Проектирование редуктора коробки передач
Описание работы привода коробки передач. Анализ конструкции коробки скоростей. Выбор электродвигателя и разбивка общего передаточного отношения, кинематический и силовой расчеты. Выбор материала, напряжений в передаче, числа зубьев в шестерне и колесе.
| Рубрика | Производство и технологии |
| Вид | курсовая работа |
| Язык | русский |
| Дата добавления | 29.07.2012 |
| Размер файла | 1,7 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
50
Размещено на http://www.allbest.ru
МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ РЕСПУБЛИКИ БЕЛАРУСЬ
БЕЛОРУССКИЙ НАЦИОНАЛЬНЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ
Машиностроительный факультет
Кафедра «Детали машин, ПТМ и М»
КУРСОВОЙ ПРОЕКТ
по дисциплине «Детали машин»
Тема
Проектирование редуктора коробки передач
Минск 2012
1. НАЗНАЧЕНИЕ, УСТРОЙСТВО И ОБЛАСТЬ ПРИМЕНЕНИЯ ПРИВОДА
Коробка скоростей станка является одним из его основных функциональных элементов. Она входит в структуру привода ступенчатого регулирования основного движения станка, то есть напрямую определяет скорость и непрерывность работы. Само собой, этот фактор крайне важен с экономической точки зрения для оптимального функционирования предприятия.
Коробка скоростей станка определяет следующие показатели его работы:
диапазон регулируемых скоростей на выходе главного движения станка;
отсутствие проскальзывания в движении, то есть непрерывность работы;
большая амплитуда передаваемых на конечный элемент станка скоростей;
постоянство передаваемой мощности;
передача больших крутящих моментов;
высокий коэффициент полезного действия.
Коробки скоростей станка являются достаточно качественным устройством, об этом говорит их надежность и простота в обращении. При этом они компактны и имеют достаточно простой принцип работы. Cостоит из двухваловой передачи, которая позволяет передавать ведомому валу заданную скорость. При этом существует два варианта передач:
Передача с передвижным блоком зубчатых колес является наиболее простой по конструкции, но имеет существенный недостаток: невозможность переключения скоростей в процессе работы ведущего вала.
Также применяются передачу с муфтой, которая обеспечивает непрерывность в работе станка и автоматизировать этот процесс.
Число скоростей коробки передач станка составляет произведение чисел скоростей, имеющихся на каждом валу, поэтому эти передачи получили название множительных. По способу переключения скоростей данные устройства могут быть:
со сменными зубчатыми колесами. Они имеют малые размеры, но при этом время, затрачиваемое на смену колес при необходимости изменить скорость, возрастает. Такой минус может быть оправдан, ведь при использовании этого варианта коробки скоростей станка исключается возможность аварийного включения передач. Обычно используется в специализированных станках, автоматах и полуавтоматах.
с передвижными блоками зубчатых колес и муфтами. Широко применяются в универсальных станках с ручным управлением. В станках же с программным управлением используются зубчатые передачи с переключением индивидуальными электромеханическими или гидравлическими приводами.
1.1 Описание и обоснование конструкции коробки скоростей
Корпус коробки скоростей выполнен разъемным, литым из чугуна марки СЧ 15 ГОСТ 1412-79. Оси валов привода расположены в одной (горизонтальной) плоскости. Благодаря разъему в плоскости осей валов обеспечивается наиболее удобная сборка редуктора.
Валы коробки скоростей изготовляются из стали 45 и стали 40Х. Для опор валов используются подшипники качения.
Валы коробки скоростей воспринимаю радиальную нагрузку, поэтому они опираются на пары шариковых радиальных подшипников.
Смазка зубчатых колес коробки скоростей - картерная, т.е. посредством окунания зубчатых колес в масляную ванну на дне корпуса редуктора.
Для смазывания шариковых радиальных и роликовых конических подшипников применяются жидкие материалы. Смазывание происходит за счет смазывания зубчатых колес окунанием, разбрызгивания масла, образования масляного тумана и растекания масла по валам. Для этого полость подшипника выполняется открытой внутрь корпуса.
Герметично закрытый корпус коробки скоростей обеспечивает требования, как техники безопасности, так и производственной санитарии.
Для транспортировки коробки скоростей отсоединяют от электродвигателя, снимая ремни. Затем с помощью подъемника транспортируют в нужное место. При этом обязательно нужно пользоваться (во избежание несчастных случаев) предусмотренными для этого в крышке коробки скоростей рым-болтами.
Для контроля за уровнем масла в корпусе редуктора установлено смотровое окно.
2. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ И РАЗБИВКА ОБЩЕГО ПЕРЕДАТОЧНОГО ОТНОШЕНИЯ ПО СТЕПЕНЯМ, КИНЕМАТИЧЕСКИЙ И СИЛОВОЙ РАСЧЁТЫ
2.1 Составляем кинематическую схему
Размещено на http://www.allbest.ru
50
Размещено на http://www.allbest.ru
Рис. 1. Компоновочная схема редуктора
2.2 Определяем общий КПД редуктора
Для определения мощности на валу рабочей машины зададимся мощностью на выходном валу рабочей машины.
Затем, принимая во внимание потери мощности в передачах и подшипниках привода подсчитываем мощность электродвигателя. По справочным таблицам определяем приблизительные значения КПД передач [1, c. 6, табл. 1,1]:
а) ременной передачи ;
б) подшипников качения ;
б) закрытая зубчатая с цилиндрическими колесами ;
Таким образом, общий КПД редуктора будет [1, c. 7]:
2.3 Выбор электродвигателя
Для заданного значения мощности принимаем асинхронный электродвигатель с номинальной мощностью равной или несколько превышающей , электродвигатель АИР112М4/1432, для которого кВт, об/мин, об/мин
2.4 Выбор передаточных чисел
Определяем общее передаточное число привода и редуктора:
;
Частоты вращения валов коробок передач представляют геометрическую прогрессию со знаменателем ц=1,26. Если минимальная частота вращения вала n1 , то другие частоты вращения:
а) для ременной передачи ;
б) для быстроходной передачи ;
в)для быстроходной передачи ;
г)для быстроходной передачи ;
U'ред=UР*UБ*U''Т=12.54
U''ред=UР*UБ*U'Т=15.68
Тогда реальные частоты валов на выходе:
N'4= 91,33 мин-1
N''4= 114,16 мин-1
Погрешность разбивки составляет:
е'' = 0,8% и е' = 2% - что допустимо.
