Размещено на http://www.allbest.ru/

мИНИСТЕРСТВО СЕЛЬСКОГО ХОЗЯЙСТВА РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ

Федеральное государственное образовательное учреждение

ВПО «Башкирский государственный аграрный университет»

Факультет механизации сельского хозяйства

Кафедра теоретической и прикладной механики

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

Проектирование одноступенчатого цилиндрического редуктора

Специальность: механизация сельского хозяйства

Форма обучения: очная Курс 3, группа 2

Алсынбаев Ильнур Фанурович

«К защите допускаю»

Руководитель: Набиев Т.С.

Уфа 2006г

Оглавление

Введение

Техническое задание

1. Энергетический и кинематический расчет привода

2. Расчет косозубой цилиндрической передачи

3. Выбор расчетной схемы ведомого вала. Определение опорных реакций, построение эпюр изгибающих и крутящих моментов

4. Выбор расчетной схемы ведущего вала. Определение опорных реакций, построение эпюр изгибающих и крутящих моментов

5. Подбор и расчет подшипников ведущего вала

6. Подбор и расчет подшипников ведомого вала

7. Проверочный (уточненный) расчет ведущего вала

8. Проверочный (уточненный) расчет ведомого вала

9. Подбор и проверка шпонок

10. Расчет цепной передачи

11. Расчет элементов корпуса

12. Смазка редуктора

13. Выбор способа и типа смазки подшипников

14. Сборка узла ведомого вала

Библиографический список

Введение

Редуктор - механизм, служащий для уменьшения частоты вращения и увеличения вращающего момента. механизм, соединяемый с двигателем и рабочей машиной муфтой или другими разъемными устройствами. Редуктор состоит из корпуса (литого чугуна или стального сварного). В корпусе редуктора размещены зубчатые или червячные передачи, неподвижно закрепленные на валах. Валы опираются на подшипники, размещенные в гнездах корпуса; в основном используют подшипники качения. Тип редуктора определяется составом передач, порядком их размещения в направлении от быстроходного вала к тихоходному и положением осей зубчатых коле в пространстве.

Назначение редуктора - понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим. Принцип действия зубчатой передачи основан на зацеплении пары зубчатых колес. Достоинством зубчатых передач является: высокий КПД, постоянство передаточного отношения и широкий диапазон мощностей.

В настоящем проекте произведен расчет механического привода, открытой конической прямозубой передачи.

Техническое задание

Разработать привод от электродвигателя к винтовому транспортеру. Привод состоит из одноступенчатого цилиндрического косозубого редуктора и цепной передачи.

График нагрузки

Рисунок 1. Кинематическая схема привода:

1. Электродвигатель

2. Муфта

3. Редуктор

4. Цепная передача

5. Винтовой транспортёр

Исходные данные к расчету:

Потребляемая мощность винтового транспортёра Р_t = 4 кВт

Частота вращения вала транспортёра, 100 мин^-1

Ресурс работы редуктора, t =7 тыс.часов

Коэффициент нагрузки б₀ = 1,4 б₁ = 0,7 б₂ = 0,2

Коэффициент продолжительности нагрузки г₁ = 0,3 г₂ = 0,4 г₃ = 0,3

1. Энергетический и кинематический расчет привода

Рисунок 2 Расчетная схема привода

1 Потребляемая мощность винтового транспортёра 4 кВт.

2 Пронумеруем валы и определим мощность на каждом валу:

Р3=Р4/=4/0,97=4,12кВт, где (2.1)

- КПД цепной передачи;

Р2=Р3/=4,12/0,99²*0,98=4,29 кВт, где (2.2)

-КПД цилиндрической передачи;

Р1=Р2/=4,29/0,99=4,34кВт, где (2.3)

- КПД муфты.

3 По величине потребляемой мощности и частое вращение

ведущего вала (n₁) выбираем электродвигатель:

серия 4А

тип 112М4СУ1

асинхронная частота вращения n₁=1470 об/мин.

мощность Р=5.5 кВт

4 Определяем общее передаточное число

(4.1)

Принимаем:

(8,табл.3.3 с 135)

(8,табл.3.3 с 135)

u/u_цепная=14,7/3=4,9 (4.2)

5 Угловые скорости и частоты вращения валов.

n1=nдв=1470об/мин, (5.1)

n2=n1/U_р=1470/4,9=300 об/мин, (5.2)

n3=n2/uцеп=300/3=100 об/мин, (5.3)

щ1=р*1470/30=153,86рад/с, (5.4)

щ2= р*300/30=31,4 рад/с,

щ3= р*100/30=10,47 рад/с,

6 Крутящие моменты на валах.

