Проект одноступенчатого редуктора общего назначения

Размещено на http://www.allbest.ru/

ДЕПАРТАМЕНТ ОБРАЗОВАНИЯ ГОРОДА МОСКВЫ ГОУ СПО

ТЕХНОЛОГИЧЕСКИЙ КОЛЛЕДЖ № 9

ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

К РАССЧЕТНОГРАФИЧЕСКОЙ РАБОТЕ ПО ДЕТАЛЯМ МАШИН

ВЫПОЛНИЛ СТУДЕНТ ГЛУШКОВ Л.С.

ПРИНЯЛ ПРЕПОДАВАТЕЛЬ Хруничева Т.В.



Рассчитать и спроектировать одноступенчатый редуктор общего назначения (косозубый)

Редуктор - это механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач заключенных в отдельный корпус и работающих в масляной ванне.

Назначение редуктора - это понижение частоты вращения и соответственно повышения вращающего момента от ведущего вала к ведомому.

Кинематический расчет валов:

1. подбор электродвигателя

Второй вал входной

Третий выходной вал

Второй ведущий, а третий ведомый

Второй быстроходный, третий ведомый

Расчет ведётся по тихоходному валу

Р - электродвигателя равна

По таблице 1.2 Дунаев принимаем КПД редуктора равно 0,96 - 0,98

КПД ремня Р = 0,94 - 0,95

По таблице 18.36 Дунаев подбираем двигатель мощность

Марка двигателя 100С4

2. определяем общее передаточное число



КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАССЧЁТ ВАЛОВ

I вал

II вал

III вал

Решение:

1. Материалы зубчатых колес. Желая получить ограниченные габариты редуктора, по табл. 9.2 для зубчатых колес выбираем одну и ту же марку стали 40ХН, но с различной термообработкой: для шестерни -- улучшение поковки и закалка ТВЧ поверхности зубьев до твердости 49...54 HRCэ, _т = 750 Н/мм², предполагаемый диаметр заготовки D 200 мм; для колеса -- улучшенная поковка с твердостью 269...302 НВ₂, _т = 750 Н/мм², предполагаемая ширина заготовки S 125 мм. Из табличных данных выбираем примерно среднее значение твердости как наиболее вероятное. Принимаем: твердость шестерни 5 1 НRСэ (510 HB1); колеса -- 285 НВ₂ . При этом обеспечивается требуемая разность твердостей НВ1 -НВ₂ = 510-285 = 225>80 (см. § 9.7).

2. Допускаемые контактные напряжения по формуле (9.37)

Для материала зубьев шестерни применяем сквозную закалку нагревом ТВЧ(предполагая модуль т<3 мм); но= 17 HRCэ + 200(см. табл9.3);. [Sн]=1,2 и К_Н1= 1 (см. § 9.11). Для материала зубьев колеса: _но=2 НВ+70; [Sн]=1,1 и К_Н1= 1

Среднее допускаемое контактное напряжение по формуле (9.41)



При этом условии [н] = 662 Н/мм² < 1,23 [н]₂=1,23*582=716Н/мм²

соблюдается (см. § 9.11).

3. Допускаемые напряжения изгиба по формуле (9.42)

Для материала зубьев шестерни: F0 =550 Н/мм² (см. табл. 9.3); [SF]=l,75; K_Fc = K_Fl= 1

Для материала зубьев колеса: F0 =1,8HB2; [SF]=l,75; K_Fc = K_Fl= 1.

4. Расчетные коэффициенты. Принимаем = 0,4, как для
симметрично расположенных колес, и коэффициент К_н=1, как
для прирабатывающихся колес (твердость колеса 285 НВ₂, нагрузка постоянная) (см. § 9.12).

5.Межосевое расстояние передачи по формуле (9.28)

По стандарту принимаем a_w=100мм (см. § 9.8).

6. Ширина зубчатого венца:

колеса по формуле (9.10.) b₂ = =0,463 = 40 мм;

шестерни по формуле (9.11) b1 = 1,12b₂= 1,12 * 40 =44,8 мм.

По стандарту b₂ =40мм b1= 45мм

7. Нормальный модуль зубьев по формуле (9.35)

Принимаем стандартное значение m_n =1,75 мм (см. § 9.3).

8. Предварительно определяем минимальный угол наклона зубьев

9.Суммарное число зубьев

Принимаем

10. Фактический угол наклона зубьев

11. Число зубьев шестерни и колеса

z₁ - z /(u+ l) = 112/(5+l) =18,666

Принимаем z₁=19, z₂ = z-z₁ =112-19=93

12. Фактическое передаточное число

Отклонение от заданного

Допускается

13.Основные геометрические размеры передачи.