2.5 Мощности на валах привода
Определение мощности на валах редуктора производится с учетом потерь мощности в подшипниках передач по формуле [4, c. 68]:
;
где: - мощность на расчетном валу, кВт;
- мощность на предыдущем валу, кВт;
- КПД передачи между двумя валами;
кВт;
кВт;
кВт;
Результаты расчетов заносим в табл. 2.1.
Частоты вращения валов определяются по формуле [4, c. 68]:
;
где: ni - частота вращения расчетного вала;
ni-1 - частота вращения предыдущего вала;
u- передаточное отношение ступени;
мин-1;
мин-1;
мин-1;
мин-1;
мин-1;
Результаты расчетов заносим в табл. 2.1.
Угловые скорости валов определяются по формуле:
;
где: i - угловая скорость на расчетном валу, с-1;
ni - частота вращения расчетного вала, об/мин;
Крутящие моменты на валах привода определяются по формуле [4, c. 67]:
;
где: - искомый крутящий момент на валу, Нм;
Pi - мощность на валу, Вт;
I - угловая скорость вала, с-1;
Результаты расчетов заносим в табл.2.1.
Таблица 2.1. Значения частот вращения, мощностей и крутящих моментов на валах.
|
Вал |
Частота вращения n, |
Мощность N, кВт |
Крутящий момент T, Нм |
|
|
1432 |
5.5 |
36.68 |
||
|
639,28 |
5.17 |
77,23 |
||
|
228,32 |
5.015 |
209,76 |
||
|
V' |
114,16 |
4.86 |
406,93 |
|
|
IV'' |
91,33 |
4.86 |
508,67 |
3. ВЫБОР МАТЕРИАЛОВ, НАЗНАЧЕНИЕ ТВЁРДОСТИ, РАСЧЁТ ДОПУСКАЕМЫХ НАПРЯЖЕНИЙ И , РАСЧЁТ ГЕОМЕТРИИ, СИЛ И ПРОВЕРОЧНЫЕ РАСЧЁТЫ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ ПО НАПРЯЖЕНИЯМ И
3.1 Расчёт цилиндрической косозубой передачи. I-ая ступень
Исходные данные:
Т2=77,23 Нм - крутящий момент на колесе;
n2=639,28 мин-1 - частота вращения колеса;
uц=2,8 - передаточное число;
Lh=8409.6 ч - время работы передачи;
3.1.1 Выбор материала и термообработки зубчатых колес
Т.К. в данных нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материал со средними механическими свойствами рекомендациям из справочных таблиц принимаем для изготовления вала, шестерни и колеса передачи с внешним зацеплением сталь 45, вид термообработки - улучшение со следующими механическими характеристиками [3, табл. 3.3]:
шестерня:
колесо:
3.1.2 Допускаемые контактные напряжения
[1, c. 12];
где: - предел контактной выносливости [1, табл. 2,2]:
для шестерни:
для колеса:
- коэффициент запаса прочности для улучшенных [5, c. 283, табл. 10.16];
- коэффициент долговечности,
при NK? NHlim, принимаем m=6; при NK>NHlim, принимаем m=20 [1, c. 13];
где:
для шестерни: ;
для колеса: ; часов [1, c13];
для шестерни: ;
для колеса:
В результате имеем:
Nk ? Nh принимаем =1
В итоге имеем:
для шестерни:
для колеса:
;
Для цилиндрических передач с непрямыми зубьями в связи с расположением линий контакта под углом к полюсной линии допускаемые напряжения принимаем минимальные .
3.1.3 Допускаемые напряжения изгиба
Определяем по следующей формуле [8, c. 285]:
;
Коэффициента запаса прочности : для улучшенных;
YR=1.1 для улучшенных колес;
Yz=0.65 для улучшенных колес;
Предел выносливости вычисляем по формуле [1, c. 14, табл. 2,3]:
Коэффициент долговечности :
,
где: qm=6; т.к. НВ<350
- число циклов, соответствующее перелому кривой усталости[1, c. 15];
Из расчета по контактным напряжениям принимаем:
для шестерни: ;
для колеса:
В результате имеем:
В итоге имеем:
3.1.4 Проектрный расчет. Межосевое расстояние
Значение межосевого расстояния:
; [5, c. 245]
где: Ка=410 - для косозубых колёс;
ba=0.4 - коэффициент ширины из ряда стандартных чисел [1, c.17];
Тогда bd = ba(u+1)/2 =0.4(2.24+1)/2= 0.51
KH=KHв*KHб*KHv
KHv=1.1 [1, табл2,6]
KHв=1+( K°Hв-1) KHw=1+(1.05-1)0.32=1.016
K°Hв=1.05 [1, табл2,7]
KHw=0.32 [1, табл2,8]
KHб=1+( K°Hб-1) KHw=1+(1.75-1)0.32=1.24
K°Hб=1+A(nст-5)=1+0,25(8-5)=1,75
А=0,25 т.к. НВ?350
KH=KHв*KHб*KHv=1,016*1,24*1,1=1,385824
В итоге имеем:
Вычисленное значение межосевого расстояния округляем до ближайшего числа из стандартного ряда:
3.1.5 Предварительные основные размеры колеса
Делительный диаметр:
Ширина:
принимаем =38 мм, =45 мм
3.1.6 Модуль передачи
mn=(0.01…0.02)aw=0.015*125=2.5
Принимаем значение, согласуя его со стандартным (предпочтительным ряд 1):
.
