Расчет привода механизма передвижения мостового крана

Пояснительная Записка ДЕТАЛИ МАШИН КУРСОВОЙ ПРОЕКТ.doc

1. Срок службы приводного устройства.
Срок службы Lh ч определяем по формуле:
Где Lr- срок службы привода лет; Kr-коэффициент годового использования
tc- продолжительность смены ч; Lc- число смен; Kc- коэффициент сменного использования
Выбор двигателя. Кинематический расчет. Расчет привода.
1. Определение номинальной мощности и номинальной частоты вращения двигателя.
Определяем требуемую мощность рабочей машины Pрм кВт;
Определяем общий коэффициент полезного действия (КПД) привода:
определяем требуемую мощность двигателя Pдв кВт:
Определяем номинальную мощность двигателя Pном кВт.
Выбираем тип двигателя:
2 Определение передаточного числа привода и его ступеней.
Определяем частоту вращения приводного вала рабочей машины nрм мин-1
Где скорость тягового органа мс; D- диаметр колеса мм;
Определяем передаточное число привода при заданной номинальной мощности Pном принимая Uзп=45;
Определяем максимальное допускаемое отклонение частоты вращения приводного вала рабочей машины мин-1;
Определяем допускаемую частоту вращения приводного вала рабочей машины с учетом отклонения мин-1:
Определить фактическое передаточное число привода UФ:
уточним передаточные числа закрытой и открытой передач в соответствии с выбранным вариантом разбивки передаточного числа привода:
При этом предпочтительнее уточнить Uоп оставив неизменным значение Uзп.
Таким образом выбираем двигатель 4AM132S4У3 nном=1455 мин-1 Pном=75 кВт передаточные числа привода U=21 редуктора Uзп=45 открытой передачи Uоп=46.
3. Определение силовых и кинематических параметров привода.
AM132S4У3 4AM132S4У3 nном=1455 мин-1 Pном=75 кВт
привод рабочей машины
Передаточное число U
Расчетная мощность P кВт
Угловая скорость с-1
Частота вращения n мин-1
Выбор материала зубчатых передач.
Определение допускаемых напряжений.
Выбор твердости термообработки и материала колес.
Допускаемое напряжение при числе циклов перемены напряжений Hмм2
Определение допускаемых контактных напряжений
а) Определить коэффициент долговечности для зубьев шестерни KHL1 и колеса KHL2:
Где NНО- число циклов перемены напряжений соответствующее пределу выносливости; N- число циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработка) N=573Lh. Здесь - угловая скорость соответствующего вала с-1; Lh- срок службы привода (ресурс) ч.
б) Определить допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни и колеса :
Определение допускаемых напряжений изгиба Hмм2.
а) Коэффициент долговечности для зубьев шестерни KFL1 и колеса KFL2.
б) Допускаемое напряжение изгиба для зубьев шестерни колеса
Для реверсивных передач уменьшают на 25%:
Табличный ответ к задаче 3:
Расчет зубчатых передач редукторов.
Расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи.
Определить главный параметр- межосевое расстояние aw мм:
Где Ка- вспомогательный коэффициент для косозубых передач Ка=43.
- коэффициент ширины венца колеса равный 028 036- для шестерни расположенной симметрично относительно опор в проектируемых нестандартных одноступенчатых редукторах;
U- передаточное число редуктора;
T2- вращающий момент на тихоходном валу при расчете редуктора или на приводном валу рабочей машины ;
- допускаемое контактное напряжение с менее прочным зубом или среднее допускаемое контактное напряжение ;
- коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба для прирабатывающихся зубьев =1;
; Округляем значение до ближайшего табличного =120 мм.
Определяем модуль зацепления m мм;
Округляем значение m=233 до ближайшего табличного значения m=3мм;
Определяем угол наклона зубьев для косозубых передач:
Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса:
Уточним действительную величину угла наклона зубьев для косозубых передач:
Определить число зубьев шестерни:
Определяем число зубьев колеса:
Определить фактическое передаточное число и проверить его отклонение от заданного:
Определяем фактическое межосевое расстояние:
Определяем фактические основные геометрические параметры передачи мм:
Проверяем межосевое расстояние: aw=(d1+d2)2;
Проверяем пригодность заготовок колес :
Диаметр заготовки шестерни Dзаг=da1+6мм толщина диска или обода колеса закрытой передачи Sзаг=b2+4мм;
Dзаг=5696+6=6296125-заготовка шестерни пригодна;
Sзаг=37+4=41315- заготовка колеса пригодна;
Проверяем контактные напряжения Hмм2:
Где K-вспомогательный коэффициент для косозубых передач К=376;
- окружная сила в зацеплении Н;
- коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями для косозубых =113
-коэффициент динамической нагрузки зависящей от окружной скорости колес и степени точности передачи =103;
Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса Нмм2;
Где m- модуль зацепления мм; b2-ширина зубчатого венца колеса; Ft- окружная сила в зацеплении Н; KFa- коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями для косозубых колес KFa=1;
- коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба для прирабатывающихся зубьев колес =1;
- коэффициент динамической нагрузки зависящей от окружной скорости колес и степени точности передачи =107;
Yf1 и Yf2- коэффициенты формы зуба и колеса Yf1=428 Yf2=362;
Составим табличный ответ к задаче 4:
Межосевое значение aw
Угол наклона зубьев
Ширина зубчатого венца:
Диаметр окружности вершин
Диаметр окружности впадин
Допускаемое значение
Контактные напряжения Нмм2
Напряжения изгиба Нмм2
Расчет открытых передач .
Расчет открытой цилиндрической зубчатой передачи.
; Округляем значение до ближайшего табличного =190 мм.
Dзаг=75+6=81125-заготовка шестерни пригодна;
Sзаг=57+4=61315- заготовка колеса пригодна;
Где K-вспомогательный коэффициент для прямозубых передач К=4736;
- коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями для прямозубых =113
-коэффициент динамической нагрузки зависящей от окружной скорости колес и степени точности передачи =1;
Где m- модуль зацепления мм;b2-ширина зубчатого венца колеса; Ft- окружная сила в зацеплении Н; KFa- коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями для прямозубых колес KFa=1;
- коэффициент динамической нагрузки зависящей от окружной скорости колес и степени точности передачи =1;
Диаметр делительной окружности
Расчет нагрузки валов.
1 Силы в зацеплении закрытой передачи
Цилиндрическая косозубая
2 Силы в зацеплении открытой передачи.
Характер направления силы по направлению
Цилиндрическая прямозубая
Разработка чертежа общего вида редуктора.
1 Определение размеров ступеней валов одноступенчатых редукторов.
Ступень вала и ее размеры d; l
Вал-шестерня цилиндрическая
-я под элемент открытой передачи или полумуфту
-я под уплотнение крышки с отверстием и подшипник
