Редуктор двухступенчатый

Reduktor.dwg

ПРОБКИ К МАСЛОСПУСКНЫМ ОТВЕРСТИЯМ М1:1
ЖЕЗЛОВЫЙ МАСЛОУКАЗАТЕЛЬ М1:1
МАСЛОУКАЗАТЕЛЬ С ТРУБКОЙ ИЗ ОРГСТЕКЛА M1:1
ОТДУШИНЫ С СЕТКОЙ М1:1
ПРОБКА ОТДУШИНА М1:1
СМОТРОВЫЕ ОКНА С ОТДУШИНАМИ M1:1
радиальный однорядный
конический однорядный
средней широкой серии : 7608

PZ_formula.doc

Спроектировать привод.
В состав привода входят следующие передачи:
- закрытая зубчатая цилиндрическая передача;
- червячная передача.
Мощность на выходном валу Р = 55 кВт.
Частота вращения выходного вала n = 75 об.мин.
Выбор электродвигателя и кинематический расчёт4
Расчёт 1-й зубчатой цилиндрической передачи7
2Проверочный расчёт по контактным напряжениям9
3Проверка зубьев передачи на изгиб9
Расчёт 2-й червячной передачи13
2Проверочный расчёт по контактным напряжениям16
3Проверка зубьев передачи на изгиб16
Предварительный расчёт валов18
Конструктивные размеры шестерен и колёс20
1Цилиндрическая шестерня 1-й передачи20
2Цилиндрическое колесо 1-й передачи20
3Червячное колесо 2-й передачи20
Выбор муфты на входном валу привода22
Проверка прочности шпоночных соединений24
1Шестерня 1-й зубчатой цилиндрической передачи24
2Колесо 1-й зубчатой цилиндрической передачи24
3Червячное колесо 2-й червячной передачи25
Конструктивные размеры корпуса редуктора27
Расчёт реакций в опорах28
Построение эпюр моментов на валах31
1Расчёт моментов 1-го вала31
2Эпюры моментов 1-го вала32
3Расчёт моментов 2-го вала33
4Эпюры моментов 2-го вала34
5Расчёт моментов 3-го вала35
6Эпюры моментов 3-го вала36
Проверка долговечности подшипников37
Уточненный расчёт валов41
Тепловой расчёт редуктора50
Технология сборки редуктора53
Список использованной литературы55
Инженер-конструктор является творцом новой техники и уровнем его творческой работы в большей степени определяются темпы научно-технического прогресса. Деятельность конструктора принадлежит к числу наиболее сложных проявлений человеческого разума. Решающая роль успеха при создании новой техники определяется тем что заложено на чертеже конструктора. С развитием науки и техники проблемные вопросы решаются с учетом все возрастающего числа факторов базирующихся на данных различных наук. При выполнении проекта используются математические модели базирующиеся на теоретических и экспериментальных исследованиях относящихся к объемной и контактной прочности материаловедению теплотехнике гидравлике теории упругости строительной механике. Широко используются сведения из курсов сопротивления материалов теоретической механики машиностроительного черчения и т. д. Все это способствует развитию самостоятельности и творческого подхода к поставленным проблемам.
При выборе типа редуктора для привода рабочего органа (устройства) необходимо учитывать множество факторов важнейшими из которых являются: значение и характер изменения нагрузки требуемая долговечность надежность КПД масса и габаритные размеры требования к уровню шума стоимость изделия эксплуатационные расходы.
Из всех видов передач зубчатые передачи имеют наименьшие габариты массу стоимость и потери на трение. Коэффициент потерь одной зубчатой пары при тщательном выполнении и надлежащей смазке не превышает обычно 001. Зубчатые передачи в сравнении с другими механическими передачами обладают большой надежностью в работе постоянством передаточного отношения из-за отсутствия проскальзывания возможностью применения в широком диапазоне скоростей и передаточных отношений. Эти свойства обеспечили большое распространение зубчатых передач; они применяются для мощностей начиная от ничтожно малых (в приборах) до измеряемых десятками тысяч киловатт.
К недостаткам зубчатых передач могут быть отнесены требования высокой точности изготовления и шум при работе со значительными скоростями.
Косозубые колеса применяют для ответственных передач при средних и высоких скоростях. Объем их применения - свыше 30% объема применения всех цилиндрических колес в машинах; и этот процент непрерывно возрастает. Косозубые колеса с твердыми поверхностями зубьев требуют повышенной защиты от загрязнений во избежание неравномерного износа по длине контактных линий и опасности выкрашивания.
Одной из целей выполненного проекта является развитие инженерного мышления в том числе умение использовать предшествующий опыт моделировать используя аналоги. Для курсового проекта предпочтительны объекты которые не только хорошо распространены и имеют большое практическое значение но и не подвержены в обозримом будущем моральному старению.
Существуют различные типы механических передач: цилиндрические и конические с прямыми зубьями и косозубые гипоидные червячные глобоидные одно- и многопоточные и т. д. Это рождает вопрос о выборе наиболее рационального варианта передачи. При выборе типа передачи руководствуются показателями среди которых основными являются КПД габаритные размеры масса плавность работы и вибронагруженность технологические требования предпочитаемое количество изделий.
При выборе типов передач вида зацепления механических характеристик материалов необходимо учитывать что затраты на материалы составляют значительную часть стоимости изделия: в редукторах общего назначения - 85% в дорожных машинах - 75% в автомобилях - 10% и т. д.
Поиск путей снижения массы проектируемых объектов является важнейшей предпосылкой дальнейшего прогресса необходимым условием сбережения природных ресурсов. Большая часть вырабатываемой в настоящее время энергии приходится на механические передачи поэтому их КПД в известной степени определяет эксплуатационные расходы.
Наиболее полно требования снижения массы и габаритных размеров удовлетворяет привод с использованием электродвигателя и редуктора с внешним зацеплением.