Т1=Р1/ щ1=4,34*1000/153,86=28,21 Нм, (6.1)

Т2=Р2/ щ2=4,29*1000/31,4=136,62 Нм,

Т3=Р3/ щ3=4,12*1000/10,47=393,5 Нм,

7 Проектный расчет валов.

Полученные результаты будем использовать при разработке конструкции валов.

Таблица 1 Расчетные данные

№ вала	Р, кВт	n, мин-1	, с-1	Т, Нм		U
1	4.34	1470	153.86	28.21	0.99	3
2	4.29	300	31.4	136.62	0.96	4.9
3	4.12	100	10.47	393.5	0.97	6

2. Расчет косозубой цилиндрической передачи

Выбор материалов зубчатых колес и термической обработки:

Материал -Сталь 45

Шестерня Колесо

б_В = 750 МПа б_В = 600 МПа

б_Т = 450 МПа б_Т =340 МПа

Н_НВ = 200…250 Н_НВ = 160…210

Допускаемые контактные напряжения зубьев

Определяем допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни и колеса в косозубой цилиндрической передаче:

(2.1 [1])

 - предел выносливости контактной поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов переменных напряжений, находим по табл. 5.1 [1]

- для шестерни (2.2)

- для колеса (2.3)

- коэффициент долговечности. Для передач при длительной работе с постоянными режимами напряжения .

- коэффициент безопасности. Для зубчатых колес с однородной структурой материала;

(2.4)

(2.5)

В косозубой цилиндрической передаче за расчетное допустимое контактное напряжение принимаем среднее из значений.

В данном случае:

Определяем межосевое расстояние косозубых колес

Предварительный расчет межосевого расстояния выполняем по формуле 8.13 из учебника для студентов вузов «Детали машин», автор М.Н. Иванов [2].

(8.13 [2]) (2.3.1)

Приведенный модуль упругости: Е_пр = 2,1*10⁵ МПа.

Коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния (табл. 8.4 [2]);  = 0,4.

Коэффициент концентрации нагрузки при расчетах по контактным напряжениям .

Чтобы определить значение необходимо найти:

коэффициент относительной ширины зубчатого венца относительно диаметра

(табл.8.4 [2])

По графику рисунка 8.15 [2] находим:

(2.3.2)

Для нестандартных редукторов межосевое расстояние округляем по ряду Ra40 ([2] стр. 136). Принимаем а = 140 мм

Определяем модуль передачи

Модуль передачи определяем по формуле:

m=(0.01…0.002)*140=(1.4…2.8) (2.4.1)

По табл.8.1. [2] приводим найденное значение модуля к стандартному m = 2.5 мм

Определяем числа зубьев шестерни и колеса

Суммарное число зубьев шестерни и колеса определяем по формуле:

([2], стр.179)

Определяем основные геометрические размеры
шестерни и колеса

Определяем делительные диаметры

d₁=2*a/(u+1)=2*140/(6,3+1)=38,36 мм (2.6.1)

z₁=d₁/m=38,36/2,5=15,34 (2.6.2)

z₂=z₁*u=15,34*6,3=96,64 (2.6.3)

Шестерни: d₁ = z₁ x m = 15,34 x 2,5= 38,35 мм (2.6.4)

Колеса: d₂ = z₂ x m = 96,64x 2,5= 241,6 мм (2.6.5)

Определяем диаметры вершин зубьев

Шестерни: d_а1 = d₁ + 2 x m =38,35 + 2 x 2,5 = 43,35 мм (2.6.6)

Колеса: d_а2 = d₂ + 2 x m = 241,6 + 2 x 2,5 = 246,6 мм (2.6.7)

Определяем диаметры впадин

Для косозубых цилиндрических передач:

Шестерня: d_f1 = d₁ - 2,5 x m = 38,35 - 2,5 x 2,5 = 32,1 мм (2.6.8)

Колесо: d_f2 = d₂ - 2,5 x m = 241,6 - 2,5 x 2,5 = 235,35мм (2.6.9)

Определяем высоту зуба

h = 2,25 x m = 2,25 x 2,5 = 5,625 мм (2.6.10)

Определяем ширину венца шестерни и колеса

в₁ = в_w2+(4…6) = 46 мм (2.6.11)

в₂ = * a_w = 0,3*140=42 мм (2.6.12)

Проверяем величину межосевого расстояния

a_w = 0,5 (d₁ + d₂) = 0,5 (38,36 + 241,6) = 140 мм (8.1 [2])

Корригирования зубьев не требуется.

