Если у вас возникли сложности с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой - мы готовы помочь.
Предоплата всего
Подписываем
ФЕДЕРАЛЬНОЕ АГЕНСТВО ПО ОБРАЗОВАНИЮ
Государственное общеобразовательное учреждение высшего профессионального образования
Кафедра прикладной механики
и материаловедения
ПРОЕКТИРОВАНИЕ ПРИВОДА
Расчетно-пояснительная записка к курсовому проекту
по дисциплине “Детали машин”
Выполнил: Гора Э. А. гр. 318-2
Руководитель проекта: Шабанов Д. В.
Томск 2011г.
Содержание
|
[1] «ТОМСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ АРХИТЕКТУРНО- [2] СТРОИТЕЛЬНЫЙ УНИВЕРСИТЕТ» [2.0.0.1] Кафедра прикладной механики [3] Введение
[4] [4.1] 3.1. Проектный расчёт [4.2] 3.2. Проверочный расчёт по контактным напряжениям [4.3] 3.3. Проверка зубьев передачи на изгиб
[5] [5.1] 4.1. Проектный расчёт [5.2] 4.2 Проверочный расчёт по контактным напряжениям [5.3] 4.3 Проверка зубьев передачи на изгиб
[6] [6.1] 5.1. Проектный расчёт [6.2] 5.2 Проверочный расчёт по контактным напряжениям [6.3] 5.3 Проверка зубьев передачи на изгиб
[7] [7.1] 6.1 1-й вал. [7.2] 6.2 2-й вал. [7.3] 6.3 3-й вал. [7.4] 6.4 Выходной вал.
[8] [8.1] 7.1 Выходной шкив [8.2] 7.2 Шестерня выходного вала [8.3] 7.3 Шестерня 3-го промежуточного вала [8.4] 7.4 Шестерня 2-го промежуточного вала [8.5] 7.5 Входной шкив [9] 8 Конструктивные размеры корпуса редуктора
[10] [10.1] 9.1 1-й вал [10.2] 9.2 2-й вал [10.3] 9.3 3-й вал [10.4] 9.4 4-й вал
[11] [11.1] 10.1 Расчёт моментов 1-го вала
[11.2]
[11.3]
[11.4]
[11.5]
[11.6]
[11.7]
[11.8]
[12] [12.1] 11.1 Быстроходный вал
[13] [13.1] 12.1 Расчёт 1-го вала
[14]
[15]
[16]
[17] |
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 0,01. 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.
По табл. 1.1[1] примем следующие значения КПД:
- для цепной передачи: h1 = 0,93
- для закрытой зубчатой цилиндрической передачи: h2 = 0,97
- для закрытой зубчатой цилиндрической передачи: h3 = 0,97
Общий КПД привода будет:
h = h1 x … x hn x hподш.3 x hмуфты= 0,98 x 0,97 x 0,97 x 0,97 x 0,993 x 0,982 = 0,8677
где hподш. = 0,99 – КПД одного подшипника.
hмуфты = 0,98 – КПД муфты.
Угловая скорость на выходном валу будет:
wвых. = = = 3,05 с-1.
Требуемая мощность двигателя будет:
Pтреб. = = = 4,056 кВт
Требуемые обороты двигателя:
об/мин.
В таблице 24.7[2] по требуемой мощности выбираем электродвигатель 100L4, с синхронной частотой вращения 1500 об/мин, с параметрами: Pдвиг.= 4 кВт. Номинальная частота вращения с учётом скольжения nдвиг. = 1410 об/мин, угловая скорость:
wдвиг. = = = 147.58 рад/с.
Oбщее передаточное отношение:
Uобщ =48,34
Так как редуктор не имеет цепного или ременного привода:
U(ред.) =
Рассчитанные частоты вращения валов сведены ниже:
|
Вал 1-й |
nб = nдвиг = 1410 об./мин. |
|
Вал 2-й |
nпб = = = 334,28 об./мин. |
|
Вал 3-й |
nпт = = = 92,598 об./мин. |
|
Вал 4-й |
29,148 об/мин 29,148 об/мин. |
Вращающие моменты на валах:
Tвых = = 1152 Нxм.
T4 = 1187 Нxм.
T3 = = 385 Нxм.
T2=110 Нxм.
T1=26,9 Нxм.
27,45 Нxм.
3. Расчёт 2-й зубчатой цилиндрической передачи
Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками (см. табл. 2.1-2.3[2]):
- для шестерни : сталь : 45
термическая обработка : улучшение
твердость : HB 285.5
- для колеса : сталь : 45
термическая обработка : улучшение
твердость : HB 248.5
Допустимые контактные напряжения (стр. 13[2]) , будут:
[s]H = ,
По таблицам 2.1 и 2.2 гл. 2[2] имеем для сталей с твердостью поверхностей зубьев менее HB 350 :
sH lim b = 2 x HB + 70 .
sH lim(шестерня) = 2 x 230 + 70 = 582.73 Мпа;
sH lim(колесо) = 2 x 210 + 70 = 515.45 Мпа;
SH – коэффициент безопасности SH = 1,1; ZN – коэффициент долговечности, учитывающий влияние ресурса.
ZN = ,
где NHG – число циклов, соответствующее перелому кривой усталости, определяется по средней твёрдости поверхности зубьев:
NHG = 30 x HBср2.4 £ 12 x 107
NHG(шест.) = 30 x 2302.4 = 2.3·107
NHG(кол.) = 30 x 2102.4 = 1.7·107
NHE = mH x Nк – эквивалентное число циклов.
Nк = 60 x n x c x tS
Здесь :
- n – частота вращения, об./мин.; nшест. = 709,36 об./мин.; nкол. = 177,34 об./мин.
- c = 1 – число колёс, находящихся в зацеплении;
tS = 365 x Lг x C x tc x kг x kс – продолжительность работы передачи в расчётный срок службы, ч.
- Lг=6,2 г. – срок службы передачи;
- С=1 – количество смен;
- tc=24 ч. – продолжительность смены;
- kг=0,85 – коэффициент годового использования;
- kс=0,6 – коэффициент суточного использования.
tS = 365 x 6,2 x 0.85 x 24 x 0,6 = 25390 ч.
Gринимаем ZN(шест.) = 1
ZN(кол.) = 1
ZR = 1 – коэффициент, учитывающий влияние шероховатости сопряжённых поверхностей зубьев.