Выбор электродвигателя и кинематический расчёт
По табл. 1.1[1] примем следующие значения КПД:
- для закрытой зубчатой цилиндрической передачи: 1 = 0975
- для закрытой червячной передачи: 2 = 085
Общий КПД привода будет:
= 1 · · n · подш.3 · муфты1 = 0975 · 085 · 0993 · 0981 = 0788
где подш. = 099 - КПД одного подшипника.
муфты = 098 - КПД одной муфты.
Угловая скорость на выходном валу будет:
вых. = = = 7854 радс
Требуемая мощность двигателя будет:
Pтреб. = = = 698 кВт
В таблице П.1[1](см. приложение) по требуемой мощности выбираем электродвигатель 132M6 с синхронной частотой вращения 1000 обмин с параметрами: Pдвиг.=75 кВт и скольжением 32% (ГОСТ 19523-81). Номинальная частота вращения
nдвиг. = 1000 - =968 обмин
двиг. = = = 101369 радс.
Oбщее передаточное отношение:
Для передач выбрали следующие передаточные числа:
Рассчитанные частоты и угловые скорости вращения валов сведены ниже в таблицу :
n1 = nдвиг. = 968 об.мин.
= двиг. = 101369 радc.
n2 = = = 605 об.мин.
n3 = = = 75625 об.мин.
P1 = Pтреб. · подш. · (муфты 1)
= 698 · 103 · 099 · 098 = 6771996 Вт
P2 = P1 · 1 · подш. = 6771996 · 0975 · 099 = 6536669 Вт
P3 = P2 · 2 · подш. = 6536669 · 085 · 099 = 5500607 Вт
Вращающие моменты на валах:
T1 = = = 66805394 Н·мм
T2 = = = 103173638 Н·мм
T3 = = = 694521086 Н·мм
По таблице П.1(см. приложение учебника Чернавского) выбран электродвигатель 132M6 с синхронной частотой вращения 1000 обмин с мощностью Pдвиг.=75 кВт и скольжением 32% (ГОСТ 19523-81). Номинальная частота вращения с учётом скольжения nдвиг. = 968 обмин.
Передаточные числа и КПД передач
-я закрытая зубчатая цилиндрическая передача
-я червячная передача
Рассчитанные частоты угловые скорости вращения валов и моменты на валах
Расчёт 1-й зубчатой цилиндрической передачи
Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи выбираем материалы со средними механическими характеристиками (см. гл.3 табл. 3.3[1]):
- для шестерни: сталь : 45
термическая обработка : улучшение
- для колеса: сталь : 45
термическая обработка : нормализация
Допустимые контактные напряжения (формула (3.9)[1]) будут:
По таблице 3.2 гл. 3[1] имеем для сталей с твердостью поверхностей зубьев менее HB 350 :
H lim b = 2 · HB + 70 .
KHL - коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового что имеет место при длительной эксплуатации редуктора принимаем KHL = 1; коэффициент безопасности [SH]=11.
Допустимые контактные напряжения:
для шестерни [ H1 ] = = 481818 МПа;
для колеса [ H2 ] = = 409091 МПа.
Для прямозубых колес за расчетное напряжение принимается минимальное допустимое контактное напряжение шестерни или колеса.
Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение будет:
[ H ] = [ H2 ] = 409091 МПа.
Принимаем коэффициент симметричности расположения колес относительно опор по таблице 3.5[1] : KHb = 125 .
Коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию принимаем: ba = = 02 (см. стр.36[1]).
Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев найдем по формуле 3.7 гл. 3[1]:
aw = Ka · (u + 1) · =
5 · (16 + 1) · = 147492 мм.
где для прямозубых колес Кa = 49.5 передаточное число передачи u = 16; T2 = Тколеса = 103173638 Н·м - момент на колесе.
Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66 будет: aw = 140 мм .
Нормальный модуль зацепления берем по следующей рекомендации:
mn = (0.01 0.02) · aw мм для нас: mn = 14 . . . 28 мм принимаем:
по ГОСТ 9563-60* (см. стр. 36[1]) mn = 175 мм.
Задаемся суммой зубьев:
Z = z1 + z2 = = = 160
Числа зубьев шестерни и колеса:
z2 = Z - z1 = 160 - 61 = 99
Угол наклона зубьев = 0o.
Основные размеры шестерни и колеса:
диаметры делительные:
Проверка: aw = = = 140 мм.
диаметры вершин зубьев:
da1 = d1 + 2 · mn = 10675 + 2 · 175 = 11025 мм;
da2 = d2 + 2 · mn = 17325 + 2 · 175 = 17675 мм.
ширина колеса: b2 = ba · aw = 02 · 140 = 28 мм;
ширина шестерни: b1 = b2 + 5 = 28 + 5 = 33 мм;
Определим коэффициент ширины шестерни по диаметру:
Окружная скорость колес будет:
При такой скорости следует принять для зубчатых колес 7-ю степень точности.
Коэффициент нагрузки равен:
KH = KHb · KHa · KHv .
Коэффициент KHb=104 выбираем по таблице 3.5[1] коэффициент KHa=1 выбираем по таблице 3.4[1] коэффициент KHv=107 выбираем по таблице 3.6[1] тогда:
KH = 104 · 1 · 107 = 1113
2Проверочный расчёт по контактным напряжениям
Проверку контактных напряжений проводим по формуле 3.6[1]:
Силы действующие в зацеплении вычислим по формуле 8.3 и 8.4[1]:
окружная: Ft = = = 1251623 Н;
радиальная: Fr = Ft · = 1251623 · = 455554 Н;
осевая: Fa = F t · tg() = 1251623 · tg(0o) = 0 Н.