Таблица 2 Сводная таблица параметров косозубого цилиндрического зацепления без смещения

Параметры зацепления	Числовые значения
Модуль, m	2,5
Межосевое расстояние, а	140
Нормальный исходный контур, б	20
Высота зуба, h	5,6
Шестерня	Колесо
Геометрические параметры	Числовые значения	Геометрические параметры	Числовые значения
Число зубьев, z1	15	Число зубьев, z2	97
Ширина венца, в1	46	Ширина венца, в2	42
Делительный диаметр, d1	38,35	Делительный диаметр, d2	241,6
Диаметр вершин зубьев, da1	43,35	Диаметр вершин зубьев, da2	246,6
Диаметр впадин зубьев, df1	32,1	Диаметр впадин зубьев, df2	235,35

Проверка зубьев на выносливость по контактными напряжениям

Определяем коэффициент расчетной нагрузки

К_н = К_нв х К_нv ([2] стр.127)

Ранее было найдено: К_нв =1,175

Для того, чтобы найти коэффициент динамической нагрузки по контактным напряжениям К_нv необходимо определить окружную скорость ведомого вала:

(2.7.1)

Учитывая, что V₂ = 2,6 м/с, по табл. 8.2 [2] назначаем 8^ую степень точности.

Далее по таблице 8.3 [2] находим К_нv = 1,02

К_н = 1,175 х 1,02 = 1,1985

Определяем расчетные контактные напряжения по формуле 8.10 [2]

, где

d_w^/ = d₁ = 38 мм б_w = б =20?

в_w = 42 мм sin2б_w = 0,64

ZHв-коэффициент, учитывающий повышение нагрузочной способности косозубых колес,

еб- коэффициент торцевого перекрытия, еб=1,56[8 c.149]

КНб- коэффициент неравномерности нагрузки между зубьями.

КНб=1,07,

(2.7.2)

Крутящий момент на ведущем валу:

(2.7.3)

Сопоставление расчетного и допускаемого напряжений

Сравниваем расчетное контактное напряжение с допускаемым контактный напряжением:

Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба

Определяем допускаемые напряжения изгиба раздельно для шестерни и колеса по формуле:

, где (2.8.1)

 - базовый предел выносливости зубьев по напряжению изгиба находим по табл. 5.23 [1]

- для шестерни

- для колеса

S_F - коэффициент безопасности

S_F = S_F^/ х S_F^//, где

S_F^/ - коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала зубчатого колеса и ответственность зубчатой передачи (табл. 5.2 [1])

S_F^/ = 1,75…2,2, принимаем S_F^/ = 1,75.

S_F^//- коэффициент учитывающий способ получения заготовки.

Для поковок и штамповок S_F^// = 1

Имеем:

S_F = 1,75 х 1 = 1,75.

К_FC - коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения (реверсирования) нагрузки; К_FC = 1, для зубьев работающих одной стороной.

К_FL - коэффициент долговечности; К_FL = 1, для передач при длительной постоянной нагрузке.

- для шестерни

- для колеса

Проверку зубьев на выносливость по напряжениям изгиба проводим по колесу, т.к. у колеса меньше.

Определяем расчетное напряжение для колеса по формуле 8.19 [2]

, где (2.8.2)

Y_F - коэффициент формы зуба определяем по графику 8.20 [2]

При х = 0 (без смещения)

ZFв-коэффициент, учитывающий повышение нагрузочной способности косозубых колес,

(2.8.3)

К_F - коэффициент расчетной нагрузки определяем по формуле:

К_F = К_Fв х К_FV  (стр.127, [2])

К_Fв - коэффициент концентрации нагрузки при расчетах по напряжениям изгиба, находим по графику 8.15 [2], при этом , (пункт 4 «П.З.»).

К_Fв = 1,05

К_FV - коэффициент динамической нагрузки, по таблице 8.3 [2]

К_FV = 1,06

Получим:

для колеса

Сравниваем расчетные напряжения изгиба с допускаемыми напряжениями изгиба

Условие прочности соблюдается.

Расчет по кратковременным перегрузкам:



Условие прочности соблюдается.

3.Выбор расчетной схемы ведомого вала. Определение опорных реакций, построение эпюр изгибающих и крутящих моментов

Определение реакций в опорах

Реакции в опорах определяем на основании уравнения равновесия

(3.1.1)

(3.1.2)

(3.1.3)

Определяем реакции опор в вертикальной плоскости:

Проверка:

510,8-412,5-98,3=0

Строим эпюру изгибающих моментов

Сечение «С»

Сечение«А»

В горизонтальной плоскости:

Проверка: ,

1087,4-1131-1417,4+1461=0

Вывод: Реакции в опорах определены, верно.

