Размещено на http://www.allbest.ru/

Министерство образования Российской Федерации

Государственное образовательное учреждение

высшего профессионального образования

«Ижевский государственный технический университет имени М.Т. Калашникова»

Кафедра «Детали машин»

ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

к курсовому проекту по деталям машин

Задание 1-8

Выполнил: студент гр.6-73-4,

М факультета Гущин М.П.

Проверил: преподаватель Колупаев А.А.

Ижевск 2013

СОДЕРЖАНИЕ

Введение

1. Задание

2. Энергокинематический расчёт и выбор электродвигателя

3. Расчёт косозубой передачи

4. Расчет клиноремённой передачи

5. Проектировочный расчет тихоходного (выходного) вала

6. Проектировочный расчет быстроходного (входного) вала

7. Расчет шпоночных соединений

8. Эскизная компоновка редуктора

9. Расчёт муфты

10. Выбор смазывающих материалов и системы смазывания

11. Рама

Список литературы

Введение

Редуктор - это механизм для уменьшения частоты вращения и увеличения вращающего момента. Механизм, совершающий обратное преобразование, называют ускорителем, или мультипликатором. При частоте вращения быстроходного вала n<3000 (1/мин) эти механизмы конструктивно однотипны.

Редуктор - законченный механизм, соединяемый с двигателем и рабочей машиной муфтами или упругими разъёмными элементами. Это принципиально отличает его от зубчатой передачи, встраиваемой в исполнительный механизм. В корпусе редуктора размещены зубчатые или червячные передачи, неподвижно закреплённые на валах. Валы опираются на подшипники, размещённые в гнёзда корпуса (в основном используют подшипники качения). Подшипники скольжения применяют в специальных случаях, когда редуктору предъявляют повышенные требования по уровню вибрации и шума, при очень высоких частотах вращения или при отсутствии подшипника качения нужного размера.

Разнообразие редукторов велико. Ориентироваться во всём многообразии редукторов поможет классификация их по типам, типоразмерам и исполнениям.

Тип редуктора определяется составом передач, порядком их размещения в направлении от быстроходного вала к тихоходному и положение осей зубчатых колёс в пространстве.

Наиболее распространены редукторы с валами, расположенными в горизонтальной плоскости. Типоразмер редуктора складывается из его типа и главного параметра его тихоходной ступени. Для цилиндрических передач, глобоидной и червячной главным параметром является межосевое расстояние; планетарной - радиус водила, конической - диаметр основания делительного конуса колеса, волновой - внутренний посадочный диаметр гибкого колеса в недеформированном состоянии, совпадающий с наружным посадочным диаметром гибкого подшипника, если он применяется.

Под исполнением понимают передаточное отношение, вариант сборки и формы концов валов. Если изменится корпус, то изменится и тип редуктора.

Основная энергетическая характеристика редуктора - номинальный момент T, представляющий собой допускаемый крутящий момент на его тихоходном валу при постоянной нагрузке и при числе циклов зубчатого колеса, равном его базе контактных напряжений. В расчётах на прочность не следует использовать мощность, так как она не определяет нагруженности детали и не может быть задана независимо от передаточного отношения и частоты вращения валов. Критерием технического уровня служит относительная масса. Относительная масса почти не зависит от частоты вращения валов и сравнительно мало меняется в зависимости от типа и размера редуктора.

Основной путь улучшения технического уровня редуктора - повышение твёрдости рабочих поверхностей зубьев. С ростом технического уровня увеличивается себестоимость 1кг массы редуктора, которая при прочих равных условиях зависит от серийности. Окончательный экономический критерий - относительная себестоимость. Индивидуальный редуктор дешевле сделать с зубьями средней твёрдости, чем высокой.

1. Задание

Спроектировать привод к горизонтальному шнековому питателю

Рис. 1. Схема привода

Тпуск=1.2T

T

0.5T

0.002t 0.3t 0.6t

t Рис. 2. График нагрузки

Дополнительные требования:

1. Спроектировать ременную передачу с числом ремней 2-4, причем диаметр ведомого шкива должен быть не больше диаметра ведомого зубчатого колеса

2. Спроектировать для входного вала редуктора муфту-шкив шариковую предохранительную

Исходные данные:

Крутящий момент шнека Т3 =500Н*м

Частота вращения шнека n3=68 об/мин

Коэффициент использования суточный

Коэффициент использования годовой

2. Энергокинематический расчёт и выбор электродвигателя

№	P, кВт	T,Н*м	n, об/мин	U	з
1	3,9	39,2	950	2,8	0,96
2	3,7	103	339	5	0,97
3	3,6	500	68	14	0,93

Определение частоты вращения, передаваемой мощности и моментов на размерных ступенях привода.

