Детали машин и основы конструирования - цилиндрический редуктор

вид сверху редуктор.cdw

Спецификация лист2.cdw

КП 44-09.01.00.00 СБ
Фонарный маслоуказатель
Подшипники шариковые радиальные
Шпонка ГОСТ 23360-78

Спецификация лист1.cdw

Редуктор цилиндрический
КП 44-01.01.00.00 СБ
Кольцо дистанционное

Спецификация лист3.cdw

Главный вид редуктор.cdw

Поверхности соединений "корпус-крышка" перед сборкой
покрыть уплотнительной пастой Герметик.
После сборки валы редуктора должны проворачиваться
без стуков и заедания.
Редуктор обкатать по 10-15 мин. на всех режимах
Техническая характеристика
Момент на выходном валу Т
Частота вращения выходного вала n
Передаточное число редуктора U
КП 44-01.01.00.00 СБ
Редуктор цилиндрический

Пояснительная записка.docx

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ
Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего образования
«Тихоокеанский государственный университет»
Кафедра «Двигатели внутреннего сгорания»
«Детали машин и основы конструирования»
Курсовая работа содержит 3 листов чертежей формата А1 3 листов формата1 листов чертежей формата А4 пояснительную записку на 58 листах формата А4 включающую 16 рисунков 9 таблиц 8 литературных источников.
ПРИВОД КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ЗУБЧАТАЯ ПЕРЕДАЧА ВАЛ ПОДШИПНИК РЕДУКТОР МУФТА ШПОНКА СМАЗКА ВЫБОР ДОПУСКОВ СБОРКА И РЕГУЛИРОВКА.
Целью курсового проекта является разработка технического проекта привода включающего электродвигатель и редуктор.
В проекте выбран электродвигатель выполнен кинематический расчет привода рассчитаны зубчатые передачи спроектированы валы подобраны и проверены подшипники и элементы соединений. Разработана конструкция редуктора и выполнены рабочие чертежи основных деталей.
Выбор электродвигателя6
Кинематический и силовой расчет привода9
Расчет передач привода11
Ориентировочный расчет валов36
Конструктивные размеры зубчатых колес40
Конструктивные размеры корпуса редуктора42
Проверка долговечности подшипников43
Проверка прочности шпоночных соединений48
Уточненный расчет валов50
Выбор посадок деталей редуктора55
Выбор соединительных муфт 55
Сборка и регулировка56
Список использованных источников58
Согласно задания требуется разработать технический проект привода спаренного шнека состоящего из электродвигателя клиноременной передачи и двухступенчатого зубчатого редуктора и муфты.
Требуется выбрать электродвигатель определить передаточные отношения передач; рассчитать зубчатую передачу; спроектировать валы подобрать и проверить подшипники муфты соединения; рассчитать размеры основных элементов корпуса редуктора; разобрать общий вид редуктора и рабочие чертежи основных деталей.
Электродвигатель выбирается по требуемой мощности и частоте вращения. Зубчатая передача рассчитывается по условиям контактной и изгибной выносливости зубьев. Валы проектируются из условия статической прочности (ориентировочный расчет) и проверяется на выносливость по коэффициенту запаса прочности. Подшипники проверяются на долговечность по динамической грузоподъемности муфты подбираются с учетом условий работы в приводе диаметров соединяемых валов и проверяются по передаваемому моменту. Размеры шпонок принимаются в зависимости от диаметра соответствующего участка вала и проверяются на смятие.
Форма и размеры деталей редуктора определяются конструктивными и технологическими соображениями а также выбором материала и способом получения заготовок.
При проектировании ставится задача получить компактную эстетичную и экономичную конструкцию что достигается использованием рациональных материалов оптимальным подбором передаточных отношений передач использованием конструктивных современных решений стандартных узлов и деталей при проектировании приводa.
ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ
- уяснить назначение всех элементов входящих в схему привода и согласовать их обозначения;
- выбрать электродвигатель;
1Кинематическая схема привода и индексация кинематических звеньев
Кинематическая схема привода
– шестерня цилиндрической косозубой передачи;
– колесо цилиндрической косозубой передачи;
– колесо цилиндрической косозубой передачи.
Рис. 1.1 Схема привода.
Присваиваем индексы валам в соответствии с размещенными на них звеньями передач:
-быстроходный(входной) вал редуктора;
- промежуточный вал;
–тихоходный (выходной) вал.
В дальнейшем параметры вращательного движения геометрические параметры передач и другие величины будем обозначать в соответствии с индексами валов к которым они относятся.
Определение требуемой мощности электродвигателя
В качестве приводного используется трехфазный асинхронный электродвигатель переменного тока.
Потребная мощность электродвигателя вычисляется по формуле 1
где Рвых – мощность на тихоходном валу привода кВт;
ОБЩ = 1234Мm Пk – общий КПД привода
где 12 34 М·П – КПД отдельных передач соединительной муфты и подшипников.
КПД подшипников П берется в степени k равной числу пар подшипников в приводе n=6. КПД муфт М берется в степени m равной числу муфт в приводе m=2.
Принимаем согласно 1: М=098; П=099; 12=096; 34=096;
ОБЩ = 096209820994 = 0833.
где Ft – окружное усилие кН;
V – значение окружной скорости мс;
Рвых =525 075=39375 кВт.
Р’ЭД = 39375 0833= 4583 кВт
2.Определение частоты вращения приводного вала.
Частота вращения тихоходного вала привода может быть определена следующим образом
nвых = n6 = 601000V (D)= 601000V (zt)
n вых= 601000075 (8125) = 45 обмин.
3.Определение ориентировочной частоты вращения вала электродвигателя.
Требуемая частота вращения вала электродвигателя ориентировочно равна
где nвых – частота вращения тихоходного вала привода мин-1;
u’ОБЩ = u’12u’34 – ориентировочное общее передаточное отношение;
u’12 u’34 – ориентировочные передаточные числа передач привода;
Принимаем согласно [1] u’12 = 3..5 u’34=3 5 тогда
u’ОБЩ = (3 5)(3 5) =9 25 тогда
n’ЭД = 45(9 25)= 405 1125 обмин
По каталогу [3] выбираем электродвигатель с ближайшим к n’ЭД и Р’ЭД значениями. Таковым электродвигателем является АИР132S6 (см. рис.1.2).
Его параметры: РЭД = 55 кВт nЭД = 960 обмин.
Рисунок 1.2 - Эскиз электродвигателя
Основные размеры электродвигателя мм
КИНЕМАТИЧЕСКИЙ И СИЛОВОЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА
1. Определение расчетных передаточных чисел
Общее передаточное отношение привода
uобщ = 960 45= 2133.
Передаточные отношения передач редуктора
2 Определение частоты вращения валов
Быстроходный вал:n1 = nэд = 960 обмин;
Промежуточный вал:n23 = n1 u12 = 9605 =192 обмин;
Тихоходный вал:n4 = n23 u34 = 192426 = 45 обмин;
3.Угловые скорости валов
Угловые скорости определяем по формуле 1
= эд = nЭД 30 = 3142960 30 = 10053 радc;
= n23 30 = 3142192 30 = 20106 радс;
= n4 30 = 314245 30 = 471 радс;
4 Определение мощностей на валах
Мощность на входном валу редуктора
Р1 = Р’ЭД·М =4726 ·098 = 4632 Вт;
Мощность на промежуточном валу редуктора
Р23= Р1·12·П = 4632·096·099 = 4402 Вт;
Мощность на выходном валу редуктора
Р4 = Р23·34·П = 4402·096·099 = 4184 Вт.
5. Определение крутящих моментов на валах.
Крутящий момент на входном валу редуктора
Т1= Р1 1 = 4632 10053 = 461 Нм.
На промежуточном валу редуктора
Т23 = Р23 23 = 440220106 = 2189 Нм.
На выходном валу редуктора
Т4= Р4 4 = 4184471 = 8883 Нм.
Передаточное отношение
РАСЧЕТ ПРИВОДА ПЕРЕДАЧ
1 Расчет цилиндрической косозубой передачи 1-2
1.1. Схема передачи и исходные данные
Вращающий момент на шестерне 1 Т1 (Нм) .461
Вращающий момент на колесе 2 Т23 (Нм) 2189
Частота вращения вала 1n1(обмин) . ..960