Делительные параметры:

Шестерни:

Колеса:

(Диаметры d_t и d₂ надо вычислять с точностью до 0,01 мм.) Уточняем межосевое расстояние

Диаметр окружностей вершин зубьев шестерни и колеса:

14. Пригодность заготовок шестерни и колеса. Диаметр заготовки шестерни D и ширина заготовки колеса S:

(принятого по таблице);

S=b₂+4 мм = 40 + 4 = 44 мм< 125 (принятого по таблице),

заготовка колеса монолитная. Условия пригодности заготовки колес выполняются.

Окружная скорость колес и степень точности передачи: по табл. 9.1 для уменьшения динамической нагрузки принимаем 8-ю степень точности.

Силы в зацеплении по формулам (9.21)...(9,23):

окружная сила ;

радиальная сила;

осевая сила

Принимаем расчетные коэффициенты: K_Hv=1,1 (табл. 9.6); K_Hб =1,12

Расчетное контактное напряжение по формуле (9.27)

Контактная прочность зубьев обеспечивается.

19. Эквивалентное число зубьев шестерни и колеса по формуле (9.17):

Коэффициент формы зуба Y_F (см. §9.10): шестерни Y_F =4,07; колеса Y_F2 =3,6

20. Сравнительная характеристика прочности зубьев на изгиб по формуле (9.32):

шестерня

колесо

Прочность зубьев шестерни оказалась ниже прочности зубьев колеса поэтому проверочный расчет передачи на изгиб надо выполнять по зубьям шестерни.

21. Принимаем коэффициенты: K_Fв=1; K_Fб= 0,91 (см. § 9.12); K_Fх=1,2 (см. табл. 9.6); коэффициент, учитывающий наклон зуба

22. Расчетное напряжение изгиба в основании ножки зуба шестерни по формуле (9.34)

Прочность зубьев на изгиб обеспечивается.

Расчет ремённой передачи

1. Принимаем резинотканевый ремень типа А, как получивший наибольшее распространение.

2.Диаметр малого шкива ,

по стандарту принимаем d₁= 160 мм.

3.Скорость ремня,

что меньше допускаемой ().

4.Диаметр большого шкива,

,

по стандарту принимаем

5.Фактическое передаточное число ,

Отклонение от заданного составляет 4,6%. Допускается ±5%.

6.Межосевое расстояние ,

1 '. Расчетная длина ремня без учета припуска на соединение концов,

;

8. Частота пробегов ремня ,

9. Уточнение а не производим, так как ремень сшивной,

а не бесконечный.

10. Угол обхвата ремнем малого шкива,

11. Толщина ремня . Для резинотканевых ремней

При принимаем толщину ремня (три прокладки с резиновыми прослойками). С увеличением долговечность ремня уменьшается.

12. Допускаемая номинальная удельная окружная сила,

13. Согласно условиям работы принимаем коэффициенты,

;;;

14. Допускаемая удельная окружная сила ,

15. Окружная .сила, передаваемая ремнем,

16.Ширина ремня ,

принимаем

17.Сила предварительного натяжения ремня при по формуле :



18. Сила, действующая на вал,

Расчет тихоходного вала цилиндрического косозубого редуктора.

Спроектировать тихоходный вал редуктора, сделать проверочный расчет на статическую прочность и на выносливость.

Подобрать для этого вала подшипники.

Исходные данные.

Окружная сила F_t=3239,2 H

Радиальная сила F_r=1203 H

Осевая сила F_a=656 H

Вращающий момент на валу T₂=269 кH*мм

Диаметр делительной окружности колеса d₂=166,08 мм

Ширина колеса b₂=40 мм

Частота вращения вала щ₂=10,4 1/с

1.Ориентировочный расчет и конструирование вала.

Материал вала - Сталь 45

- допускаемое напряжение при расчете вала на кручение (величина напряжения приникмается заниженной т.к. вал работает ещё на изгиб)

2.Условие прочности при пручении,

; ;

3.Определяем d вала на выходе,

редуктор вал подшипник шестерня

4.Определяем d вала под крышку подшипника с уплотнением,

5.определяем d вала под подшипник,

6.Определяем d вала под колесом

7.Определяем d буртика подшипника

Длины участков вала:

Длина на выходе L_{2 вых} =1,35•d_{2 вых}=1,35•32,28=43,578мм

Длина участка под крышку с уплотнением и подшипник

L_{2 п} =1,25•d_{2 п}=1,25•35=43,75 мм ; L_{2 п} =44 мм

Длина участка вала между торцами подшипников вычисляется в зависимости от длины ступицы колеса и от величины зазора между торцами подшипника и внутренней боковой стенкой редуктора «y»

; где - толщина стенки корпуса

;где - межосевое расстояние

у=5,5мм

Определяем все конструктивные размеры колеса

длину ступицы принимаем равной b₂

В данном расчете

Ширина торцов зубчатого венца,

Размер фаски зубчатого винца,

при твердости рабочих поверхностей < HB 350 фаска под углом 45⁰

Толщина диска «С» колеса,

С = (0,35…0,4) b₂ ;C= 0,4•40=16мм

Расчет быстроходного вала цилиндрического косозубого редуктора.