Мощность на тихоходном валу :

кВт

Мощность на быстроходном валу:

кВт

Мощность на ведущем шкиве:

кВт

Частота вращения на ведущем шкиве:

об/мин

Частота вращения на ведомом шкиве и на шестерне:

об/мин

Вычисляем общее КПД:

Вычисляем общее передаточное отношение привода U0:

По алгоритму разбивки общего передаточного отношения:

- закрытая косозубая передача U=5

- клиноременная передача U=2,8

Момент на ведущем шкиве:

Нм

Момент на быстроходном валу:

Нм

Момент на тихоходном валу:

Нм

Осуществляем выбор электродвигателя. Берем асинхронный двигатель с короткозамкнутым ротором с частотой вращения 1000 об/мин серии 4А112МВ6УЗ (конструкторское исполнение IM 1081) с параметрами:

Pэд=4 кВт; nэд=950 об/мин

3. Расчёт косозубой передачи

Данные:; об/мин; Нм

об/мин; Нм

Выбор материала и вида термообработки. Для колеса выбираем сталь 40XН, термическая обработка - улучшение; для шестерни - сталь 40ХН, поверхностная обработка - закалка. Твёрдость колеса HB=300, для шестерни HRC=48.

Определим допускаемые контактные напряжения:

, где

- предел контактной выносливости

 МПа

МПа

- коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности

При мкм,

- коэффициент, учитывающий окружную скорость передачи

- коэффициент запаса прочности

- при поверхностной закалке

- для улучшенных зубьев колеса

- коэффициент долговечности

;

циклов

циклов

NHG - базовое число циклов нагружения

- эквивалентное число циклов нагружения

где - число об/мин

- суммарное время работы передачи

ч

Допускаемые контактные напряжения:

 МПа

МПа

МПа

- условие выполняется

Выбор коэффициента нагрузки:

Выберем

Коэффициент ширины зуба колеса:

– для одноступенчатых редукторных передач а=0,4…0,5; причем

верхний предел выбирается для косозубых передач;

Выберем

Проектный расчёт межосевого расстояния из условия контактной прочности:

, [мм]

где - числовой коэффициент

- передаточное число

- крутящий момент на шестерне Нм

мм

по ГОСТу мм

Для уменьшения зубчатых передач выбираем по ГОСТу значение .

Находим число зубьев в косозубых передачах:

=8...220 ;

Уточним угол :

Определим делительные диаметры:

мм

мм

Проверка:

мм

Диаметры выступов:

 мм

Диаметры впадин:

мм

Ширина зубчатого колеса:

мм

Проверка осевой степени перекрытия:

- условие выполняется

Торцевая степень перекрытия:

Окружная скорость:

м/с

По окружной скорости выбираем степень точности - 8 степень

Уточнение расчётных параметров и проведение проверочных расчётов:

где , - скоростные коэффициенты

; ;

; ;

Окружное усилие:

H

Проверка контактной прочности:

где - коэффициент, характеризующий материал шестерни и колеса

- коэффициент, учитывающий степень перекрытия

 - коэффициент, учитывающий форму сопряжённых поверхностей

для без смещения ,

МПа

МПа

- перегрузка в пределах допустимого

Проверка по напряжениям изгиба:

,

где - коэффициент, учитывающий шероховатость

- коэффициент, учитывающий масштабный фактор

- коэффициент, учитывающий чувствительность материала

- коэффициент для реверсивности работы

- коэффициент долговечности

где - базовое число циклов, для любых передач циклов

- эквивалентное число циклов

- коэффициент эквивалентности, =0.4113

циклов

циклов

- для закалки

- для улучшения

- коэффициент запаса прочности

- предел изгибаемой выносливости

МПа

МПа

МПа

МПа

Определяем рабочее напряжение:

где - выбирается по эквивалентному числу зубьев

- эквивалентное число зубьев

- коэффициент сдвига инструмента

Так как , то

;

Рабочее напряжение определяется для того, у которого меньше отклонение допускаемых напряжений

Действительный запас усталостной изгибной прочности

Значение коэффициента запаса усталостной изгибной прочности показывает степень надёжности в отношении вероятности поломки зуба. Чем больше этот коэффициент, тем ниже вероятности усталостной поломки зуба

Проверка статической контактной прочности:

где - кратковременная нагрузка

МПа

МПа

МПа

МПа

Мпа

Проверяем статическую прочность по напряжениям изгиба:

где - допускаемое статическое напряжение изгиба,

МПа

МПа



4. Расчёт клиноременной передачи

Данные:

; об/мин; Нм; Нм; кВт; кВт

Выбор профиля сечения ремня его геометрии и минимального значения диаметра малого шкива (по крутящему моменту). Нам подходят 2 профиля: А и Б. Ведем параллельный расчет для этих двух профилей:

ПРОФИЛЬ А ПРОФИЛЬ Б

В первом приближении принимаем диаметр малого шкива d1 равным

минимальному значению:

d1=90 мм d1=125 мм

Проверим диаметр по скорости ремня:

м/с мм

Расчёт плоской геометрии

Определим диаметр второго шкива:

мм мм

Округляем диаметр по ряду предпочтительных чисел R40:

d2=250 мм d2=340 мм

Дополнительное требование курсового проекта, которое заключается в том, что диаметр ведомого шкива должен быть не больше диаметра ведомого зубчатого колеса, выполняется для обоих профилей.

Уточняем передаточное число:

И вычисляем отклонение передаточного числа от номинала:

Определение межосевого расстояния

Минимально допустимое межосевое расстояние:

При меньшем значении шкивы будут задевать друг друга.