-я под шестерню колесо
l3 определить графически на эскизной компоновке
-я упорная или под резьбу
Определить графически
2 Предварительный выбор подшипников.
Разработка чертежа общего вида привода.
Конструирование зубчатых колес.
Колеса зубчатые цилиндрические.
Способ получения заготовки
Выбор соединения колеса с валом.
Для соединения вала с колесом применим соединение с натягом. Эти соединения имеют упрощенную технологию изготовления за счет отсутствия шпонки и двух пазов в сопрягаемых деталях; они не чувствительны к реверсивным нагрузкам хорошо воспринимают динамические нагрузки. Обеспечивают хорошее базирование исключают ослабление вала шпоночным пазом. Недостаток этих соединений- трудоемкость сборки сложность контроля качества соединения.
Подбор посадки с натягом проводится в следующем порядке:
Определяем среднее контактное напряжение Hмм2 на посадочной поверхности:
Где K- коэффициент запаса сцепления деталей принимаем K=35 т.к. на конце вала установлена шестерня.
f- коэффициент трения принимаем f=008;
Т- вращающий момент принимаем Т=1901 Hм;
Fa- осевая сила в зацеплении принимаем Fa=46081 H;
Определяем коэффициенты С1 и С2:
Где d- посадочный диаметр принимаем d=63 мм;
d1- диаметр отверстия охватываемой детали для сплошного вала принимаем d1=0; d2- диаметр охватывающей детали принимаем d2=9765мм;
- коэффициенты Пуассона охватываемой и охватывающей деталей для стали принимаем =03;
Определить деформацию деталей мкм;
Где E1 и E2- модули упругости материалов охватываемой и охватывающей детали принимаем E1= E2= Hмм2;
Определяем поправку на обмятие микронеровностей U мкм;
Где и - среднее арифметическое отклонение профиля микронеровностей посадочных поверхностей отверстия и вала принимаем и ;
Поправку на температурную деформацию мкм для зубчатых передач не подсчитывают принимая =0.
Определяем минимальный требуемый натяг мкм для передачи вращающего момента;
Определяем максимальное контактное давление допускаемое прочностью охватывающей детали Нмм2 ;
Где -предел текучести охватывающей детали принимаем ;
Определяем максимальную деформацию соединения допускаемую прочностью охватывающей детали мкм:
Определяем допускаемый натяг соединения гарантирующий прочность охватывающей детали
По значениям выбираем стандартную посадку: у которой .
Определяем давление от максимального натяга выбранной посадки Нмм2.
Определяем силу запрессовки детали FП Н:
Таким образом для сборки соединения требуется пресс развивающий силу 200 кН.
Конструирование подшипниковых узлов.
В нашем случае мы применяем такую (см. рисунок 10.3) схему установки подшипников:
Плавающая опора. Внутреннее кольцо подшипника с обеих торцев закреплено на валу. Наружное кольцо в корпусе не закреплено и допускает осевое перемещение вала в обеих направлениях.
Фиксирующая опора. Внутреннее кольцо подшипника с обеих торцев закреплено на валу. Наружное кольцо также с двусторонним закреплением в корпусе ограничивает осевое перемещение вала в обоих направлениях.
Типы подшипников. Радиальные однорядные шариковые и роликовые и двухрядные сферические. Любой из типов подшипников плавающей опоры может быть применен с любым типом подшипника фиксирующей. В проектируемых редукторах приняты радиальные однорядные шарикоподшипники.
Достоинства: А) температурные удлинения вала не вызывают защемления тел качения в подшипниках. Б) не требует точного расположения посадочных мест подшипников по длине вала.
Рисунок 10.3 Осевое фиксирование вала в одной опоре одним подшипником.
В проектируемых приводах применены компенсирующие разъемные муфты нерасцепляемого класса в стандартном исполнении.
Для соединения выходных концов двигателя и быстроходного вала редуктора установленных как правило на общей раме применены упругие втулочно-пальцевые муфты и муфты со звездочкой.
Для конструируемого редуктора выбираем втулочно-пальцевую муфту.
Применяемая муфта обеспечивает надежную работу привода с минимальными дополнительными нагрузками компенсируя неточности взаимного расположения валов вследствие неизбежных осевых радиальных и угловых смещений.
Смазывание зубчатых и червячных 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 вибраций. Для редукторов общего назначения применяют непрерывное смазывание жидким маслом картерным непроточным способом (окунанием).
По таблице 10.29 выбираем масло ИГС-46.
Определение количества масла. Для одноступенчатых редукторов при смазывании объем масляной ванны определяют из расчета 04 08 л на 1 кВт передаваемой мощности. Исходя из мощности выбранного двигателя принимаем количество масла 45л.
Определение уровня масла. В цилиндрических редукторах при окунании в масляную ванну колеса уровень масла рассчитывают: где m- модуль зацепления d2-диаметр вершин зубьев колеса. .
Исходя из особенностей конструкции корпуса редуктора выбираем круглый маслоуказатель.
Проверочные расчеты.
Проверочный расчет шпонок.
Призматические шпонки применяемые в проектируемых редукторах проверяют на смятие. Проверке подлежат шпонка на тихоходном валу под элементом открытой передачи и одна шпонка на быстроходном валу- под полумуфтой.
Где Ft-окружная сила на шестерне или колесе Н;
Асм=(094h-t1)lp- площадь смятия мм2 здесь lp=l-b- рабочая длина шпонки определенная на конструктивной компоновке.
Проверим на смятие шпонку на тихоходном валу где Ft=2030 Н а Асм=(094h-t1)
Проверим на смятие шпонку на быстроходном валу где Ft=2030 Н а Асм=(094h-t1)
2 Проверочный расчет стяжных винтов
подшипниковых узлов.
Стяжные винты подшипниковых узлов наиболее ответственные резьбовые детали редуктора расположенные попарно около отверстий под подшипники. Их назначение- воспринимать силы передаваемые на крышку редуктора внешними кольцами подшипников.
Винты изготовляют из стали 35 класса прочности 6.8 (первое число умноженное на 100 определяем предел прочности ; произведение чисел умноженное на 10 определяем предел текучести- ).
Стяжные винты рассчитывают на прочность по эквивалентным напряжениям на совместное действие растяжения и кручения :
где Fp- расчетная сила затяжки винтов обеспечивающих нераскрытие стыка под нагрузкой Н
Здесь FB=05Ry- сила воспринимаемая одним стяжным винтом Н где Ry- большая из реакций в вертикальной плоскости в опорах подшипников быстроходного или тихоходного вала; К3- коэффициент затяжки К3- 125 2- при постоянной нагрузке; х- коэффициент основной нагрузки х=02 03 – для соединения стальных или чугунных деталей без прокладок;
А- площадь опасного сечения винта мм2:
где - расчетный диаметр винта; d2- наружный диаметр винта; р- шаг резьбы;
Проверим стяжной винт М10-6gх40.68.028:
Определяем площадь опасного сечения:
Определяем расчетную силу затяжки болтов:
Определяем эквивалентные напряжения:

Чертеж 1.cdw

Точность отливки 9-10-6-4 ГОСТ 26645-85.
Уклоны формовочные по ГОСТ 3212-92 в сторону увеличения
Неуказанные литейные радиусы 3-5 мм.
неуказанные предельные отклонения размеров: валов Н12
Размеры в квадратных скобках обработать совместно.
КФ ОГУ 190600.4405.13.01

Чертеж 4.cdw

Аннотация.doc

Пояснительная записка содержит страницу в том числе 10 рисунков таблиц. Графическая часть выполнена на 3 листах формата А 1 и на 3 листах формата А4.
В данном проекте произведен расчет привода механизма передвижения мостового крана; анализ проектируемых деталей сборочных единиц.

Чертеж 45.cdw

4.cdw

Упругая втулочно-пальцевая
Цилиндрическая зубчатая
Сопротивление движения моста
Допускаемое отклонение
КФ ОГУ 190600. 4405. 13.
Цилиндрический редуктор
Срок службы привода L

6.cdw

Чертеж 2.cdw

Техническая характеристика
Передаточное число U=4
Вращающий момент на выходном валу
Частота вращения быстроходног вала
Плоскость разъема покрыть герметиком при сборке.
Необработанные поверхности красить: внутри маслостойкой
снаружи серой нитроэмалью.
Редуктор залить маслом индустриальным ИГС-46
ГОСТ 17479.4-87 (4л.)
КФ ОГУ 190600.4405.13.02
Редуктор цилиндрический
Технические требования
Модуль зубьев нормальный
Число зубьев шестерни
Степень точности по
Характеристика зацепления

Чертеж 46.cdw

Определениереакцийвподшипниках.
Построениеэпюризгибающихикрутящихмоментов (быстроходныйвал)
Дано: Ft1=2030H; Fr1=755
Вертикальная плоскость
а) определяем вертикальные реакции
-RBy*Lб+Fм(Lб+Lм)=0; RBy=(Fr1*
-Fм*Fм(Lб+Lм))lб=183
Проверка: y=0; Ray-Fr1+RBy-Fм=0;
б) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси х
в характерных сечениях 1 4
Нм; Мх4=0; Мх3=-Fм*Lм=79
Горизонтальная плосткость
а) определяем опорные реакции
б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси y в характерных сечениях
Строим эпюру крутящих моментов
Определяем суммарные радиальные реакции
Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее
нагруженных сечениях
КФ ОГУ 190600. 4405. 13.