Строим эпюры изгибающих моментов.

Определение суммарных изгибающих моментов

С

ечение «С»

Сечение «В»

Рисунок 3 Эпюры изгибающих моментов.

4. Выбор расчетной схемы ведущего вала. Определение опорных реакций, построение эпюр изгибающих и крутящих моментов

Определение реакций в опорах

Реакции в опорах определяем на основании уравнения равновесия

 (4.1.1)

(4.1.2)

(4.1.3)

Определяем реакции опор в вертикальной плоскости:

Проверка:

289+246,8-536,5=0

Строим эпюру изгибающих моментов

Сечение «С»

Сечение«А»

В горизонтальной плоскости:



Проверка: ,

1236-429-1471+664=0

Выаод: Реакции в опорах определены, верно.

Строим эпюры изгибающих моментов.

3Определение суммарных изгибающих моментов

Сечение «С»

Сечение «В»

привод вал подшипник



Рисунок 4 Эпюры изгибающих моментов

5. Подбор и расчет подшипников ведущего вала

Подбор и расчет подшипников ведомого вала ведем по наиболее нагруженной опоре В. требуемый ресурс долговечности подшипников по заданию t = 7000 ч.

Учитывая сравнительно небольшую осевую силу назначаем по [10] для ведомого вала шариковые радиально-упорные однорядные подшипники средней серии, условное обозначение 307 со следующими характеристиками:

Внутренний диаметр подшипника, d = 35 мм;

Наружный диаметр подшипника, D = 80 мм;

Ширина подшипника, B = 21 мм;

Фаска подшипника, r = 2,5 мм;

Динамическая грузоподъемность: C_r = 26,2 кН

Статическая грузоподъемность: С_о =17,9 кН

Определяем эквивалентную радиальную нагрузку по формуле:

P_r = (XVF_r+YF_a2) x К_б x К_т 16.29 [2])

Для чего находим суммарную радиальную реакцию в опоре Д:

(5.2.1)

По табл.16.5 [2] находим параметр осевой нагрузки: е = 0,45

При коэффициенте вращения V = 1 (вращение внутреннего кольца подшипника)

Находим отношение:

(5.2.2)

При этом по табл. 16.5 [2]:

Коэффициент радиальной силы Х = 1

Коэффициент осевой силы Y = 0

По рекомендации к формуле 16.29 [2]:

К = 1 - температурный коэффициент;

К_б = 1,3 - коэффициент безопасности;

Р_r = (1 х 1 х 1748 + 0 х 75) х 1,3 х 1 = 2272,4 Н

Находим эквивалентную долговечность:

, где (16.31 [2])

по табл. 8.12 [2] = 0,25

t = 7000 часов

Получим:

L_hE = 0,25 х 7000 = 1750 ч.

Определяем ресурс подшипника:

L_E = 60 х 10^-6 х n х L_hE = 60 х 10^-6 х 1470 х 1750 = 154,4 млн.об. (16.28 [2])

n = n₂ =1470 об/мин.

По табл. 16.3 [2]:

а₁ = 1 - коэффициент надежности;

а₂ = 1 - обобщенный коэффициент совместного влияния качества металла и условий эксплуатации;

Определяем потребную динамическую грузоподъемность выбранного подшипника и сравниваем ее с паспортной.

С_{(потребная)} ? С_{(паспортная)} 16.26 [2])

С_{(потребная)} = Р, где

Р = Р_r = 2272,4 Н

L = L_E = 154,4 млн.об.

С_{(потребная)} = 2272,4 (5.3.4)

Итак: С_{(потребная)} = 12191 Н < С_{(паспортная)} = 26200 Н

Условие выполняется.

Проверяем подшипник на статическую грузоподъемность:

Эквивалентная статическая нагрузка

Р_о = Х_о х F_r + Y_o х F_a2, где 16.33 [2])

Для роликоподшипников:

Коэффициент радиальной статической силы Х_о = 0,5

Коэффициент осевой статической силы Y_о = 0,47

С учетом возможной двукратной перегрузки:

Р_о = 2(0,5 х 2272,4 + 0,47 х 75) = 2343 Н < 17900 Н

Условие выполняется.

6. Подбор и расчет подшипников ведомого вала

Подбор и расчет подшипников ведомого вала ведем по наиболее нагруженной опоре В. требуемый ресурс долговечности подшипников по заданию t = 7000 ч.