Оптимальное значение межосевого расстояния определяется в зависимости от U:

мм мм

Определим длину ремня по нейтральному слою где



Из стандарта выбираем ближайшую большую длину:

L=1250 мм L=1700 мм

По стандартной длине вычислим межосевое расстояние:

Для возможности надевания ремня на шкивы следует предусмотреть уменьшение межосевого расстояния на величину 0,015L, то есть уменьшенное значение:

Полученное значение следует сравнить с минимальным межосевым расстоянием, должно быть a1 >amin:

320,18>195 мм 447,25>266.25 мм

Для компенсации вытяжки ремней необходимо предусмотреть возможность увеличения межосевого расстояния на 0,03L, то есть a2 = a + 0,03L:

При проектировании привода следует предусмотреть возможность перемещения натяжного устройства на величину :

Проверка угла обхвата на малом шкиве:

Определение числа ремней по тяговой способности с учетом долговечности

Допускаемые приведённые полезные напряжения для передачи с ремнями нормальных сечений:

где

- число пробегов ремня в секунду:

de - эквивалентный диаметр малого шкива ,

=90*1,14=102,6 мм =125*1,14=142,5 мм

Допускаемые полезные напряжения:

Коэффициент режима Cр=0,87 Коэффициент режима Cр=0,87

МПа МПа

Окружное усилие:

Н Н

Число ремней:

Выбираем профиль Б, т. к. в дополнительных требования к курсовому проекту указано необходимое число ремней 2-4.

Оптимизация параметров

За критерий оптимизации примем межосевое расстояние. Оптимальным межосевое расстояние будет тогда, когда оно согласовано с передаточным числом и диаметром ведомого шкива. Обозначим и из соответствующей таблицы выберем этот коэффициент:

Выразим через этот коэффициент диаметр шкива d2 и определим его значение

По ряду R40 примем значение d2 = 360 мм.

Диаметр малого шкива:

 мм

По ряду R40 примем значение d1=130 мм

Уточняем передаточное отношение:

Уточнить оптимальное значение межосевого расстояния

=1,3*360=468 мм

Для возможности надевания ремня на шкивы следует предусмотреть уменьшение межосевого расстояния на величину 0,015L, то есть уменьшенное значение:

Минимально допустимое межосевое расстояние:

Должно выполняться следующее условие: a1 >amin : 442,5>280 мм - условие выполняется.

Уточнить скорость движения ремня:

 м/с

Повтор расчета

мм

Определим длину ремня по нейтральному слою:

Из стандарта выбираем ближайшую большую длину: L=1800 мм

По стандартной длине вычислить межосевое расстояние:

Для возможности надевания ремня на шкивы следует предусмотреть уменьшение межосевого расстояния на величину 0,015L, то есть уменьшенное значение:

a1 = a - 0,015L=153.89-0,015*1800=475,18 мм

Полученное значение следует сравнить с минимальным межосевым расстоянием, должно быть a1 >amin:

475,18>280 - условие выполняется

Для компенсации вытяжки ремней необходимо предусмотреть возможность увеличения межосевого расстояния на 0,03L, то есть

a2 = a + 0,03L=502,18+0,03*1800=556,18 мм

При проектировании привода следует предусмотреть возможность перемещения натяжного устройства на величину :

Проверка угла обхвата на малом шкиве

- условие выполняется

Допускаемые приведённые полезные напряжения для передачи с ремнями нормальных сечений

где

- число пробегов ремня в секунду,

de - эквивалентный диаметр малого шкива

мм

Допускаемые полезные напряжения :

Коэффициент режима Cр: при двухсменной работе Cр=0,87

Коэффициент угла обхвата на малом шкиве ,

МПа

Окружное усилие:

Число ремней:

ремня

Анализ

Габаритный размер вдоль межосевого расстояния:

G= dср + a + h=245+502,18+10,5=757,68 мм

Напряжения изгиба в ремне на малом шкиве:



Натяжение ветвей передачи, силы, действующие на валы и опоры передачи

Предварительное натяжение:

Натяжение ведущей ветви:

Натяжение ведомой ветви:

Сила, действующая на валы и опоры передачи:

где

Расчёт геометрии шкивов

Толщина обода чугунного шкива:

Толщина диска:

Диаметр ступицы:

Ширина шкива:

Основные размеры профиля канавок для клиновых ремней нормального и узкого сечения:

f=10 мм

l=15 мм

5. Проектировочный расчет тихоходного (выходного) вала

Установим диаметральные размеры вала.

Ориентировочно определим выходной диаметр при [ф] = 22 Мпа

мм

Принимаем d1 = 45. Последующие диаметры принимаем на 5 мм больше предыдущего. Получим следующую картину (рис.10):

d1 = 45; d2 = 50;

d3 = 55;d4 = 50;

Диаметры третьего и шестого участков под подшипники одинаковы для унификации конструкции.

Установим длиновые размеры вала.

Сначала определим длину L5 под ступицу колеса

,

Примем L5 = 60.

Ширину упорного бурта примем L4 = 10 мм

Поскольку частота вращения вала не большая, предварительно выберем подшипник средней серии 310. Ширина этого подшипника B = 27. Для симметрии с упорным буртом установим распорное кольцо шириной 10 мм. Тогда, L6 = 35 мм.

Длину под уплотнение в первом приближении примем

Ширина под подшипник L3 = B = 27.

Длина берется из стандарта, L1 = 55 мм.

Итак, L1 = 55; L2 =55; L3 =25; L4 = 10; L5 = 60; L6 = 35.