Zv – коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости: Zv = 1…1,15 .
Предварительное значение межосевого расстояния:
aw' = K x (U + 1) x
где К – коэффициент поверхностной твёрдости зубьев, для данных сталей К=10, тогда:
aw' = 10 x (3,17 + 1) x = 206,5 мм.
Окружная скорость Vпредв. :
Vпредв. = = = 0,5 м/с.
По найденной скорости получим Zv:
Zv = 0.85 x Vпредв.0.1 = 0.85 x 1.320.1 = 0.87
Принимаем Zv = 1.
Допустимые контактные напряжения:
для шестерни [s]H1 = = 582.73 Мпа;
для колеса [s]H2 = = 515.45 Мпа;
Для прямозубых колес за расчетное напряжение принимается минимальное допустимое контактное напряжение шестерни или колеса.
Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение будет:
[s]H = [s]H2 = 515.45 Мпа.
Допустимые напряжения изгиба (стр. 15[2]) , будут:
[s]F = ,
SF – коэффициент безопасности SF = 1,7; YN – коэффициент долговечности, учитывающий влияние ресурса.
YN = ,
где NFG – число циклов, соответствующее перелому кривой усталости:
NFG = 4 x 106
NFE = mF x Nк – эквивалентное число циклов.
Nк = 60 x n x c x tS
Здесь :
- n – частота вращения, об./мин.; nшест. = 143,2 об./мин.;
- c = 1 – число колёс, находящихся в зацеплении;
tS = 365 x Lг x C x tc x kг x kс – продолжительность работы передачи в расчётный срок службы, ч.
- Lг=6,2 г. – срок службы передачи;
- С=1 – количество смен;
- tc=24 ч. – продолжительность смены;
- kг=0,85- коэффициент годового использования;
- kс=0,6 – коэффициент суточного использования.
tS = 365 x 6,2 x 1 x 24 x 0,85 x 0,6 = 33507 ч.
Принимаем YN(шест.) = 1
YN(кол.) = 1
YR = 1 – коэффициент, учитывающий влияние шероховатости, переходной поверхности между зубьями.
YA – коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки (реверса). При нереверсивной нагрузке для материалов шестерни и колеса YA = 1 (стр. 16[2]).
Допустимые напряжения изгиба:
[s]F1 = = 150,59 Мпа;
По таблице 2.5[2] выбираем 9-ю степень точности.
Уточняем предварительно найденное значение межосевого расстояния по формуле (стр. 18[2]):
aw = Ka x (U + 1) x ,
где Кa = 450 – для прямозубой передачи, для несимметрично расположенной цилиндрической передачи выбираем yba = 0,4; KH – коэффициент нагрузки в расчётах на контактную прочность:
KH = KHv x KHb x KHa
где KHv = 1,06 – коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения (выбирается по табл. 2.6[2]); KHb - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий, обусловливаемую погрешностями изготовления (погрешностями направления зуба) и упругими деформациями валов, подшипников. Коэффициент KHb определяют по формуле:
KHb = 1 + (KHbo – 1) x KHw
Зубья зубчатых колёс могут прирабатываться: в результате повышенного местного изнашивания распределение нагрузки становиться более равномерным. Для определения коэффициента неравномерности распределения нагрузки в начальный период работы KHbo предварительно вычисляем ориентировочное значение коэффициента ybd:
ybd = 0.5 x yba x (U + 1) =
0.5 x 0,4 x (3,17 + 1) = 0,83
По таблице 2.7[2] KHbo = 1,05. KHw = 0,26 – коэффициент, учитывающий приработку зубьев (табл. 2.8[2]). Тогда:
KHb = 1 + (1,05 – 1) x 0,26 = 1,013
Коэффициент KHa определяют по формуле:
KHa = 1 + (KHao – 1) x KHw
KHao – коэффициент распределения нагрузки между зубьями в связи с погрешностями изготовления (погрешность шага зацепления и направления зуба) определяют в зависимости от степени точности по нормам плавности для прямозубой передачи:
KHao = 1 + 0.06 x (nст – 5) =
1 + 0.06 x (9 – 5) = 1,24
KHa = 1 + (1,24 – 1) x 0,26 = 1,0624
В итоге:
KH = 1,06 x 1,013 x 1,0624 = 1,14
Тогда:
aw = 450 x (3,17 + 1) x мм.
Принимаем ближайшее значение aw по стандартному ряду: aw = 200 мм.
Предварительные основные размеры колеса:
Делительный диаметр:
d2 = = = 304 мм.
Ширина:
b2 = yba x aw = 0,4 x 200 = 80 мм.
Ширину колеса после вычисления округляем в ближайшую сторону до стандартного числа (см. табл. 24.1[2]): b2 = 80 мм.
Максимально допустимый модуль mmax, мм, определяют из условия неподрезания зубьев у основания:
mmax » = = 5,64 мм.
Минимально допустимый модуль mmin, мм, определяют из условия прочности:
mmin =
где Km = 3.4 x 103 – для прямозубых передач; [s]F – наименьшее из значений [s]F1 и [s]F2.
Коэффициент нагрузки при расчёте по напряжениям изгиба:
KF = KFv x KFb x KFa
Здесь коэффициент KFv = 1,11 – коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения, связанную прежде всего с ошибками шагов зацепления шестерни и колеса. Находится по табл. 2.9[2] в зависимости от степени точности по нормам плавности, окружной скорости и твёрдости рабочих поверхностей. KFb - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения напряжений у основания зубьев по ширине зубчатого венца, оценивают по формуле:
KFb = 0.18 + 0.82 x KHbo = 0.18 + 0.82 x 1,05 = 1,041
KFa = KHao = 1,24 – коэффициент, учитывающий влияние погрешностей изготовления шестерни и колеса на распределение нагрузки между зубьями.
Тогда:
KF = 1,11 x 1,041 x 1,24 = 1,43
mmin = = 1,9 мм.
Из полученного диапазона (mmin…mmax) модулей принимаем значение m, согласуя его со стандартным: m = 2,5.
Для прямозубой передачи предварительно принимаем угол наклона зубьев: b = 0o.
Суммарное число зубьев:
ZS = = = 160
Число зубьев шестерни:
z1 = ³ z1min = 17 (для прямозубой передачи).
z1 = = 38,4
Принимаем z1 = 38
Коэффициент смещения x1 = 0 при z1 ³ 17.