Частота вращения вала 2-3n23(обмин) .. 192
Передаточное число u12 .. ..5
Cрок службы передачи Lгод(годы) . .5
1.1. Критерии работоспособности и расчета.
Передача 1-2 является закрытой поэтому основной критерий работоспособности и расчета – контактная выносливость рабочих поверхностей зубьев. Цель расчета: определить геометрические размеры зубчатой передачи
1.2 Выбор материалов термообработки и твёрдости
Для равномерного изнашивания зубьев и лучшей их прирабатываемости твердость шестерни НВ1 назначается больше твердости колеса НВ2 Разность средних твердостей рабочих поверхностей зубьев шестерни и колеса при твердости материала Н≤350НВ в передачах с прямыми и непрямыми зубьями составляет НВ1-НВ2=20 50.
Механические характеристики сталей
1.3 Определение допускаемых контактных напряжений.
Допускаемые контактные напряжения в соответствии с ГОСТ 21354-75:
где -коэффициент безопасности (однородная структура);
- предел контактной выносливости поверхности зубьев соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений Нмм2;
- коэффициент долговечности
где - базовое число циклов перемены напряжений
-эквивалентное число циклов перемены напряжений соответствующее делительному пределу выносливости.
Предел контактной выносливости поверхности зубьев согласно таблице 4.1 [1] (Н≤350НВ).
где - частота вращения рассчитываемого колеса обмин;
- число вхождений в зацепление зуба рассчитываемого колеса за один его оборот; с=1
- максимальный из длительно действующих моментов;
- момент действующий в
ti - определяется в долях от суммарного времени работы передачи согласно графику нагрузки.
- срок службы передачи годы;
- коэффициент годового использования
- коэффициент суточного использования.
При для переменной нагрузки принимаем =1
Для косозубых передач в качестве расчетного принимается [3]
Нмм2-неравенство выполняется.
1.4. Определение допускаемых значений напряжений при расчете зубьев на усталостный изгиб [1].
где SF - коэффициент безопасности;
- предел выносливости при изгибе соответствующий базовому числу циклов изменения напряжений Нмм2
-коэффициент долговечности.
По табл.4.2[1] согласно выбранных сталей - 40Х 45 (углеродистая и легированная) принимаем SF=17.
По Табл.4.2. [1] принимаем
Коэффициент долговечности: .
Для зубчатых колёс с твёрдостью и зубчатых колёс со шлифованной переходной поверхностью независимо от твёрдости mF=6.
- базовое число циклов перемены напряжений;
- эквивалентное число циклов перемены напряжений;
1.5. Определение допускаемых предельных напряжений при расчете на контактную и изгибную прочность по максимальным нагрузкам.
Для зубьев зубчатых колес подвергнутых нормализации улучшению или объемной закалки с низким отпуском.
Допускаемое предельное напряжение при расчете на контактную прочность:
где - предел текучести материала при растяжении Нмм2.
Допускаемое напряжение при расчете на изгибную прочность:
где - предельное значение напряжения не вызывающее остаточных деформаций или хрупкого излома зуба Нмм2;
- коэффициент безопасности.
; (стали легированные и углеродистые при нормализации улучшении)
1.6. Определение коэффициентов нагрузки.
Коэффициенты нагрузки находятся по следующим зависимостям:
при расчете на контактную выносливость ;
при расчете на изгибную выносливость
где - коэффициенты учитывающие неравномерность распределения нагрузки по длине зуба (ширине зубчатого венца) при расчете по контактным и изгибным напряжениям соответственно;
- динамические коэффициенты (учитывают внутреннюю динамику передачи) при расчете по контактным и изгибным напряжениям соответственно.
1.6.1. Коэффициент концентрации нагрузки.
По ГОСТ 21354-75 установлено 7 основных схем расположения элементов передач относительно опор. Принимаем для передачи 1-2[1стр.31]. Для передачи 1-2 принимаем схему 3..