Установим длиновые размеры между точками приложения сил.

Со стороны ступицы колеса и ступицы муфты усилия к валу приложены в плоскости, перпендикулярной к оси вала, проходящей через середину посадочной поверхности.

Точки приложения опорных реакций

;

;

.

Итак, принимаем: L7 = 100; L8 = 53; L9 = 53.

Составим расчетную схему в двух плоскостях:

вертикальная плоскость

Размещено на http://www.allbest.ru/

горизонтальная плоскость

Размещено на http://www.allbest.ru/

Определим опорные реакции:

в вертикальной плоскости.

Сумма моментов относительно опоры 1

;

Согласно ГОСТ Р 50891-96 при расчете валов, если не известно, какие элементы будут установлены на входном и выходном концах валов, должны быть учтены нагрузки, величины которых определяются по зависимости:

для одноступенчатых (кроме червячных) редукторов

Н

Ft=2609,8Н

Н.

Сумма моментов относительно опоры 2

;

Н.

Выполним проверку. Сумма проекций всех сил на вертикальную ось должна равняться 0.

;

.

Проверка дала положительный результат.

В горизонтальной плоскости.

Сумма моментов относительно опоры 1

;

 Н.

Сумма моментов относительно опоры 2

;

Н.

Суммарная реакция в опоре 2

Н.

Суммарная реакция в опоре 1

Н.

Проверка подшипников.

Проверку подшипников производим на долговечность по динамической грузоподъемности, поскольку относительная частота внутреннего кольца больше 1 об/мин.

По заданному диаметру вала при первом приближении намечаем типо-размер подшипника 310, запишем его характеристики:

диаметр внутреннего кольца.....................d=50 мм;

диаметр наружного кольца......................D=110 мм;

ширина.........................................................B=27 мм;

динамическая грузоподъемность.........C =51800 Н;

статическая грузоподъемность.............C0=36000 Н;

масса................................................................. 1,062кг.

Поскольку осевую нагрузку воспринимает 2-й подшипник, определим для него отношение осевой нагрузки к статической грузоподъемности. Для типа подшипника 0 осевая нагрузка на подшипник Fa равна внешней осевой силе A, тогда .

Из табл. путем интерполяции по вычисленному отношению

При вращении внутреннего кольца V=1 определим отношение

,

эквивалентная динамическая нагрузка определяется с учетом осевой силы при этом коэффициент безопасности Kб=1,5, температурный коэффициент Kт=1 (при t<1000C)

Для первого подшипника, который воспринимает только радиальную нагрузку, по формуле

Дальнейшие расчеты будем проводить для первого подшипника как наиболее нагруженного.

Долговечность редуктора Lh=4204,8 час.

Н

Условие удовлетворяется, но разность C и С` показывает, что подшипник 309 может работать большее число часов с принятой в методике надежностью 90%. Или, с другой стороны, при выбранной долговечности подшипник будет работать с коэффициентом надежности более 90%.

Вертикальная плоскость

Изгибающий момент на опоре 2 Нмм.

Изгибающий момент под усилием Ft Нмм.

Горизонтальная плоскость

Изгибающий момент под силой FR

Нмм.

Изгибающий момент под силой FR

Нмм.

Проверка: сумма двух моментов должна равняться моменту от осевой силы.

Нмм.

Нмм.

Результат проверки положительный.

Просуммируем изгибающие моменты вертикальной и горизонтальной плоскостей:

в сечении A

Нмм;

Нмм;

в сечении B

Нмм.

Эквивалентные моменты:

В сечении А

В сечении В

В сечении С

Выявление опасных сечений.

Анализируя схему (рис.16), наметим наиболее опасные сечения, где будут действовать большие нагрузки и концентрации напряжений. Наметим три сечения:

в сечении A действует большой изгибающий момент, крутящий момент, кроме того, ступица колеса установлена на шпонку и посадку с натягом, что создает концентрацию напряжений;

в сечении B действует максимальный изгибающий момент, крутящий момент, есть концентрация напряжений от посадки с натягом подшипника, но здесь меньше диаметр вала;

в сечении C действует крутящий момент, небольшой изгибающий момент, но при небольшом диаметре есть концентратор напряжений в виде галтели.

Поскольку сечение C находится на промежуточном участке эпюры, определим дополнительно суммарное значение изгибающего момента в этом сечении. Из условия подобия треугольников

Нм.

Проверка вала на усталостную прочность по запасам прочности.

Выберем материал вала сталь 40ХН с поверхностной закалкой до твердости HRC =45, Предел прочности b =800 МПа, предел текучести Т =580.

Мпа;

Мпа.

Сечение A.

В этом сечении вала с диаметром d5 = 50 шпоночный паз имеет размеры

b = 14, t1 = 5.5, (таблица С.8)тогда моменты сопротивления сечения

мм3;

мм3.

Амплитуда и средние нормальные напряжения цикла

Мпа, .

Амплитуда и средние касательные напряжения цикла

Мпа.

Коэффициенты концентрации и масштабные факторы для шпоночного паза

Kу = 1,9; еу = 0,77; Kу/еу = 1,9/0,77 = 2,5;

Kф = 1,7; еф = 0,85еу = 0,85·0,77 = 0,65; Kф/еф = 1,7/0,65 = 2,6.

