расстояние;

Епр =2,1·105 МПа;

Т2 - вращающий момент на колесе, Н·м;

КНв - коэффициент концентрации нагрузки;

Шва = bW / аW

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

КС = 1,25, КО = 1,25, КП = 1, КН = 0,8

Шва = 0,3

Шbd = 0,5·(u+1)· Шва;

Шbd = 0,5·(2,8+1)· 0,3; Шbd = 0,57

По таблице П. [5] находим:

КНв =1+1,161· Шbd 1,8 ;

КНв =1+1,116·(0,57) 1,8=1,4

Принимаем аW =100 мм (Из ряда Ra 20 таблицы П. [4])

bW= Шва · аW ;

где bW - рабочая ширина зубчатого венца шестерни, мм

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

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

Выбираем mn =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

zmin = 17•cosв2

zmin = 17•0,94502 ? 16

где z1 - число зубьев шестерни;

z2 - число зубьев колеса;

зубьев;

;

зубьев.

uф = ;

Расхождение:

;

Проверка условия d<Dпред:

мм < Dпред=200 мм;

мм < Dпред=200 мм;

Условие выполнено.

2.1.3 ПРОВЕРКА ВЫПОЛНЕНИЯ УСЛОВИЙ ПРОЧНОСТИ

2.1.3.1 Условие прочности по контактным напряжениям

,

где уH - контактное напряжение, МПа;

Т1 - вращающий момент на шестерне, Н·мм;

«-» - для передачи внутреннего зацепления;

dW1 - начальный диаметр шестерни, мм;

бW - угол зацепления, для передач хУ =0, бW =200;

z - коэффициент снижения контактных напряжений в косозубой передаче;

КН - коэффициент расчётной нагрузки, причём:

;

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

; ;

;

МПа.

Расхождение:

.

2.1.3.2 Условие прочности по напряжениям изгиба

;

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

- окружная сила, Н;

z - коэффициент снижения изгибных напряжений в косозубой передаче;

КF - коэффициент расчётной нагрузки, причём

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

(седьмая схема, симметричное расположение);

(девятая степень точности, );

;

;

;

,

где zх - 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 = Тпуск / Тном· Рэд / Рэд.р

Тпуск, Тном - соответственно пусковой и номинальный вращающие моменты электродвигателя привода;

Рэд, Рэд.р.- мощность по каталогу и расчётная мощность электродвигателя, соответственно (Рэд эд р.);

Рэд=5,5 кВт; Рэд.р = 4,66 кВт ; Тпуск / Тном=2, тогда

;

МПа;

1639,5 < [уH] max = 1920 МПа.

МПа;

695< [уF] 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 aW = 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 Рэд = 5,5 кВт; nэд = 2880 мин-1;

Тпускном = 2; Тmax/Tном = 2,5; mэд = 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 nб = 1440 мин - 1; Тб = 34,7 Н•м; т.е. n < 1500 мин - 1 и используем соответствующую формулу: dср = 7,5 · 3vТ · (n/1500)0,12 ? (600/ув)0,25 = 7,5 · 3v34.7 • (1440/1500)0,12 · (600/600)0,25 = 24,32 мм. Принимаем dср = 25 мм. Выбираем подшипник лёгкой серии № 205.

Принимаем диаметр вала под шлицы: dср.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: dср = 7,5 · 3vТ · (n/1500)0,12 ? (600/ув)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: dср = 7,5 · 3vТ · (n/1500)0,12 ? (600/ув)0,25 = 7,5 • 3v323.79 • (145/1500)0,12 • (600/600)0,25 = 39.189 мм. Принимаем dср = 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 dср = 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;

FM - 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 bw2 = 30 мм;

· на консоли вала - зубчатая муфта;

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

уВ = 600 МПа, уТ = 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 dср = 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 dср = 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:

dК = d + 6= 40 + 6= 46 мм,

где dК - диаметр вала под ступицу колеса.

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

dз = d - 5 =40 - 5 =35 мм,

где dз - 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 Ft = 4429 Н;

· осевая сила Fа = 1706 Н;

· радиальная сила Fr = 1533 Н.

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

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

· Осевая сила Fа дополняет силу Ft для получения векторной суммы по отношению к нормальной силе Fn (векторы сил сходятся в одну точку).

· Радиальная сила Fr (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 Ма - 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 Ми1 . На эпюре присутствует скачок, численно равный сосредоточенному изгибающему моменту Ма, возникающему от присутствия осевой силы Fа. Соответственно изгибающий момент в сечении (под ступицей колеса) составит:

Нм;

Нм.

Горизонтальная плоскость.

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

Аналогично предыдущему расчету находим реакции опор А2 и В2 .

=196,98 Н;

- 3118,8 Н.

Делаем проверку найденным значениям:

Строим эпюру изгибающих моментов Ми2 (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 МУ . Эпюра получается последовательным геометрическим суммированием ординат эпюр Ми1 и Ми2 . 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 •ув - предел выносливости материала при изгибе с симметричным знакопеременным циклом;

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

;

уа = - амплитуда переменных составляющих напряжений;

шу - коэффициент, корректирующий влияние постоянной составляющей

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

для среднеуглеродистой стали (табл.3);

уm - постоянная составляющая напряжений, причем уm =0;

· коэффициент запаса по касательным напряжениям:

,

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

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

;

фа = фm = - амплитуда переменных составляющих напряжений;

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

фm - 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 МУ = 231,66 Нм, а диаметр вала dК = 46 мм. Концентратором напряжений в сечении служит шпоночный паз и возможная посадка ступицы с натягом.

Расчеты амплитудных значений напряжений производятся по формулам:

уа = ;фа = фm =,

где Wu и Wp - моменты сопротивления сечения вала. Для шпоночного круглого сечения вала:

;;

мм3;

мм3;

МПа;

фа = фm =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 dК = 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 кф, коэффициент концентрации напряжений ку больше для посадки с натягом, поэтому расчет следует производить для данного варианта.

ку = 2,336; кф = 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 < rn .

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 ку коэффициент концентрации напряжений галтели кф значительно больше для посадки с натягом, поэтому расчет следует производить для концентратора галтель.

Имеем:

ку = 1,96; кф = 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]


Подобные документы

Работы в архивах красиво оформлены согласно требованиям ВУЗов и содержат рисунки, диаграммы, формулы и т.д.
PPT, PPTX и PDF-файлы представлены только в архивах.
Рекомендуем скачать работу.