Для колеса внешнего зацепления x2 = -x1 = 0
Число зубьев колеса внешнего зацепления:
z2 = ZS - z1 = 160 – 38 = 122
Фактическое передаточное число:
Uф = = = 3,2
Фактическое значение передаточного числа отличается на 1,2%, что не более, чем допустимые 4% для трехступенчатого редуктора.
Делительное межосевое расстояние:
a = 0.5 x m x (z2 + z1) = 0.5 x 2,5 x (122 + 38) = 140 мм.
Коэффициент воспринимаемого смещения:
y = = = 0
Диаметры колёс:
делительные диаметры:
d1 = = = 95 мм.
d2 = 2 x aw - d1 = 2 x 200 – 95 = 305 мм.
диаметры da и df окружностей вершин и впадин зубьев колёс внешнего зацепления:
da1 = d1 + 2 x (1 + x1 – y) x m = 95 + 2 x (1 + 0 – 0) x 2,5 = 100 мм.
df1 = d1 – 2 x (1.25 – x1) x m = 95 – 2 x (1.25 – 0) x 2,5 = 88,75 мм.
da2 = d2 + 2 x (1 + x2 – y) x m = 305 + 2 x (1 + 0 – 0) x 2,5 = 310 мм.
df2 = d2 – 2 x (1.25 – x2) x m = 305– 2 x (1.25 – 0) x 2,5 = 298,75 мм.
Расчётное значение контактного напряжения:
sH = £ [s]H
где Zs = 9600 – для прямозубой передачи. Тогда:
sH = = 504,25 Мпа £ [s]H = 515,45 Мпа.
Силы в зацеплении:
окружная:
Ft = = = 8105 H;
радиальная:
Fr = = = 2950 H;
осевая:
Fa = Ft x tg(b) = 1112,24 x tg(0o) = 0 H.
Расчётное напряжение изгиба:
в зубьях колеса:
sF2 = £ [s]F2
в зубьях шестерни:
sF1 = £ [s]F1
Значения коэффициента YFS, учитывающего форму зуба и концентрацию напряжений, определяется в зависимости от приведённого числа зубьев zv и коэффициента смещения. Приведённые числа зубьев:
zv1 = = 38
zv2 = =122
По табл. 2.10[2]:
YFS1 = 3,72
YFS2 = 3,59
Значение коэффициента Yb, учитывающего угол наклона зуба, вычисляют по формуле:
Yb = 1 – = 1 – = 1
Для прямозубой передачи для 9-й точности значение коэффициента, учитывающего перекрытие зубьев Ye = 1.
Тогда:
sF2 = = 208 Мпа £ [s]F2 = 255,81 Мпа.
sF1 = = 215 Мпа £ [s]F1 = 255,81 Мпа.
Выбираем материалы со следующими механическими характеристиками (см. табл. 2.1-2.3[2]):
- для шестерни : сталь : 40ХН
термическая обработка : закалка
твердость : HRC 50
- для колеса : сталь : 40ХН
термическая обработка : закалка
твердость : HRC 45
Допустимые контактные напряжения (стр. 13[2]) , будут:
[s]H = ,
По таблицам 2.1 и 2.2 гл. 2[2] имеем:
для стали шестерни с твердостью поверхностей зубьев более HB 350 и термической обработкой – закалка
sH lim(шест.) = 18 x HRC1 + 150
= 18 x 50 + 150 = 1050 Мпа;
для стали колеса с твердостью поверхностей зубьев более HB 350 и термической обработкой – закалка
sH lim(кол.) = 18 x HRC2 + 150
= 18 x 45 + 150 = 960 Мпа;
Предварительное значение межосевого расстояния:
aw' = K x (U + 1) x
где К – коэффициент поверхностной твёрдости зубьев, для данных сталей К=7, тогда:
aw'' = 10 x (3.61 + 1) x = 143,9 мм.
Окружная скорость Vпредв. :
Vпредв. = = = 1 м/с
По найденной скорости получим Zv:
Zv = 0.925 x Vпредв.0.05 = 0.925 x 10.05 = 0,9
Принимаем Zv = 1.
Допустимые контактные напряжения:
для шестерни [s]H1 = = 582,73 Мпа;
для колеса [s]H2 = = 515,73 Мпа;
Для прямозубых колес за расчетное напряжение принимается минимальное допустимое контактное напряжение шестерни или колеса.
Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение будет:
[s]H = [s]H2 = 515,73 Мпа.
Допустимые напряжения изгиба (стр. 15[2]) , будут:
[s]F = ,
SF – коэффициент безопасности SF = 1,7; YN – коэффициент долговечности, учитывающий влияние ресурса.
YN = ,
где NFG – число циклов, соответствующее перелому кривой усталости:
NFG = 4 x 106
NFE = mF x Nк – эквивалентное число циклов.
Nк = 60 x n x c x tS
Здесь :
- n – частота вращения, об./мин.; nшест. = 1432 об./мин.;
- c = 1 – число колёс, находящихся в зацеплении;
tS = 365 x Lг x C x tc x kг x kс – продолжительность работы передачи в расчётный срок службы, ч.
- Lг=7,4 г. – срок службы передачи;
- С=1 – количество смен;
- tc=24 ч. – продолжительность смены;
- kг=0,85 – коэффициент годового использования;
- kс=0,6 – коэффициент суточного использования.
tS = 365 x 6,2 x 1 x 24 x 0,85 x 0,6 = 33507 ч.
Принимаем YN(шест.) = 1
YN(кол.) = 1
YR = 1 – коэффициент, учитывающий влияние шероховатости, переходной поверхности между зубьями.
YA – коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки (реверса). При нереверсивной нагрузке для материалов шестерни и колеса YA = 1 (стр. 16[2]).
Допустимые напряжения изгиба:
[s]F1 = = 150,59 Мпа;
По таблице 2.5[2] выбираем 9-ю степень точности.
