• RU
  • icon На проверке: 31
Меню

Редуктор - проектировочный расчет валов

  • Добавлен: 09.07.2014
  • Размер: 726 KB
  • Закачек: 0
Узнать, как скачать этот материал

Описание

Курсовой проект-чертежи, спецификация, пояснительная записка

Состав проекта

icon
icon
icon РАСЧЕТ ТИХОХОДН. ВАЛА.doc
icon Чертеж4.cdw
icon Спецификация.spw
icon Копия Auto_2.3.xls
icon vodilo2.cdw
icon Техническое задание.doc
icon Эпюра поперечных сил Qy.doc
icon Моя расчетка.doc

Дополнительная информация

Контент чертежей

icon РАСЧЕТ ТИХОХОДН. ВАЛА.doc

Сила действующая на зубчатое колесо.
Сосредоточенные силы:

icon Чертеж4.cdw

Чертеж4.cdw
Технические характеристики:
Передаточное число редуктора 24
Максимальный крутящий момент на тихоходном валу 2000 H
Частота вращения тихоходного вала 60 обмин
Долговечность редуктора t
Технические требования
Осевую игру радиально-упорных
роликоподшипников 35 и 36
обеспечить в пределах 0 0
мм подгонкой деталей 13 и 14
радиальных шарикоподшипников 37 вала
центрального колеса в пределах 0
мм подгонкой детали 28
радиальных шарикоподшипников 38 в пределах 0
Валы собранного редуктора должны проворачиваться от руки
Сопряженные поверхности корпуса и крышек покрыть тонким
слоем герметика ВГК-18 №2 МРТУ 07-6012-63.
Необработанные наружные поверхности редуктора покрыть серой
Количество заливаемого в редуктор масла 3
Редуктор обкатать без нагрузки при частоте вращения
быстроходного вала n

icon Спецификация.spw

Спецификация.spw
Муфта соединительная
Вины ГОСТ Р 50383-92
Кольца ГОСТ 13941-80
Манжеты ГОСТ 8753-70
Подшипники ГОСТ 8328-57
Подшипники ГОСТ 8338-75
х8 х 25 исполнение 2
х 14 х 76 исполнение 2
Шарик d8 ГОСТ 11371-72

icon vodilo2.cdw

vodilo2.cdw

icon Техническое задание.doc

Техническое задание №1 вариант 7.
В качестве задания выдана компоновочная схема редуктора состоящего из двух ступеней планетарных механизмов выполненный по схеме: .
)Максимальный момент на тихоходном валу: .
)Частота вращения: .
)Передаточное число: .
)Марка стали колес : 25ХГТ.
)Термообработка активных поверхностей их зубьев: нитроцементация.
Гистограмма нагрузки (режим I).
Быстроходная ступень