Коэффициенты концентрации и масштабные факторы для посадки с н

электродвигатель редуктор вал передача

атягом Kу/еу = 4,01; Kф/еф = 2,8.

Поскольку отношение коэффициентов концентрации для посадки с натягом выше, принимаем к расчету эти значения.

Коэффициент шероховатости для шлифованной поверхности вП = 1 при отсутствии упрочнения.

Коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений для легированной стали Шу = 0,15; Шф = 0,1.

Тогда запас прочности по нормальным напряжениям

.

Запас прочности по касательным напряжениям

.

Суммарный запас усталостной прочности в сечении A

Сечение B.

В этом сечении вал имеет диаметр d3 = 45 и посадку с натягом.

Моменты сопротивления

мм3;

мм3.

Амплитуда и средние нормальные напряжения цикла

Мпа; .

Амплитуда и средние касательные напряжения цикла

Мпа.

Коэффициенты концентрации и масштабные факторы для посадки с натягом (таблица С.6)

Kу/еу = 3,5; Kф/еф = 2,6.

Коэффициент шероховатости для шлифованной поверхности вП = 1 (таблица С.4) при отсутствии упрочнения.

Коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений для легированной стали (С7) Шу = 0,15; Шф = 0,1.

Тогда запас прочности по нормальным напряжениям

;

Запас прочности по касательным напряжениям

.

Суммарный запас усталостной прочности в сечении B

.

Сечение C.

В этом сечении вал имеет диаметр d3 = 40 и концентратор в виде галтели с радиусом

r = 2.

Моменты сопротивления

мм3;

мм3.

Амплитуда и средние нормальные напряжения цикла

Мпа; .

Амплитуда и средние касательные напряжения цикла

Мпа.

Коэффициенты концентрации по галтели и масштабные факторы

При d2/d1 = 45/40 = 1,13 и r/d1 = 2/40 = 0,05

Kу = 1,53; еу = 0,81; Kу/еу = 1,53/0,81 = 1,89;

Kф = 1,19; еф = 0,85еу = 0,85·0,81 = 0,69; Kф/еф = 1,19/0,69 = 1,72.

Коэффициент шероховатости для шлифованной поверхности вП = 1 при отсутствии упрочнения.

Коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений для легированной стали Шу = 0,15; Шф = 0,1.

Тогда запас прочности по нормальным напряжениям

;

Запас прочности по касательным напряжениям

.

Суммарный запас усталостной прочности в сечении С

.

В одном из сечений тихоходного как наиболее нагруженного вала запас прочности должен укладываться в предел 1,5 …5.

Проверка вала на статическую прочность.

Проверка вала на статическую прочность проводится по нагрузке в Tmax/T= 324/500 = 0,65 раза больше номинальной.

Тогда в опасном сечении А

уmax = 1,2уa = 1,2·18,613 =22,336 Мпа,

фmax = 2,4фa = 2,4·5,844 = 14,026 Мпа.

Эквивалентные напряжения

Мпа,

Мпа.

Запас статической прочности по отношению к пределу текучести

.

Таким образом, вал спроектирован правильно: обеспечена его усталостная и статическая прочность.

В опасном сечении В

уmax = 1,2уa = 1,2·37,692 =45,23 Мпа,

фmax = 2,4фa = 2,4·7,418 = 17,802 Мпа.

Эквивалентные напряжения

Мпа,

Мпа.

Запас статической прочности по отношению к пределу текучести

.

Таким образом, вал спроектирован правильно: обеспечена его усталостная и статическая прочность.

В опасном сечении С

уmax = 1,2уa = 1,2·10,68 =12,816 Мпа,

фmax = 2,4фa = 2,4·10,55 = 25,32 Мпа.

Эквивалентные напряжения

Мпа,

Мпа.

Запас статической прочности по отношению к пределу текучести

.

Таким образом, вал спроектирован правильно: обеспечена его усталостная и статическая прочность.

Размещено на http://www.allbest.ru/

6. Проектировочный расчет Быстроходного (входного) вала

Вал предполагается изготовить из того же материала что и шестерня, так как вал будет выполнен как одно целое вал шестерня, материал вала сталь 40ХН с поверхностной закалкой до твердости HRC =45, Предел прочности b =800 МПа, предел текучести Т =580.

Установим диаметральные размеры вала.

Ориентировочно определим диаметр при [ф] = 25 Мпа

.

Таким образом, d1=25мм. Примем d2=d3=30мм. - диаметр под уплотнение и подшипник;

d4= 30 - диаметр вала; d5=43 -диаметр вершин шестерни; d6=30 - диаметр под подшипник.

Определим длиновые размеры вала.

Длина участка с шестерней (ширина шестерни) L5 ? bк+(3…20)мм=50+20=70мм

Для быстроходного вала выберем подшипник средней серии 306 Ширина этого подшипника В=19

Длину под уплотнение в первом приближении примем

.

Для симметрии с тихоходным валом назначим длину L4=10 и L4`=10

Длина под ступицу берется из стандарта, L1 = 50 мм.

Получим L1=50мм; L2=60мм; L3=19мм; L4=10мм; L5=66мм; L4`=10; L6=19мм.

Со стороны колеса и ступицы муфты усилия к валу приложены в плоскости, перпендикулярной к оси вала, проходящей через середину посадочной поверхности.