3Проверка зубьев передачи на изгиб
Проверим зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле 3.22[1]:
Здесь коэффициент нагрузки KF = KF · KFv (см. стр. 42[1]). По таблице 3.7[1] выбираем коэффициент расположения колес KF = 1056 по таблице 3.8[1] выбираем коэффициент KFv=135. Таким образом коэффициент KF = 1056 · 135 = 1426. YF - коэффициент учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа Zv (см. гл.3 пояснения к формуле 3.25[1]):
у шестерни: Zv1 = = = 61
у колеса: Zv2 = = = 99
Тогда: YF1 = 3619; YF2 = 36
Допускаемые напряжения находим по формуле 3.24[1]:
KFL - коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового что имеет место при длительной эксплуатации редуктора принимаем KFL = 1.
Для колеса : oF lim b = 342 МПа.
Коэффициент [SF] безопасности находим по формуле 3.24[1]:
[SF] = [SF]' · [SF]".
где для шестерни [SF]' = 175 ;
[SF(шест.)] = 175 · 1 = 175
для колеса [SF]' = 175 ;
[SF(кол.)] = 175 · 1 = 175
Допускаемые напряжения:
для шестерни: [F1] = = 236571 МПа;
для колеса: [F2] = = 195429 МПа;
для шестерни: = = 65369
для колеса: = = 54286
Дальнейший расчет будем вести для колеса для которого найденное отношение меньше.
Проверяем прочность зуба колеса по формуле 3.25[1]:
F2 = 131129 МПа [f] = 195429 МПа.
Условие прочности выполнено.
Механические характеристики материалов зубчатой передачи
Параметры зубчатой цилиндрической передачи мм
Межосевое расстояние aw
Угол наклона зубьев град
Диаметр делительной окружности:
Ширина зубчатого венца:
Диаметр окружности вершин:
Диаметр окружности впадин:
Допускаемые значения
Контактные напряжения H Hмм2
Напряжения изгиба Hмм2
Расчёт 2-й червячной передачи
Число витков червяка z1 принимаем в зависимости от передаточного числа: при u=8 принимаем z1=4 (см. с.55[1]). Число зубьев червячного колеса:
z2 = z1 · u = 4 · 8 = 32
Принимаем стандартное значение z2 = 32
При этом фактическое передаточное число uф = = = 8
Отличие от заданного:
· 100% = · 100% = 0%
Допустимое отклонение не более 3%.
Выбираем материал червяка и венца червячного колеса.
Принимаем для червяка сталь 45 с закалкой менее HRC 45 и последующим шлифованием.
Предварительно примем скорость скольжения V=5224мc. Тогда по таблицам 4.8 и 4.9[1] выбираем для венца червячного колеса БрА10Ж4Н4Л (отливка в кокиль).
В этом случае по табл. 4.8 и 4.9 основное допускаемое контактное напряжение:
где [H] = 168268 МПа - по табл. 4.9[1] KHL - коэффициент долговечности при числе циклов нагружения больше базового что имеет место при длительной эксплуатации редуктора принимаем по его минимальному значению KHL = 067.
Допустимое контактное напряжение:
[H] = 168268 · 067 = 11274 МПа.
Расчетное допускаемое напряжение изгиба:
[-1F] = [-1F]' · KFL
где [-1F]' = 81 МПа - основное допускаемое напряжение изгиба для реверсивной работы по табл. 4.8[1] KFL - коэффициент долговечности при числе циклов нагружения больше базового что имеет место при длительной эксплуатации редуктора принимаем по его минимальному значению KFL = 0543.
Допустимое напряжение изгиба:
[-1F] = 81 · 0543 = 43983 МПа.
Принимаем предварительно коэффициент диаметра червяка q=16 и коэффициент нагрузки K=12.
Вращающий момент на колесе:
T(кол.) = T(черв.) · u · передачи · подш. = 103173638 · 8 · 085 · 099 = 694521086 Н·мм.
Определяем межосевое расстояние из условия контактной прочности [см. формулу(4.9[1])]:
Округлим: a = 234 мм.
Принимаем по ГОСТ 2144-76 (табл. 4.1 и 4.2) стандартные значения m=10 мм и q=16 а также z1=4 и z2=32.
Тогда пересчитываем межосевое расстояние по стандартным значениям m q и Z2:
Основные размеры червяка:
делительный диаметр червяка:
d1 = q · m = 16 · 10 = 160 мм;
диаметр вершин витков червяка:
da1 = d1 + 2 · m = 160 + 2 · 10 = 180 мм;
диаметр впадин витков червяка:
df1 = d1 - 2.4 · m = 160 - 2.4 · 10 = 136 мм.
длина нарезанной части шлифованного червяка (см. формулу 4.7[1]):
b1 >= (12.5 + 0.09 · z2) · m + 35 = (12.5 + 0.09 · 32) · 10 + 35 = 1888 мм;
принимаем b1 = 189 мм.
делительный угол по табл. 4.3[1]: при z1=4 и q=16 угол =14033o.
Основные размеры венца червячного колеса:
делительный диаметр червячного колеса:
d2 = z2 · m = 32 · 10 = 320 мм;
диаметр вершин зубьев червячного колеса:
da2 = d2 + 2 · m = 320 + 2 · 10 = 340 мм;
диаметр впадин червячного колеса:
df2 = d2 - 2.4 · m = 320 - 2.4 · 10 = 296 мм;
наибольший диаметр червячного колеса:
daM2 da2 + = = 350 мм;
принимаем: daM2 = 350 мм.
ширина венца червячного колеса (см. формулу 4.12[1]):
b2 0.67 · da1 = 0.67 · 180 = 1206 мм.
принимаем: b2 = 120 мм.
Окружная скорость червяка:
Скорость скольжения:
Уточняем КПД редуктора (cм. формулу 4.14[1]).
По табл. 4.4[1] при скорости Vs=5224 мc при шлифованном червяке приведённый угол трения ' = 125o. КПД редуктора с учетом потерь в опорах потерь на разбрызгивание и перемешивание масла:
= (0.95 0.96) · = 0.95 · = 86896%.