Учитывая сравнительно небольшую осевую силу назначаем по [10] для ведомого вала шариковые радиально-упорные однорядные подшипники средней серии, условное обозначение 307 со следующими характеристиками:

Внутренний диаметр подшипника, d = 35 мм;

Наружный диаметр подшипника, D = 80 мм;

Ширина подшипника, B = 21 мм;

Фаска подшипника, r = 2,5 мм;

Динамическая грузоподъемность: C_r = 26,2 кН

Статическая грузоподъемность: С_о =17,9 кН

Определяем эквивалентную радиальную нагрузку по формуле:

P_r = (XVF_r+YF_a2) x К_б x К_т (16.29 [2])

Для чего находим суммарную радиальную реакцию в опоре Д:

(6.2.1)

По табл.16.5 [2] находим параметр осевой нагрузки: е = 0,45

При коэффициенте вращения V = 1 (вращение внутреннего кольца подшипника)

Находим отношение:

(6.2.2)

При этом по табл. 16.5 [2]:

Коэффициент радиальной силы Х = 1

Коэффициент осевой силы Y = 0

По рекомендации к формуле 16.29 [2]:

К = 1 - температурный коэффициент;

К_б = 1,3 - коэффициент безопасности;

Р_r = (1 х 1 х 1420,8 + 0 х 159) х 1,3 х 1 = 1847,04 Н

Находим эквивалентную долговечность:

, где (16.31 [2])

по табл. 8.12 [2] = 0,25

t = 7000 часов

Получим:

L_hE = 0,25 х 7000 = 1750 ч.

Определяем ресурс подшипника:

L_E = 60 х 10^-6 х n х L_hE = 60 х 10^-6 х 300 х 1750 = 31,5 млн.об. (16.28 [2])

n = n₂ =300 об/мин.

По табл. 16.3 [2]:

а₁ = 1 - коэффициент надежности;

а₂ = 1 - обобщенный коэффициент совместного влияния качества металла и условий эксплуатации;

Определяем потребную динамическую грузоподъемность выбранного подшипника и сравниваем ее с паспортной.

С_{(потребная)} ? С_{(паспортная)} (16.26 [2])

С_{(потребная)} = Р, где

Р = Р_r = 1847,04 Н

L = L_E = 31,5 млн.об.

С_{(потребная)} = 1847,04 (6.3.4)

Итак: С_{(потребная)} = 5833,3 Н < С_{(паспортная)} = 26200 Н

Условие выполняется.

Проверяем подшипник на статическую грузоподъемность:

Эквивалентная статическая нагрузка

Р_о = Х_о х F_r + Y_o х F_a2, где (16.33 [2])

Для роликоподшипников:

Коэффициент радиальной статической силы Х_о = 0,5

Коэффициент осевой статической силы Y_о = 0,47

С учетом возможной двукратной перегрузки:

Р_о = 2(0,5 х 1847,04 + 0,47 х 159) = 1996,5 Н < 17900 Н

Условие выполняется.

7. Проверочный (уточненный) расчет ведущего вала.

Выбор материала вала.

Материал вала - Сталь 45, улучшенная 241…285 НВ

Характеристики:

= 850 МПа - предел прочности при растяжении;

= 580 МПа - предел текучести;

срок службы длительный, нагрузка близка к постоянной, допускается двух кратная кратковременная нагрузка.

Расчет вала на выносливость.

Для валов расчет на сопротивление усталости является основным. Прежде всего устанавливаем характер цикла напряжений. Так как установить действительный цикл нагрузки машины в условиях эксплуатации трудно, расчет выполняем по номинальной нагрузке, а циклы напряжений принимаем: симметричный - для напряжений изгиба и отнулевой для напряжений кручения .

Цель расчета - определение запаса сопротивления усталости в опасном сечении. При совместном действии кручения и изгиба запас сопротивления усталости определяем по формуле:

(15.3 [2])

Как видно из эпюр, в нашем случае опасным сечением является сечение В под правым подшипником. Проведем для него расчет.

Суммарный изгибающий момент в опасном сеченииВ

Запас сопротивления усталости по изгибу и по кручению:

(15.4 [2])

В этих формулах и - амплитуды переменных составляющих циклов напряжений, а и - постоянные составляющие.

Согласно принятому выше условию (рис.2 и рис.3) при расчете валов

(15.5 [2])

находим = 33533 / (0,1 х 35³) = 7,8 МПа

находим = = 0,5 х 28,21 х 10³ / (0,2 х 35³) = 1,6 МПа

и - коэффициенты корректирующие влияние постоянной

составляющей цикла напряжений на сопротивление усталости.

Их значения зависят от механических характеристик материала.

Для среднеуглеродистых сталей = 0,1;

= 0,05.