Уточняем предварительно найденное значение межосевого расстояния по формуле (стр. 18[2]):
aw = Ka x (U + 1) x ,
где Кa = 450 – для прямозубой передачи, для несимметрично расположенной цилиндрической передачи выбираем yba = 0,4; KH – коэффициент нагрузки в расчётах на контактную прочность:
KH = KHv x KHb x KHa
где KHv = 1,06 – коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения (выбирается по табл. 2.6[2]); KHb - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий, обусловливаемую погрешностями изготовления (погрешностями направления зуба) и упругими деформациями валов, подшипников. Коэффициент KHb определяют по формуле:
KHb = 1 + (KHbo – 1) x KHw
Зубья зубчатых колёс могут прирабатываться: в результате повышенного местного изнашивания распределение нагрузки становиться более равномерным. Для определения коэффициента неравномерности распределения нагрузки в начальный период работы KHbo предварительно вычисляем ориентировочное значение коэффициента ybd:
ybd = 0.5 x yba x (U + 1) =
0.5 x 0,4 x (3,61 + 1) = 0,9
По таблице 2.7[2] KHbo = 1,06. KHw = 0,26 – коэффициент, учитывающий приработку зубьев (табл. 2.8[2]). Тогда:
KHb = 1 + (1,06 – 1) x 0,26 = 1,0156
Коэффициент KHa определяют по формуле:
KHa = 1 + (KHao – 1) x KHw
KHao – коэффициент распределения нагрузки между зубьями в связи с погрешностями изготовления (погрешность шага зацепления и направления зуба) определяют в зависимости от степени точности по нормам плавности для прямозубой передачи:
KHao = 1 + 0.06 x (nст – 5) =
1 + 0.06 x (9 – 5) = 1,24
KHa = 1 + (1,24 – 1) x 0,26 = 1,0624
В итоге:
KH = 1,06 x 1,0156 x 1,0624 = 1,14
Тогда:
aw = 450 x (3,46 + 1) x = 142,9 мм.
Принимаем ближайшее значение aw по стандартному ряду: aw = 140 мм.
Предварительные основные размеры колеса:
Делительный диаметр:
d2 = = = 219 мм.
Ширина:
b2 = yba x aw = 0,4 x 140 = 56 мм.
Ширину колеса после вычисления округляем в ближайшую сторону до стандартного числа (см. табл. 24.1[2]): b2 = 56 мм.
Максимально допустимый модуль mmax, мм, определяют из условия неподрезания зубьев у основания:
mmax » = = 3,57 мм.
Минимально допустимый модуль mmin, мм, определяют из условия прочности:
mmin =
где Km = 3.4 x 103 – для прямозубых передач; [s]F – наименьшее из значений [s]F1 и [s]F2.
Коэффициент нагрузки при расчёте по напряжениям изгиба:
KF = KFv x KFb x KFa
Здесь коэффициент KFv = 1,11 – коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения, связанную прежде всего с ошибками шагов зацепления шестерни и колеса. Находится по табл. 2.9[2] в зависимости от степени точности по нормам плавности, окружной скорости и твёрдости рабочих поверхностей. KFb - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения напряжений у основания зубьев по ширине зубчатого венца, оценивают по формуле:
KFb = 0.18 + 0.82 x KHbo = 0.18 + 0.82 x 1,06 = 1,0492
KFa = KHao = 1,24 – коэффициент, учитывающий влияние погрешностей изготовления шестерни и колеса на распределение нагрузки между зубьями.
Тогда:
KF = 1,11 x 1,0492 x 1,24= 1,44
mmin = = 1,24 мм.
Из полученного диапазона (mmin…mmax) модулей принимаем значение m, согласуя его со стандартным: m = 2.
Для прямозубой передачи предварительно принимаем угол наклона зубьев: b = 0o.
Суммарное число зубьев:
ZS = = = 140
Число зубьев шестерни:
z1 = ³ z1min = 17 (для прямозубой передачи).
z1 = =30,4
Принимаем z1 = 30
Коэффициент смещения x1 = 0 при z1 ³ 17.
Для колеса внешнего зацепления x2 = -x1 = 0
Число зубьев колеса внешнего зацепления:
z2 = ZS - z1 = 140 – 30 = 110
Фактическое передаточное число:
Uф = = = 3,66
Фактическое значение передаточного числа отличается на 1,5%, что не более, чем допустимые 4% для двухступенчатого редуктора.
Делительное межосевое расстояние:
a = 0.5 x m x (z2 + z1) = 0.5 x 2 x (110 + 30) = 140 мм.
Коэффициент воспринимаемого смещения:
y = = = 0
Диаметры колёс:
делительные диаметры:
d1 = = = 60 мм.
d2 = 2 x aw - d1 = 2 x 140 – 60 = 220 мм.
диаметры da и df окружностей вершин и впадин зубьев колёс внешнего зацепления:
da1 = d1 + 2 x (1 + x1 – y) x m = 60 + 2 x (1 + 0 – 0) x 2 = 64 мм.
df1 = d1 – 2 x (1.25 – x1) x m = 60 – 2 x (1.25 – 0) x 2 = 55 мм.
da2 = d2 + 2 x (1 + x2 – y) x m = 220 + 2 x (1 + 0 – 0) x 2 = 224 мм.
df2 = d2 – 2 x (1.25 – x2) x m = 220 – 2 x (1.25 – 0) x 2 = 215 мм.
Расчётное значение контактного напряжения:
sH = £ [s]H
где Zs = 9600 – для прямозубой передачи. Тогда:
sH = = 453,22 Мпа £ [s]H = 515,73 Мпа.
Силы в зацеплении:
окружная:
Ft = = = 3666 H;
радиальная:
Fr = = = 1334 H;
осевая:
Fa = Ft x tg(b) = 497x tg(0o) = 0 H.
Расчётное напряжение изгиба:
в зубьях колеса:
sF2 = £ [s]F2
в зубьях шестерни:
sF1 = £ [s]F1
Значения коэффициента YFS, учитывающего форму зуба и концентрацию напряжений, определяется в зависимости от приведённого числа зубьев zv и коэффициента смещения. Приведённые числа зубьев:
zv1 = = 30
zv2 = = 110
По табл. 2.10[2]:
YFS1 = 3,8
YFS2 = 3,59
Значение коэффициента Yb, учитывающего угол наклона зуба, вычисляют по формуле:
Yb = 1 – = 1 – = 1
Для прямозубой передачи для 9-й точности значение коэффициента, учитывающего перекрытие зубьев Ye = 1.
Тогда:
sF2 = = 169 Мпа £ [s]F2 = 294,118 Мпа.
sF1 = = 179 Мпа £ [s]F1 = 294,118 Мпа.