По табл. 4.7[1] выбираем 7-ю степень точности передачи и находим значение коэффициента динамичности Kv=11.
Коэффициент неравномерности распределения нагрузки (cм. формулу 4.26[1]):
В этой формуле: коэффициент деформации червяка =137 - по табл. 4.6[1]. При постоянной нагрузке вспомогательный коэффициент =1 (см. c.65[1]). Тогда:
K = 1 + · (1 - 1) = 1.
Коэффициент нагрузки:
K = K · Kv = 1 · 11 = 11.
Проверяем контактное напряжение (см. формулу 4.23[1]):
H = 10383 МПа [h] = 11274 МПа.
Проверяем прочность зуба на изгиб.
Эквивалентное число зубьев:
Коэффициент формы зуба по табл. 4.5[1] Yf=232.
39 МПа [-1F] = 43983 МПа.
Силы действующие на червяк и червячное колесо:
окружная сила на червячном колесе равная осевой силе на червяке:
Ft2 = Fa1 = = = 4340757 H;
окружная сила на червяке равная осевой силе на колесе:
Ft1 = Fa2 = = = 128967 H;
радиальные силы на колесе и червяке:
Fr1 = Fr2 = Ft2 · tg(20o) = 4340757 · tg(20o) = 1579906 H.
Механические характеристики материалов червячной передачи
сталь 45 с закалкой менее HRC 45 и последующим шлифованием
Параметры червячной передачи мм
Ширина зубчатого венца колеса b2
Длина нарезаемой части
Коэффициент диаметра червяка q
Делительный угол витков
Угол обхвата червяка 2 град.
делительный d2 = dw2
Число витков червяка z1
Число зубьев колеса z2
Коэффициент полезного действия
Напряжения изгиба F Hмм2
Предварительный расчёт валов
Предварительный расчёт валов проведём на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.
Диаметр вала при допускаемом напряжении [к] = 20 МПа вычисляем по формуле 8.16[1]:
Под свободный (присоединительный) конец вала выбираем диаметр вала: 32 мм.
Под 2-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: 40 мм.
Под 3-й элемент (ведущий) выбираем диаметр вала: 45 мм.
Под 4-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: 40 мм.
Под 1-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: 40 мм.
Под 2-й элемент (ведомый) выбираем диаметр вала: 45 мм.
Под 3-й элемент (червяк) выбираем диаметр вала: 50 мм.
Под 1-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: 65 мм.
Под 2-й элемент (ведомый) выбираем диаметр вала: 70 мм.
Под 3-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: 65 мм.
Под свободный (присоединительный) конец вала выбираем диаметр вала: 63 мм.
Диаметры участков валов назначаем исходя из конструктивных соображений.
Диаметры валов по сечениям
Под свободным (присоединительным) концом вала:
Под 2-м элементом (подшипником) диаметр вала:
Под 3-м элементом (ведущим) диаметр вала:
Под 4-м элементом (подшипником) диаметр вала:
Под 1-м элементом (подшипником) диаметр вала:
Под 2-м элементом (ведомым) диаметр вала:
Под 3-м элементом (червяком) диаметр вала:
Под 3-м элементом (подшипником) диаметр вала:
Длины участков валов мм
Длины участков валов между
Конструктивные размеры шестерен и колёс
1Цилиндрическая шестерня 1-й передачи
Диаметр ступицы: dступ = (15 18) · dвала = 15 · 45 = 675 мм. = 68 мм.
Длина ступицы: Lступ = (08 15) · dвала = 08 · 45 = 36 мм. Длину ступицы исходя из конструктивных соображений принимаем равной ширине зубчатого венца: Lступ = b1 = 33 мм.
Толщина обода: о = (25 4) · mn = 25 · 175 = 4375 мм
Так как толщина обода должна быть не менее 8 мм то принимаем о = 8 мм.
где mn = 175 мм - модуль нормальный.
Толщина диска: С = (02 03) · b1 = 02 · 33 = 66 мм = 7 мм.
где b1 = 33 мм - ширина зубчатого венца.
Толщина рёбер: s = 08 · C = 08 · 7 = 56 мм = 6 мм.
Внутренний диаметр обода:
Dобода = Da1 - 2 · (2 · mn + o) = 11025 - 2 · (2 · 175 + 8) = 8725 мм = 87 мм.
Фаска: n = 05 · mn = 05 · 175 = 0875 мм
Округляем по номинальному ряду размеров: n = 1 мм.
2Цилиндрическое колесо 1-й передачи
Длина ступицы: Lступ = (08 15) · dвала = 1 · 45 = 45 мм
Толщина обода: о = (25 4) · mn = 25 · 175 = 4375 мм.
Толщина диска: С = (02 03) · b2 = 02 · 28 = 56 мм = 6 мм.
где b2 = 28 мм - ширина зубчатого венца.
Толщина рёбер: s = 08 · C = 08 · 6 = 48 мм = 5 мм.
Dобода = Da2 - 2 · (2 · mn + o) = 17675 - 2 · (2 · 175 + 8) = 15375 мм = 154 мм.
Диаметр центровой окружности:
DC отв. = 05 · (Doбода + dступ.) = 05 · (154 + 68) = 111 мм = 112 мм
где Doбода = 154 мм - внутренний диаметр обода.
Диаметр отверстий: Dотв. = = = 215 мм = 22 мм.
3Червячное колесо 2-й передачи
Диаметр ступицы: dступ = (15 18) · dвала = 15 · 70 = 105 мм.
Длина ступицы: Lступ = (12 17) · dвала = 12 · 70 = 84 мм = 120 мм.
Толщина обода: о = 2 · mn = 2 · 10 = 20 мм
где mn = 10 мм - модуль зацепления.
Толщина диска: С = 025 · b2 = 025 · 120 = 30 мм
где b2 = 120 мм - ширина зубчатого венца червячного колеса.