3.1.7 Суммарное число зубьев и угол наклона
Предварительно принимаем угол
Суммарное число зубьев;
Полученное значение ZS округляем до целого числа ,принимаем ZS =118
Определяем действительное значение угла наклона зуба;
3.1.8 Число зубьев шестерни и колеса
Число зубьев шестерни;
принимаем
Число зубьев колеса;
3.1.9 .Фактическое передаточное число
3.1.10 Диаметры колёс
Делительные диаметры:
шестерни :
колеса :
Диаметры окружностей вершин:
шестерни : мм;
колеса : мм;
Диаметры впадин зубьев;
шестерни : мм;
колеса: мм.
3.1.11 Силы в зацеплении
Окружная
Радиальная
Осевая
3.1.12.Проверка зубьев колёс по контактным напряжениям
Окружная скорость колёс:
м/с
Степень точности для непрямозубых цилиндрических [1,табл.2,5].
3.1.13 Проверка зубьев по напряжениям изгиба
Расчётное напряжение изгиба;
; ; ; ;
Условие выполняется.
3.2 Расчёт цилиндрической прямозубой передачи. II-ая ступень
Исходные данные:
Т2=209,76 Нм - крутящий момент на колесе;
n2=228,32мин-1 - частота вращения колеса;
uц=2 - передаточное число;
Lh=8409,6 ч - время работы передачи;
3.2.1 Выбор материала и термообработки зубчатых колес
Т.К. в данных нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материал со средними механическими свойствами рекомендациям из справочных таблиц принимаем для изготовления вала, шестерни и колеса передачи с внешним зацеплением сталь 45, вид термообработки - улучшение со следующими механическими характеристиками [3, табл. 3.3]:
шестерня:
колесо:
3.2.2 Допускаемые контактные напряжения
[1, c. 12];
где: - предел контактной выносливости [1, табл. 2,2]:
для шестерни:
для колеса:
- коэффициент запаса прочности для улучшенных [5, c. 283, табл. 10.16];
- коэффициент долговечности,
при NK? NHlim, принимаем m=6; при NK>NHlim, принимаем m=20 [1, c. 13];
где:
для шестерни: ;
для колеса: ;
часов [1, c13];
для шестерни: ;
для колеса:
В результате имеем:
принимаем =1
принимаем =1
В итоге имеем:
для шестерни:
для колеса: ;
3.2.3 Допускаемые напряжения изгиба
Определяем по следующей формуле [8, c. 285]:
;
Коэффициента запаса прочности : для улучшенных;
YR=1.1 для улучшенных колес;
Yz=0.65 для улучшенных колес;
Предел выносливости вычисляем по формуле [1, c. 14, табл. 2,3]:
Коэффициент долговечности :
,
где: qm=6; т.к. НВ<350
- число циклов, соответствующее перелому кривой усталости[1, c. 15];
Из расчета по контактным напряжениям принимаем:
для шестерни: ;
для колеса:
В результате имеем:
В итоге имеем:
3.2.4 Проектный расчет. Межосевое расстояние
Значение межосевого расстояния:
; [5, c. 245]
где: Ка=495 - для косозубых колёс;
ba=0.15 - коэффициент ширины из ряда стандартных чисел [1, c.17];
Тогда bd = ba(u+1)/2 =0.15(2+1)/2= 0,45
KH=KHв*KHб*KHv
KHv=1.0 [1, табл2,6]
KHв=1+( K°Hв-1) KHw=1+(1.07-1)0.28=1.0196
K°Hв=1.03 [1, табл2,7]
KHw=0.28 [1, табл2,8]
KHб=1+( K°Hб-1) KHw=1+(2-1)0.28=1.28
K°Hб=1+A(nст-5)=1+0,25(9-5)=2
А=0,25 т.к. НВ?350
KH=KHв*KHб*KHv=1,0196*1,28*1,06=1,13
В итоге имеем:
Т.к. оси коробки скоростей расположены соосно, вычисленное значение межосевого расстояния округляем до принятого межосевого расстояния:
3.2.5 Предварительные основные размеры колеса
Делительный диаметр:
Ширина:
принимаем =20 мм, =25 мм
3.2.6 Модуль передачи
mmax=2aw/(17(U+1))=2*125/(17*3)= 4,9мм
mmin=3,96 мм
Принимаем значение, согласуя его со стандартным (предпочтительным ряд 1):
.
3.2.7 Суммарное число зубьев
Суммарное число зубьев;
Полученное значение ZS округляем до целого числа ,принимаем ZS =62
3.2.8 Число зубьев шестерни и колеса
Число зубьев шестерни;
принимаем
Число зубьев колеса;
3.2.9 Фактическое передаточное число
3.2.10 Диаметры колёс
Делительные диаметры:
шестерни :
колеса :
Диаметры окружностей вершин:
шестерни : мм;
колеса : мм;
Диаметры впадин зубьев;
шестерни : мм;
колеса: мм.
3.2.11 Силы в зацеплении
Окружная:
Радиальная:
Осевая:
3.2.12 Проверка зубьев колёс по контактным напряжениям
Окружная скорость колёс:
м/с
Степень точности для прямозубых цилиндрических [1,табл.2,5].
Условие выполняется.
3.2.13 Проверка зубьев по напряжениям изгиба
Расчётное напряжение изгиба;
; ; ; ;
Условие выполняется.