Выбираем материалы со следующими механическими характеристиками (см. табл. 2.1-2.3[2]):
- для шестерни : сталь : 40ХН
термическая обработка : закалка
твердость : HRC 50
- для колеса : сталь : 40ХН
термическая обработка : закалка
твердость : HRC 45
Допустимые контактные напряжения (стр. 13[2]) , будут:
[s]H = ,
По таблицам 2.1 и 2.2 гл. 2[2] имеем:
для стали шестерни с твердостью поверхностей зубьев более HB 350 и термической обработкой – закалка
sH lim(шест.) = 18 x HRC1 + 150
= 18 x 50 + 150 = 1050 Мпа;
для стали колеса с твердостью поверхностей зубьев более HB 350 и термической обработкой – закалка
sH lim(кол.) = 18 x HRC2 + 150
= 18 x 45 + 150 = 960 Мпа;
Предварительное значение межосевого расстояния:
aw' = K x (U + 1) x
где К – коэффициент поверхностной твёрдости зубьев, для данных сталей К=7, тогда:
aw'' = 10 x (4,218+ 1) x = 96,76 мм.
Окружная скорость Vпредв. :
Vпредв. = = = 2,73 м/с
По найденной скорости получим Zv:
Zv = 0.925 x Vпредв.0.05 = 0.925 x 0,5760.05 = 0,9
Принимаем Zv = 1.
Допустимые контактные напряжения:
для шестерни [s]H1 = = 582,73 Мпа;
для колеса [s]H2 = = 515,73 Мпа;
Для прямозубых колес за расчетное напряжение принимается минимальное допустимое контактное напряжение шестерни или колеса.
Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение будет:
[s]H = [s]H2 = 515,73 Мпа.
Допустимые напряжения изгиба (стр. 15[2]) , будут:
[s]F = ,
SF – коэффициент безопасности SF = 1,7; YN – коэффициент долговечности, учитывающий влияние ресурса.
YN = ,
где NFG – число циклов, соответствующее перелому кривой усталости:
NFG = 4 x 106
NFE = mF x Nк – эквивалентное число циклов.
Nк = 60 x n x c x tS
Здесь :
- n – частота вращения, об./мин.; nшест. = 1432 об./мин.;
- c = 1 – число колёс, находящихся в зацеплении;
tS = 365 x Lг x C x tc x kг x kс – продолжительность работы передачи в расчётный срок службы, ч.
- Lг=6,2 г. – срок службы передачи;
- С=1 – количество смен;
- tc=24 ч. – продолжительность смены;
- kг=0,85 – коэффициент годового использования;
- kс=0,6 – коэффициент суточного использования.
tS = 365 x 6,2 x 1 x 24 x 0,85 x 0,6 = 33507 ч.
Принимаем YN(шест.) = 1
YN(кол.) = 1
YR = 1 – коэффициент, учитывающий влияние шероховатости, переходной поверхности между зубьями.
YA – коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки (реверса). При нереверсивной нагрузке для материалов шестерни и колеса YA = 1 (стр. 16[2]).
Допустимые напряжения изгиба:
[s]F1 = = 150,59 Мпа;
По таблице 2.5[2] выбираем 8-ю степень точности.
Уточняем предварительно найденное значение межосевого расстояния по формуле (стр. 18[2]):
aw = Ka x (U + 1) x ,
где Кa = 450 – для прямозубой передачи, для несимметрично расположенной цилиндрической передачи выбираем yba = 0,4; KH – коэффициент нагрузки в расчётах на контактную прочность:
KH = KHv x KHb x KHa
где KHv = 1,05 – коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения (выбирается по табл. 2.6[2]); KHb - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий, обусловливаемую погрешностями изготовления (погрешностями направления зуба) и упругими деформациями валов, подшипников. Коэффициент KHb определяют по формуле:
KHb = 1 + (KHbo – 1) x KHw
Зубья зубчатых колёс могут прирабатываться: в результате повышенного местного изнашивания распределение нагрузки становиться более равномерным. Для определения коэффициента неравномерности распределения нагрузки в начальный период работы KHbo предварительно вычисляем ориентировочное значение коэффициента ybd:
ybd = 0.5 x yba x (U + 1) =
0.5 x 0,4 x (4,218 + 1) = 1
По таблице 2.7[2] KHbo = 1,15. KHw = 0,27 – коэффициент, учитывающий приработку зубьев (табл. 2.8[2]). Тогда:
KHb = 1 + (1,15 – 1) x 0,27 = 1,0405
Коэффициент KHa определяют по формуле:
KHa = 1 + (KHao – 1) x KHw
KHao – коэффициент распределения нагрузки между зубьями в связи с погрешностями изготовления (погрешность шага зацепления и направления зуба) определяют в зависимости от степени точности по нормам плавности для прямозубой передачи:
KHao = 1 + 0.06 x (nст – 5) =
1 + 0.06 x (8 – 5) = 1,18
KHa = 1 + (1,18 – 1) x 0,27 = 1,0486
В итоге:
KH = 1,05 x 1,0405 x 1,0486 = 1,146
Тогда:
aw = 450 x (4,218 + 1) x = 96,2 мм.
Принимаем ближайшее значение aw по стандартному ряду: aw = 100 мм.
Предварительные основные размеры колеса:
Делительный диаметр:
d2 = = = 161,6 мм.
Ширина:
b2 = yba x aw = 0,4 x 100 = 40 мм.
Ширину колеса после вычисления округляем в ближайшую сторону до стандартного числа (см. табл. 24.1[2]): b2 = 40 мм.
Максимально допустимый модуль mmax, мм, определяют из условия неподрезания зубьев у основания:
mmax » = = 2,25 мм.
Минимально допустимый модуль mmin, мм, определяют из условия прочности:
mmin =
где Km = 3.4 x 103 – для прямозубых передач; [s]F – наименьшее из значений [s]F1 и [s]F2.
Коэффициент нагрузки при расчёте по напряжениям изгиба:
KF = KFv x KFb x KFa
Здесь коэффициент KFv = 1,2 – коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения, связанную прежде всего с ошибками шагов зацепления шестерни и колеса. Находится по табл. 2.9[2] в зависимости от степени точности по нормам плавности, окружной скорости и твёрдости рабочих поверхностей. KFb - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения напряжений у основания зубьев по ширине зубчатого венца, оценивают по формуле:
KFb = 0.18 + 0.82 x KHbo = 0.18 + 0.82 x 1,05 = 1,041
KFa = KHao = 1,18 – коэффициент, учитывающий влияние погрешностей изготовления шестерни и колеса на распределение нагрузки между зубьями.