Dобода = df2 - 4 · o = 296 - 4 · 20 = 216 мм
DC отв. = 05 · (Doбода + dступ.) = 05 · (216 + 105) = 1605 мм = 160 мм
где Doбода = 216 мм - внутренний диаметр обода.
Диаметр отверстий: Dотв. =
Параметры для стопорных винтов: Dвинт = (12 14) · m = 13 · 10 = 13 мм.
Подбираем стандартный болт M16.
Выбор муфты на входном валу привода
В виду того что в данном соединении валов требуется невысокая компенсирующая способность муфт то допустима установка муфты упругой втулочно-пальцевой. Достоинство данного типа муфт: относительная простота конструкции и удобство замены упругих элементов. Выбор муфты упругой втулочно-пальцевой производится в зависимости от диаметров соединяемых валов расчётного передаваемого крутящего момента и максимально допустимой частоты вращения вала. Диаметры соединяемых валов:
d(эл. двиг.) = 38 мм;
d(1-го вала) = 32 мм;
Передаваемый крутящий момент через муфту:
Расчётный передаваемый крутящий момент через муфту:
Tр = kр · T = 15 · 66805 = 100208 Н·м
здесь kр = 15 - коэффициент учитывающий условия эксплуатации; значения его приведены в таблице 11.3[1].
Частота вращения муфты:
Выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую 250-38-I.1-32-I.1-У2 ГОСТ 21424-93 (по табл. К21[3]).
Упругие элементы муфты проверим на смятие в предположении равномерного распределения нагрузки между пальцами.
см. = 0869 МПа [см] = 18МПа
здесь zc=6 - число пальцев; Do=98 мм - диаметр окружности расположения пальцев; dп=14 мм - диаметр пальца; lвт=28 мм - длина упругого элемента.
Рассчитаем на изгиб пальцы муфты изготовленные из стали 45:
здесь c=4 мм - зазор между полумуфтами.
Условие прочности выполняется.
Радиальная сила с которой муфта упругая втулочно-пальцевая действует на вал равна:
где: Сr = 5400 Нмм - радиальная жёсткость данной муфты; r = 03 мм - радиальное смещение. Тогда:
Fм = 5400 · 03 = 1620 Н.
Муфта упругая втулочно-пальцевая 250-38-I.1-32-I.1-У2 ГОСТ 21424-93 (по табл. К21[3]).
Проверка прочности шпоночных соединений
1Шестерня 1-й зубчатой цилиндрической передачи
Для данного элемента подбираем шпонку призматическую со скруглёнными торцами 14x9. Размеры сечения шпонки паза и длины шпонки по ГОСТ 23360-78 (см. табл. 89[1]).
Материал шпонки - сталь 45 нормализованная.
Напряжение смятия и условие прочности проверяем по формуле 8.22[1].
где Т = 66805394 Н·мм - момент на валу; dвала = 45 мм - диаметр вала; h = 9 мм - высота шпонки; b = 14 мм - ширина шпонки; t1 = 55 мм - глубина паза вала. Допускаемые напряжения смятия при переменной нагрузке и при стальной ступице [см] = 75 МПа.
Проверим шпонку на срез по формуле 8.24[1].
Допускаемые напряжения среза при стальной ступице [ср] = 06 · [см] = 06 · 75 = 45 МПа.
Все условия прочности выполнены.
2Колесо 1-й зубчатой цилиндрической передачи
где Т = 103173638 Н·мм - момент на валу; dвала = 45 мм - диаметр вала; h = 9 мм - высота шпонки; b = 14 мм - ширина шпонки; t1 = 55 мм - глубина паза вала. Допускаемые напряжения смятия при переменной нагрузке и при стальной ступице [см] = 75 МПа.
3Червячное колесо 2-й червячной передачи
Для данного элемента подбираем шпонку призматическую со скруглёнными торцами 20x12. Размеры сечения шпонки паза и длины шпонки по ГОСТ 23360-78 (см. табл. 89[1]).
где Т = 694521086 Н·мм - момент на валу; dвала = 70 мм - диаметр вала; h = 12 мм - высота шпонки; b = 20 мм - ширина шпонки; t1 = 75 мм - глубина паза вала. Допускаемые напряжения смятия при переменной нагрузке и при стальной ступице [см] = 75 МПа.
Соединения элементов передач с валами
Ведущий элемент передачи
Ведомый элемент передачи
-я зубчатая цилиндрическая передача
Шпонка призматическая со скруглёнными торцами 14x9
Шпонка призматическая со скруглёнными торцами 20x12
Конструктивные размеры корпуса редуктора
Толщина стенки корпуса и крышки редуктора:
= 0.025 · aw (тихоходная ступень) + 3 = 0.025 · 240 + 3 = 9 мм
= 0.02 · aw (тихоходная ступень) + 3 = 0.02 · 240 + 3 = 78 мм
Так как должно быть 1 8.0 мм принимаем 1 = 8.0 мм.
Толщина верхнего пояса (фланца) корпуса: b = 1.5 · = 1.5 · 9 = 135 мм. Округляя в большую сторону получим b = 14 мм.
Толщина нижнего пояса (фланца) крышки корпуса: b1 = 1.5 · 1 = 1.5 · 8 = 12 мм.
Толщина нижнего пояса корпуса:
без бобышки: p = 2.35 · = 2.35 · 9 = 2115 мм округляя в большую сторону получим p = 22 мм.
при наличии бобышки: p1 = 1.5 · = 1.5 · 9 = 135 мм округляя в большую сторону получим p1 = 14 мм.
p2 = (225 275) · = 2.65 · 9 = 2385 мм. округляя в большую сторону получим p2 = 24 мм.
Толщина рёбер основания корпуса: m = (085 1) · = 0.9 · 9 = 81 мм. Округляя в большую сторону получим m = 9 мм.
Толщина рёбер крышки: m1 = (085 1) · 1 = 0.9 · 8 = 72 мм. Округляя в большую сторону получим m1 = 8 мм.