3.3 Расчёт цилиндрической прямозубой передачи. II-ая ступень
Исходные данные:
Т2=209,76 Нм - крутящий момент на колесе;
n2=228,32мин-1 - частота вращения колеса;
uц=2 - передаточное число;
Lh=8409,6 ч - время работы передачи;
3.3.1 Выбор материала и термообработки зубчатых колес
Т.К. в данных нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материал со средними механическими свойствами рекомендациям из справочных таблиц принимаем для изготовления вала, шестерни и колеса передачи с внешним зацеплением сталь 45, вид термообработки - улучшение со следующими механическими характеристиками [3, табл. 3.3]:
шестерня:
колесо:
3.3.2 Допускаемые контактные напряжения
[1, c. 12];
где: - предел контактной выносливости [1, табл. 2,2]:
для шестерни:
для колеса:
- коэффициент запаса прочности для улучшенных [5, c. 283, табл. 10.16];
- коэффициент долговечности,
при NK? NHlim, принимаем m=6; при NK>NHlim, принимаем m=20 [1, c. 13];
где:
для шестерни: ;
для колеса: ;
часов [1, c13];
для шестерни: ;
для колеса:
В результате имеем:
принимаем =1
принимаем =1
В итоге имеем:
для шестерни:
для колеса: ;
3.3.3 Допускаемые напряжения изгиба
Определяем по следующей формуле [8, c. 285]:
;
Коэффициента запаса прочности : для улучшенных;
YR=1.1 для улучшенных колес;
Yz=0.65 для улучшенных колес;
Предел выносливости вычисляем по формуле [1, c. 14, табл. 2,3]:
Коэффициент долговечности :
,
где: qm=6; т.к. НВ<350
- число циклов, соответствующее перелому кривой усталости[1, c. 15];
Из расчета по контактным напряжениям принимаем:
для шестерни: ;
для колеса:
В результате имеем:
В итоге имеем:
3.3.4 Проектный расчет. Межосевое расстояние
Значение межосевого расстояния:
; [5, c. 245]
где: Ка=495 - для прямозубых колёс;
ba=0.15 - коэффициент ширины из ряда стандартных чисел [1, c.17];
Тогда bd = ba(u+1)/2 =0.15(2+1)/2= 0,45
KH=KHв*KHб*KHv
KHv=1.0 [1, табл2,6]
KHв=1+( K°Hв-1) KHw=1+(1.07-1)0.28=1.0196
K°Hв=1.03 [1, табл2,7]
KHw=0.28 [1, табл2,8]
KHб=1+( K°Hб-1) KHw=1+(2-1)0.28=1.28
K°Hб=1+A(nст-5)=1+0,25(9-5)=2
А=0,25 т.к. НВ?350
KH=KHв*KHб*KHv=1,0196*1,28*1,06=1,13
В итоге имеем:
Т.к. оси коробки скоростей расположены соосно,в ычисленное значение межосевого расстояния округляем до принятого межосевого расстояния:
3.3.5 Предварительные основные размеры колеса
Делительный диаметр
Ширина:
принимаем =20 мм, =25 мм
3.2.6 Модуль передачи
mmax=2aw/(17(U+1))=2*125/(17*5)= 4,2мм
mmin=3,12 мм
Принимаем значение, согласуя его со стандартным (предпочтительным ряд 1):
.
3.3.7 Суммарное число зубьев
Суммарное число зубьев;
Полученное значение ZS округляем до целого числа ,принимаем ZS =62
3.3.8 Число зубьев шестерни и колеса
Число зубьев шестерни;
принимаем
Число зубьев колеса;
3.3.9 Фактическое передаточное число
3.3.10 Диаметры колёс
Делительные диаметры:
шестерни :
колеса :
Диаметры окружностей вершин:
шестерни : мм;
колеса : мм;
Диаметры впадин зубьев;
шестерни : мм;
колеса: мм.
3.3.11 Силы в зацеплении
Окружная:
Радиальная:
Осевая:
3.3.12 Проверка зубьев колёс по контактным напряжениям
Окружная скорость колёс:
м/с
Степень точности для прямозубых цилиндрических [1,табл.2,5].
Условие выполняется.
3.3.13 Проверка зубьев по напряжениям изгиба
Расчётное напряжение изгиба;
; ; ; ;
Условие выполняется.
4. РАСЧЕТ ОТКРЫТЫХ ПЕРЕДАЧ
4.1 РАСЧЕТ КЛИНОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ
4.1.1 Выбор ремня
Выбираем ремень сечения B [2, c.271].Для него : h = 11мм, b1* = 17мм,
b* = 4,2 мм, lp = 14мм, e=19±0,4мм, f=12,5 мм, dр=180-224мм.
Номинальная мощность Po = 5,5 кВт,
4.1.2 Диаметр ведомого шкива
при о = 0,015
D2 = D1 * u * (1-о )
D2 = 110 * 2.24 * (1 - 0,015) = 242,7 мм
принимаем ГОСТ 20889-88
4.1.3 Фактическое передаточное число
где е - коэффициент упругого скольжения
4.1.4 Отклонение от заданного передаточного числа
3.1.5 Скорость ремня
3.1.6 Ориентировочное межосевое расстояние
a ? 0,55(D2 + D1) + h;
a ? 0,55(250 + 110) + 11 = 209 мм
3.1.7 Расчетная длина ремня
Стандартная ближайшая длина ремня по [3, табл. 19.1] Lр =1000 мм
3.1.9 Угол обхвата ремнем меньшего шкива
Условие выполняется
3.1.10 Частота пробегов ремня
Условие н?30 с-1 выполняется
3.1.11 Допускаемая мощность, передаваемая одним ремнем
где допускаема передаваемая мощность;
коэффициент динамической нагрузки;
коэффициент угла обхвата;
коэффициент влияния отношения расчетной длины к базовой;
коэффициент числа ремней в комплекте.
[3, с. 257];
[3, с. 257];
[3, с. 257];
[3, с. 257]
3.1.12 Необходимое число ремней
принимаем Z = 4
3.1.13 Сила предварительного натяжения
3.1.14 Сила давления ремня на вал
3.1.15 Расчетная долговечность ремня по [4, с.151]
где уy = 9Н/мм2 - предел выносливости для клиновых ремней
уmax - наибольшее напряжение в ведущей ветви в месте набегания на малый шкив:
где Ft = 2T1/d1 = 1000P1 /V;
Ft = 1000*5,5 /8,2 = 670,6 Н;
Сила, действующая на вал Fв=1,2 Ft=1,2*670,6=804,72 Н
Напряжение изгиба на малом шкиве :
где Е - модуль продольной упругости при изгибе для прорезиненных ремней
Е = 80 МПа [4, с. 146]
напряжения от центробежных сил
(3.24)
где плотность материала ремня
Следовательно:
Условие выполняется
Lh = (9/8,09)8 * 107 * 1 * 2/ 2 * 3600 * 24 = 270,83 ч
3.1.16 Размеры шкивов
Наружные диаметры шкивов:
De = D + 2b ;
De1 = 110 + 2*4,2 = 118.4 мм
De2 = 250 + 2*4,2 = 258,4 мм
Ширина обода шкива:
B = (Z-1)*e + 2f ;
B = (4-1)*19 + 2*12.5 = 82 мм
Толщина обода:
C = 1,25*д ;
C = 25мм.