Предел выносливости определяем по формуле:

(15.7 [2])

= 0,4 х 850 = 340 МПа

= 0,2 х 850 = 170МПа

По графику рис.15.5 [2] находим

Масштабный фактор К_d = 0,8

По графику рис.15.6 [2] находим

Фактор шероховатости поверхности К_f = 0,88

По таблице 15.1 [2] назначаем:

Коэффициент концентрации напряжений при изгибе К = 1,85

Коэффициент концентрации напряжений при кручении К = 1,4

Находим запас сопротивления усталости при совместном действии напряжений кручения и изгиба (15.3 [2])

Вывод: Запас прочности вала на сопротивление усталости обеспечен.

Расчет вала на статическую прочность при перегрузках.

Проверку статической прочности производим в целях предупреждения пластических деформаций и разрушений с учетом кратковременных перегрузок (например, пусковых и т.п.). При этом определяем эквивалентное напряжение:

, где (15.8 [2])

(15.9 [2])



При перегрузках напряжения удваиваются и для опасного сечения в опоре В:

Находим:

Условие соблюдается.

Вывод: Статическая прочность вала при перегрузках обеспечена.

8. Проверочный (уточненный) расчет ведомого вала.

Выбор материала вала.

Материал вала - Сталь 45, улучшенная 190…240 НВ

Характеристики:

= 750 МПа - предел прочности при растяжении;

= 450 МПа - предел текучести;

срок службы длительный, нагрузка близка к постоянной, допускается двух кратная кратковременная нагрузка

асчет вала на выносливость.

Для валов расчет на сопротивление усталости является основным. Прежде всего устанавливаем характер цикла напряжений. Так как установить действительный цикл нагрузки машины в условиях эксплуатации трудно, расчет выполняем по номинальной нагрузке, а циклы напряжений принимаем: симметричный - для напряжений изгиба и отнулевой для напряжений кручения .

Цель расчета - определение запаса сопротивления усталости в опасном сечении. При совместном действии кручения и изгиба запас сопротивления усталости определяем по формуле:

(15.3 [2])

Как видно из эпюр, в нашем случае опасным сечением является сечение В под правым подшипником. Проведем для него расчет.

Суммарный изгибающий момент в опасном сеченииВ

Запас сопротивления усталости по изгибу и по кручению:

15.4 [2])

В этих формулах и - амплитуды переменных составляющих циклов напряжений, а и - постоянные составляющие.

Согласно принятому выше условию (рис.2 и рис.3) при расчете валов

(15.5 [2])

находим = 32871 / (0,1 х 35³) = 7,6 МПа

находим = = 0,5 х 136,62 х 10³ / (0,2 х 35³) = 8 МПа

и - коэффициенты корректирующие влияние постоянной

составляющей цикла напряжений на сопротивление усталости.

Их значения зависят от механических характеристик материала.

Для среднеуглеродистых сталей = 0,1;

= 0,05.

Предел выносливости определяем по формуле:

(15.7 [2])

= 0,4 х 750 = 300 МПа

= 0,2 х 750 = 150МПа

По графику рис.15.5 [2] находим

Масштабный фактор К_d = 0,79

По графику рис.15.6 [2] находим

Фактор шероховатости поверхности К_f = 0,9

По таблице 15.1 [2] назначаем:

Коэффициент концентрации напряжений при изгибе К = 1,85

Коэффициент концентрации напряжений при кручении К = 1,4

Находим запас сопротивления усталости при совместном действии напряжений кручения и изгиба (15.3 [2])

Вывод: Запас прочности вала на сопротивление усталости обеспечен.

Расчет вала на статическую прочность при перегрузках.

Проверку статической прочности производим в целях предупреждения пластических деформаций и разрушений с учетом кратковременных перегрузок (например, пусковых и т.п.). При этом определяем эквивалентное напряжение:

, где (15.8 [2])

(15.9 [2])

При перегрузках напряжения удваиваются и для опасного сечения в опоре В:

Находим:

Условие соблюдается.

Вывод: Статическая прочность вала при перегрузках обеспечена.

9. Подбор и проверка шпонок

По ГОСТ 23360-78 подбираем призматическую шпонку под шестерню.

Диаметр вала под шестерню d = 40 мм;

Выбираем шпонку в х h = 12 х 8

Длина шпонки L=28…140 мм

Проверяем длину шпонки из условия прочности на смятие

Допускаемое напряжение = 110 МПа

Выбираем длину шпонки из стандартного ряда L=28 мм [8,ст.119]

Условие прочности выполняется.