Тогда:
KF = 1,2 x 1,041 x 1,18= 1,47
mmin = = 0,68 мм.
Из полученного диапазона (mmin…mmax) модулей принимаем значение m, согласуя его со стандартным: m = 1,5.
Для прямозубой передачи предварительно принимаем угол наклона зубьев: b = 0o.
Суммарное число зубьев:
ZS = = = 133
Число зубьев шестерни:
z1 = ³ z1min = 17 (для прямозубой передачи).
z1 = =25,5
Принимаем z1 = 26
Коэффициент смещения x1 = 0 при z1 ³ 17.
Для колеса внешнего зацепления x2 = -x1 = 0
Число зубьев колеса внешнего зацепления:
z2 = ZS - z1 = 133 – 26 = 107
Фактическое передаточное число:
Uф = = = 4,11
Фактическое значение передаточного числа отличается на 2,4%, что не более, чем допустимые 4% для двухступенчатого редуктора.
Делительное межосевое расстояние:
a = 0.5 x m x (z2 + z1) = 0.5 x 1,5 x (107 + 26) = 100 мм.
Коэффициент воспринимаемого смещения:
y = = = 0
Диаметры колёс:
делительные диаметры:
d1 = = = 39 мм.
d2 = 2 x aw - d1 = 2 x 100 – 39 = 161 мм.
диаметры da и df окружностей вершин и впадин зубьев колёс внешнего зацепления:
da1 = d1 + 2 x (1 + x1 – y) x m = 39 + 2 x (1 + 0 – 0) x 1,5 = 42 мм.
df1 = d1 – 2 x (1.25 – x1) x m = 39 – 2 x (1.25 – 0) x 1,5 = 35,25 мм.
da2 = d2 + 2 x (1 + x2 – y) x m = 161 + 2 x (1 + 0 – 0) x 1,5 = 164 мм.
df2 = d2 – 2 x (1.25 – x2) x m = 161 – 2 x (1.25 – 0) x 1,5 = 157,25 мм.
Расчётное значение контактного напряжения:
sH = £ [s]H
где Zs = 9600 – для прямозубой передачи. Тогда:
sH = = 489 Мпа £ [s]H = 515,73 Мпа.
Силы в зацеплении:
окружная:
Ft = = = 1379 H;
радиальная:
Fr = = = 502 H;
осевая:
Fa = Ft x tg(b) = 497x tg(0o) = 0 H.
Расчётное напряжение изгиба:
в зубьях колеса:
sF2 = £ [s]F2
в зубьях шестерни:
sF1 = £ [s]F1
Значения коэффициента YFS, учитывающего форму зуба и концентрацию напряжений, определяется в зависимости от приведённого числа зубьев zv и коэффициента смещения. Приведённые числа зубьев:
zv1 = = 26
zv2 = = 107
По табл. 2.10[2]:
YFS1 = 3,888
YFS2 = 3,59
Значение коэффициента Yb, учитывающего угол наклона зуба, вычисляют по формуле:
Yb = 1 – = 1 – = 1
Для прямозубой передачи для 9-й точности значение коэффициента, учитывающего перекрытие зубьев Ye = 1.
Тогда:
sF2 = = 121 Мпа £ [s]F2 = 294,118 Мпа.
sF1 = = 131 Мпа £ [s]F1 = 294,118 Мпа.
Предварительный расчёт валов проведём на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.
Диаметр вала при допускаемом напряжении [tк] = 20 Мпа вычисляем по формуле 8.16[1]:
dв ³
dв ³ = 19 мм.
Под свободный (присоединительный) конец вала выбираем диаметр вала: 20 мм.
Под подшипники выбираем диаметр вала: 25 мм.
Под шестерню выбираем диаметр вала: 30 мм.
dв ³ = 30 мм.
Под подшипники выбираем диаметр вала: 30 мм.
Под зубчатое колесо выбираем диаметр вала: 36 мм.
dв ³ = 46,11 мм.
Под подшипники выбираем диаметр вала: 50 мм.
Под зубчатое колесо выбираем диаметр вала: 56 мм.
dв ³ = 63 мм.
Под подшипники выбираем диаметр вала: 65 мм.
Под зубчатое колесо выбираем диаметр вала: 68 мм.
Под свободный (присоединительный) конец вала выбираем диаметр вала: 63 мм.
Диаметры участков валов назначаем исходя из конструктивных соображений.
Для данного элемента подбираем шпонку призматическую со скруглёнными торцами 18x11. Размеры сечений шпонки и пазов и длины шпонок по ГОСТ 23360-78 (см. табл. 8,9[1]).
Материал шпонки – сталь 45 нормализованная.
Напряжение смятия и условие прочности проверяем по формуле 8.22[1].
sсм = =115 Мпа £ [sсм]
где Т =1187 Нxм – момент на валу; dвала = 63 мм – диаметр вала; h = 11 мм – высота шпонки; b = 18 мм – ширина шпонки; l = 70 мм – длина шпонки; t1 = 7 мм – глубина паза вала. Допускаемые напряжения смятия при переменной нагрузке и при стальной ступице [sсм] = 90 …120Мпа.
Проверим шпонку на срез по формуле 8.24[1].
tср = = 40 Мпа £ [tср]
Допускаемые напряжения среза при стальной ступице [tср] = 0,6 x [sсм] = 0,6 x 120 = 72 Мпа.
Все условия прочности выполнены.
Для данного элемента подбираем шпонку призматическую со скруглёнными торцами 20x12. Размеры сечений шпонки и пазов и длины шпонок по ГОСТ 23360-78 (см. табл. 8,9[1]).
Материал шпонки – сталь 45 нормализованная.
Напряжение смятия и условие прочности проверяем по формуле 8.22[1].
sсм == =103,2 Мпа £ [sсм]
где Т = 1187 Нxм – момент на валу; dвала = 65 мм – диаметр вала; h = 12 мм – высота шпонки; b = 20 мм – ширина шпонки; l = 80 мм – длина шпонки; t1 = 7,5 мм – глубина паза вала. Допускаемые напряжения смятия при переменной нагрузке и при стальной ступице [sсм] = 90..120 Мпа.
