Проектирование редуктора

Быстроходный вал - Крылова.cdw

Титульник - Крылова.doc

Федеральное агентство по образованию
Государственное образовательное учреждение высшего профессионального
Уфимский государственный авиационный технический университет
Кафедра «Основы конструирования механизмов и машин»
Проектирование узла быстроходного вала редуктора
Пояснительная записка
к курсовой работе по дисциплине
Детали машин и основы конструирования

Содержание - Крылова.doc

Техническое задание на курсовую работу 2
Расчет данных для ЭВМ 4
1.Определение диаметра и частоты вращения барабана 4
2.Определение диаметра грузового барабана лебедки 4
3.Определение частоты вращения барабана 4
4.Выбор электродвигателя 4
5.Определение момента на зубчатом колесе тихоходной передачи 5
6.Определение момента на колесе тихоходной передачи .6
7.Выбор допускаемых контактных напряжений 6
8.Определение коэффициентов относительной ширины колес 6
9.Расчет эквивалентного времени работы ..6
Выбор оптимального варианта компоновки редуктора 7
Статический расчет редуктора 9
1.Расчет частот вращения валов 9
2.Расчет окружных скоростей . 9
3.Расчет моментов на колесах зубчатых передач и валах 9
4.Определение усилий в зацеплении зубчатых передач 10
Разработка эскизного проекта редуктора 11
1.Определение диаметров валов 11
2.Геометрические расчеты зубчатых колес 12
3.Определение расстояний между деталями передач 14
4.Выбор подшипников 15
5.Конструирование зубчатых колес 15
Проверочный расчет редуктора 18
1.Подбор материала твердости и термообработки зубчатых колес 18
2.Проверочный расчет быстроходной передачи 19
2.1.Расчет допускаемых напряжений 19
2.2.Расчет рабочих напряжений 21
2.3.Проверка прочности 22
3.Проверочный расчет тихоходной передачи 23
3.1.Расчет допускаемых напряжений 23
3.2.Расчет рабочих напряжений 25
3.3.Проверка прочности 26
4.Проверка быстроходного вала 27
4.1.Определение запаса прочности вала 27
4.2.Проверка правильности выбора подшипников 30
5.Подбор и расчет шпоночных соединений 31
Эскизы стандартных изделий 34
Список литературы 35
Приложение. Распечатка из программы REDUCE 36

Пояснительная записка.doc

Технический уровень всех отраслей народного хозяйства в значительной мере определяется уровнем развития машиностроения. На основе развития машиностроения осуществляется комплексная механизация и автоматизация производственных процессов в промышленности строительстве сельском хозяйстве на транспорте. Государством перед машиностроением поставлена задача значительного повышения эксплуатационных и качественных показателей при непрерывном росте объема ее выпуска.
Выполнением курсового проекта по дисциплине «Детали машин» завершается общетехнический цикл этой дисциплины. При выполнении моей работы активно используются знания из ряда пройденных предметов: механики сопротивления материалов технологий металлов и др.
Объектом курсового проекта является привод грузоподъемного устройства с цилиндрическим двухступенчатым редуктором. Электродвигатель присоединен к редуктору при помощи муфты. Подъем груза осуществляется тросом который наматывается на барабан. Редуктор осуществляет повышение крутящего момента и снижение частоты вращения. Редуктор состоит из быстроходной и тихоходной передачи. Смазка зубчатых колес и подшипников осуществляется разбрызгиванием масла.
Цели курсового проектирования:
- систематизировать расширить и закрепить теоретические знания а также развить расчетно-графические навыки студентов;
-ознакомить с конструкциями типовых деталей и узлов;
-привить навыки самостоятельного решения инженерно-технических задач и умение рассчитать и сконструировать механизмы и детали общего назначения на основе полученных знаний;
-овладеть техникой разработки конструкторских документов на различных стадиях проектирования и конструирования.
Расчет данных для ЭВМ
1. Определение диаметра и частоты вращения барабана
Диаметр каната dк определяем по формуле
где -номинальное усилие натяжения каната;
и округлить до значения установленного ГОСТ 6636-69.
2. Определение диаметра грузового барабана лебедки
Диаметр грузового барабана лебедки (мм) предварительно назначаем из условия:
где е – коэффициент диаметра барабана принимаем значение 16.
Полученное значение D округляется в большую сторону до размера Dб выбираемого из рада нормальных линейных размеров. Dб = 110 мм.