Тогда, принимаем: L7 = 95; L8 = 53; L9 =53.

Сила действующая на вал от натяжения ветвей ремня определена в результате расчета ременной передачи. При ориентировочных расчетах можно приближенно определить по зависимости

где уо -Напряжение предварительного натяжения для клиноремённой передачи с нормальным ремнем принимается с узким ремнем -0 = 3…3,5 Мпа.

A -площадь сечения плоскоременной передачи, или суммарная площадь сечения клиноременной передачи.

г - угол между ветвями ремня.

.

d2, d1, a - диаметры шкивов и межосевое расстояние.

Составим расчетную схему в двух плоскостях:

вертикальная плоскость

горизонтальная плоскость

Определим опорные реакции:

в вертикальной плоскости

Сумма моментов относительно опоры 1

;

Н.

Сумма моментов относительно опоры 2

;

Н.

Выполним проверку. Сумма проекций всех сил на вертикальную ось должна равняться 0.

;

.

Проверка дала положительный результат.

В горизонтальной плоскости

Сумма моментов относительно опоры 1

;

Н.

Сумма моментов относительно опоры 2

;

Н

Суммарная реакция в опоре 2

Н.

Суммарная реакция в опоре 1

 Н.

Проверка подшипников.

Проверку подшипников производим на долговечность по динамической грузоподъемности, поскольку относительная частота внутреннего кольца больше 1 об/мин.

По заданному диаметру вала при первом приближении намечаем типо-размер подшипника 306, запишем его характеристики:

диаметр внутреннего кольца.....................d=30 мм;

диаметр наружного кольца......................D=72 мм;

ширина.........................................................B=19 мм;

динамическая грузоподъемность.........C =28100 Н;

статическая грузоподъемность.............C0=14600 Н;

масса................................................................. 0,34кг.

Поскольку осевую нагрузку воспринимает 2-й подшипник, определим для него отношение осевой нагрузки к статической грузоподъемности. Для типа подшипника 0 осевая нагрузка на подшипник Fa равна внешней осевой силе A, тогда .

Из табл. А, раздел 1.2.2, путем интерполяции по вычисленному отношению

При вращении внутреннего кольца V=1 определим отношение

,

эквивалентная динамическая нагрузка определяется без учета осевой силы при этом коэффициент безопасности Kб=1,3 (табл.1), температурный коэффициент Kт=1 (при t<100 0C)

Н

Для первого подшипника, который воспринимает только радиальную нагрузку, по формуле

Дальнейшие расчеты будем проводить для второго подшипника как наиболее нагруженного.

Долговечность редуктора Lh=4204,8 час.

Н

Условие удовлетворяется, но разность C и С` показывает, что подшипник 306 может работать большее число часов с принятой в методике надежностью 90%. Или, с другой стороны, при выбранной долговечности подшипник будет работать с коэффициентом надежности более 90%.

Подшипник удовлетворяет условиям. Продолжим расчет валов.

Изгибающий момент на опоре 2

Нмм.

Изгибающий момент под усилием Ft

Нмм.

Изгибающий момент под силой FR

Нмм.

Изгибающий момент под силой FR

Нмм.

Проверка: сумма двух моментов должна равняться моменту от осевой силы.

Нмм.

Нмм.

Результат проверки положительный.

Просуммируем изгибающие моменты вертикальной и горизонтальной плоскостей :

в сечении A

Нмм;

Нмм;

в сечении B

Нмм

Выявление опасных сечений.

Анализируя схему наметим наиболее опасные сечения, где будут действовать большие нагрузки и концентрации напряжений. Наметим три сечения:

в сечении A действует большой изгибающий момент, крутящий момент,

кроме того, ступица колеса установлена на шпонку и посадку с натягом, что создает концентрацию напряжений;

в сечении B действует максимальный изгибающий момент, крутящий момент, есть концентрация напряжений от посадки с натягом подшипника, но здесь меньше диаметр вала;

в сечении C действует крутящий момент, небольшой изгибающий момент, но при небольшом диаметре есть концентратор напряжений в виде галтели.

Поскольку сечение C находится на промежуточном участке эпюры, определим дополнительно суммарное значение изгибающего момента в этом сечении. Из условия подобия треугольников

Эквивалентные моменты

В сечении А

В сечении В

В сечении С

Проверка вала на усталостную прочность по запасам прочности.

Выберем материал вала сталь 40ХН с поверхностной закалкой до твердости HRC =45, Предел прочности b =800 МПа, предел текучести Т =580.

Мпа;

Мпа.

Сечение A.

В этом сечении вала шестерня с начальным диаметром d5 = 35,708

Амплитуда и средние нормальные напряжения цикла

Мпа, .

Амплитуда и средние касательные напряжения цикла

Мпа.

Коэффициенты концентрации и масштабные факторы для шестерни

Kу = 2,42; еу = 0,77; Kу/еу = 2,42/0,77 = 3,14;

Kф = 1,52; еф = 0,85еу = 0,85·0,77 = 0,65; Kф/еф = 1,52/0,65 = 2,34.

Коэффициенты концентрации и масштабные факторы для посадки с натягом

Kу/еу = 4,01; Kф/еф = 2,8.

Поскольку отношение коэффициентов концентрации для посадки с натягом выше, принимаем к расчету эти значения.