Спроектировать быстроходный вал редуктора, сделать проверочный расчена статическую прочность и на выносливость.

Подобрать для этого вала подшипники.

Исходные данные.

Окружная сила F_t=3239,2 H

Радиальная сила F_r=1203 H

Осевая сила F_a=656 H

Вращающий момент на валу T₂=269 кH*мм

Делительный диаметр шестерни d₁=33,93 мм

Ширина шестерни b₁=45 мм

Частота вращения вала щ₂=52,33 1/с

1.Ориентировочный расчет и конструирование вала.

Материал вала - Сталь 45

- допускаемое напряжение при расчете вала на кручение (величина напряжения принимается заниженной т.к. вал работает ещё на изгиб)

2.Условие прочности при кручении,

; ;

3.Определяем d вала на выходе,

4.Определяем d вала под крышку подшипника с уплотнением,

5.определяем d вала под подшипник,

6.Определяем d буртика подшипника

7.Длины участков вала:

Длина на входе L_{2 вх} =1,35•d_{2 вх}=1,35•19,01=25,65мм

Длина участка под крышку с уплотнением и подшипник

L_{2 п} =1,25•d_{1 п}=1,25•25=31,25 мм

Длина участка вала между торцами подшипников вычисляется в зависимости от ширины b₁ шестерни и от величины зазора между торцами подшипника и внутренней боковой стенкой редуктора «y»

; где - толщина стенки корпуса

;где - межосевое расстояние

у=5,5мм



F_t=3239,2H; F_r=1203H; F_a=656H;

Вертикальная плоскость

Изгиб

M_uB =0

M_uДл=R_BУ•0,045=14,014

M_uДл=R_BУ•0,045+М=68,494

M_uс = 0

Горизонтальная плоскость

проверка:

Изгиб

Проверка прочности (опасного сечения «Д»)

т.к.

условие на прочность выполняется.

Определим коэффициенты по запасу прочности по шпоночному пазу

где - кзп по нормальным напряжениям

- кзп по касательным напряжениям

Коэффициент концентрации напряжений в опасных сечениях

Условие выполняется

Подбор подшипников качения

Исходные данные:

D_2подш=35

D=72; B=17; r=2; C_or=13,9; C_r=20,1кH.

R_BY=215,6 H R_CY=987,4H

R_BX=1914,07H R_CX=1325,13H

щ₃=10,46

F_a=656 H

Принимаем подшипник 207

1. Подшипник радиальный поэтому осевые составляющие R_s=0

2. Из условия равновесия вала



R_B=0

R_ac=F_a=0,656 кH

3.определить суммарные радиальные нагрузки на опоры

Подшипник 2 нагружен больше, поэтому дальнейший расчет ведём по опоре 2 . Отношение:

4. Из таблицы 6.1 для найденного отношения приблизительно принимаем:

Y=2; e=0,25; X=0,56

5.Сравним отношение с «e»



V=1 т.к. вращающимся кольцом подшипника является внутреннее.

Окончательно: X=0,56; Y=2.

6.Находим эквивалентную динамическую нагрузку:

по табл.

7.Требуемая динамическая грузоподъёмность:

P=3, для шариковых подшипников

L_25h- 25000 часов требуемый ресурс подшипника

С_тр=15< C_r=20,1 - принятый подшипник подходит.

Подбор шпонки.

Исходные данные:

d_2вых.=32,3 мм

T₃=269 кн*мм

L_ст=64 мм

Для диаметра _вал1а d_2вых.=32,3 мм принимаем размеры сечения шпонки b=10 мм, h=8 мм. Глубина паза t₁=5 мм.

Выбираем длину шпонки L_ст=64мм принимаем длину шпонки L=63 мм. Рабочая длина шпонки L_p=L- b =63-10 =53 мм.

Допускаемое напряжение смятие [у_см]=120 H/мм²

Расчетное напряжение смятие шпонки

Что удовлетворяет условию прочности.

Условное обозначение шпонки : шпонка 10 8 36 ГОСТ 23360-78.