icon Моя расчетка.doc

ЕСТЬ НЕДОЧЕТЫ ПРИ РАСЧЕТЕ-- ЗДЕСЬ ОНИ НЕ ПОМЕЧЕНЫ
ПРОЕКТИРОВОЧНЫЙ РАСЧЁТ ВАЛОВ.
Быстроходная ступень.
Диаметр консольного участка вала
- допускаемое значение касательных напряжений;
Т - крутящий момент передаваемый валом
для 25ХГТ временное сопротивление разрыву принимаем равным sв=1200 МПа
Таким образом диаметр консольного участка вала принимаем равным dk=25 мм
Диаметры посадочной шейки подшипника качения:
Из технологических соображений для вала тихоходной ступени выбираем сталь 40Х
Таким образом диаметр консольного участка вала принимаем равным
диаметры посадочной шейки подшипника качения:
Проверочный расчет вала быстроходной ступени.
Расчетные схемы валов и осей редукторов представляют в виде ступенчатых или гладких балок на шарнирных опорах. Подшипники одновременно воспринимающие осевые и радиальные нагрузки заменяют шарнирно неподвижными опорами а подшипники воспринимающие только радиальные силы – шарнирно подвижными опорами. Расстояние между центром шпоночного паза и центром первого подшипника
Расстояние между центром шпоночного паза и центром первого подшипника l1=64 мм. Расстояние между центрами подшипников l2=67 мм. Расстояние между центром второго подшипника и центром зубчатого колеса l3=45 мм. Диаметр расположения пальцев МУВП Dm=80 мм. Крутящий момент зубчатого колеса a2 . Диаметр зацепления зубчатого колеса a2 .
Расчет сил действующих на вал.
Сила действующая на зубчатое колесо.
где: W - коэффициент неравномерности распределения нагрузки между сателлитами рис.6.8[1]
n - коэффициент учитывающий влияние погрешностей изготовления и монтажа
aw – угол зацепления
Сила действующая со стороны муфты (МУВП).
Эпюра поперечных сил Qy:
Эпюра изгибающих моментов Mx:
Из эпюр видно что опасным сечением в данном случае является место посадки левого(первого) подшипника так же в этом сечении действуют концентраторы напряжений: посадка с натягом и выкрутка.
Расчет коэффициента запаса прочности вала.
Определение напряжения.
коэффициент асимметрии цикла
Определение пределов выносливости.
Коэффициент влияния абсолютных размеров: при 30мм
Коэффициенты шероховатости: при
Эффективные коэффициенты концентраций напряжений:
для концентратора в виде посадки с гарантированным натягом ; .
Коэффициент упрочнения в расчетном сечении после поверхностной обработки «цементация».
Коэффициент перехода:
Определение коэффициента долговечности.
Для упрочненных валов с концентраторами напряжения m=9
Определение коэффициентов чувствительности к асимметрии цикла.
Для валов подвергнутых поверхностному упрочнению (цементации) выбираю
Определение коэффициентов запаса прочности Ss и St.
При совместном действии нормальных и касательных напряжений запас прочности
вычисляют по формуле:
Проверочный расчет шарикоподшипников быстроходного вала.
Т.к. подшипники для валов мы уже выбрали то данный расчет сводится к определению необходимого количества замен подшипников.
Проверочный расчет на долговечность сводится к проверки неравенства где L – долговечность подшипника миллионов оборотов в минуту LE – эквивалентная долговечность которую подшипник должен выдержать за полный срок службы миллионов оборот. Для вала быстроходной ступени мы выбрали два радиальных шарикоподшипника типа легкой серии имеющих грузоподъемность С=15900 кг.
Расчет долговечности подшипника.
Номинальная долговечность подшипника – это число оборотов или часов (при заданной постоянной частоте вращения) которое подшипник должен проработать до появления первых признаков усталости материала дорожки качения любого кольца или тела качения.
Номинальная долговечность подшипника:
где: C – динамическая грузоподъемность – коэффициент качества – приведенная расчетная нагрузка - коэффициент зависящий от типа подшипника (для шарикоподшипников ).
где: V=1 – коэффициент вращения Fr=1486 – радиальная сила Ks=1.3 – коэффициент безопасности KT=1 – температурный коэффициент (значения приняты в связи с рекомендациями стр. 189[1]).
Расчет эквивалентной долговечности подшипника.
Эквивалентную долговечность подшипника за полный срок службы определяют по формуле:
Параметры ni Li соответсвуют частоте вращения (мин)-1 и продолжительности работы (ч) при действии приведенной нагрузки Pi для определения которой используют зависимость рис.10.3[1]. Если число в процессе эксплуатации не предусмотрена (число замен равно nзам=0) то Lh1 Lh2 Lhk равны продолжительности работы при указанных нагрузках за полный срок службы.
Для передач с постоянным передаточным отношением при нереверсивной нагрузке а так же при реверсивной нагрузке у передач с прямозубыми колесами приведенная нагрузка Pi прямо пропорциональна значению передаваемого момента Ti и поэтому предыдущую формулу можно записать в виде:
Из полученного выражения для эквивалентной долговечности видно что неравенство L>LE выполняется при количестве замен равном нулю. Таким образом для вала БС в течении всего времени работы редуктора замена подшипников не нужна.
Расчет зубчатых муфт.
Выбор муфты для соединения вала быстроходной ступени с валом приводного механизма.