Проверим шпонку на срез по формуле 8.24[1].
tср = = 31,8 Мпа £ [tср]
Допускаемые напряжения среза при стальной ступице [tср] = 0,6 x [sсм] = 0,6 x 120 = 72 Мпа.
Все условия прочности выполнены.
Для данного элемента подбираем две шпонки, расположенные под углом 180o друг к другу. Шпонки призматические со скруглёнными торцами 16x10. Размеры сечений шпонки и пазов и длины шпонок по ГОСТ 23360-78 (см. табл. 8,9[1]).
Материал шпонки – сталь 45 нормализованная.
Напряжение смятия и условие прочности проверяем по формуле 8.22[1].
sсм = = 96 Мпа £ [sсм]
где Т = 385 Нxм – момент на валу; dвала = 50 мм – диаметр вала; h = 16 мм – высота шпонки; b = 10 мм – ширина шпонки; l = 56 мм – длина шпонки; t1 = 6 мм – глубина паза вала. Допускаемые напряжения смятия при переменной нагрузке и при стальной ступице [sсм] = 90…120 Мпа.
Проверим шпонку на срез по формуле 8.24[1].
tср = 24,56 Мпа £ [tср]
Допускаемые напряжения среза при стальной ступице [tср] = 0,6 x [sсм] = 0,6 x 120 = 72 Мпа.
Все условия прочности выполнены.
Для данного элемента подбираем две шпонки, расположенные под углом 180o друг к другу. Шпонки призматические со скруглёнными торцами 10x8. Размеры сечений шпонки и пазов и длины шпонок по ГОСТ 23360-78 (см. табл. 8,9[1]).
Материал шпонки – сталь 45 нормализованная.
Напряжение смятия и условие прочности проверяем по формуле 8.22[1].
sсм = = 81,4 Мпа £ [sсм]
где Т = 110 Нxм – момент на валу; dвала = 30 мм – диаметр вала; h = 8 мм – высота шпонки; b = 10 мм – ширина шпонки; l = 40 мм – длина шпонки; t1 = 5 мм – глубина паза вала. Допускаемые напряжения смятия при переменной нагрузке и при стальной ступице [sсм] = 90…120 Мпа.
Проверим шпонку на срез по формуле 8.24[1].
tср = 24 Мпа £ [tср]
Допускаемые напряжения среза при стальной ступице [tср] = 0,6 x [sсм] = 0,6 x 120 = 72 Мпа.
Все условия прочности выполнены.
Для данного элемента подбираем шпонку призматическую со скруглёнными торцами 6x6. Размеры сечений шпонки и пазов и длины шпонок по ГОСТ 23360-78 (см. табл. 8,9[1]).
Материал шпонки – сталь 45 нормализованная.
Напряжение смятия и условие прочности проверяем по формуле 8.22[1].
sсм = = 16,8 Мпа £ [sсм]
где Т =26,898 Нxм – момент на валу; dвала = 20 мм – диаметр вала; h = 6 мм – высота шпонки; b = 6мм – ширина шпонки; l = 70 мм – длина шпонки; t1 = 3,5 мм – глубина паза вала. Допускаемые напряжения смятия при переменной нагрузке и при стальной ступице [sсм] = 90 …120Мпа.
Проверим шпонку на срез по формуле 8.24[1].
tср = = 7 Мпа £ [tср]
Допускаемые напряжения среза при стальной ступице [tср] = 0,6 x [sсм] = 0,6 x 120 = 72 Мпа.
Все условия прочности выполнены.
Для редукторов толщину стенки корпуса, отвечающую требованиям технологии литья, необходимой прочности и жёсткости корпуса, вычисляют по формуле:
d = 1.3 x = 1.3 x = 5,58 мм
Так как должно быть d ³ 7.0 мм, принимаем d = 7.0 мм.
В местах расположения обработанных платиков, приливов, бобышек, во фланцах толщину стенки необходимо увеличить примерно в полтора раза:
d1 = 1.5 x d = 1.5 x 7 = 10,5 мм
Плоскости стенок, встречающиеся под прямым углом, сопрягают радиусом
r = 0.5 x d = 0.5 x 7 = 3,5 мм. Плоскости стенок, встречающиеся под тупым углом, сопрягают радиусом R = 1.5 x d = 1.5 x 8 = 10,5 мм.
Толщина внутренних ребер из-за более медленного охлаждения металла должна быть равна 0,8 x d = 0,8 x 7 = 5,6 мм.
Учитывая неточности литья, размеры сторон опорных платиков для литых корпусов должны быть на 2…4 мм больше размеров опорных поверхностей прикрепляемых деталей.
Обрабатываемые поверхности выполняются в виде платиков, высота h которых принимается h = (0,4…0,5) x d. Принимаем h = 0,5 x 7 = 3,5 мм.
Толщина стенки крышки корпуса d3 = 0,9 x d = 0,9 x 7,302 = 6,571 мм. Округляя, получим
d3 = 7 мм.
Диаметр винтов крепления крышки корпуса вычисляем в зависимости от вращающего момента на выходном валу редуктора:
d = 1,25 x = 1,25 x = 8 мм
Принимаем d = 8 мм.
Диаметр штифтов dшт = (0,7…0,8) x d = 0,7 x 8 = 5,6 мм. Принимаем dшт = 6 мм.
Диаметр винтов крепления редуктора к плите (раме):
dф = 1.25 x d = 1.25 x 8 = 10 мм. Принимаем dф = 10 мм.
Высоту ниши для крепления корпуса к плите (раме) принимаем:
h0 = 2,5 x d = 2,5 x 10 = 25 мм.
Силы, действующие на вал и углы контактов элементов передач:
Ft1 = 1379 H
Ft2 = 151 H
Fr1 = 502 H
Из условия равенства суммы моментов сил относительно 1-й опоры:
Rx1 = 247.75H
Ry1 = 77.188 H.
Rx2 =253.85 H
Ry2 =160.3 H.
Суммарные реакции опор:
R1 = = 354.7 H;
R2 = = 177.9 H;
Силы, действующие на вал и углы контактов элементов передач:
Ft2 = 3666 H
Fr2 = 1334 H
Ft3 = 1379 H
Fr3 = 502 H
Из условия равенства суммы моментов сил относительно 1-й опоры:
Rx1=768.62 H
Ry1 = -65.72 H
Rx2 =431.98 H
Ry2 =298.5 H.
Суммарные реакции опор:
R1 = = 771.4 H;
R2 = = 525.1 H;
Силы, действующие на вал и углы контактов элементов передач:
Ft2 = 3666 H
Fr2 = 1334 H
Ft3 = 8105 H
Fr3 = 2905 H
Из условия равенства суммы моментов сил относительно 1-й опоры:
Rx1=675.9 H
Ry1 = 17.7 H
Rx2 =1856.6 H
Ry2 =-47.8 H.
Суммарные реакции опор:
R1 = = 1975.8 H;
R2 = = 50.9 H;
Силы, действующие на вал и углы контактов элементов передач:
Ft2 = 8105 H
Fr2 = 2905 H
Ft4 =151 H.
Из условия равенства суммы моментов сил относительно 1-й опоры:
Rx1 = 1073 H
Ry1 = 370.83 H
Rx2 = 2446 H
Ry2 = 815.8 H
Суммарные реакции опор:
R1 = = 2671 H;
R2 = = 896 H;
1 – е с е ч е н и е
Mx = 0 Н x мм
My = 0 Н x мм
M = = = 0 H x мм
2 – е с е ч е н и е
My = = 9378.3 H x мм
Mx = = 30101.625 H x мм
M = = 31528.7 H x мм
3 – е с е ч е н и е
Mx = = 6417.5H x мм
My = 0 H x мм
M = = 6417.5 H x мм
4 – е с е ч е н и е
Mx = 0 Н x мм
My = 0 Н x мм
M = = = 0 H x мм
1 – е с е ч е н и е
Mx = 0 Н x мм
My = 0 Н x мм
M = = = 0 H x мм
2 – е с е ч е н и е
Mx = = 37662 H x мм
My = = -3220 H x мм
M = = 37799.4 H x мм
3 – е с е ч е н и е
Mx = = 24407 H x мм
My = = 16865 H x мм
M = = 29667 H x мм
4 – е с е ч е н и е
Mx = 0 Н x мм
My = 0 Н x мм
M = = = 0 H x мм
1 – е с е ч е н и е
Mx = 0 Н x мм
My = 0 Н x мм
M = = = 0 H x мм
2 – е с е ч е н и е
Mx = = 31767.3 H x мм
My = = 831.9 H x мм
M = = 31778.2 H x мм
3 – е с е ч е н и е
Mx = = 101184.7 H x мм
My = = -2605H x мм
M = = 101111.8 H x мм
4 – е с е ч е н и е
Mx = 0 Н x мм
My = 0 Н x мм
M = = = 0 H x мм
1 – е с е ч е н и е
Mx = 0 Н x мм
My = 0 Н x мм
M = = = 0 H x мм
2 – е с е ч е н и е
Mx = = 123931 H x мм
My = = 42831 H x мм
M = = 131123.5 H x мм
3 – е с е ч е н и е
Mx = =9060 Н x мм
My = = 0 Н x мм
M = = 9060 H x мм
4 – е с е ч е н и е
Mx = 0 Н x мм
My = 0 Н x мм
M = = = 0 H x мм
Выбираем шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ 8338-75) 305 легкой серии со следующими параметрами:
d = 25 мм – диаметр вала (внутренний посадочный диаметр подшипника);
D = 62 мм – внешний диаметр подшипника;
C = 22,5 кН – динамическая грузоподъёмность;
Co = 11,4 кН – статическая грузоподъёмность.
Радиальные нагрузки на опоры:
Pr1 = 502 H;
Будем проводить расчёт долговечности подшипника по наиболее нагруженной опоре 1.
Эквивалентная нагрузка вычисляется по формуле:
Рэ = (Х x V x Pr1 + Y x Pa) x Кб x Кт,
где – Pr1 = 502 H – радиальная нагрузка; Pa = Fa = 0 H – осевая нагрузка; V = 1 (вращается внутреннее кольцо подшипника); коэффициент безопасности Кб = 1 (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 = 0.
Отношение =0 £ e; тогда по табл. 9.18[1]: X = 1; Y = 0.
Тогда: Pэ = (1 x 1 x 502 + 0 x 0) x 1 x 1 = 502 H.
Расчётная долговечность, млн. об. (формула 9.1[1]):
L = = 90040 млн. об.
Расчётная долговечность, ч.:
Lh = 1064 ч,
что больше заданного.
Крутящий момент на валу Tкр. = 26,898 Hxмм.
Для данного вала выбран материал: сталь 45. Для этого материала:
- предел прочности sb = 515,45 МПа;
- предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба
s-1 = 0,43 x sb = 0,43 x 515,45 = 221,64 Мпа;
- предел выносливости стали при симметричном цикле кручения
t-1 = 0,58 x s-1 = 0,58 x 221,64 = 128,55 Мпа.
2 – е с е ч е н и е.
Диаметр вала в данном сечении D = 30 мм. Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом (см. табл. 8.7[1]).
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
Ss =
- амплитуда цикла нормальных напряжений:
sv = 11,36 Мпа,
здесь
Wнетто = 2649 мм3
- среднее напряжение цикла нормальных напряжений:
sm = 0 Мпа, Fa = 0 Мпа – продольная сила,
- ys = 0,2 – см. стр. 164[1];
- b = 0.97 – коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1];
- s = 2,6 – находим по таблице 8.7[1];
Тогда:
Ss = 7,73
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
St = где:
- амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:
tv = tm = 0,87 Мпа,
здесь
Wк нетто = 5298 мм3
- yt = 0.1 – см. стр. 166[1];
- b = 0.97 – коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1].
- = 1,96 – находим по таблице 8.7[1];
Тогда:
St = 73,83.
Результирующий коэффициент запаса прочности:
S = = 7,68
Расчётное значение получилось больше минимально допустимого [S] = 2,5. Сечение проходит по прочности.
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 0,25 дм3 масла на 1 кВт передаваемой мощности:
V = 0,25 x 5,5 = 1,375 дм3.
По таблице 10.8[1] устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях sH = 505,88 МПа и скорости v = 3 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 28 x 10-6 м/с2. По таблице 10.10[1] принимаем масло индустриальное И-30А (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.
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. 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 манжетные уплотнения. 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.
1. 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.
2. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. 'Конструирование узлов и деталей машин', М.: Издательский центр 'Академия', 2003 г., 496 c.
3. 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.