3. Определение частоты вращения барабана
Частота вращения барабана (мин-1) вычисляется по формуле:
где -скорость каната навиваемого на барабан;
4. Выбор электродвигателя
Мощность двигателя Pэд связана (с учетом допускаемой перегрузки) с потребной мощностью P соотношением
гдеP – мощность привода определяемая по формуле:
где V – скорость набегания каната на барабан мс;
Fк – усилие в канате Н.
Значение потерь мощности учитывается КПД привода h рассчитываемым по универсальной формуле:
h=hмуф×h3подш×h2упл×h2зац×hмв×hбар
где hмуф – КПД муфты соединяющей валы электродвигателя и редуктора hмуф=1;
hподш – КПД пары подшипников hподш=099;
hупл – КПД уплотнительных манжет устанавливаемых на входном и выходном концах валов hупл=1;
hзац – КПД зацепления зубчатых передач hзац=097;
hмв – КПД масляной ванны hмв=1;
hбар – КПД барабана лебедки учитывающий потери за счет внутреннего трения в канате и трения каната в контакте с барабаном hбар=1.
h = 1×0993×12×0972×1×1 = 091.
Pэд ³ 088 ×344=303 кВ.
Номинальную частоту вращения двигателя можно определить по формуле
где i – передаточное отношение редуктора i =10..30 с большей частотой вращения двигателя.
Отсюда получаем nном = 1181..3543 мин-1.
В таблице 1.1 приведена выдержка из технических данных двигателей серии АИР из которой мы выбираем электродвигатель АИР132S4 с асинхронной частотой вращения nном= 2880мин-1
Технические данные двигателей серии АИР
Мощность двигателя кВт
Выбранной частоте вращения электродвигателя соответствует передаточное число редуктора
5. Определение момента на зубчатом колесе тихоходной передачи
Вращающий момент на барабане лебедки определяется по формуле:
6. Определение момента на колесе тихоходной передачи.
Момент на колесе тихоходной передачи Т2Т редуктора определяется по формуле:
7. Выбор допускаемых контактных напряжений
Момент на колесе тихоходной передачи Т2Т выбираем [н]б =500 Мпа;
8. Определение коэффициентов относительной ширины колес
Для симметричного расположения колес относительно опор коэффициенты относительной ширины колес для тихоходной и быстроходной ступеней для шевронных колес назначаются из интервала [1 табл.8.4] : yba Т : 04..065;
9. Расчет эквивалентного времени работы
Эквивалентное время работы Lhe назначают с учетом категории режима работы по ГОСТ 21354-87 и находится по формуле:
где Lh – заданный срок службы час;
mh - коэффициент эквивалентности зависящий от режима нагрузки.
В нашем случае режим нагрузки IV для которого mh = 0125 [1табл.8.9]
Lhe =0125 × 14000 = 1750 ч.
Выбор оптимального варианта компоновки редуктора
Выбор оптимального варианта компоновки редуктора выбирается по двум критериям:
Согласно условию сборки колесо быстроходной передачи должно находиться на расстоянии Δ≥10..15 мм от выходного вала
Диаметры колес быстроходной и тихоходной передач должны быть близки по значению для обеспечения эффективного разбрызгивания смазки; кроме того d2Б d2Т
Для каждого из 6 предложенных вариантов компоновки проверим эти условия. Как видно из рисунка 2.1 расстояние Δ можно рассчитать по формуле:
Где aw2 – межосевое расстояние тихоходной передачи;
d2Б – делительный диаметр быстроходного колеса;
Dвых – диаметр выходного вала который можно приблизительно оценить по формуле
Рис. 2.1. Схема расположения зубчатых колес в редукторе
aw2=125 мм; d2Б=11441 мм
aw2=125 мм; d2Б=13283 мм
aw2=115 мм; d2Б=18630 мм
aw2=115 мм; d2Б=164 мм
aw2=110 мм; d2Б=184 мм
Из расчетов условию сборки удовлетворяют только четвертый вариант компоновки редуктора. Исходя из условия смазки разбрызгиванием оптимальным вариантом будет вариант №4.