5. РАЗРАБОТКА И УТВЕРЖДЕНИЕ КОНСУЛЬТАНТОМ ЭСКИЗНОГО ПРОЕКТА
Эскизный проект производится в тонких линиях. Выполнение начинается с того, что выставляем принятое межосевое расстояние, и рисуются оси. Условно прямоугольниками чертим пары зубчатых зацеплений. Отступая от колёс, вычерчиваем внутренний контур корпуса. Исходя из проектного расчёта, чертим валы. Считаем расстояния между опорами. Вычерчиваем ступени валов. Ставим шпонки и рассчитываем геометрические параметры зубчатых колёс и их ступиц. Выбираем подшипники. Устанавливаем подшипники и фиксирующие втулки. Ставим крышки. В корпус монтируем маслоуказатель и сливную пробку, отдушину. Устанавливаем смотровой люк. Выбираем муфты и производим их расчёт.
6. ПРОЕКТНЫЙ И ПРОВЕРОЧНЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ ПРИВОДА ПО 2-УМ СЕЧЕНИЯМ
6.1 Выбор материала валов
Для быстроходного, промежуточного и тихоходного валов принимаем материал: сталь 45 с термообработкой - улучшение [8, c. 389, табл. 15.1]:
твердость заготовки (сталь 45) 260...280 HB, МПа; МПа; МПа, допускаемое напряжение на кручение .
6.2 Геометрические параметры валов
Быстроходный вал
мм
Промежуточный вал
мм
Тихоходный вал
Диаметры остальных участков вала назначаются конструктивно, с учетом размеров стандартных деталей насаживаемых на вал.
6.3 Расчёт валов
Быстроходный вал
Все значения известных сил отмечены на чертеже эпюр.
Вертикаль
Горизонталь
Расчеты выполнены с помощью ЭВМ, программа «Балка2004», источник sopromat.org. Значения сил, реакций и моментов приведены на чертежах эпюр.
Промежуточный и тихоходный валы рассчитываются аналогичным способом. Значения всех рассчитанных сил приведены ниже на эпюрах.
6.4 Расчет валов на выносливость
РАСЧЕТ БЫСТРОХОДНОГО ВАЛА
Расчет сечения I-I.
Материал вала- Сталь 45, термообработка- нормализация,
концентратор -посадка подшипника качения.
Моменты сопротивления сечения при изгибе и кручении [4,табл.14.2, стр.299]:
(10.1)
Предел выносливости стали при изгибе и кручении [4,табл. 9.6, стр.173]:
Нормальные напряжения для симметричного цикла ,
где максимальный суммарный изгибающий момент на валу.
Касательные напряжения для от нулевого цикла :
Коэффициенты концентрации напряжений [4,табл.14.2, стр.299]:
Масштабный фактор [4, табл.14.3 стр.300]:
Коэффициенты, характеризующие чувствительность материала к асимметрии цикла напряжений [4, табл.14.4, стр.300]:
Коэффициент запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:
Общий коэффициент запаса прочности
где [4, стр.294].
РАСЧЕТ ПРОМЕЖУТОЧНОГО ВАЛА
Расчет сечения I-I:
Материал вала- Сталь 45, термообработка- улучшение, концентратор- посадка подшипника.
Моменты сопротивления сечения при изгибе и кручении [4,табл.14.2, стр.299]:
(10.8)
Предел выносливости стали при изгибе и кручении [4,табл. 9.6, стр.173]:
Нормальные напряжения для симметричного цикла ,
где максимальный суммарный изгибающий момент на валу.
Касательные напряжения для от нулевого цикла :
Коэффициенты концентрации напряжений [4,табл.14.2, стр.299]:
Масштабный фактор [4, табл.14.3 стр.300]:
Коэффициенты, характеризующие чувствительность материала к асимметрии цикла напряжений [4, табл.14.4, стр.300]:
Коэффициент запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:
Общий коэффициент запаса прочности
где [6, стр.294].
РАСЧЕТ ТИХОХОДНОГО ВАЛА
Расчет сечения I-I.
Материал вала- Сталь 45, термообработка- нормализация,
концентратор- шпоночный паз.
Моменты сопротивления сечения при изгибе и кручении [4,табл.14.2, стр.299]:
где b=12 мм; t=5 мм -размеры шпоночного паза [11, табл. К42, стр. 427].
Предел выносливости стали при изгибе и кручении [4,табл. 9.6, стр.173]:
Нормальные напряжения для симметричного цикла ,
где максимальный суммарный изгибающий момент на валу.
Касательные напряжения для от нулевого цикла :
Коэффициенты концентрации напряжений [4,табл.14.2, стр.299]:
Масштабный фактор [4, табл.14.3 стр.300]:
Коэффициенты, характеризующие чувствительность материала к асимметрии цикла напряжений [4, табл.14.4, стр.300]:
Коэффициент запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:
Общий коэффициент запаса прочности
где [6, стр.294].
Условие прочности выполняется.
7. ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ
7.1 Подбор подшипников для быстроходного вала
Подшипник шариковый радиальный однорядный (ГОСТ 8338-75):
№ 207; dп=35 мм; D=72 мм; В=17мм; С=25б5 кН; С0=13,7 кН;
7.2 Подбор подшипников для промежуточного вала
Подшипник шариковый радиальный однорядный (ГОСТ 8338-75):
№ 208; dп=40 мм; D=80 мм; В=18; С=32,0 кН; С0=17,8 кН;
7.3 Подбор подшипников для тихоходного вала
Подшипник шариковый радиальный однорядный (ГОСТ 8338-75):
№ 209; dп=45 мм; В=19; D=85 мм; С=33,2 кН; С0=18,6 кН;
8. РАСЧЁТ ПОДШИПНИКОВ ПО ДИНАМИЧЕСКОЙ ГРУЗОПОДЪЁМНОСТИ
8.1 Подбор подшипников для быстроходного вала
1 .Суммарные реакции для вертикальной и горизонтальной плоскостей:
2. Предварительно для опор принимаем шариковый радиальный подшипник лёгкой серии:
Его характеристики: № 207;
dп=35 мм; D=72 мм; С=25500 Н; С0=13700Н;
по таблице [4, c. 340]:
е=0.22;
Осевая составляющая радиальной нагрузки [8, c. 434]:
3. Проверяем величину отношения для опор [8, c. 434]:
т.о. X=0,56 Y=1,99;
Эквивалентная нагрузка [8, c. 433]:
Для опор:
где: X - коэффициент радиальной нагрузки;
Y - коэффициент осевой нагрузки;
V=1 - коэффициент при вращении внутреннего колеса по отношению к направлению нагрузки;
Расчёт на долговечность [8, c. 435]:
8.2 Подбор подшипников для промежуточного вала
1 .Суммарные реакции для вертикальной и горизонтальной плоскостей:
2. Предварительно для опор принимаем шариковый радиальный подшипник лёгкой серии:
Его характеристики: № 208;
dп=40 мм; D=80 мм; С=32000 Н; С0=17800Н;
по таблице [4, c. 340]:
е=0.26;
Осевая составляющая радиальной нагрузки [8, c. 434]:
3. Проверяем величину отношения для опор [8, c. 434]:
т.о. X=1 Y=0;
Эквивалентная нагрузка [8, c. 433]:
Для опор:
где: X - коэффициент радиальной нагрузки;
Y - Коэффициент осевой нагрузки;
V=1 - коэффициент при вращении внутреннего колеса по отношению к направлению нагрузки;
Расчёт на долговечность [8, c. 435]:
8.3 Подбор подшипников для тихоходного вала
1 .Суммарные реакции для вертикальной и горизонтальной плоскостей:
2. Предварительно для опор принимаем шариковый радиальный подшипник лёгкой серии:
Его характеристики: № 209;
dп=45 мм; D=85 мм; С=33200 Н; С0=18600Н;
по таблице [4, c. 340]:
е=0.22;
Осевая составляющая радиальной нагрузки [8, c. 434]:
3. Проверяем величину отношения для опор [8, c. 434]:
т.о. X=1 Y=0;
Эквивалентная нагрузка [8, c. 433]:
Для опор:
где: X - коэффициент радиальной нагрузки;
Y - Коэффициент осевой нагрузки;
V=1 - коэффициент при вращении внутреннего колеса по отношению к направлению нагрузки;
Расчёт на долговечность [8, c. 435]:
9. РАСЧЁТ СОЕДИНЕНИЯ ВАЛ-СТУПИЦА
Подобрать призматическую шпонку и проверить её прочность при передаче вращающего момента от колеса к валу диаметром По таблицам для заданного диаметра вала выбираем сечение призматической шпонки , t1=5 мм. Длина шпонки Приняв допускаемое напряжение при смятии шпонки проверим её на прочность [5, c. 154]:
Подобрать призматическую шпонку и проверить её прочность при передаче вращающего момента от вала диаметром к муфте. По таблицам для заданного диаметра вала выбираем сечение призматической шпонки
, t1=5мм. Длина шпонки Приняв допускаемое напряжение при смятии шпонки ,проверим её на прочность:
Подобрать призматическую шпонку и проверить её прочность при передаче вращающего момента от стального колеса к валу диаметром По таблицам для заданного диаметра вала выбираем сечение призматической шпонки
, t1=5мм. Длина шпонки Приняв допускаемое напряжение при смятии шпонки ,проверим её на прочность:
9.1 Подбор длины шлицев на разгрузочном устройстве шкива:
Принимаем шлицевое соединение средней серии по ГОСТ 1139-80:
6x23x28, и подбираем его длину:
Конструктивно выбираем длину l=32мм.
10. ВЫБОР И РАСЧЁТ МУФТ
Муфта зубчатая (ГОСТ 5006-94)
Для соединения выходного вала с другими механизмами используем муфту зубчатую по ГОСТ 5006-85.
Основной характеристикой для выбора муфты является номинальный вращающий момент Т, Н*м, установленный стандартом. Муфты выбирают по большему диаметру концов соединяемых валов и расчетному моменту , который должен быть в пределах номинального [9, стр.299].
где коэффициент режима работы [5, стр.299].
Tp=1.4· 508,67=712,138 Hм
По [13, стр.249, табл.14.2.1] подбираем зубчатую муфту со следующими параметрами:
Тип-1, номинальный вращающий момент Т=1000Н*м диаметр посадочных отверстий во втулках d=40мм длина зуба b=12 мм, модуль зацепления число зубьев втулки z=30.
Условие износостойкости [2, стр.436] (6.6)
где диаметр делительной окружности; (6.7)
допускаемое давление [2, стр.436];
d=m*z=2,5*30=75 мм.
11.7 ? [q]=15МПа
Условие износостойкости выполняется.
Окончательно принимаем муфту зубчатую 1-1000-40-1 по ГОСТ 5006-85 c внутренним диаметром полумуфт 40 мм и с цилиндрическим отверстием втулки муфты для коротких концов вала по ГОСТ 12080-66.
Окружная сила :
Сила, нагружающая вал [1, стр.65]:
Направление этой силы может быть любым (обычно принимают сочетание нагрузок на вал, при котором напряжения в нем -наибольшие).