Вал-шестерня.cdw

Направление линии зуба
Нормальный исходный контур
Коэффициент смещения
Неуказанные предельные
отклонения размеров: валов t
КФ ОГУ 150200. 4405.07.

ДЕТАЛИ МАШИН.doc

РАЗРАБОТКА КИНЕМАТИЧЕСКОЙ СХЕМЫ МАШИННОГО АГРЕГАТА.7
ВЫБОР ДВИГАТЕЛЯ. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА.8
ВЫБОР МАТЕРИАЛОВ ЗУБЧАТОЙ (ЧЕРВЯЧНОЙ) ПЕРЕДАЧИ. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДОПУСКАЕМЫХ
РАСЧЕТ ЗУБЧАТОЙ (ЧЕРВЯЧНОЙ) ПЕРЕДАЧИ РЕДУКТОРА. 13
РАСЧЕТ ОТКРЫТОЙ ПЕРЕДАЧИ. 18
РАСЧЕТ НАГРУЗКИ ВАЛОВ РЕДУКТОРА. 24
РАЗРАБОТКА ЧЕРТЕЖА ОБЩЕГО ВИДА РЕДУКТОРА. 26
РАСЧЕТНАЯ СХЕМА ВАЛОВ РЕДУКТОРА. 27
ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ. 37
РАЗРАБОТКА ЧЕРТЕЖА ОБЩЕГО ВИДА ПРИВОДА. 40
ПРОВЕРОЧНЫЕ РАСЧЕТЫ. 45
СПИСОК ИСПОЛЬЗУЕМОЙ ЛИТЕРАТУРЫ. 49
Создание машин отвечающих потребностям народного хозяйства должно предусматривать их наибольший экономический эффект и высокие тактико-технические и эксплуатационные показатели.
Основные требования предъявляемые к создаваемой машине: высокая производительность надежность технологичность ремонтопригодность минимальные габариты и масса удобство эксплуатации экономичность техническая эстетика. Все эти требования учитывают в процессе проектирования и конструирования.
Машиностроению принадлежит ведущая роль среди других отраслей экономики так как основные производственные процессы выполняют машины. Поэтому и технический уровень многих отраслей в значительной мере определяет уровень развития машиностроения.
Повышение эксплуатационных и качественных показателей сокращение времени разработки и внедрения новых машин повышение их надежности и долговечности — основные задачи конструкторов-машиностроителей. Одним из направлений решения этих задач является совершенствование конструкторской подготовки студентов высших технических учебных заведений.
Большие возможности для совершенствования труда конструкторов дает применение ЭВМ позволяющее оптимизировать конструкции автоматизировать значительную часть процесса проектирования. Представленные в книге различные конструктивные решения можно использовать для создания графической базы данных используемой при проектировании.
В данном курсовом проекте по деталям машин рассмотрен люленчатый элеватор также произведены необходимые расчеты цилиндрического одноступенчатого косозубого редуктора и открытой цепной передачи. Подобран необходимый материал деталей отвечающий требованиям надежности и долговечности привода люленчатого элеватора. Также разработаны необходимые чертежи редуктора привода механизма
Срок службы приводного устройства.
Срок службы Lh ч определяем по формуле:
Где Lr- срок службы привода лет; Kr-коэффициент годового использования
tc- продолжительность смены ч; Lc- число смен; Kc- коэффициент сменного использования
Выбор двигателя. Кинематический расчет. Расчет привода.
1. Определение номинальной мощности и номинальной частоты вращения двигателя.
Определяем требуемую мощность рабочей машины Pрм кВт;
Определяем общий коэффициент полезного действия (КПД) привода:
определяем требуемую мощность двигателя Pдв кВт:
Определяем номинальную мощность двигателя Pном кВт.
Выбираем тип двигателя:
2 Определение передаточного числа привода и его ступеней.
Определяем частоту вращения приводного вала рабочей машины nрм мин-1
Где скорость тягового органа мс;
Определяем передаточное число привода при заданной номинальной мощности Pном принимая Uзп=4;
Определяем максимальное допускаемое отклонение частоты вращения приводного вала рабочей машины мин-1;
Определяем допускаемую частоту вращения приводного вала рабочей машины с учетом отклонения мин-1:
Определить фактическое передаточное число привода UФ:
уточним передаточные числа закрытой и открытой передач в соответствии с выбранным вариантом разбивки передаточного числа привода:
При этом предпочтительнее уточнить Uоп оставив неизменным значение Uзп.
Таким образом выбираем двигатель 4AM132S6У3 nном=965 мин-1 Pном=55 кВт передаточные числа привода U=112 редуктора Uзп=28 открытой передачи Uоп=4.
3. Определение силовых и кинематических параметров привода.
AM132S6У3 4AM132S6У3 nном=965 мин-1 Pном=55 кВт
привод рабочей машины
Передаточное число U
Расчетная мощность P кВт
Угловая скорость с-1
Частота вращения n мин-1
Выбор материала зубчатых передач.
Определение допускаемых напряжений.
Выбор твердости термообработки и материала колес.
Допускаемое напряжение при числе циклов перемены напряжений Hмм2
Определение допускаемых контактных напряжений
а) Определить коэффициент долговечности для зубьев шестерни KHL1 и колеса KHL2:
Где NНО- число циклов перемены напряжений соответствующее пределу выносливости; N- число циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработка) N=573Lh. Здесь - угловая скорость соответствующего вала с-1; Lh- срок службы привода (ресурс) ч.
б) Определить допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни и колеса :
Определение допускаемых напряжений изгиба Hмм2.
а) Коэффициент долговечности для зубьев шестерни KFL1 и колеса KFL2.
б) Допускаемое напряжение изгиба для зубьев шестерни колеса
Табличный ответ к задаче 3:
Расчет зубчатых передач редукторов.
Расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи.
Определить главный параметр- межосевое расстояние aw мм:
Где Ка- вспомогательный коэффициент для косозубых передач Ка=43.