Для соединения входного вала редуктора с валом электродвигателя используют упругую втулочно-пальцевую муфту (МУВП). За счет использования в конструкции упругих элементов данные муфты обладают способностью амортизировать толчки и удары демпфировать колебания разгружать отдельные элементы привода от периодически изменяющихся возмущающих моментов действующих на вращающиеся массы привода. Так же выполняют компенсирующие функции допуская некоторые радиальные и угловые смещения валов.
где: k1=1 – коэффициент безопасности (стр. 227[1])
k2=1 – коэффициент учитывающий условия работы муфты (стр. 227[1])
– момент действующий на колесо а быстроходной ступени
В соответствии с полученным TM по ГОСТ 21424-75 (таблица 132 [1]) выбираю размеры упругой втулочно-пальцевой муфты со следующими характеристиками:
Исходя из размеров муфты выбираем размеры и количество пальцев:
При работе муфты в условиях смещений валов возникает радиальное усилие нагружающее вал принимаемое условно равным где - окружное усилие действующее на пальцы муфты равное
Выбор муфты для соединения с рабочим органом.
Выбираем зубчатую муфту по ГОСТ 92-8764-76. Размеры муфты выбираем по таблице 131стр. 229 [1]. Исходя из диаметра вала и величины момента передаваемой муфтой
Диаметр окружности выступов муфты . Диаметр окружности впадин муфты . Длина зубчатой втулки ориентировочно определяется из соотношения . При работе муфты в условиях смещений соединяемых валов возникает неуравновешенная радиальная сила () и момент нагружающие вал.
Выбор муфты для передачи крутящего момента от водила h2 к колесу a1.
Для обеспечения радиальной подвижности основных плавающих звеньев планетарных передач с целью компенсации погрешностей изготовления используются зубчатые соединительные муфты. Геометрические параметры зубчатого сочленения соединительных муфт центральных колес с внешними зубьями могут выбираться аналогично параметрам зубчатых муфт по ГОСТ 5006-55. При проектировании нестандартных муфт расчетный диаметр зубчатого венца может быть найден по эмпирической формуле:
где - крутящий момент передаваемый муфтой Н*м;
- отношение рабочей ширины зубчатого венца к расчетному диаметру (рекомендуется );
-коэффициент зависящий от твердости активных поверхностей зубьев муфты; .
По рис.13.2[1] определяем основные параметры муфты: zм=30 mм=2 мм.
Расчет фундаментных болтов.
Расчет коэффициента внешней нагрузки
Проверим на усталостную прочность резьбовой участок болта. Толщина фланца прината
По зависимости (8.23) [2] определяем податливость деталей системы фланцев
Коэффициент податливости для болта:
Тогда коэффициент внешней нагрузки равен:
На основе формулы (8.47а) [2] находим амплитудные напряжения:
Эффективный коэффициент концентрации найдем из зависимости:
Для болта M32по рис.8.18.[2] находим es
Предельное амплитудное напряжение определяем по формеле (8.45):
Запас прочности по амплитудным напряжениям согласно формуле (8.44) [2]:
Определение внешних нагрузок действующих на болт в групповом болтовом соединении.
Считая что предварительная затяжка одинакова для всех болтов и обеспечивает не раскрытие стыка при действии внешних нагрузок и предполагая что нагрузка между болтами и по поверхности стыка изменяется по линейному закону получают наибольшую растягивающую внешнюю силу действующую на болт:
Определения силы затяжки и расчетной осевой силы болта группового соединения.
В расчетной практике принимают где - коэффициент затяжки при и при ; - коэффициент внешней нагрузки для проектировочного расчета и соединений из стальных и чугунных деталей рекомендуют: .
Проверим условия не раскрытия стыка
где: - площадь поверхности стыка a=b=80мм.; - моменты инерции площади стыка относительно осей и : ; - минимальное допустимое напряжения сжатия в стыке обеспечивающее жесткость и не раскрытие его .
Расчетная осевая сила болта определяется из выражения
Условие выполняется().
Определение диаметра болта.
Внутренний диаметр резьбы болта при действии внешней не изменяющейся нагрузке () где - допускаемое напряжение растяжения - предел текучести материала болта; - допускаемый коэффициент запаса прочности. При неконтролируемой затяжки для проектируемого расчета коэффициент определяется по приближенной зависимости:
Для крепления редуктора к плите используем четыре болта:
Проверочный расчет болтов на прочность.
Расчет болта на статическую прочность.
Условие прочности: где .
Условие прочности выполняется.
Расчет болта на циклическую прочность.
При действии внешней нагрузки изменяющейся от до коэффициент запаса прочности находится из соотношения где - придел выносливости болта при коэффициенте асимметрии цикла изменения напряжения находится из формулы . Здесь определяются из зависимости где - коэффициент чувствительности материала к концентрации напряжений; - теоретический коэффициент концентрации напряжения.
Действующая амплитуда напряжения:
Вывод: Т.к. все условия выполняются то болты можно считать надежными.
Расчет призматических шпонок и штифтов.
Расчет призматических шпонок.
Призматические шпонки на входном и выходном валах
Для валов данного редуктора выбираем призматические шпонки со скруглёнными торцами.
Быстроходная ступень:
для вала d=25 мм рассчитываем рабочую длину шпонки:
h=7 мм - высота шпонки
t1=4 мм - глубина паза вала
- допускаемые напряжения смятия
0 МПа - предел текучести материала шпонки (Ст45)
[S]=2.9 - допускаемое значение коэффициента запаса