Диаметр фундаментных болтов (их число 4):
d1 = (003 0036) · aw (тихоходная ступень) + 12 =
(003 0036) · 240 + 12 = 192 2064 мм.
Принимаем d1 = 20 мм.
d2 = (07 075) · d1 = (07 075) · 20 = 14 15 мм. Принимаем d2 = 16 мм.
соединяющих основание корпуса с крышкой:
d3 = (05 06) · d1 = (05 06) · 20 = 10 12 мм. Принимаем d3 = 12 мм.
Размеры определяющие положение болтов d2 (см. рис. 10.18[1]):
e (1 12) · d2 = (1 1.2) · 16 = 16 192 = 17 мм;
q 05 · d2 + d4 = 05 · 16 + 5 = 13 мм;
где крепление крышки подшипника d4 = 5 мм.
Высоту бобышки hб под болт d2 выбирают конструктивно так чтобы образовалась опорная поверхность под головку болта и гайку. Желательно у всех бобышек иметь одинаковую высоту hб.
Расчёт реакций в опорах
Силы действующие на вал и углы контактов элементов передач:
Из условия равенства суммы моментов сил относительно 2-й опоры (сечение вала 4 по схеме):
Из условия равенства суммы сил относительно осей X и Y:
Суммарные реакции опор:
Радиальная сила действующая на вал со стороны муфты равна (см. раздел пояснительной записки "Выбор муфт"):
Из условия равенства суммы сил нулю:
Fz3 = Fa3 = 4340757 H
Fz2 = Fa2 = 128967 H
Из условия равенства суммы моментов сил относительно 2-й опоры (сечение вала 3 по схеме):
Построение эпюр моментов на валах
1Расчёт моментов 1-го вала
M = = = 194400 H · мм
M = = = 130498739 H · мм
2Эпюры моментов 1-го вала
3Расчёт моментов 2-го вала
M = = = 64947122 H · мм
M1 = = = 141836341 H · мм
M2 = = = 32789759 H · мм
4Эпюры моментов 2-го вала
5Расчёт моментов 3-го вала
M1 = = = 343604486 H · мм
M2 = = = 388582842 H · мм
6Эпюры моментов 3-го вала
Проверка долговечности подшипников
Выбираем шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ 8338-75) 408 тяжелой серии со следующими параметрами:
d = 40 мм - диаметр вала (внутренний посадочный диаметр подшипника);
D = 110 мм - внешний диаметр подшипника;
C = 637 кН - динамическая грузоподъёмность;
Co = 365 кН - статическая грузоподъёмность.
Радиальные нагрузки на опоры:
Pr1 = R1 + R1(муфт.) = 665975 + 3564 = 4229975 H;
Pr2 = R2 + R2(муфт.) = 665975 + 1944 = 2609975 H.
Здесь R1(муфт.) и R2(муфт.) - реакции опор от действия муфты. См. раздел пояснительной записки "Расчёт реакций в опорах".
Будем проводить расчёт долговечности подшипника по наиболее нагруженной опоре 1.
Осевая сила действующая на вал: Fa = 0 Н.
Эквивалентная нагрузка вычисляется по формуле:
Рэ = (Х · V · Pr1 + Y · Pa) · Кб · Кт
где - Pr1 = 4229975 H - радиальная нагрузка; Pa = Fa = 0 H - осевая нагрузка; V = 1 (вращается внутреннее кольцо подшипника); коэффициент безопасности Кб = 16 (см. табл. 9.19[1]); температурный коэффициент Кт = 1 (см. табл. 9.20[1]).
Отношение 0; этой величине (по табл. 9.18[1]) соответствует e = 019.
Отношение 0 e; тогда по табл. 9.18[1]: X = 1; Y = 0.
Тогда: Pэ = (1 · 1 · 4229975 + 0 · 0) · 16 · 1 = 676796 H.
Расчётная долговечность млн. об. (формула 9.1[1]):
L = = = 833767 млн. об.
Расчётная долговечность ч.:
что больше 5000 ч. (минимально допустимая долговечность подшипника) установленных ГОСТ 16162-85 (см. также стр. 220[1]) здесь n1 = 968 обмин - частота вращения вала.
Выбираем подшипник роликовый конический однорядный (по ГОСТ 333-79) 7608 средней широкой серии со следующими параметрами:
D = 90 мм - внешний диаметр подшипника;
C = 90 кН - динамическая грузоподъёмность;
Co = 675 кН - статическая грузоподъёмность.
Осевая сила действующая на вал: Fa = 4340757 Н.
Отношение 0064; этой величине (по табл. 9.18[1]) соответствует e = 03. Здесь Fa = 4340757 Н - осевая сила действующая на вал.
В подшипниках роликовых конических однорядных при действии на них радиальных нагрузок возникают осевые составляющие S определяемые по формулам:
S1 = 0.83 · e · Pr1 = 0.83 · 03 · 1180857 = 294033 H;
S2 = 0.83 · e · Pr2 = 0.83 · 03 · 1639488 = 408232 H.
Тогда осевые силы действующие на подшипники установленные враспор будут равны (см. стр. 216[1]):
Рэ = (Х · V · Pr1 + Y · Pa1) · Кб · Кт
где - Pr1 = 1180857 H - радиальная нагрузка; V = 1 (вращается внутреннее кольцо подшипника); коэффициент безопасности Кб = 16 (см. табл. 9.19[1]); температурный коэффициент Кт = 1 (см. табл. 9.20[1]).
Отношение 0249 e; тогда по табл. 9.18[1]: X = 1; Y = 0.
Тогда: Pэ = (1 · 1 · 1180857 + 0 · 294033) · 16 · 1 = 1889371 H.
L = 391817848 млн. об.
что больше 5000 ч. (минимально допустимая долговечность подшипника) установленных ГОСТ 16162-85 (см. также стр. 220[1]) здесь n2 = 605 обмин - частота вращения вала.