Коэффициент шероховатости для шлифованной поверхности вП = 1 при отсутствии упрочнения.

Коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений для легированной стали Шу = 0,15; Шф = 0,1.

Тогда запас прочности по нормальным напряжениям

.

Запас прочности по касательным напряжениям

.

Суммарный запас усталостной прочности в сечении A

В сечениях быстроходного вала запасы прочности должны быть более 1,5. Удовлетворяет.

Сечение B.

В этом сечении вал имеет диаметр d3 = 30 и посадку с натягом.

Моменты сопротивления

мм3;

мм3.

Амплитуда и средние нормальные напряжения цикла

Мпа; .

Амплитуда и средние касательные напряжения цикла

Мпа.

Коэффициенты концентрации и масштабные факторы для посадки с натягом

Kу/еу = 4,01; Kф/еф = 2,8.

Коэффициент шероховатости для шлифованной поверхности вП = 1 при отсутствии упрочнения.

Коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений для легированной стали Шу = 0,15; Шф = 0,1.

Тогда запас прочности по нормальным напряжениям

;

Запас прочности по касательным напряжениям

.

Суммарный запас усталостной прочности в сечении B

.

Удовлетворяет условию: В сечениях быстроходного вала запасы прочности должны быть более 1,5

Сечение C.

В этом сечении вал имеет диаметр d1 = 25 и концентратор в виде галтели с радиусом

r = 1.

Моменты сопротивления

мм3;

мм3.

Амплитуда и средние нормальные напряжения цикла

 Мпа; .

Амплитуда и средние касательные напряжения цикла

Мпа.

Коэффициенты концентрации по галтели и масштабные факторы.

При d2/d1 = 30/25 = 1,2 и r/d1 = 1/25 = 0,04

Kу = 1,635; еу = 0,87; Kу/еу = 1,635/0,87 = 1,88;

Kф = 1,27; еф = 0,85 еу = 0,85·0,87 = 0,74; Kф/еф = 1,27/0,74 = 1,716.

Коэффициент шероховатости для шлифованной поверхности вП = 1 при отсутствии упрочнения.

Коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений для легированной стали Шу = 0,15; Шф = 0,1.

Тогда запас прочности по нормальным напряжениям

;

Запас прочности по касательным напряжениям

.

Суммарный запас усталостной прочности в сечении С

.

Удовлетворяет условию: В сечениях быстроходного вала запасы прочности должны быть более 1,5

Проверка вала на статическую прочность.

Проверка вала на статическую прочность проводится по нагрузке в

Tmax/T= 55,902/46,585 = 1,2 раза больше номинальной.

Тогда в опасном сечении А

уmax = 1,2уa = 1,2·7,56 =9,072 Мпа,

фmax = 2,4фa = 2,4·2,56 = 6,144 Мпа.

Эквивалентные напряжения

Мпа,

Мпа.

Запас статической прочности по отношению к пределу текучести

.

Таким образом, вал спроектирован правильно: обеспечена его усталостная и статическая прочность.

В опасном сечении В

уmax = 1,2уa = 1,2·41,48 =49,776 Мпа,

фmax = 2,4фa = 2,4·4,313 = 10,35 Мпа.

Эквивалентные напряжения

Мпа,

Мпа.

Запас статической прочности по отношению к пределу текучести

.

Таким образом, вал спроектирован правильно: обеспечена его усталостная и статическая прочность.

В опасном сечении С

уmax = 1,2уa = 1,2·18,91 =22,69 Мпа,

фmax = 2,4фa = 2,4·7,5625 = 18,15 Мпа.

Эквивалентные напряжения

Мпа,

Мпа.

Запас статической прочности по отношению к пределу текучести

.

Таким образом, вал спроектирован правильно: обеспечена его усталостная и статическая прочность.

Размещено на http://www.allbest.ru/

7. Расчет шпоночных соединений

Мпа- сталь

Найдем длину шпонки под шкив быстроходного вала

Т=103Нм

Диаметр вала d=25мм Для него Ширина шпонки b=8, глубина t=4

lp=l-b

Получаем минимальная длина шпонки 18,634+8=26,634 выберем из ряда длин ближайшую l=28мм.

Проверка:

Найдем длину шпонки под колесо тихоходного вала

Т=270Нм

Диаметр вала d=50мм Для него Ширина шпонки b=12, глубина t=4,5

lp=l-b

Получаем минимальная длина шпонки 42+14=56 выберем из ряда длин ближайшую l=56мм.

Проверка:



Найдем длину шпонки на выходном конце тихоходного вала

Т=500Нм

Диаметр вала d=45мм Для него Ширина шпонки b=12, глубина t=4

lp=l-b

Получаем минимальная длина шпонки 38+12=50 выберем из ряда длин ближайшую l=50мм.