По ГОСТ 23360-78 подбираем призматическую шпонку на выходной конец тихоходного вала под звездочку

Диаметр конца тихоходного вала d = 30 мм

Выбираем шпонку в х h = 8 x 6

Длина шпонки L=18…90 мм

Проверяем длину шпонки из условия прочности на смятие

Выбираем длину шпонки из стандартного ряда L=70 мм [8,ст.119]

Условие прочности выполняется.

По ГОСТ 23360-78 подбираем призматическую шпонку под цилиндрическое колесо

Диаметр вала под колесо d = 40 мм;

Выбираем шпонку в х h = 12 х 8

Длина шпонки L=28…140 мм

Проверяем длину шпонки из условия прочности на смятие



Допускаемое напряжение = 110 МПа

Выбираем длину шпонки из стандартного ряда L=45 мм [8,ст.119]

Условие прочности выполняется.

9.4 По ГОСТ 23360-78 подбираем призматическую шпонку под муфту

Диаметр вала под муфту d = 32 мм

Выбираем шпонку в х h = 8 x 6

Длина шпонки L=18…90 мм

Проверяем длину шпонки из условия прочности на смятие

Выбираем длину шпонки из стандартного ряда L=18 мм [8,ст.119]

Условие прочности выполняется.

Расчет цепной передачи

10.1 Число зубьев малой звездочки

Z₁ =25 (c. 286, /8/).

Z₂ = Z₁ ·U =25*3=75

Наибольший допускаемый шаг цепи

[P_ц]_max =25,4(c. 248, /2/).

Коэффициент эксплуатации передачи

К_э= К_д К_а К_м К_рек К_с К_реж

Где К_д - коэффициент динамической нагрузки;

К_а - коэффициент межосевого расстояния;

К_м - коэффициент наклона передачи к горизонту;

К_рек - коэффициент регулировки цепи;

К_с - коэффициент смазки и загрязнения;

К_реж- коэффициент режима работы.

К_д =1,2

К_а =1

К_м =1

К_рек =1

Скорость движения цепи

(10.3.1)

К_с =1,5

К_реж =1 (табл. 13.2, 13.3,/2/)

К_э= 1,2*1*1*1*1,5*1*=1,8

Расчетная мощность передачи

Р_Р =Р₁· К_э· К_z· К_{п (10.4.1)}

где

Р₁=4,34 кВт

К_э=1,8

К_с - коэффициент числа зубьев;

К_реж- коэффициент частоты вращения.

Р_Р =4,34*1,8*1*1,34=10,47 кВт

Выбираем приводную роликовою однорядную цепь

ПР-25,4-56700: Р_ц=25,4 мм, d= 7,95 мм, B= 22.61 мм, [P_р ] =70 кВт (табл. 13.4,/2/).

Геометрические параметры передачи

а=40Р_ц =40 * 25,4=1016 мм

мм

_р=132 мм

а=1606,4 мм

Диаметр звездочек

(10.7.1)

Проверка износостойкости шарниров цепи.

Р -удельное давление в шарнире цепи

F_t - полезная нагрузка

B= 22.64мм

d= 7.95мм

[P] - допускаемое давление в шарнире цепи.

[P_о] =26 МПа (табл. 13.2,/2/).

(10.8.1)

(10.8.2)

Р=7,6 МПа <14,4 МПа =[P]

Работоспособность цепи обеспечена.

11. Расчет элементов корпуса

Для удобства сборки корпус выполнен разъемным. Плоскости разъемов проходят через оси валов и располагаются параллельно

плоскости основания.

Для соединения нижней, верхней частей корпуса и крышки редуктора по всему контуру разъема выполнены специальные фланцы, которые объединены с приливами и бобышками для подшипников. Между бобышками, основанием и на крышке имеются ребра жесткости.

Размеры корпуса редуктора определяются числом и размерами размещенных в нем деталей и их расположением в пространстве.

К корпусным деталям относятся прежде всего корпус и крышка редуктора, т.е. детали, обеспечивающие правильное взаимное расположение опор валов и воспринимающие основные силы, действующие в зацеплениях.

Корпус и крышка редуктора обычно имеют довольно сложную форму, поэтому их получают методом литья или методом сварки (при единичном или мелкосерийном производстве).

12. Смазка редуктора

В настоящее время в машиностроении широко применяют картерную систему смазки при окружной скорости колес от 0,3 до 12,5 м/с. В корпус редуктора заливают масло так, чтобы венцы колес

были в него погружены. При их вращении внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которые покрывают поверхность расположенных внутри деталей.