b=8 мм - ширина шпонки
Шпонка 1 – 8727 ГОСТ 8788-68.
для вала d=76 мм рассчитываем рабочую длину шпонки:
h=14 мм- высота шпонки
t1=9 мм -глубина паза вала
[S]=2.9 допускаемое значение коэффициента запаса
где b=22 мм - ширина шпонки
Шпонка 2-221495 ГОСТ 8788-68
Проектировочный расчёт штифтов.
- сила действующая на штифт
Т - момент на неподвижном колесе «b» .
D - расстояние между осью штифта и осью редуктора
t - касательные напряжения
[t] - допускаемые значения касательного напряжения
- площадь поперечного сечения штифта
Zшт - количество штифтов в ступени
выбираем для штифтов Ст6 для которой предел текучести sт=450Мпа
R=105 мм T=361.1 Нм dшт=8 мм
Тихоходная ступень:
D=148 мм Tb1=1555.56 Нм dшт=10 мм
РАСЧЕТ КПД РЕДУКТОРА.
С учетом потерь на трение в зацеплении в подшипниках и на размешивание и разбрызгивание масла КПД равен:
Коэффициент потерь на трение в зацеплении определяется по упрощенной зависимости где - коэффициент трения в зацеплении; величину находят из рис. 2.9 в зависимости от суммы скоростей контактирующих точек относительно зоны контакта: где - окружная скорость зубчатых колес. Расчет коэффициента потерь на трение в подшипниках качения производится по формуле где - момент трения и частота вращения - го подшипника; - число подшипников в опоре; - произведение момента и частоты вращения рабочего органа. Приближенное значение момента трения определяются из зависимости где - коэффициент трения в подшипнике; - внутренней диаметр подшипника; - радиальная нагрузка на подшипник. Ориентировочные значения коэффициентов составляют: для радиальных шариковых однорядных подшипников – 00015; для радиальных с цилиндрическими роликами – 00011.
Расчет КПД быстроходной ступени.
Момент трения в подшипниках сателлита(Расчет ведется только по подшипникам сателлитов т.к. на валах потери незначительны)..
Расчет КПД тихоходной ступени.
Общее КПД редуктора.
Расчет на нагрев и выбор смазки.
Повышение температуры сопряженных поверхностей кинематических пар зубчатых передач в результате работы сил трения вызывает падение защитных свойств маслянистого слоя. Во избежания повышения интенсивности изнашивания и для предупреждения опасных форм повреждения контактирующих поверхностей температура масла не должна превышать предельного допускаемого значения при котором масло еще сохраняет свои защитные функции. Обычно принимают .
Для передач работающих при постоянной нагрузке в течение времени достаточного для появления установившегося теплового режима надо обеспечить условие
где: - установившаяся температура масла °C; - мощность на ведущем валу передачи Вт; - КПД редуктора; - температура окружающего воздуха (при отсутствии специальных указаний принимается равной ); - мощность теплового потока отводимого от передачи в окружающую среду при перепаде температур в
где: - коэффициент теплоотдачи с поверхности корпуса не обдуваемого вентилятором ; - коэффициент теплопередачи при использовании искусственного обдува корпуса например центробежным вентилятором ( - скорость потока воздуха относительно охлаждаемой поверхности ориентировочно принимают мы примем т.е. мы не будем ставить обдуватель и проверим выполняется ли условие для такого случая); и - площади соответственно не обдуваемых и обдуваемых поверхностей корпуса омываемых внутри маслом или его брызгами (включая 50% поверхности ребер предназначенных для охлаждения). Для упрощения расчета площади не обдуваемой поверхности (вся поверхность редуктора) примем редуктор за шар радиусом R=180 мм.
Выбор смазочного материала:
Для смазывания зубчатых передач со стальными зубьями ориентировочное значение вязкости масла определяем по рисунку 19.1 [1] в зависимости от фактора
гдетвердость по Виккеру активных поверхностей зубьев по рисунку 2.20 [1] из твердости HRC.
контактные напряжения
окружная скорость в зацеплении.
- коэффициент перекрытия
коэффициент учитывающий динамические нагрузки
По графику (рис. 19.1 [1]) определяем вязкость
По вязкости из таблицы 19.1 [1] выбираем масло: И-100А ГОСТ 20799-75
ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ.
Режим работы двигателя - длительный тогда:
)Постоянный момент ТЕ
здесь Тi ti ступень нагрузки ( Н*м) и соответствующее ей время работы по гистограмме суммарное время работы под нагрузкой
) Расчетное значение мощности двигателя Вт
здесь - угловая скорость вала рабочего органа 628радсек
КПД механической передачи097
Выбираем двигатель 4А180S2У3 по ГОСТ 19523-74 т.к. требуемая частота вращения ротора двигателя1445мин-1
Требуемая мощность двигателя 110 кВт.
Проектировочный расчет основных параметров корпуса по критерию жесткости.
Толщина стенок корпуса .
Толщина стенок крышки .
Толщина ребра: в сопряжении со стенкой корпуса .
в сопряжении со стенкой крышки .
Толщина подъемных ушей корпуса .
Диаметр фундаментальных болтов .
Толщина фундаментальных лап .
Расстояние от стенки корпуса до края фланца фундаментальных лап.
Расстояние от края до оси болта .
Курсовое проектирование деталей машинПод общ. ред. В.Н. Кудррявцева.—Л.:Машиностроение 1983.
Детали машин. Атлас конструкцийПод ред. Д.Н. Решетова М.:Машиностроение1979.
Детали машин: Учебник для студентов машиностроительных специальностей вузов.—Л.:Машиностроение 1980.
up Наверх