Проверка:

8. Эскизная компоновка редуктора

Элементы корпусных деталей	Расчетные зависимости
Толщина стенок основания корпуса	д = 2=2=10,4мм?6мм Примем 10мм
Толщина стенок крышки корпуса	д 1 = 0,9 д=0,9*10,4=9,4мм ? 6мм Примем 10мм
Наружный диаметр прилива под подшипник	D1 = 1,25 D + 10 мм=1,25*100+10=135мм D2= 1,25 D + 10 мм=1,25*72+10=100мм
Толщина ребер в основании	д 3 = д 1=10мм
Диаметр фундаментного болта	d = (0,08 … 0,12)аw=0,08*125=10мм
Толщина фундаментной лапы	h = (2…3) d=2х10=20мм
Длина опорной поверхности лапы в зоне болта	l = (4…5) d=4х10=40мм
Ширина опорной поверхности лапы	b =(2,5…4) d=25мм
Диаметр болтов, стягивающих корпус по разъему: вблизи подшипников остальных	10мм 8мм
Толщина фланца по разъему корпуса	d2 = (0,5…0,6) d=5мм
Диаметр болтов крепления крышки подшипника	h2 = 1,5 d2=7,5 примем 8мм
Рым-болты	8мм
Диаметр отверстия для слива масла	д4 = 2,5 д1=2,5х10=25мм

9. Расчет муфты

В зубчатых муфтах определяют возникшие на поверхности зубьев напряжения по зависимости:

, где h=1,8m;

Болты устанавливаются без зазора. Расчет болтов производится из условия прочности на срез и на смятие.

Количество болтов Z=6;

Диаметр болтов



Для стали 45 с улучшением

МПа < МПа, т.е. условие прочности на срез выполняется.

Расчет из условия прочности на смятие.

,

где -сумма толщин соединяемых деталей.

МПа;

т.е. условие прочности на смятие выполняется.

Проверим прочность муфты:

Где Тр- наибольший длительно действующий на соединяемых валах крутящий момент в конкретных условиях эксплуатации, Нґм

K1=1,2-Коэффициент ответственности передачи. Для таких последствий, возникающих в результате выхода муфты из строя как Авария машины.

К2=1,0 - Коэффициент условий работы муфты. Для спокойной работы равномерно нагруженных механизмов.

К3=1,0 - Коэффициент углового смещения. Для углового смещения вала 0,25

10. Выбор смазывающих материалов и системы смазывания

Смазывание зубчатых зацеплений и подшипников применяют в целях защиты от коррозии, снижения коэффициента трения, уменьшения износа, отвода тепла и продуктов износа от трущихся поверхностей, снижения шума и вибрации. Способ смазки - картерный непроточный (окунанием зубьев зубчатых колес в масло, залитое в корпус).

Выбор масла:

Контактные напряжения зацепления: Н/мм2 1000 Н/мм2 .

м/с для зубчатых передач при 40° С

Рекомендуемая кинематическая вязкость

Для данной вязкости выбираем минеральное индустриальное масло без присадок И-Г-А-68

Объем масляной ванны:

где В, L - ширина и длина внутренней полости редуктора, дм

В=0,9дм; L=3,15дм

Глубина погружения колеса в масло:



По чертежу замеряем H=0,32дм

л

Выбираем смазку для подшипниковых узлов:

Для смазывания подшипниковых узлов принимаем смазку ЛИТОЛ-24

ГОСТ 21150-75.

Контроль масла:

Уровень масла, находящегося в корпусе редуктора, контролируют различными маслоуказателями. Выберем жезловый маслоуказатель, т.к. они получили наибольшее распространение ввиду простоты и надежности конструкции.

При работе передач масло постепенно загрязняется продуктами износа деталей передач. С течением времени оно стареет, свойства его ухудшаются, потому оно периодически должно меняться. Для этой цели в корпусе предусматривают сливное отверстие, закрываемое пробкой с цилиндрической резьбой.

При длительной работе в связи с нагревом масла и воздуха, повышается давление внутри корпуса. Это приводит к просачиванию масла через уплотнения и стыки. Чтобы избежать этого, внутреннюю полость корпуса сообщают с внешней средой путем установки отдушины в его верхних точках.





11. Рама

Выбираем швеллер для рамы исходя из ГОСТа 8240--72, так как болт крепления редуктора к раме у нас диаметром 16 мм, то отверстие под него будет диаметром 17 мм.

По этому госту швеллер выбираем N 12, A=30 мм. К фундаменту мы так же прикрепляем раму фундаментными болтами диаметром 16 мм.

Что бы выровнять 10% уклоны полок швеллера, мы применяем косые шайбы, изготовляемые по ГОСТу 10906-78.

Список литературы

1. Дунаев П.Ф., Лёликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин. - М.: Высшая школа. 1985 г.-416 с.

2. Чернавский С.А., Снесарев Г.А., Казинцев Б.С. и др. Проектирование механических передач. - М.: Машиностроение. 1984 г.-560 с.

3. Решетов Д.Н. Детали машин. - М.: Машиностроение. 1974 г.-496 с.

4. Иванов М.Н., Иванов В.Н. Детали машин. Курсовое проектирование. - М.: Высшая школа. 1975 г.-551 с.

5. Кудрявцев В.Н., Державец Ю.А., Арефьев И.Н., Кузьмин Н.С. и др. Курсовое проектирования по деталям машин. - М.: Машиностроение. 1984 г.-400 с.

6. Методические указания по выбору подшипников качения. Н.С. Голубков. ИМИ. 1988 г.

7. Методические указания по расчёту валов. Ю.С. Верпаховский. ИМИ.
1988 г.

8. Методические указания по эскизной компоновке редуктора. А.А. Сычев. ИМИ. 1987 г.

Размещено на Allbest.ru