Рассмотрим подшипник второй опоры:
Отношение 2827 > e; тогда по табл. 9.18[1]: X = 1; Y = 0.
Тогда: Pэ = (1 · 1 · 1639488 + 0 · 463479) · 16 · 1 = 1889371 H.
Выбираем шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ 8338-75) 313 средней серии со следующими параметрами:
d = 65 мм - диаметр вала (внутренний посадочный диаметр подшипника);
D = 140 мм - внешний диаметр подшипника;
C = 923 кН - динамическая грузоподъёмность;
Co = 56 кН - статическая грузоподъёмность.
Будем проводить расчёт долговечности подшипника по наиболее нагруженной опоре 2.
Осевая сила действующая на вал: Fa = 128967 Н.
Рэ = (Х · V · Pr2 + Y · Pa) · Кб · Кт
где - Pr2 = 3532571 H - радиальная нагрузка; Pa = Fa = 128967 H - осевая нагрузка; V = 1 (вращается внутреннее кольцо подшипника); коэффициент безопасности Кб = 16 (см. табл. 9.19[1]); температурный коэффициент Кт = 1 (см. табл. 9.20[1]).
Отношение 0023; этой величине (по табл. 9.18[1]) соответствует e = 0209.
Отношение 0365 > e; e; тогда по табл. 9.18[1]: X = 056; Y = 21.
Тогда: Pэ = (056 · 1 · 3532571 + 21 · 128967) · 16 · 1 = 5432937 H.
L = = = 4903443 млн. об.
что больше 5000 ч. (минимально допустимая долговечность подшипника) установленных ГОСТ 16162-85 (см. также стр. 220[1]) здесь n3 = 75625 обмин - частота вращения вала.
шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ 8338-75) 408тяжелой серии
подшипник роликовый конический однорядный (по ГОСТ 333-79) 7608 средней широкой серии
шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ 8338-75) 313средней серии
Уточненный расчёт валов
Крутящий момент на валу Tкр. = 66805394 H·мм.
Для данного вала выбран материал: сталь 45. Для этого материала:
- предел прочности b = 780 МПа;
- предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба
-1 = 043 · b = 043 · 780 = 3354 МПа;
- предел выносливости стали при симметричном цикле кручения
-1 = 058 · -1 = 058 · 3354 = 194532 МПа.
Диаметр вала в данном сечении D = 32 мм. Это сечение при передаче вращающего момента через муфту рассчитываем на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
- амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:
v = m = 05 · 5696 МПа
где b=10 мм - ширина шпоночного паза; t1=5 мм - глубина шпоночного паза;
- t = 0.1 - см. стр. 166[1];
- = 0.97 - коэффициент учитывающий шероховатость поверхности см. стр. 162[1].
- k = 17 - находим по таблице 8.5[1];
- = 077 - находим по таблице 8.8[1];
Радиальная сила муфты действующая на вал найдена в разделе "Выбор муфт" и равна Fмуфт. = 165 Н. Приняв у вала длину посадочной части равной длине l = 165 мм Находим изгибающий момент в сечении:
Mизг. = Tмуфт. · l 2 = 1620 · 165 2 = 133650 Н·мм.
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
- амплитуда цикла нормальных напряжений:
- среднее напряжение цикла нормальных напряжений:
Fa = 0 МПа - продольная сила в сечении
- = 02 - см. стр. 164[1];
- = 0.97 - коэффициент учитывающий шероховатость поверхности см. стр. 162[1];
- k = 18 - находим по таблице 8.5[1];
- = 088 - находим по таблице 8.8[1];
Результирующий коэффициент запаса прочности:
Расчётное значение получилось больше минимально допустимого [S] = 25. Сечение проходит по прочности.
Диаметр вала в данном сечении D = 40 мм. Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом (см. табл. 8.7[1]).
Wнетто = 6283185 мм3
m = 0 МПа Fa = 0 МПа - продольная сила
- = 3102 - находим по таблице 8.7[1];
Wк нетто = 12566371 мм3
- = 2202 - находим по таблице 8.7[1];
Диаметр вала в данном сечении D = 45 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки. Ширина шпоночной канавки b = 14 мм глубина шпоночной канавки t1 = 55 мм.
где b=14 мм - ширина шпоночного паза; t1=55 мм - глубина шпоночного паза;
- = 085 - находим по таблице 8.8[1];
- = 073 - находим по таблице 8.8[1];
Крутящий момент на валу Tкр. = 103173638 H·мм.
m = 2729 МПа Fa = 4340757 МПа - продольная сила
Червячный вал порверять на прочность не следует так как размеры его поперечных сечений принятые при конструировании после расчёта геометрических характеристик (d1=160мм da1=180мм df1=136мм) значительно превосходят те которые могли бы быть получены расчётом на кручение.
Проверим стрелу прогиба червяка (расчёт на жёсткость).
Приведённый момент инерции поперечного сечения червяка:
(формула известна из курса 'Сопротивления материалов' и 'Детали машин')
где F E=21 · 105 Н·мм2.
[f] = (0005 001) · m = 005 01 мм.
Таким образом жёсткость червяка обеспечена так как
Крутящий момент на валу Tкр. = 694521086 H·мм.
Диаметр вала в данном сечении D = 70 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки. Ширина шпоночной канавки b = 20 мм глубина шпоночной канавки t1 = 75 мм.
где b=20 мм - ширина шпоночного паза; t1=75 мм - глубина шпоночного паза;
m = 0335 МПа Fa = 128967 МПа - продольная сила
- = 082 - находим по таблице 8.8[1];
- = 07 - находим по таблице 8.8[1];
Тепловой расчёт редуктора
Для проектируемого редуктора площадь теплоотводящей поверхности А = 073 мм2 (здесь учитывалась также площадь днища потому что конструкция опорных лап обеспечивает циркуляцию воздуха около днища).