11. ОПИСАНИЕ ЭЛЕМЕНТОВ КОРПУСА
Корпуса редукторов выполняют из чугуна СЧ15. Корпуса редукторов чаще всего разъемные и состоят из крышки и основания корпуса. Положение основания и крышки фиксируется двумя коническими штифтами, устанавливаемыми без зазора до расточки гнезд под подшипники. Основание и крышку корпуса соединяют болтами для обеспечения герметичности. Ориентировочно принимают расстояние между осями болтов . Для создания герметичности корпуса плоскости его разъема перед сборкой покрываются спиртовым лаком. Применение уплотнительных прокладок недопустимо. Для снятия крышки при демонтаже на ней делают проушины. На корпусе выполняют крюки для возможности транспортировки редуктора. Для заливки масла и осмотра зацепления в крышке корпуса имеется окно, закрываемое крышкой. В редукторе предусматривают отдушину, соединяющую внутреннюю полость редуктора с атмосферой. Для удаления загрязненного масла и для промывки редуктора в нижней части корпуса делают отверстие под пробку с цилиндрической резьбой. Под цилиндрическую пробку ставят уплотняющую прокладку из алюминия или меди. Маслоспускное отверстие выполняют на уровне днища или несколько ниже его. Желательно, чтобы днище имело наклон в сторону маслоспускного отверстия. Подшипники закрывают крышками глухими и сквозными, через которые проходят концы валов. Для предотвращения вытекания масла из редуктора через выходные концы валов применяем манжетные уплотнения.
Толщина корпуса
Принимаем толщину корпуса равной 9 мм.
Количество фундаментных болтов Принимаем Z=4.
Диаметр фундаментных болтов принимаем ;
Диаметр болтов, соединяющих основание корпуса с крышкой принимаем d3=10 мм. Болты расположены в приливах высотой 40мм.
Диаметр конических штифтов dшт = 8. Длина штифта Lштифта=25 мм.
Толщины фланцев принимаем конструктивно: 15 мм для соединение крышки корпуса с основанием и 25мм для крепления к фундаменту.
Управление передвижными деталями
Для переключения передач коробки используется переводной камень. Устройство переключения состоит из рычага и рукоятки, расположенных на одной оси, и переводного камня. недостатком такой конструкции является смещение переводного камня по радиусу рычага. Для уменьшения влияния смещения камня радиус рычага принимают равным
Где А1 - это от оси вала до оси поворота рычага, а - это половина высоты дуги, описываемой осью камня при движении на «ход» из одного крайнего положения в другое.
Конструкция и размеры выбраны в соответствии с указаниями[1, c. 246].
12. НАЗНАЧЕНИЕ ПОСАДОК В СОПРЯЖЕНИЯХ И ДОПУСКИ ОТКЛОНЕНИЯ ФОРМЫ И ПОВЕРХНОСТИ ДЕТАЛЕЙ НА РАБОЧИХ ЧЕРТЕЖАХ.
Единая система допусков и посадок - ЕСДП регламентирована стандартами СЭВ и в основном соответствует требованиям Международной организации по стандартизации - ИСО.
Посадки основных деталей передач.
- зубчатые колеса на валы, муфты, втулка под муфту, шкив;
- посадка вал - втулка;
- манжеты сквозных крышек;
- распорные кольца; сальники.
Отклонение вала k6 - внутренние кольца подшипников на валы.
Отклонение отверстия H7 - наружные кольца подшипников качения в корпусе.
Примечание: Для подшипников качения указаны отклонения валов и отверстий, а не обозначение полей допусков соединений, потому что подшипники являются готовыми изделиями, идущими на сборку без дополнительной обработки.
Назначение параметров шероховатости поверхностей деталей машин.
- Поверхности отверстий из-под сверла, зенковок, фасок. Нерабочие поверхности. Посадочные нетрущиеся поверхности изделий не выше 12-го квалитета.
- Точно прилегающие поверхности. Отверстия после черновой развертки. Поверхности под шабрение. Посадочные нетрущиеся поверхности изделий не выше 8-го квалитета.
- Отверстия в неподвижных соединениях всех квалитетов точности. Отверстия в трущихся соединениях 11-го и 12-го квалитетов. Боковые поверхности зубьев зубчатых колес 8-й и 9-й степени точности.
- Отверстия в трущихся соединениях 6-8-го квалитетов. Отверстия под подшипники качения. Поверхности валов в трущихся соединениях 11-го и 12-го квалитетов. Боковые поверхности зубьев зубчатых колес 7-й степени точности.
- Поверхности валов в трущихся соединениях 6-го и 7-го квалитетов. Боковые поверхности зубьев зубчатых колес 7-й и 6-й степеней точности.
- Поверхности валов в трущихся соединениях 6-го и 7-го квалитетов. Боковые поверхности зубьев зубчатых колес 7-й и 6-й степеней точности для более ответственных поверхностей. Поверхности валов под подшипники качения.
- Весьма ответственные трущиеся поверхности валов либо других охватываемых деталей.
13. ОПИСАНИЕ СБОРКИ, РЕГУЛИРОВКИ И СМАЗКИ
13.1 Порядок сборки и регулировки редуктора
Сборку редуктора производят в соответствии со сборочным чертежом.
На быстроходный вал устанавливаются втулка и муфта, распорная втулка и подшипники качения. Поджимается гайка на муфте до установленного размера. Затем вал устанавливаются на нижнюю часть корпуса в специальные места под подшипники между закладными крышками.
Далее устанавливаются промежуточный и тихоходный валы по тому же принципу.
Сквозные крышки надеваются на валы заранее. Где необходимо, между подшипником и крышкой устанавливается прокладка.
Устанавливаем верхнюю часть корпуса. Забиваем центрирующие штифты в заготовленные отверстия. Собираем корпус при помощи болтов. Поверхности под шляпки болтов и гайки предварительно цикуются.
На корпус устанавливается смотровой лючек при помощи 4х винтов. Для обеспечения герметичности соединения между корпусом и лючком кладется прокладка.
На корпус устанавливаются сливная пробка, щуп для контроля уровня масла и отдушина.
Ввинчиваются грузовые винты для транспортировки редуктора.