Рис.3.2 Схемы расположения зубчатых колес относительно опор
Для выбора коэффициентов рассчитываем параметр
рис.3.3.Выбор коэффициентов концентрации нагрузки
Тогда из графиков ориентируясь по рисунку 5.1. [1] и определяем значения коэффициентов концентрации нагрузки.
1.6.2. Динамические коэффициенты.
Значения коэффициентов и выбирают в зависимости от окружной скорости в зацеплении точности изготовления передачи и твердости.
Окружную скорость определяем по формуле 5.3 [1]:
где - частота вращения шестерни рассчитываемой пары колёс обмин; - вспомогательный коэффициент;
- момент на колесе рассчитываемой пары Н·м.
По табл.5.1. [1] принимаем (У1+У2 косозубое).
Степень точности согласно табл.5.2 [1] для цилиндрических косозубых передач - 8-ая.
Коэффициент принимаем по табл.5.3 [1]
Коэффициент принимаем по табл.5.4 [1]
1.7 Геометрические параметры
1.7.1 Расчёт межосевого расстояния
Определяем предварительное значение межосевого расстояния по формуле:
где - крутящий момент на валу колеса Н·м
- расчётное допускаемое напряжение Нмм2
- коэффициент нагрузки
- коэффициент ширины зубчатого колеса по табл.6.3 [1]
1.7.2 Расчёт модуля зацепления
Модуль зацепления определяется из эмпирического соотношения:
принимаем т.к. при твердости поверхности зубьев Н≤НВ350 берется нижнее значение указанного интервала.
1.7.3 Определяем числа зубьев зубчатых колёс
Суммарное число зубьев определяется из следующего соотношения:
где - угол наклона на делительном цилиндре.
Так как значение угла является неизвестным то предварительно задаются величиной а затем уточняют.
Число зубьев шестерни:
Число зубьев колеса:
1.7.4 Определение геометрических размеров зубчатых колёс
Ширина зубчатого венца колеса определяется из следующей зависимости:
для снижения влияния погрешностей монтажа ширина шестерни принимается больше ширины колеса на 5мм.
Минимальное значение угла
Диаметры делительных окружностей:
Проверим межосевое расстояние:
Диаметры окружностей вершин:
Диаметры окружностей впадин:
1.8 Проверочные расчёты зацепления
После определения размеров зацепления проводятся проверочные расчёты по контактным напряжениям напряжениям изгиба и кратковременным перегрузкам.
Уточняем значение окружной скорости:
1.8.1 Проверочный расчёт передачи по контактным напряжениям
1.8.2 Проверочный расчёт по напряжениям изгиба
Предварительно определим коэффициенты прочности зуба шестерни и колеса по табл.6.4 4.стр.30 в зависимости от приведенного числа зубьев колес ().
Проверочный расчет по напряжениям изгиба выполняется отдельно для зуба шестерни и колеса.
1.8.3 Проверочный расчет по кратковременным перегрузкам
Условие выполняется.
1.9 Силы действующие в зацеплении
Окружная сила в зацеплении:
Радиальная сила в зацеплении:
где: - угол зацепления
Осевая сила в зацеплении:
Результаты расчета передачи 1-2
Наименование рассчитываемого параметра
Межосевое расстояние
Число зубьев шестерни
Нормальный модуль зацепления
Диаметр делительной окружности шестерни
Диаметр делительной окружности колеса
Диаметр окружности выступов шестерни
Диаметр окружности выступов колеса
Диаметр окружности впадин шестерни
Диаметр окружности впадин колеса
Ширина зубчатого венца шестерни
Ширина зубчатого венца колеса
Степень точности передачи
Окружная сила в зацеплении
Радиальная сила в зацеплении
Осевая сила в зацеплении
2. Расчет цилиндрической косозубой передачи 3-4
2.1. Схема передачи и исходные данные
Вращающий момент на шестерне 3 Т23 (Нм) ..2189
Вращающий момент на колесе 4 Т4 (Нм) .8883
Частота вращения вала 4 n4(обмин) . 45
Передаточное число u34 426
Cрок службы передачи Lгод(годы) .. 5
2.2. Критерии работоспособности и расчета.