По формуле 10.1[1] условие работы редуктора без перегрева при продолжительной работе:
где Ртр = 698 кВт - требуемая мощность для работы привода; tм - температура масла; tв - температура воздуха.
Считаем что обеспечивается нормальная циркуляция воздуха и принимаем коэффициент теплоотдачи Kt = 15 Вт(м2·oC). Тогда:
где [t] = 50oС - допускаемый перепад температур.
Для уменьшения t следует соответственно увеличить теплоотдающую поверхность корпуса редуктора пропорционально отношению:
03 сделав корпус ребристым.
Смазывание элементов передач редуктора производится окунанием нижних элементов в масло заливаемое внутрь корпуса до уровня обеспечивающего погружение элемента передачи примерно на 10-20 мм. Объём масляной ванны V определяется из расчёта 025 дм3 масла на 1 кВт передаваемой мощности:
V = 025 · 698 = 1745 дм3.
По таблице 10.8[1] устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях H = 10383 МПа и скорости v = 5224 мс рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 15 · 10-6 мс2. По таблице 10.10[1] принимаем масло индустриальное И-12А (по ГОСТ 20799-75*).
Выбираем для подшипников качения пластичную смазку УТ-1 по ГОСТ 1957-73 (см. табл. 9.14[1]). Камеры подшипников заполняются данной смазкой и периодически пополняются ей.
Посадки элементов передач на валы - что по СТ СЭВ 144-75 соответствует легкопрессовой посадке.
Посадки муфт на валы редуктора - .
Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала k6.
Остальные посадки назначаем пользуясь данными таблицы 8.11[1].
Технология сборки редуктора
Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку производят в соответствии с чертежом общего вида редуктора начиная с узлов валов.
На валы закладывают шпонки и напрессовывают элементы передач редуктора. Мазеудерживающие кольца и подшипники следует насаживать предварительно нагрев в масле до 80-100 градусов по Цельсию последовательно с элементами передач. Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; затягивают болты крепящие крышку к корпусу. После этого в подшипниковые камеры закладывают смазку ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок регулируют тепловой зазор. Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают войлочные уплотнения пропитанные горячим маслом. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышку винтами. Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой закрепляют крышку болтами. Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе устанавливаемой техническими условиями.
При выполнении курсового проекта по “Деталям машин” были закреплены знания полученные за прошедший период обучения в таких дисциплинах как: теоретическая механика сопротивление материалов материаловедение.
Целью данного проекта является проектирование привода цепного конвейера который состоит как из простых стандартных деталей так и из деталей форма и размеры которых определяются на основе конструкторских технологических экономических и других нормативов.
В ходе решения поставленной передо мной задачей была освоена методика выбора элементов привода получены навыки проектирования позволяющие обеспечить необходимый технический уровень надежность и долгий срок службы механизма.
Опыт и навыки полученные в ходе выполнения курсового проекта будут востребованы при выполнении как курсовых проектов так и дипломного проекта.
Можно отметить что спроектированный редуктор обладает хорошими свойствами по всем показателям.
По результатам расчета на контактную выносливость действующие напряжения в зацеплении меньше допускаемых напряжений.
По результатам расчета по напряжениям изгиба действующие напряжения изгиба меньше допускаемых напряжений.
Расчет вала показал что запас прочности больше допускаемого.
Необходимая динамическая грузоподъемность подшипников качения меньше паспортной.
При расчете был выбран электродвигатель который удовлетворяет заданные требования.
Список использованной литературы
Чернавский С.А. Боков К.Н. Чернин И.М. Ицкевич Г.М. Козинцов В.П. 'Курсовое проектирование деталей машин': Учебное пособие для учащихся. М.:Машиностроение 1988 г. 416с.
Дунаев П.Ф. Леликов О.П. 'Конструирование узлов и деталей машин' М.: Издательский центр 'Академия' 2003 г. 496 c.
Шейнблит А.Е. 'Курсовое проектирование деталей машин': Учебное пособие изд. 2-е перераб. и доп. - Калининград: 'Янтарный сказ' 2004 г. 454 c.: ил. черт. - Б.ц.
Березовский Ю.Н. Чернилевский Д.В. Петров М.С. 'Детали машин' М.: Машиностроение 1983г. 384 c.
Боков В.Н. Чернилевский Д.В. Будько П.П. 'Детали машин: Атлас конструкций.' М.: Машиностроение 1983 г. 575 c.
Гузенков П.Г. 'Детали машин'. 4-е изд. М.: Высшая школа 1986 г. 360 с.
Детали машин: Атлас конструкций Под ред. Д.Р.Решетова. М.: Машиностроение 1979 г. 367 с.
Дружинин Н.С. Цылбов П.П. Выполнение чертежей по ЕСКД. М.: Изд-во стандартов 1975 г. 542 с.
Кузьмин А.В. Чернин И.М. Козинцов Б.П. 'Расчеты деталей машин' 3-е изд. - Минск: Вышейшая школа 1986 г. 402 c.
Куклин Н.Г. Куклина Г.С. 'Детали машин' 3-е изд. М.: Высшая школа 1984 г. 310 c.
'Мотор-редукторы и редукторы': Каталог. М.: Изд-во стандартов 1978 г. 311 c.
Перель Л.Я. 'Подшипники качения'. M.: Машиностроение 1983 г. 588 c.
'Подшипники качения': Справочник-каталог Под ред. Р.В. Коросташевского и В.Н. Нарышкина. М.: Машиностроение 1984 г. 280 с.
'Проектирование механических передач' Под ред. С.А. Чернавского 5-е изд. М.: Машиностроение 1984 г. 558 c.
Программа DM-Monster V9.x всегда рада поработать за Вас.
Сайт: Курсовое проектирование ДЕТАЛЕЙ МАШИН для студентов и преподавателей.
Сайт: Programs from Russia.