Выбор сорта смазки

Выбор смазочного материала основан на опыте эксплуатации машин. Принцип назначения сорта масла следующий: чем выше

контактные давления в зубьях, тем большей вязкостью должно обладать масло, чем выше окружная скорость колеса, тем меньше должна быть вязкость масла.

Поэтому требуемую вязкость масла определяют в зависимости от

контактного напряжения и окружности скорости колес.

Окружная скорость колес ведомого вала у нас определена в пункте 2.7.1 V₂ = 2,14м/сек. Контактное напряжение определено в пункте 2.7.2, [_н] = 435 МПа.

Теперь по окружности и контактному напряжению из табл.8.1 [3] находим требуемую вязкость масла = 34. Сорт масла выбираем с учетом требуемой вязкости по табл.8.3 [3]. Возможно использование масла И-Г-А-46.

Определение объема масляной ванны

Предельно допустимые уровни погружения колес цилиндрического редуктора в масляную ванну:

2m ? h_M ? 0,25d₂

2m ? h_M ? 0,25 х 242 = 60,5 мм

Наименьшую глубину принято считать равной 2 модулям зацепления.

Наибольшая допустимая глубина погружения зависит от окружной скорости колеса. Чем медленнее вращается колесо, тем на большую глубину оно может быть погружено.

Учитывая, что окружная скорость невысока, а схема редуктора вертикальная, примем значение h_м = 5 мм.

Теперь определим уровень масла от дна корпуса редуктора:

h = в₀ + h_м = 21 + 5 = 26 мм

в₀ - расстояние от наружного диаметра колеса до дна корпуса

в₀ ? 6 х m ? 6 х 2,5 ? 15 мм

примем в₀ = 21 мм.

Объем масляной ванны

(L-) x (B-) x h = (343-16) x (122-16) x 26 = 901212 мм³

Объем масляной ванны составил ? 0,9 л.

Способ контроля уровня смазки зубчатых колес

Для контроля уровня масла в корпусе необходимо установить жезловой маслоуказатель.

Также в нижней части корпуса редуктора предусмотрено отверстие с пробкой для слива отработанного масла, а на крышке редуктора - отдушина для снятия давления в корпусе, появляющегося от нагрева масла и воздуха при длительной работе. Отдушину можно также использовать в качестве пробки, закрывающей отверстие для заливки масла.

13. Выбор способа и типа смазки подшипников

Подшипники смазывают тем же маслом, что и детали передач. Другое масло применяют лишь в ответственных изделиях.

При картерной смазке колес подшипники качения смазываются брызгами масла. При окружности вращения колес V > 1 м/с брызгами масла покрываются все детали передач и внутренние поверхности стенок корпуса. Стекающее с колес, валов и стенок корпуса масло попадает в подшипники.

Так как смазка жидкая, для предохранения от ее вытекания из подшипниковых узлов, а так же для их защиты от попадания извне пыли, грязи и влаги торцовые крышки установим с жировыми канавками, которые заполним густой консистентной смазкой.

14. Сборка узла ведомого вала

Операции по сборке узла ведомого вала осуществляют в следующем порядке:

1. установить шпонку в паз на диаметр вала для цилиндрического колеса;

2. установка цилиндрического колеса;

3. установка подшипников до упора в заплечики, осевой зазор регулируется при установке крышек с помощью набора тонких металлических прокладок;

4. укладка вала в бобышки нижнего корпуса;

5. установка и крепление верхнего корпуса;

6. установка и крепление крышек, фиксирующих подшипники (жировые канавки сквозной крышки перед установкой забить консистентной смазкой);

7. установка шпонки в паз на выходной конец вала.

Библиографический список

1. Т.С.Набиев, В.Ш.Валеев «Курсовое проектирование по деталям машин и основам конструирования» БГАУ,2004г.

2. Иванов М.Н. Детали машин. Высшая школа, 2000 г.

3. П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов. Детали машин. Курсовое проектирование. Высшая школа, 1984 г.

4. Феодосьев В.И. Сопротивление материалов. М., 1989 г.

5. Марочник сталей и сплавов. Справочник / Под редакцией В.Г. Сорокина, М., Машиностроение, 1989 г.

6. Подшипники качения. Справочник-каталог / Под редакцией В.Н. Нарышкина и Р.Р. Коросташевского. М., Машиностроение, 1984 г.

7. П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов «Конструирование узлов и деталей машин». Высшая школа, 2003 г.

8. Колпаков А.П.,Карнаухов И.Е. Проектирование и расчет механических передач.-М.:Колос,2000.-328 с.,ил.-(Учебники и учеб. Пособия для высш. Учеб. заведений).

Размещено на Allbest.ru