Передача 3-4 является закрытой поэтому основной критерий работоспособности и расчета – контактная выносливость рабочих поверхностей зубьев. Цель расчета: определить геометрические размеры зубчатой передачи.
2.3 Выбор материалов термообработки и твёрдости
Для равномерного изнашивания зубьев и лучшей их прирабатываемой твердость шестерни НВ1назначается больше твердости колеса НВ2 Разность средних твердостей рабочих поверхностей зубьев шестерни и колеса при твердости материала Н≤350НВ в передачах с прямыми и непрямыми зубьями составляет НВ1-НВ2=20 50.
2.4 Определение допускаемых контактных напряжений.
где - базовое число циклов перемены напряжений
- эквивалентное число циклов перемены напряжений соответствующее делительному пределу выносливости.
ti определяется в долях от суммарного времени
работы передачи согласно графику нагрузки.
- срок службы передачи годы; - коэффициент годового использования - коэффициент суточного использования.
2.5. Определение допускаемых значений напряжений при расчете зубьев на усталостный изгиб.
где SF - коэффициент безопасности; - предел выносливости при изгибе соответствующий базовому числу циклов изменения напряжений Нмм2 -коэффициент долговечности
По табл.4.2[1] согласно выбранных сталей - 40Х 45 (углеродистая и легированная) принимаем SF=17.
Коэффициент долговечности: .
2.6. Определение допускаемых предельных напряжений при расчете на контактную и изгибную прочность по максимальным нагрузкам.
где - предельное значение напряжения не вызывающее остаточных деформаций или хрупкого излома зуба Нмм2; - коэффициент безопасности.
2.7. Определение коэффициентов нагрузки.
- динамические коэффициенты (учитывают внутреннюю динамику передачи) при расчете по контактным и изгибным напряжениям соответственно.
2.7.1. Коэффициент концентрации нагрузки.
По ГОСТ 21354-75 установлено 7 основных схем расположения элементов передач относительно опор. Принимаем для передачи 3-4 [1стр.31]. Для передачи 3-4 принимаем схему 5. Для выбора коэффициентов рассчитываем параметр .
2.7.2. Динамические коэффициенты.
где - частота вращения шестерни рассчитываемой пары колёс обмин;
- вспомогательный коэффициент;
Степень точности согласно табл.5.2 [1] для цилиндрических косозубых передач - 9-ая.
2.8 Геометрические параметры
2.8.1 Расчёт межосевого расстояния
2.8.2 Расчёт нормального модуля зацепления
Модуль зацепления определяется из эмпирического соотношения:
2.8.3 Определяем числа зубьев зубчатых колёс
2.8.4 Определение геометрических размеров зубчатых колёс
2.9 Проверочные расчёты зацепления
Уточняем значение окружной скорости: мс.
Коэффициенты и не изменятся.
2.9.1 Проверочный расчёт передачи по контактным напряжениям
2.9.2 Проверочный расчёт по напряжениям изгиба
- условие выполняется.
2.9.3 Проверочный расчет по кратковременным перегрузкам
2.10 Силы действующие в зацеплении
Результаты расчета передачи 3-4
Нормальный модуль передачи
Диаметр делитнльной окружности колеса
Диаметр окружности впадин шестерни
ОРИЕНТИРОВОЧНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ
1. Быстроходный вал 1
Рисунок 4.1 Диаметры различных участков вала.
Находим наименьший диаметр на данном валу – диаметр под ступицу полумуфты:
где - момент на быстроходном валу.
Диаметр вала под подшипником:
Диаметр буртика подшипника:
где r – радиус скругления галтели r = 25мм.
2 Промежуточный вал 2-3
где - момент на промежуточном валу.
Диаметр участка под колесом
Диаметр буртика под колесо:
Диаметр буртика под подшипник:
так как разница между не превышает 3 мм то
Диаметр выходного вала:
- момент на тихоходном валу
мм принимаем = 55 мм
по приложению А принимаем dБ=65
Диаметр участка под колесом:.
Диаметр участка под колесо:
так как разница между не превышает 5 мм то
4 Предварительный выбор подшипников