- коэффициент ширины венца колеса равный 028 036- для шестерни расположенной симметрично относительно опор в проектируемых нестандартных одноступенчатых редукторах;
U- передаточное число редуктора;
T2- вращающий момент на тихоходном валу при расчете редуктора или на приводном валу рабочей машины ;
- допускаемое контактное напряжение с менее прочным зубом или среднее допускаемое контактное напряжение ;
- коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба для прирабатывающихся зубьев =1;
; Округляем значение до ближайшего табличного =95 мм.
Определяем модуль зацепления m мм;
Округляем значение m=138 до ближайшего табличного значения m=15мм;
Определяем угол наклона зубьев для косозубых передач:
Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса:
Уточним действительную величину угла наклона зубьев для косозубых передач:
Определить число зубьев шестерни:
Определяем число зубьев колеса:
Определить фактическое передаточное число и проверить его отклонение от заданного:
Определяем фактическое межосевое расстояние:
Определяем фактические основные геометрические параметры передачи мм:
Проверяем межосевое расстояние: aw=(d1+d2)2;
Проверяем пригодность заготовок колес :
Диаметр заготовки шестерни Dзаг=da1+6мм толщина диска или обода колеса закрытой передачи Sзаг=b2+6мм;
Dзаг=5356+6=5956125-заготовка шестерни пригодна;
Sзаг=26+4=30125- заготовка колеса пригодна;
Проверяем контактные напряжения Hмм2:
Где K-вспомогательный коэффициент для косозубых передач К=376;
- окружная сила в зацеплении Н;
- коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями для косозубых =113
-коэффициент динамической нагрузки зависящей от окружной скорости колес и степени точности передачи =103;
Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса Нмм2;
Где m- модуль зацепления мм; b2-ширина зубчатого венца колеса; Ft- окружная сила в зацеплении Н; KFa- коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями для косозубых колес KFa=1;
- коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба для прирабатывающихся зубьев колес =1;
- коэффициент динамической нагрузки зависящей от окружной скорости колес и степени точности передачи =107;
Yf1 и Yf2- коэффициенты формы зуба и колеса Yf1=375 Yf2=36;
Составим табличный ответ к задаче 4:
Межосевое значение aw
Угол наклона зубьев
Ширина зубчатого венца:
Диаметр окружности вершин
Диаметр окружности впадин
Допускаемое значение
Контактные напряжения Нмм2
Напряжения изгиба Нмм2
Расчет открытых передач.
Расчет открытой цилиндрической зубчатой передачи.
Определить шаг цепи р мм:
где Кэ- коэффициент эксплуатации;
где Кд- динамичность нагрузки; Кд=15
Крег-регулировка межосевого расстояния; Крег=125;
Ко- положение передачи; Ко=1;
Кс- способ смазывания; Кс=15
Кр- режим работы; Кр=125;
z1-число зубьев ведущей звездочки;
- допускаемое давление в шарнирах цепи Нмм2
по таблице 5.8 принимаю =2359 Нмм2
-число рядов цепи; =1
по таблице К32 принимаю р=3175 мм цепь ПР-3175-8900
Определяем числозубьев ведомой звездочки;
Определяем фактическое передаточное число Uф:
Определить оптимальное межосевое расстояние а мм:
Межосевое расстояние в шагах:
Определяем число звеньев цепи :
уточняю межосевое расстояние ар в шагах:
Монтажное расстояние
Определяем длину цепи l мм:
Делительной окружности
где К- коэффициент высоты зуба; К=07;
Кz- коэффициент числа зубьев:
-геометрическая характеристика зацепления:
Проверяем частоту вращения меньшей звездочки n1 мин-1;
проверяем число ударов цепи о зубья звездочки u с-1:
Определяем фактическую скорость цепи v мс:
Определяем окружную силу передаваемую цепью F1 Н;
Проверяем давление в шарнирах цепи Рц Нмм2;
где А- площадь проекции опорной поверхности шарнира мм2;
Проверяю прочность цепи.
где Fp- разрушающая нагрузка цепи Н;
F1- окружная сила передаваемая цепью Н;
Fo- предварительное натяжение цепи щт провисания ведомой ветви (от ее силы тяжести) Н;
где Kf-коэффициент провисания; Kf=6;
q-масса одного метра цепи; q=38 кг;
Fv- натяжение цепи от центробежных сил Н
Определяем силу давления цепи на вал Fоп Н;
где kВ – коэффициент нагрузки на вал; kВ=115;
Составим табличный ответ к задаче 5:
Диаметр делительной окружности звездочек:
Межосевое расстояние а мм
Диаметр окружности выступов:
Число зубьев звездочки
Сила давления цепи на вал Fоп Н
Частота вращения ведущей звездочки n1 мин-1
Коэффициент запаса прочности S
Давление в шарнирах цепи Рц Нмм2
Расчет нагрузки валов.
1 Силы в зацеплении закрытой передачи
Цилиндрическая косозубая
2 Силы в зацеплении открытой передачи.
Вид открытой передачи
Характер направления силы по направлению
Разработка чертежа общего вида редуктора.
1 Определение размеров ступеней валов одноступенчатых редукторов.
Ступень вала и ее размеры d; l
Вал-шестерня цилиндрическая
-я под элемент открытой передачи или полумуфту
-я под уплотнение крышки с отверстием и подшипник
-я под шестерню колесо
l3 определить графически на эскизной компоновке
-я упорная или под резьбу
Определить графически
2 Предварительный выбор подшипников.
РАСЧЕТНАЯ СХЕМА ВАЛОВ РЕДУКТОРА.
1. Определение реакций в опорах подшипников.
Контур внутренней поверхности стенок корпуса редуктора с зазором в мм от вращающихся поверхностей колеса для предотвращения задевания:
где - расстояние от вершин зубьев шестерни до колеса мм; .
Найдём расстояние от вершин зубьев шестерни до колеса .
где - диаметр вершин зубьев шестерни мм: 5.
- диаметр вершин зубьев колеса мм: .
Исходные данные для расчётов.
Силовые факторы Н: силы в зацепление редукторной пары.
Консольные силы в открытой передаче Н:
Делительный диаметр шестерни косозубой передачи :
Геометрические параметры м.
Расстояние между точками приложения реакций в опорах подшипников быстроходного вала :
где - ширина подшипника для быстроходного вала в мм; .
- зазор для предотвращения задевания вращающихся поверхностей колеса в мм; .
Расстояние между точками приложения консольной силы и реакции смежной опоры подшипника быстроходного вала :
где - длина 1 – й ступени под шкив на быстроходном валу в мм: .
- длина 2 – й ступени под уплотнение крышки с отверстием и подшипник на быстроходном валу в мм: .
- ширина подшипника для быстроходного вала в мм; .
Консольные силы в муфте Н:
Делительный диаметр колеса косозубой передачи :
Расстояние между точками приложения реакций в опорах подшипников тихоходного вала :
где - ширина подшипника для тихоходного вала в мм; .
Расстояние между точками приложения консольной силы и реакции смежной опоры подшипника тихоходного вала :
где - длина 1 – й ступени под муфту на тихоходном валу в мм: .
- длина 2 – й ступени под уплотнение крышки с отверстием и подшипник на тихоходном валу в мм: .
- ширина подшипника для тихоходного вала в мм; .
2. Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов.
Для тихоходного вала:
Вертикальная плоскость.
а). Определяем опорные реакции Н:
б) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х в характерных сечениях 1 4 :
Горизонтальная плоскость.
а) Определяем опорные реакции Н:
б) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y в характерных сечениях 1 4 :
Строим эпюру крутящих моментов :
Определяем суммарные радиальные реакции Н:
Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях :
Для быстроходного вала:
б). Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х в характерных сечениях 1 4 :
б) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y в характерных сечениях 1 3 :
Поверочный расчет подшипников
Тихоходный подшипник
Расчетная динамическая грузоподъемность Cгр Н и базовая долговечность L10h ч:
где RE – эквивалентная динамическая нагрузка Н;
где X – коэффициент радиальной нагрузки; X=056;
Y – коэффициент осевой нагрузки; Y=199;
e – коэффициент влияния осевого нагружения; e=022;
- осевая нагрузка подшипника Н; =33814 Н;
- радиальная нагрузка подшипника Н; =44281 Н;
Кб – коэффициент безопасности; Кб=11;
КТ – температурный коэффициент; КТ=1;
V – коэффициент вращения; V=1.
m – показатель степени; m=3 – для шариковых подшипников;
- коэффициент надежности; =1;
- коэффициент учитывающий влияние качества подшипника и качества его эксплуатации; =08 – для шариковых подшипников;
n – частота вращения внутреннего кольца подшипника соответствующего вала обмин; n=34464 мин-1;
Быстроходный подшипник
- радиальная нагрузка подшипника Н; =11196 Н;
n – частота вращения внутреннего кольца подшипника соответствующего вала обмин; n=950 мин-1;
Динамическая грузоподъемность Н
Разработка чертежа общего вида привода.
Конструирование зубчатых колес.
Колеса зубчатые цилиндрические.
Способ получения заготовки
Вал – шестерня – заодно с валом.
Установка колес на валах:
а) шпоночное соединение цилиндрических косозубых колес H7r6 (H7s7);
б) осевое фиксирование колес сидит на валу без перекосов.
3Выбор соединения колеса с валом.
Для соединения вала с колесом применим шпоночное соединение. Это соединение трудоемко в изготовлении. При передаче вращающего Момента шпоночным соединением применение посадок колеса на вал с зазором недопустимо а посадок переходных крайне не желательно так как происходит обкатывание со скольжением поверхностей вала и отверстия колеса которое приводит к износу.
По таблице К42 принимаю шпонку 10x8x40 ГОСТ 23360-78.
4 Конструирование подшипниковых узлов.
В нашем случае мы применяем схему установки подшипников осевое фиксирование вала в одной опоре одним подшипником.
Плавающая опора. Внутреннее кольцо подшипника с обоих торцов закреплено на валу. Наружное кольцо в корпусе не закреплено и допускает осевое перемещение вала в обоих направлениях.
Фиксирующая опора. Внутреннее кольцо подшипника с обоих торцов закреплено на валу. Наружное кольцо также с двусторонним закреплением в корпусе ограничивает осевое перемещение вала в обоих направлениях.
Типы подшипников. Радиальные однорядные шариковые и роликовые и двухрядные сферические. Любой из типов подшипников плавающей опоры может быть применен с любым типом подшипника фиксирующей. В проектируемых редукторах приняты радиальные однорядные шарикоподшипники.
Достоинства: А) температурные удлинения вала не вызывают защемления тел качения в подшипниках. Б) не требует точного расположения посадочных мест подшипников по длине вала.
Рисунок. Осевое фиксирование вала в одной опоре одним подшипником.
5 Конструирование корпуса редуктора
В проектируемых одноступенчатых редукторах принято в основном конструкция неразъемного корпуса. Корпус редуктора служит для размещения и координации деталей передачи защиты их от загрязнения организации системы смазки а также восприятия сил возникающих в зацеплении редукторной пары подшипниках открытой передачи.
Толщина стенок корпуса и ребер жесткости:
Фундаментальный фланец основания корпуса:
Фланец подшипниковой бобышки крышки и основания корпуса:
n2=2на одну сторону крышки.
Подшипниковые бобышки в редукторах с неразъемными монолитными корпусами расположены внутри корпуса. Подшипниковые бобышки предназначены для размещения комплекта деталей подшипникового узла.