Требуемую вязкость масла определяют в зависимости от контактного напряжения и окружной силы колес:

н=1,09 м/с

у _H=889 к/мм²

^затем по скорости и контактным напряжениям (табл 8.1 и 8.2) находят требуемую вязкость масла и по (табл. 8.3) выбирают сорт масла. Пластичный смазочный материал ЦИТИМ 201 и ЛИТОЛ LH .

Рекомендуемая вязкость масла для зубчатых колёс при 50⁰=60*10^-6 м ²/с. Сорт масла : Индустриальное 470-К.

Вращающий вал146



Напряженное состояние в точке характеризуется нормальным у и касательной ф напряжениями . если ф=0, то эти площадки называются главными,а напряжения у₂ у₁ у₃ - наз.главными напряженими

Размещено на http://www.allbest.ru/

- это объёмное напряженное состояние

При у₃=0 - двухосное напряженное состояние

При у₃=0 и у₂=0 - линейное напряженное состояние

Часто в конструкциях деталь испытывает одновременно срез и смятие(заклепки), растяжение и скручивание (болтовые соединения),изгиб и кручение (валы). Для упрощения расчетов применяют теории прочности сложное состояние заменяют эквивалентным и сравнивают с предельным

у_экв? у_пред/[S]

где [S]- допускаемый коэффициент запаса прочности

у_{экв III} = ?у²+4 ф² - теория max касател.напряжения

у_{экв v} = ?у²+3 ф² - теория энергии формоизменения

F₁- сила напряжений ведущей ветви , F₂- сила напряжений ведомой ветви

Размещено на http://www.allbest.ru/

Где d₁- диаметр шкива [мм], F₁- [H], T₁-[H.м] - толщина ремня

Изгиб с кручением испытывают валы. Для расчета вала используют 3 или 4 теории прочности. По схеме нагружений вала в вертикальной и гориз. плоскостях строят экспер. изгибающих моментов. По наиболее нагруженному сечению вала с учетом крутящего момента определяют М_эквив

W_x ?0,1d³ вала в опасном сечении

[у]- определяется в зависимости от материала вала

где [S]- к.з.п.

Критерии работоспособности ремен.передач: тяговая способность(прочность сцепления ремня со шкивом) и долговечность. Тяговая способность ремней определяется экспериментально - строят графики- кривые скольжения и К.П.Д.

Определяют коэффициент тяги



Где F_t окружная сила, а F₀ сила предварительного напряжения

Долговечность ремня оценивается частотой пробегов

х- скорость ремня (м/с) , L_p- длина ремня (м)

[U]< 10 1/c - для прореженных ремней

F = F_n + F_t

Размещено на http://www.allbest.ru/

F_n перпендикулярна к перемещению поэтому работы не совершает

F_t совпадает с перемещением

Мощность работы выполненная в единицу времени



Щепные передачи применяются в станках , транспортных или сельскохозяйственных машинах для передачи движения между параллельными валами на значительные расстояния.

Приводные цепи:роликовые, втулочные и зубчатые.

Втулочные дешевле т.к. нет роликов Зубчатые цепи работают плавно , допускают высокие скорости, но они тяжелее и дороже.

Основной параметр цепей шаг

Число зубьев малой звездочки принимают большее для увеличения долговечности шаг .Шаг цепей согласовывают со стандартом.

Передаточное число :

Скорость цепи:

где p -шаг (м)

- пройденный путь за время

- средняя скорость

- мгновенная скорость

В пределе вектор мгновенной скорости расположен по касательной к траектории в данной точке

(n) - нормаль

где- радиус кривизны в данной точке

Стандартные крепёжные резьбовые детали общего назначения изготавливают из стали СТ.3, 10, 20,35 Заготовка - штампованная с последующей накаткой резьбы. Легированные стали 40Х, 30ХГСА применяют в ответственных случаях.

Стальные болты , винты, шпильки изготавливают 12 классов прочности например 4.6; 6.8 и др. Первое число 4 умноженное на 100 даёт временное сопротивление у_в = 400 МПа; произведение чисел 4на 6, умноженное на 10 даёт предел текучести у_т=240 МПа

В основе расчета конических передач на контактную и изгибную прочность следующее: выбор материала колес, определение допускаемых контактных у_н и изгибных напряжений у_в

Затем определяется d_L2 - внешний делительный диаметр колеса, далее окружной модуль m_t . Далее находят ₁ и₂ - углы делительных конусов; R_L - внешнее конусное расстояние. Рассчитывают геометрические размеры колес. Заканчивается расчет проверкой передачи на контактную прочность у_н ? [у]_н

И изгибную прочность у_F ? [у]_F

L_10h=4000…100000час.Далее определить _Сr расчётную и определить расчётную долговечность L_h. Если _Сr расч ? _Сr

L_h ? L_10h - подшипник пригоден

Размещено на Allbest.ru