На конец быстроходного вала устанавливается муфта и фиксируется винтом.
На конец тихоходного вала устанавливается шкив, прижимается пластиной и винтом.
Редуктор устанавливается на заготовленном фундаменте и раме согласно монтажной схеме.
Через лючок заливается необходимое количество масла и производится контроль зацепления зубчатых колес и уровня масла.
13.2 Выбор смазки для передач и подшипников
13.2.1 Смазывание зубчатого зацепления
Так как проектируемый редуктор общего назначения и окружная скорость не превышает 12.5 м/с, то принимается способ смазывания - окунанием. Т.к. скорость меньше 1м/с то погружаем только одно колесо.
hm=0.25*d2T=0.25*182?50 мм;
Принимается для смазывания масло И-30А ГОСТ 20799-88. Контроль уровня масла осуществляется при помощи смотрового окошка. Для замены масла в корпусе предусмотрено сливное отверстие, закрываемое пробкой с цилиндрической резьбой. Внутренняя полость корпуса сообщается с внешней средой посредством установленной отдушины. Заливка масла осуществляется путем снятия смотрового лючка.
Рассчитанный обьем масла 3,8 литра.
ЛИТЕРАТУРА
коробка передача шестерня колесо
1. Детали машин. Курсовое проектирование: Учеб. пособие для машиностроит. спец. техникумов; Дунаев П.Ф. Леликов О.П. - М.: Высшая школа, 1984г.
2. Расчёты деталей машин; А.В. Кузьмин, И.М. Чернин, Б.С. Козинцов.-Мн.:Вышая.школа.,1986г.
3. Курсовое проектирование деталей машин; С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин и др. - 2-е изд., - М.: Машиностроение, 1988г.м
4. Проектирование механических передач; С.А. Чернавский, Г.А. Снесарев, К.Н. Боков, Машиностроение 1984. 5. Детали машин и основы конструирования; А.Т. Скойбеда, А.В. Кузьмин. - Мн.: Вышэйшая школа, 2000г.
6. Детали машин. Курсовое проектирование: Учеб. пособие для машиностроит. спец. техникумов; Дунаев П.Ф. Леликов О.П. - М.: Высшая школа, 1984г.
7. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя: В 3-х т.; Анурьев В.И. - 8-е изд., перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 2001г.
8. Детали машин и основы конструирования; А.Т. Скойбеда, А.В. Кузьмин. - Мн.: Вышэйшая школа, 2000г. 9. Дунаев П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин. - М.: Высшая школа, 1978г. 10. Курсовое проектирование деталей машин; С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин и др. - 2-е изд., - М.: Машиностроение, 1988г.
11. Шейнблид А.Е. Курсовое проектирование деталей машин. - Учеб. пособие. Изд. 2-е, перераб. и доп. -- Калининград: Янтар. сказ. 2002. -- 454 с
12. Ничипорчик С.Н. Детали машин в примерах и задачах. - Учебное пособие, Минск: Высшая школа, 1981, 432с.
Размещено на Allbest.ru
Подобные документы
Кинематический анализ коробки скоростей: построение стандартного ряда; определение функций групповых передач; составление структурной формулы. Определение числа зубьев групповых передач и действительных частот вращения шпинделя. Расчет приводной передачи.
курсовая работа [345,8 K], добавлен 16.08.2010Модернизация коробки скоростей горизонтально-фрезерного станка модели 6Н82. Графика частот вращения шпинделя. Передаточные отношения, число зубьев. Проверка условий незацепления. Расчет зубчатых передач на ЭВМ. Спроектированная конструкция привода станка.
курсовая работа [12,0 M], добавлен 08.04.2010Кинематический расчет коробки скоростей горизонтально-фрезерного станка. Выбор предельных режимов резания. Определение чисел зубьев передач. Расчет вала на усталостною прочность. Подбор подшипников расчетного вала, электромагнитных муфт и системы смазки.
курсовая работа [184,6 K], добавлен 22.09.2010Описание детали "вал первичный" коробки передач автомобиля: размеры, материал. Основные дефекты трехступенчатого вала в патроне с неподвижным центром. Технологические операции процесса разборки коробки передач, ремонта зубьев шестерен, шлицев и валов.
курсовая работа [2,0 M], добавлен 23.03.2018Определение общего передаточного числа и выбор электродвигателя. Расчет угловых скоростей звеньев привода и крутящих моментов. Конструирование зубчатых передач редуктора, цепных передач, валов редуктора, корпусных элементов привода, фундаментальных плит.
курсовая работа [1,3 M], добавлен 23.11.2022Техническая характеристика токарно-винторезного станка. Обоснование числа ступней скоростей. Выбор структуры привода. Построение картины чисел оборотов. Расчет модулей зубчатых колес. Описание конструкции коробки скоростей. Разработка систем смазки.
курсовая работа [2,9 M], добавлен 27.06.2015Расчет режимов резания. Кинематический расчет коробки. Построение графика чисел оборотов. Определение числа зубьев зубчатых колес. Определение действительных значений чисел оборотов. Требуемая мощность электродвигателя. Выбор модуля зубчатых зацеплений.
курсовая работа [733,4 K], добавлен 23.09.2014Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет. Определение коэффициента полезного действия привода передачи. Разбивка передаточного числа привода по ступеням. Частота вращения приводного вала. Выбор твердости, термообработки и материала колес.
задача [100,5 K], добавлен 11.12.2010Построение графика частот вращения шпинделя, определение числа зубьев передач. Разработка кинематической схемы коробки скоростей, измерение мощностей и передаваемых крутящих моментов на валах. Расчет подшипников качения, шлицевых и шпоночных соединений.
курсовая работа [318,7 K], добавлен 28.04.2011Изучение классификации и требований, предъявляемых к коробкам передач. Кинематический и энергетический расчет коробки передач. Определение параметров зацепления зубчатой передачи. Разработка мероприятий по техническому обслуживанию и технике безопасности.
курсовая работа [2,3 M], добавлен 18.12.2015