6 Конструирование элементов открытых передач
Радиус закругленного зуба
Расстояние от вершины зуба до линии центров дуг закругления
Угол скоса и фаска зуба
В проектируемых приводах применены компенсирующие разъемные муфты нерасцепляемого класса в стандартном исполнении.
Для соединения выходных концов двигателя и быстроходного вала редуктора установленных как правило на общей раме применены упругие втулочно-пальцевые муфты и муфты со звездочкой.
Для конструируемого редуктора выбираем втулочно-пальцевую муфту.
Применяемая муфта обеспечивает надежную работу привода с минимальными дополнительными нагрузками компенсируя неточности взаимного расположения валов вследствие неизбежных осевых радиальных и угловых смещений.
Смазывание зубчатых и червячных 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 вибраций. Для редукторов общего назначения применяют непрерывное смазывание жидким маслом картерным непроточным способом (окунанием).
По таблице 10.29 выбираем масло И-Г-А-68.
Определение количества масла. Для одноступенчатых редукторов при смазывании объем масляной ванны определяют из расчета 04 08 л на 1 кВт передаваемой мощности. Исходя из мощности выбранного двигателя принимаем количество масла 25л.
Определение уровня масла. В цилиндрических редукторах при окунании в масляную ванну колеса уровень масла рассчитывают: где m- модуль зацепления d2-диаметр вершин зубьев колеса. .
Исходя из особенностей конструкции корпуса редуктора выбираем круглый маслоуказатель.
Проверочные расчеты.
1 Проверочный расчет шпонок.
Призматические шпонки применяемые в проектируемых редукторах проверяют на смятие. Проверке подлежат шпонка на тихоходном валу под элементом открытой передачи и одна шпонка на быстроходном валу- под полумуфтой.
Где Ft-окружная сила на шестерне или колесе Н;
Асм=(094h-t1)lp- площадь смятия мм2 здесь lp=l-b- рабочая длина шпонки определенная на конструктивной компоновке.
Проверим на смятие шпонку на тихоходном валу где Ft=48805 Н а Асм=(094h-t1)
2 Проверочный расчет стяжных винтов подшипниковых узлов.
Стяжные винты подшипниковых узлов наиболее ответственные резьбовые детали редуктора расположенные попарно около отверстий под подшипники. Их назначение- воспринимать силы передаваемые на крышку редуктора внешними кольцами подшипников.
Винты изготовляют из стали 35 класса прочности 6.8 (первое число умноженное на 100 определяем предел прочности ; произведение чисел умноженное на 10 определяем предел текучести- ).
Стяжные винты рассчитывают на прочность по эквивалентным напряжениям на совместное действие растяжения и кручения :
где Fp- расчетная сила затяжки винтов обеспечивающих нераскрытие стыка под нагрузкой Н
Здесь FB=05Ry- сила воспринимаемая одним стяжным винтом Н где Ry- большая из реакций в вертикальной плоскости в опорах подшипников быстроходного или тихоходного вала; К3- коэффициент затяжки К3- 125 2- при постоянной нагрузке; х- коэффициент основной нагрузки х=02 03 – для соединения стальных или чугунных деталей без прокладок;
А- площадь опасного сечения винта мм2:
где - расчетный диаметр винта; d2- наружный диаметр винта; р- шаг резьбы;
Проверим стяжной винт М10-6gх40.68.028:
Определяем площадь опасного сечения:
Определяем расчетную силу затяжки болтов:
Определяем эквивалентные напряжения:
3 Проверочный расчет валов
Определить напряжения в опасных сечениях тихоходного вала Нмм2.
Нормальные напряжения изменяются по симметричному циклy при котором амплитуда напряжений равна расчетным напряжениям изгиба :
где— суммарный изгибающий момент в рассматриваемом сечении Нм; .
— осевой момент сопротивления сечения вала мм3. Для определения круглого сплошного сечения вала при ступенчатом переходе принимают меньший из двух диаметров смежных ступеней:.
Найдём осевой момент сопротивления мм3:
Касательные напряжения изменяются по отнулевому циклу при котором амплитуда цикла равна половине расчетных напряжений кручения :
Определим коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений для расчетного сечения вала:
где— эффективные коэффициенты концентрации напряжений. Они зависят от размеров сечения механических характеристик материала: .
— коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения: .
— коэффициент влияния шероховатости: .
Определим пределы выносливости в расчетном сечении вала Нмм2:
где— пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения Нмм2;.
— коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений для расчетного сечения вала:.
Определить коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:
где— пределы выносливости в расчетном сечении вала Нмм2:.
— нормальные напряжения Нмм2: .
— касательные напряжения Нмм2: .
Определим общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении:
где— коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям.
Сравним коэффициент запаса прочности с допускаемым:
где— общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении: .
СПИСОК ИСПОЛЬЗУЕМОЙ ЛИТЕРАТУРЫ.
Шейнблинт А. Е. «Курсовое проектирование деталей машин»: Учеб. Пособие. Изд. 2-е перераб. и доп. - Калининград: Янтар. сказ 2005. – 456 с.: ил. чёрт. – Б. ц.
Дунаев П. Ф. «Конструирование узлов и деталей машин»: Учеб. пособие для студ. техн. спец. вузов. П. Ф. Дунаев О. П. Лёликов. – 8-е изд. перераб. и доп. – М.: издательский центр «Академия» 2004. – 496 с.

45.cdw

Модуль зубьев нормальный
Направление линии зуба
Нормальный исходный контур
Коэффициент смещения
КФ ОГУ 190600. 4405. 13.

Чертеж 47.cdw

Чертеж 3.cdw

Двигатель 4AM132S4У3
Муфта втулочно-пальцевая ГОСТ
Редуктор цилиндрический U=4
Скорость движения моста
сопротивление движения моста
Передаточное число привода
Технические требования
Размеры для справок.
*Размеры уточнить при
КФ ОГУ. 190600. 4405.13.03
передвижения мостового
Двигатель и полумуфта не показаны
Техническая характеристика.
Колесо зубчатое z=63; m=5.

Спецификация второй лист.frw

Винт М10-6gx40.68.028
Подшипники шариковые
Кольцо пружинное А33
Болт М6-8gх25.66.029
Штифт 4h8х15 ГОСТ 3128
Шайба концевая 7019-0629
Болт М12-8gх28.66.029
Болт М16-8gх24.66.029
Винт М10-6gх40.68.028
Штифт 10h8x30 ГОСТ 3128
Шпонка 8х7х30 ГОСТ 3128
Шпонка 10х8х40 ГОСТ 3128

Чертеж 48.cdw

Определениереакцийвподшипниках.
Построениеэпюризгибающихикрутящихмоментов (тихоходныйвал)
Дано: Ft2=2030H; Fr2=755
Ftоп=5220Н; Frоп=1894H; Faоп=5220H; Fy=Ftоп*s F
Вертикальная плоскость
а) определяем вертикальные реакции
М4=0; Fy(Lоп+LT)-RсyLT-Fr2*
=0Нм; Rсy=(Fy(Lоп+LT)-Fr2*
-RDy*LT=0; RDy=(Fy*Lоп+Fr2*
Проверка: y=0; Fy-Rcy-Fr2+RDy-Fм=0;
б) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси х
в характерных сечениях 1 4
Мх1=0; Мх2=Fy*lоп=193
Горизонтальная плосткость
а) определяем опорные реакции
M4=0; -FX(Lоп+LT)+Rcx*LT+Ft2*
=0; RCx=(FX*(Lоп+LT)-Ft2*
+RD RDx=(FX*Lоп+Ft2*
Проверка: X=0; FX-Rc
б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси y в характерных сечениях
Н: Мy1=0; Мy2=-FХ*Lоп=-193
Строим эпюру крутящих моментов
Определяем суммарные радиальные реакции
Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее
нагруженных сечениях
КФ ОГУ 190600. 4405. 13.

список использованой лит-ры.doc

Список использованных источников
Я.А.Самохвалов М.Я.Левицкий “Справочник техника-конструктора” Киев издательство “Техника” 1978
В.И.Анурьев “Справочник конструктора-машиностроителя” Москва издательство “Машиностроение” 1980
Методические указания по выполнению курсовой работы по метрологии

Спецификация первый лист.frw

Редуктор цилиндрический
ОГУ190600.4107.08.СБ
Пояснительная записка
Кольцо уплотнительное
ГОУ ВПО КФ ОГУ190601.4107.07.