На валы устанавливаем шариковые радиальные подшипники (рис. 4.4) т.к. на опоры не действует больших осевых нагрузок.
Характеристика подшипников
Условное обозначение
Шариковые радиальные
КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС
Внутренний диаметр: мм.
Наружный диаметр: мм.
Радиусы закруглений: .
Длина: принимаем мм.
КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ КОРПУСА
Толщина стенки корпуса и крышки редуктора:
Толщина верхнего пояса (фланца) корпуса: мм.
Толщина нижнего пояса (фланца) крышки корпуса:
Диаметр винта крепления редуктора к плите (раме):
Число z винтов принимают в зависимости от межосевого расстояния (мм) тихоходной ступени: z=4 при мм.
Диаметр болтов крепления крышки и корпуса редуктора у подшипников: мм;
Расстояние от зубчатых колес до корпуса
ПРОВЕРКА ДОЛГОВЕЧНОСТИ ПОДШИПНИКОВ
Расчетная схема вала для определения реакций опор составляется в строгом соответствии с разработанной компоновкой редуктора и пространственной схемой сил рис. 6.1.
Пространственную схему сил в приводе обычно выполняют в аксонометрии. На схеме должно быть определено относительное положение всех элементов привода и указаны действующие силы. Обозначенные на схеме силы в зацеплении определены ранее.
1 Пространственная схема привода
2.Расчет промежуточного вала
Используя принцип независимости действия сил пространственную схему представляем в виде двух плоских систем сил соответственно в плоскостях YZ и XZ. Из условия равновесия вала под действием внешних сил и реакций опор находим реакции опор в плоскостях
Осевые размеры a b c на расчетной схеме определяются измеряя соответствующие участки вала на компоновке. Точкой приложения реакций опор при использовании радиальных подшипников можно считать середину ширины подшипника. Силы в зацеплении прилагаются в середине зубчатого венца колеса (шестерни).
Определение опорных реакций
Определяем опорные реакции в вертикальной плоскости.
Найдем сумму моментов сил относительно точки А:
Найдем сумму моментов сил относительно точки В:
Определяем опорные реакции в горизонтальной плоскости.
3.Расчет подшипников под промежуточный вал
Характеристика подшипника
Определим суммарные (полные) реакции опор:
значит расчет ведем по опоре В (наиболее нагруженный подшипник). Определяем эквивалентную нагрузку:
- коэффициент безопасности;
- температурный коэффициент;
Согласно [1; 104; табл.7.4]
- коэффициент учитывающий какое из колец подшипника вращается.
(т.к. вращается наружное кольцо).
Для согласно [1; стр 111; табл.7.2]:
Расчётный ресурс L подшипника определяется для наиболее нагруженного подшипника;
a1 - коэффициент корректирующий ресурс в зависимости от надёжности. При вероятности безотказной работы до 90% a1 = 1.
a23 – коэффициент корректирующий ресурс в зависимости от особых свойств и условий работы подшипника a23 = 07.
m – показатель степень. Для шариковых подшипников m = 3.
n – частота вращения вала на котором расположен подшипник.
Определив все неизвестные величины определим расчётный ресурс подшипника
Условие (при Ч) выполняется следовательно принятый подшипник пригоден.
ПРОВЕРКА ПРОЧНОСТИ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ
Характеристики шпонок
Проверка шпонок на смятие по напряжению смятия:
- допускаемое нормальное напряжение на смятие при стальной ступице и спокойной нагрузке МПа [6].
Полумуфта 1(на быстроходном валу редуктора):
принимаем 2 шпонки.
Для выполнения уточнённого расчёта валов необходимо знать опасные сечения для этого построим эпюры изгибающих моментов и определим максимальные изгибающие моменты.
Строим эпюру изгибающего момента в вертикальной плоскости:
Строим эпюру изгибающего момента в горизонтальной плоскости:
После определения моментов строим эпюры изгибающих и крутящих моментов:
2.1.Расчет на статическую прочность
В расчете определяем нормальные и касательные напряжения в рассматриваемом сечении вала при действии максимальных нагрузок:
где - суммарный изгибающий момент Нм;
- крутящий момент Нм;
Где - KП – коэффициент перегрузки для большинства асинхронных двигателей KП = 22.
и - моменты сопротивления сечения вала при расчете на изгиб и кручение мм3;
- площадь поперечного сечения мм2.
Частные коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям (пределы текучести и материала см. табл. 10.2 3.стр.185):
- общий коэффициент запаса прочности;
Вал пригоден к эксплуатации.
2.2 Расчет на сопротивление усталости вала 2-3 (сечение АА)
- коэффициент запаса прочности
где и - коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям.
Напряжения в опасных сечениях вычисляем по формулам:
где - результирующий изгибающий момент Нм;
Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении:
где и - пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения (табл.10.2 3.стр.185);
и - коэффициенты снижения предела выносливости.
где и - эффективные коэффициенты концентрации напряжений (табл. 10.11 3.стр.192);
и - коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения (табл. 10.7 3.стр.191);
и - коэффициенты влияния качества поверхности (табл.10.8 3.стр.191);
- коэффициент влияния поверхностного упрочнения (табл.10.9 3.стр.191).
Для посадки с натягом .
Для шпоночного паза .
где - коэффициент чувствительности к асимметрии цикла напряжений в рассматриваемом сечении;
- коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений (табл. 10.2 3.стр.185);
- среднее напряжение цикла .
ВЫБОР ПОСАДОК ДЕТАЛЕЙ РЕДУКТОРА
Посадка зубчатых колёс и звездочек на вал - (переходная посадка).
Посадка подшипников на вал (посадка с натягом).
Посадки подшипниковых крышек и стаканов (посадка с зазором).
Посадка подшипников в корпус .
Посадка муфты на вал редуктора -(переходная посадка).
ВЫБОР СОЕДИНИТЕЛЬНЫХ МУФТ
Муфту выбираем по диаметрам соединяемых валов. Для соединения вала электродвигателя (32мм) с входным валом (28 мм) редуктора принимаем Муфту упругую втулочно-пальцевую 250-38-1.32-11.2-У3 ГОСТ 21425-93.
Проверка муфты Т·к[T]
Т – момент на валу ·к – коэффициент запаса принимаем к=15 [T] =250Нм.
1·15=5415250- муфта подходит.
Для соединения выходного вала редуктора (55мм) с валом конвейера (55мм) принимаем Муфту упругую втулочно-пальцевую 1000-56-2.55-2-У3 ГОСТ 21425-93.
Т – момент на валу ·к – коэффициент запаса принимаем к=11 [T] =1000Нм.
83·11=977131000- муфта подходит.
Зацепления смазываются окунанием зубчатых колес в масло заливаемое внутрь корпуса до погружения венца зубчатых колес 2 и 4.
Выбираем вязкость 28 мм2с при мс и Нмм2 и принимаем масло И-Г-А-32 (см стр. 200 [3]).
Так как окружная скорость промежуточных зубчатых колёс больше 1мс то для смазки подшипников можно применить картерный способ (подшипники смазываются тем же маслом что и детали передач).
Слив масла осуществляем через сливное отверстие закрываемое пробкой с цилиндрической резьбой.
Устанавливаем ручку отдушину М12х1.75.
СБОРКА И РЕГУЛИРОВКА
В сквозные крышки подшипниковых узлов запрессовываем манжеты. На ведущий вал напрессовываем подшипники и надеваем дистанционное кольцо и крышку на вал. Вал помещаем в основание корпуса обеспечив установку буртика сквозной крышки в соответствующую канавку в отверстии под подшипник. Устанавливаем глухую крышку и дистанционное кольцо противоположного подшипникового узла. В пазы промежуточного и ведомого вала закладываем шпонки и напрессовываем зубчатые колеса до упора в бурт на валу. Надеваем на валы распорные кольца до упора в торец ступицы колеса. Напрессовываем на валы подшипники. Надеваем сквозную крышку и упорное кольцо на ведомый вал. Валы устанавливаем в основание корпуса. Закладывают глухие крышки и упорные кольца.