Статический расчет редуктора
1. Расчет частот вращения валов
Частоты вращения валов и зубчатых колес определяются частотой вращения электродвигателя и передаточными числами зубчатых передач. Для быстроходного вала имеем:
nБ = nном = n1Б = 2880 мин–1;
Частота вращения промежуточного вала связана с частотой вращения быстроходного вала соотношением
nП = nБUБ = n2Б = n1Т
где UБ – передаточное число быстроходной передачи UБ=631;
nП = 2880631 = 456 мин–1;
Частота вращения тихоходного вала равна
где UT – передаточное число тихоходной передачи UT=4;
nТ = 2880631×4 = 114 мин–1.
2. Расчет окружных скоростей
Окружная скорость быстроходной ступени определяется
VБ = p×dW1Б× n1Б6×104
VБ = 314×26× 28806×104 = 392 мс;
Для тихоходной ступени окружная скорость запишется
VТ = p×dW1Т× nП6×104
VТ = 314×46× 4566×104 = 1098 мс.
3. Расчет моментов на колесах зубчатых передач и валах
Моменты на колесах одной передачи связаны между собой через КПД зубчатого зацепления hзац=097; моменты на колесах сопряженных передач связаны через КПД пары подшипников hп=099. Момент на втором колесе тихоходной передачи равен выходному моменту: T2T=T2Т 2=2562=12778 Н·м
Т1Т = 12778(4×097) = 3299 Н·м.
Т2Б = 2×3299099 = 666 Н·м.
Т1Б = 666631×097 = 1088 Н·м
Твх=1088099=1099 Н·м.
4.Определение усилий в зацеплении зубчатых передач
На каждое из зубчатых колес редуктора действуют три составляющих усилия в зацеплении: окружная сила Ft радиальная сила Fr и осевая сила Fa которые соответственно определяются по формулам:
-для шестерни быстроходной передачи
Ft1Б = 2×Т1Б×103dW1Б
Ft1Б = 2×1088×10326 =8369Н;
где aW – начальный угол профиля или угол зацепления по ГОСТ 13755–81 aW=20°;
Fr1Б = 8369×tg 20° = 3046 Н;
-для колеса быстроходной передачи
Ft2Б = 2×Т2Б×103dW2Б
Ft2Б = 2×666×103164 =8122 Н;
Fr2Б = 8122×tg 20° = 2956 Н;
-для шестерни тихоходной передачи
Ft1Т = 2×Т1Т×103dW1Т
Ft1Т = 2×3299×10346 =1434 Н;
Fr1Т = Ft1Т×tg aWcos2
где 2 – угол наклона зубьев тихоходной передачи 2=29592°;
Fr1Т = 1434×tg 20°cos 29592° = 60022 Н;
Fa1Т = 60022×tg 29592° = 30486 Н.
-для колеса тихоходной передачи
Ft2Т = 2×Т2Т×103dW2Т
Ft2Т = 2×256×10319098 =27778 Н;
Fr2Т = Ft2Т×tg aWcos2
Fr2Т = 27778×tg 20°cos 29592° =116265 Н;
Fa2Б = 27778×tg 29592° = 15775 Н.
1.4. Разработка эскизного проекта редуктора
1.Определение диаметров валов
Диаметры валов назначаются исходя из передаваемого ими момента а также фасок и радиусов скруглений. Для быстроходного вала определяются три диаметра – минимальный диаметр вала на входе d который необходимо согласовать с диаметром вала электродвигателя; диаметр цапфы вала для установки подшипника dП и диаметр буртика для упора кольца подшипника dБП.
После согласования этого диаметра с диаметром вала электродвигателя и рядом нормальных линейных размеров (ГОСТ 6636–69) устанавливаем d=24мм.
где t – высота заплечика t=22мм.
После согласования этого размера с рядом диаметров внутреннего кольца подшипников назначаем dП=30мм.
где r – координата фаски подшипника r=2мм.
После согласования этого диаметра с рядом нормальных линейных размеров назначаем dБП=36мм
Для промежуточного вала необходимо также рассчитать диаметры dП и dБП а также dК – диаметр шейки вала в месте установки зубчатого колеса и dБК – диаметр упорного буртика для зубчатого колеса.
Согласовав этот диаметр с рядом нормальных линейных размеров устанавливаем dК=53 мм.
где f – размер фаски колеса f=16мм.
После согласования принимаем dБК=60мм.
После согласования этого размера с рядом диаметров внутреннего кольца подшипников назначаем dП=45мм.
Расчет диаметров тихоходного вала аналогичен расчету диаметров быстроходного вала; для удобства осевого фиксирования зубчатого колеса также для этого вала рассчитаем диаметр упорного буртика для колеса.
Устанавливаем d=38мм.
Устанавливаем dБП=56мм.
Из ряда нормальных линейных размеров выбираем dБК=65мм.
2. Геометрические расчеты зубчатых колес
Необходимо определить диаметры окружностей вершин da1 и da2 диаметры окружностей впадин df1 и df2 коэффициент торцевого перекрытия ea коэффициент осевого перекрытия eb а также суммарный коэффициент перекрытия e для каждой из двух ступеней. Все колеса нарезаются реечным инструментом или долбяком с исходным контуром по ГОСТ 13755-81 с параметрами: угол профиля a = 20° коэффициент головки (ножки) зуба ha*=hf*=1; коэффициент радиального зазора с* = 025.
Диаметры окружностей вершин вычисляют по формуле
da = d + m × (2×ha* + 2×x)
где m – модуль зубьев соответствующей передачи mБ=2 mТ=25;
х – коэффициент смещения исходного контура хБ=хТ=0.
Для быстроходной ступени:
da1Б = d1Б + mБ × (2×ha* + 2×xБ)
da1Б = 26 + 2 × (2×1 + 2×0) = 30 мм
da2Б = d2Б + mБ × (2×ha* + 2×xБ)
da1Б = 164 + 2 × (2×1 + 2×0) = 168 мм.
Для тихоходной ступени:
da1Т = d1Т + mТ × (2×ha* + 2×xТ)
da1Б = 46+ 2 × (2×1 + 2×0) = 50 мм
da2Т = d2Т + mТ × (2×ha* + 2×xТ)
da1Т = 184 + 2 × (2×1 + 2×0) = 188 мм.
Диаметры окружностей впадин вычисляют по формуле
df = d – m × (2×hf* + 2×c* – 2×x)
df1Б = d1Б – mБ × (2×hf* + 2×c* – 2×xБ)
df1Б = 26 – 2 × (2×1 + 2×025 – 2×0) = 1775 мм
df2Б = d2Б – mБ × (2×hf* + 2×c* – 2×xБ)
df1Б = 164 – 2 × (2×1 + 2×025 – 2×0) = 15775 мм
df1Т = d1Т – mТ × (2×hf* + 2×c* – 2×xТ)
df1Т = 46 – 2 × (2×1 + 2×025* – 2×0) = 435 мм
df2Т = d2Т – mТ × (2×hf* + 2×c* – 2×xТ)
df2Т = 184 – 2 × (2×1 + 2×025 – 2×0)=1815мм.
Коэффициенты торцевого перекрытия вычисляются по формуле
где z1 – число зубьев шестерни z1Б=13 z1Т=82;
z2 – число зубьев колеса z2Б=20 z2Т=80.
Коэффициенты осевого перекрытия вычисляются по формуле
где bw – ширина зубчатого венца bwБ = 48мм bwТ = 85мм.
Для тихоходной ступени
Суммарные коэффициенты перекрытия вычисляются по формуле
3. Определение расстояний между деталями передач
Чтобы поверхности вращающихся колес не задевали за внутренние поверхности стенок корпуса между ними оставляют зазор равный
где L – расстояние между внешними поверхностями деталей передач (см. рис. 4.1)
Принимаем значение зазора равное а = 11мм
Рис. 4.1. Расстояния между деталями передач
Расстояние b0 между дном корпуса и поверхностью колес принимают:
Расстояние между торцовыми поверхностями колес двухступенчатого редуктора принимают
4. Выбор подшипников
Предварительно подшипники выбираются по значению диаметра цапфы вала dп а также по предварительному значению динамической нагрузки приведенному в распечатке программы REDUCE.
Для быстроходного вала выбираем подшипник 206 ГОСТ 8338–75:
внутренний диаметр кольца подшипника d = dП(Б) = 30 мм;
наружный диаметр кольца подшипника D = 62 мм;
ширина кольца подшипника B = 16 мм;
динамическая грузоподъемность: Cr = 153 кН > 583 кН;
статическая грузоподъемность: С0r = 102 кН.
Для промежуточного вала выбираем подшипник 12209 ГОСТ 28428–90:
внутренний диаметр кольца подшипника d = dП(П) = 45 мм;
наружный диаметр кольца подшипника D = 85 мм;
ширина кольца подшипника B = 19 мм;
динамическая грузоподъемность: Cr = 220 кН ;
статическая грузоподъемность: С0r = 100 кН.
Для тихоходного вала выбираем подшипник 209 ГОСТ 8338–75:
внутренний диаметр кольца подшипника d = dП(Т) = 45 мм;
динамическая грузоподъемность: Cr = 332 кН > 4515 кН;
статическая грузоподъемность: С0r = 196 кН.
5. Конструирование зубчатых колес
Форма цилиндрического зубчатого колеса зависит от серийности производства. В нашем случае производство малосерийное. В этом случае для изготовления зубчатого колеса применяют простейшие односторонние штампы. Форма колеса проектируется так как показано на рисунке 4.2.
Диаметр ступицы длину ступицы и ширину торцов зубчатого венца принимают:
где d = dк соответствующего вала на котором находится колесо.
Толщину диска принимают:
На торцах зубчатого венца выполняют фаски размер которых определяют как и угол выбирают в зависимости от твердости материала колеса.
Рис. 4.2. Конструкция зубчатого колеса
Для колеса быстроходной ступени эти параметры будут равны:
Согласовав эти значения с рядом нормальных линейных размеров принимаем:
Угол фаски при твердости колеса H ≤ 350HB принимают αф = 45°.
Для колеса тихоходной ступени эти параметры будут равны:
Проверочный расчет редуктора
1. 1.2.Подбор материала твердости и термообработки зубчатых колес
Для выбора материала и его твердости прежде всего необходимо определить необходимый предел выносливости материала Hlim.
где [H] – допускаемое контактное напряжение;
SH – коэффициент безопасности;
ZN – коэффициент долговечности.
Для быстроходной передачи при предварительном расчете коэффициент долговечности можно принять ZN = 1; коэффициент безопасности зависит от вида термообработки в данном случае выбираем SH=11 [1 табл. 8.8].
Для тихоходной передачи при предварительном расчете коэффициент долговечности желательно принять большим единицы ZN = 107; коэффициент безопасности в данном случае выбираем SH = 11 [1 табл. 8.8].
Необходимую твердость материала для шестерни можно получить по формуле либо в единицах HRC либо в единицах HB. В единицах НВ измеряется твердость более мягких материалов которые не обеспечат необходимой прочности для нашего зацепления. Следовательно используем формулу для получения единиц HRC:
Для шестерни быстроходной передачи назначаем [1 табл. 8.7]:
материал: сталь 40ХН;
твердость: H1Б = 255HВ;
термообработка: закалка ТВЧ.
Для шестерни тихоходной передачи назначаем [1 табл. 8.7]:
материал: сталь 35ХМ;
твердость: H1Т = 245HВ;
Исходя из методических рекомендаций [3] назначаем для колеса быстроходной передачи:
твердость: H2Б = 240
термообработка: улучшение.
Для колеса тихоходной передачи назначаем:
твердость: H2Т = 235
2.Проверочный расчет быстроходной передачи
2.1.Расчет допускаемых напряжений.
Для косозубых передач с твердостью колеса H2 ≤ 350HB допускаемое контактное напряжение определяется как
где [H]1Б – допускаемое контактное напряжение на шестерне;
[H]2Б – допускаемое контактное напряжение на колесе.
где NHG – предел контактной выносливости;
NHE – эквивалентное число циклов нагружения.
где n – частота вращения быстроходного вала n1Б = 2880 мин–1;
с – число зацеплений зуба за один оборот с = 1.
ZN должно быть числом не меньшим единицы следовательно принимаем ZN1Б = 1.
Коэффициент безопасности для закалки ТВЧ равен SH = 11.
Проводим аналогичные расчеты для колеса быстроходной передачи.
где n – частота вращения промежуточного вала n2Б = 456 мин–1.
ZN должно быть числом не меньшим единицы следовательно принимаем ZN2Б = 1.
Коэффициент безопасности для улучшения равен SH = 11.
Выбираем наименьшее из двух допускаемых напряжений: .
Допускаемые изгибные напряжения определяются по формуле:
где Fl для улучшения Flim = 18HB.
Flim2Б = 18·240 = 432 МПа.
SF – коэффициент безопасности SF=175;
YA – коэффициент учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки для односторонней нагрузки YA = 1;
YN – коэффициент долговечности.
где NFG – предел изгибной выносливости для сталей NFG = 4·106;
NFE – эквивалентное число циклов нагружения.
где F – коэффициент эквивалентности зависящий от режима нагрузки. Для IV режима нагрузки и закалки ТВЧ mF = 0016 для улучшения mF = 0038 [1табл.8.9].
YN1Б и YN2Б назначаем равным единице YN1Б = 1 YN2Б = 1.
2.2.Расчет рабочих напряжений
Величины рабочих контактных напряжений одинаковы для шестерни и колеса поэтому расчет выполняют только для шестерни. Контактное напряжение в зацеплении определяется по формуле:
где Eпр – приведенный модуль упругости. Для стальных колес и шестерен Епр = 21×105 МПа;
Т1 – момент на шестерне передачи Т1Б = 1088 Н×м;
u – передаточное число передачи uБ = 631;
KH – коэффициент нагрузки.
При расчете косозубой передачи коэффициент ZHb определяется по формуле:
где KHa – коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями зависящий от степени точности KHa = 16 [1 стр. 133]
Коэффициент нагрузки KH представляется в виде
где KHb – коэффициент учитывающий распределение нагрузки по ширине венца. Назначается в зависимости от схемы нагружения от параметра ybd = bw dw1 и от сочетания твердости зубьев шестерни и колеса; для нашего случая ybd = 18 и KHb = 129 [1 рис. 8.15]
KHV – коэффициент учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении зависящий от вида передачи степени точности и окружной скорости V; для V = 3919 мс KHV = 115 [1 табл. 8.3]
KH = 124 × 119 = 147
Изгибные напряжения в основании зубьев косозубых колес определяются по формулам:
sF1 = YF1 × ZFb × Ft × KF (bw × m)
гдеZFb – коэффициент вычисляемый по формуле
KFa – коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями KFa = KHa = 16 [1 стр. 133];
Yb – учитывает работу зуба как пластины (а не балки) и определяется равенством
Yb = 1 – 29592° 140° = 079;
ZFb = 16 × 079 139 = 09;
YF1 – коэффициент учитывающий форму зубьев YF1 = 425 [1 рис 8.20; при Z=13]
Коэффициент нагрузки KF представляется в виде
где KFb – коэффициент учитывающий распределение нагрузки по ширине венца. Назначается в зависимости от схемы нагружения от параметра ybd = bw dw1 и от сочетания твердости зубьев шестерни и колеса; для нашего случая ybd = 185 и KFb = 17 [1 рис. 8.15]
KFV – коэффициент учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении зависящий от вида передачи степени точности и окружной скорости V; для V = 39 мс KFV = 106 [1 табл. 8.3]
KF = 17 × 106 = 1802.
где YF2 – коэффициент учитывающий форму зубьев YF2 = 418 [1 рис 8.20; при Z=82]
sF1Б = 425 × 09 × 8369 × 1802 (425 × 2) = 6866 МПа
sF2Б = 6866 × 418 425 = 6753 МПа.
2.3.Проверка прочности по контактным и изгибным напряжениям
Чтобы проверить работоспособность передачи необходимо сравнить допустимые и рабочие контактные напряжения. Критерий прочности по контактным напряжениям:
Недогруз составляет 136% что находится в пределах нормы.
Критерий прочности по напряжениям изгиба:
Оба критерия выполняются следовательно передача работоспособна.
3.Проверочный расчет тихоходной передачи
3.1.Расчет допускаемых напряжений
где [H]1Т – допускаемое контактное напряжение на шестерне;
[H]2Т – допускаемое контактное напряжение на колесе.
где n – частота вращения промежуточного вала n1Т = 456мин–1;
ZN должно быть числом не меньшим единицы следовательно принимаем ZN1Т = 1.
Проводим аналогичные расчеты для колеса тихоходной передачи.
где n – частота вращения тихоходного вала n2Т = 114 мин–1.
Полученное значение коэффициента ZN больше единицы.
Необходимо проверить условие :
Окончательное значение [H]T оставляем равным 5048 МПа.
Flim2Т = 18·235 = 423 МПа.
YN1Т назначаем равным единице YN1Т = 1.
3.2.Расчет рабочих напряжений
Т1 – момент на шестерне передачи Т1Т = 456 Н×м;
u – передаточное число передачи uТ = 4;
где KHb – коэффициент учитывающий распределение нагрузки по ширине венца. Назначается в зависимости от схемы нагружения от параметра ybd = bw dw1 и от сочетания твердости зубьев шестерни и колеса; для нашего случая ybd = 09 и KHb = 114 [1 рис. 8.15]
KHV – коэффициент учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении зависящий от вида передачи степени точности и окружной скорости V; для V = 109 мс KHV = 109 [1 табл. 8.3]
KH = 114 × 109 = 12426
ZFb = 16 × 079 15 = 084;
YF1 – коэффициент учитывающий форму зубьев YF1 = 413 [1 рис 8.20; при Z=20]
где KFb – коэффициент учитывающий распределение нагрузки по ширине венца. Назначается в зависимости от схемы нагружения от параметра ybd = bw dw1 и от сочетания твердости зубьев шестерни и колеса; для нашего случая ybd = 09 и KFb = 137 [1 рис. 8.15]
KFV – коэффициент учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении зависящий от вида передачи степени точности и окружной скорости V; для V = 109 мс KFV = 11 [1 табл. 8.3]
KF = 137 × 11 = 1507.
где YF2 – коэффициент учитывающий форму зубьев YF2 = 375 [1 рис 8.20; при Zv = 80]
sF1Т = 413 × 079 × 1434 × 1507 (425 × 2) = 8295 МПа
sF2Т = 8295 × 375 413 = 753 МПа.
3.3.Проверка прочности по контактным и изгибным напряжениям
Недогруз составляет 92% что находится в пределах нормы.
4.Проверка быстроходного вала
4.1.Определение запаса прочности вала
Расчетная схема вала рассматривается в двух взаимно перпендикулярных плоскостях – плоскости YOX (вертикальной плоскости) и ZOX (горизонтальной плоскости). Также большинство муфт вследствие неизбежной несоосности соединяемых валов нагружают вал дополнительной силой FM поэтому дополнительно рассматривается плоскость в которой расположен вектор силы FМ – плоскость смещения рассчитываемого и присоединяемого к нему валов.
При расчете валов приближенно можно принимать для входных валов редукторов . В нашем случае .
Эпюры моментов строим используя метод начальных параметров. Отмечу что для дальнейших расчетов нам безразличен знак полученного момента поэтому все эпюры (см. рис. 5.1) построены в положительной полуплоскости. Отметим расстояния которые используются для построения эпюры:
a – расстояние от опоры В до середины шестерни а = 925мм;
b – расстояние от опоры А до середины шестерни b = 925мм;
с – расстояние от конца вала до опоры А с = 866мм;
l – расстояние между опорами l = 185мм.
Реакции в опорах и эпюры изгибающих моментов:
в вертикальной плоскости
Аналогично вычисляем реакцию в опоре В: Н;
МСер=RA×b=1408778 Н×м;
МСер=RA×b=3870625 Н×м;
в плоскости смещения валов
МСер=Fm×c=3588704 Н×м;
Для определения опасного сечения необходимо построить эпюру суммарного момента формула для расчета которого имеет вид:
Крутящий момент Т равен входному моменту Tвх. Полученные эпюры приведены на рисунке 5.1.
Анализируя полученную эпюру суммарного момента установили что опасным сечением будет сечение под шестерней. Так как шестерня нарезана на валу материал вала будет такой же как и у шестерни – сталь 40ХН для которой В = 850 МПа Т = 600 МПа. Диаметр вала в этом месте можно принять d=35мм а само зубчатое колесо в плане концентратора напряжения можно рассматривать как нарезанные эвольвентные шлицы. Суммарный изгибающий момент в этом сечении равен Мсумм = 1794352 Н·мм крутящий момент T=Tвх=10990 Н·мм.
При совместном действии напряжений кручения и напряжения изгиба запас сопротивления усталости определяют по формуле
где –запас сопротивления усталости при изгибе;(5.1)
– запас сопротивления усталости при кручении.(5.2)
В этих формулах а и а – амплитуды переменных составляющих циклов нагружений а m и m – постоянные составляющие.
и – коэффициенты корректирующие влияние постоянной составляющей цикла напряжений на сопротивление усталости; их величины зависят от механических характеристик материала
–1 и –1 – пределы выносливости
KD и KD – коэффициенты концентрации напряжений в опасном сечении при изгибе и кручении соответственно.
где К и К – эффективные коэффициенты концентрации напряжений К = 17 К = 155 [1 табл. 15.3];
КD и КD – коэффициенты учитывающие размер вала КD = 085 КD = 073 [2 табл. 10.7];
КF и КF – коэффициенты учитывающие шероховатость поверхности КF = 115 КF = 115 [2 табл. 10.8];;
KV – коэффициент учитывающий наличие поверхностного упрочнения KV = 25 [1 табл. 15.4];
Подставляем полученные значения в (5.1) и (5.2):
Получаем запас сопротивления
Следовательно запаса сопротивления усталости достаточно для обеспечения работоспособности вала.
4.2.Проверка правильности выбора подшипников
При частоте вращения n ≥ 10 мин1 расчет производится по динамической грузоподъемности. В нашем случае очевидно что более нагружен левый подшипник следовательно расчет будем производить по нему. Для быстроходного вала мы выбрали подшипник 206 ГОСТ 8338–75: динамическая грузоподъемность Cr = 153 кН; статическая грузоподъемность С0r = 102 кН.
Максимальная радиальная реакция в опоре А равна
где RAгор и RAверт – радиальные реакции в опоре А соответственно в горизонтальной и вертикальной плоскостях
Эквивалентная динамическая нагрузка определяется уравнением:
где X – коэффициент радиальной нагрузки Х = 1;
V – коэффициент зависящий от того какое кольцо подшипника вращается в нашем случае равен 1 так как вращается внутреннее кольцо подшипника;
Fr – радиальная сила равная максимальной радиальной реакции опоры А Fr = RA = 4453Н;
Y – коэффициент осевой нагрузки Y = 0;
Fa – осевая сила равная осевой силе зубчатого зацепления Fa=0 Н значит Х=1;
КБ – коэффициент безопасности учитывающий характер нагрузки КБ = 13 [2 табл. 7.4];
КТ – температурный коэффициент равный 1 [2 стр. 107]
Полученное значение Сгр = 583 кН базовой меньше динамической грузоподъемности подшипника Cr = 195 кН следовательно подшипник 206 ГОСТ 8338–75 обеспечивает необходимую грузоподъемность.
5.Подбор и расчет шпоночных соединений
Для передачи вращающего момента в соединениях зубчатых колес с валами и на концах валов используем призматические шпонки ГОСТ 23360–78. Подбор шпонки заключается в выборе по стандартам ширины шпонки b и высоты h а также в определении рабочей длины lр и длины шпонки lш. Для нашего редуктора необходимо четыре шпонки – по одной на каждом из концов и по одной под каждым из колес зубчатой передачи.
Приняв [см] = 150 МПа определим параметры шпонок:
на конце быстроходного вала устанавливается шпонка сечением 5х5 мм [2 табл. 24.27].
Данное значение длины есть в сортаменте шпонок сечения 5х5 мм следовательно на конец быстроходного вала устанавливаем шпонку 5х5х18 ГОСТ 23360–78.
на конце тихоходного вала устанавливается шпонка сечением 16х10 мм [2 табл. 24.27].
Из сортамента выбираем шпонку 16х10х45 ГОСТ 23360–78.
- Под быстроходным колесом устанавливается шпонка сечением 10х8 мм [2 табл. 24.29]. Рабочая длина шпонки:
Из сортамента выбираем шпонку 10х8х32 ГОСТ 23360–78.
под тихоходным колесом устанавливается шпонка сечением 16х10 мм [2 табл. 24.29]. Рабочая длина шпонки:
Из сортамента выбираем шпонку 16х10х50 ГОСТ 23360–78.
Эскизы стандартных изделий
Манжета 1.1-30×45-13 ГОСТ 8752-79
Подшипник 206 ГОСТ 8338-75
Шпонка 5×5×18 ГОСТ 23360-78
Иванов М.Н. Детали машин: Учеб. для студентов вузов. – 6-е изд. перераб. – М.: Высш. шк. 2000 – 383 с. ил.
Дунаев П.Ф. Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: учебное пособие. – 9-е изд. перераб. и доп. – М.: Академия 2006. – 496 с.
Прокшин С.С. Беляев Б.А. Методические указания к курсовому проектированию по дисциплине «Детали машин и основы конструирования»: Уфимск. гос. авиац. техн. ун-т. – Уфа 2006. – 58 с.
Дунаев П.Ф. Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование: Учеб. пособие. – 2-е изд. перераб. и доп. – М.: Высшая школа 1990 – 399 с.

Спецификация - Крылова.spw

Узел быстроходного вала
Пояснительная записка
Регулировочное кольцо
Манжета 1.1-30 x45-1 3 ГОСТ 8752-79
Подшипник206 ГОСТ 8338-75
Шпонка 5 х 5 х 18 ГОСТ 23360-78