Надеваем на основание крышку корпуса покрыв предварительно плоскость разъема специальным герметиком. Крышка фиксируется двумя штифтами которые устанавливаются в специальные отверстия во фланце корпуса. Надеваем пружинные шайбы на болты и завинчиваем их.
В пазы выходных концов валов закладываем шпонки. Вкручиваем пробку маслосливного отверстия. Монтируем маслоуказатель. Через люк в крышке корпуса заливаем масло контролируя при этом уровень по маслоуказателю и закрываем люк крышкой.
Дополнительных регулировок редуктору не требуется.
Собранный редуктор подвергается обкатке и испытанию по программе предусмотренной техническими условиями.
При работе над курсовым проектом были закреплены знания методик
расчётов типовых деталей машин общего назначения получены навыки принятия решений при компоновке редуктора и конструировании его деталей.
Был выбран электродвигатель. В ходе расчёта зубчатых передач проработан вопрос оптимального их размещения в корпусе редуктора.
При компоновке механизма и вычерчивании сборочного чертежа определены способы фиксации колёс и подшипников на валах.
Выбранные подшипники проверены на пригодность исходя из их долговечности при расчёте по динамической грузоподъёмности.
Шпоночные соединения проверены на прочность по напряжениям смятия.
Определены опасные сечения валов по действующим нагрузкам и наличию концентраторов напряжений.
Проведён расчёт на усталостную прочность (выносливость) для наиболее опасного сечения вала.
Решены вопросы смазки передач редуктора и подшипников. Смазка подшипников картерная (тем же маслом что и для передач).
Для соединения валов редуктора с электродвигателем была выбрана муфта с упругими элементами компенсирующая погрешности монтажа агрегатов.
Полученная конструкция привода в полной мере отвечает современным
требованиям предъявляемым к механизмам данного типа.
Список использованных источников
Фейгин А.В. Расчет зубчатых передач: Методические указания по курсовому проектированию для студентов специальностей 0611 1012 1104 1201 1202 1502 1704 1709 2401 2405 2601 2602. – Хабаровск: Изд-во Хабар. гос. техн. ун-та 1997. – 39с.
Фейгин А.В. Расчет зубчатых передач (цилиндрические косозубые конические прямозубые): Методические указания по курсовому проектированию для студентов специальностей 0611 1012 1104 1201 1202 1502 1704 1709 2401 2405 2601 2602. – Хабаровск: Изд-во Хабар. гос. техн. ун-та 1997. – 39с.
Дунаев П. Ф. Леликов О. П. Конструирование узлов и деталей машин. – М.: Высшая школа 2003 – 447с. ил.
Курмаз Л. В. Скойбеда А.Т. Детали машин. Проектирование. : Учеб. пособие для техн. спец. вузов. – М.:Высш.шк.2002. – 286 с. ил
Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для техникумовС.А. Чернавский Г.М. Ицкович К.Н. Боков и др. – М.: Машиностроение 1979. – 351 с. ил.
Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие.- Изд. 2-е перераб. и доп.- Калининград: Янтар. сказ 2003.- 454 с.: ил. черт.- Б. ц.
Комков В.Г. Компоновка редуктора: учебное пособие В.Г. Комков ; [науч. ред. А.В. Фейгин]. – Хабаровск: Изд-во Тихоокеан. гос. ун-та 2018. -116с.
Расчет механических передач: учебное пособие А.В. Фейгин В.Г. Комков А.В. Петров В.М. Плисс И.Г. Левитский; [ науч. ред. А.В. Фейгин].- Хабаровск: Изд-во Тихоокеан. гос. ун-та 2014. -87с.

крышка подшипника.cdw

Формовочные уклоны 1°
Неуказанные радиусы 2мм max
Неуказанные предельные отклонения размеров:

Вал.cdw

* Размер обеспечивается инструментом
Неуказанные предельные отклонения размеров:
t22 по ГОСТ 25670-83

Колесо4.cdw

Напрвление линии зуба
Обозначение чертежа
Неуказанные радиусы 5мм max
Неуказанные предельные отклонения размеров: