Кафедра Деталей Машин

метки: Расчет, Привод, Назначение, Конструирование, Напряжение, Подшипник, Червячный, Ремень

В системе подготовки инженера по механическим специальностям овладение навыками проектирования машин, машинных узлов и отдельных деталей, ознакомление с условиями их работы, а также конструктивными особенностями имеют первостепенное значение. Овладение основами проектирования, конструирования и расчета важно не только для инженера-конструктора, но для инженера-технолога, так как без понимания конструкции машины и работы ее деталей, нагрузок, действующих на них, невозможно грамотное изготовление машины и ее эксплуатация.

Объектом курсового проекта является привод с червячно-цилиндрическим редуктором, использующие большинство деталей и узлов общего назначения. Редуктор представляет собой сочетание цилиндрической и червячной передач. Червячные редукторы применяются тогда, когда геометрические оси валов перекрещиваются. Достоинством червячных передач являются: большие передаточные отношения при малых габаритах привода, высокая плавность и бесшумность работы. Недостатками червячных передач являются: повышенный износ и склонность к заеданию; необходимость применения для изготовления венцов колес из дорогих антифрикционных материалов; большие осевые нагрузки на опоры червяка; необходимость регулировки осевого положения червячного колеса.

Электродвигатель для привода выбирается по требуемой мощности на рабочем органе, определяемой по формуле:

где  — общий коэффициент полезного действия привода.

где:

 1 =0.96 — к.п.д. зубчатой передачи

 2= 0.7 — к.п.д. червячной передачи

 Р =0.94 — к.п.д. ремённой передачи

 М =0.985 — к.п.д. муфты

 О =0.99 — к.п.д. опор

m =1 — число муфт

Виды работ, выполняемые при ТО-2 — Организация технического ...

... на специальных приборах состояния деталей; проверку после сборки топливного насоса на специальном приборе; проверку легкости пуска и работы двигателя. При обслуживании системы электрооборудования: проверяют ... цилиндра и привода выключения сцепления, пружин и рычага в передней подвеске, штанг и стоек стабилизатора поперечной устойчивости; работы крепежные - крепление двигателя, коробки передач и ...

k =3 — число пар подшипников

Для передач к.п.д. указаны без учёта потерь в опорах. При проверочных расчётах значения к.п.д. должны быть уточнены.

Выбор частоты вращения двигателя определяется частотой вращения рабочего органа и передаточным числом привода.

Передаточное число привода определяется по формуле:

Где u 1 , u 2 , u 3 – передаточные числа отдельных передач.

Уточнённое передаточное число привода вычисляется по формуле:

n син	n раб	u общ.	u рем . пер	U ред	u б	u т
мин -1	мин -1
1000	975	32,5	2,03	72.5	8	2,03

После расчётов выбираем двигатель 4А160 S 6УЗ с характеристиками:

Мощность – 11кВт

Синхронная частота вращения – 1000 мин -1

Частота вращения – 975мин -1

Разбивка общего передаточного числа привода по ступеням.

Разбивка общего передаточного числа зубчатого редуктора между его ступенями в значительной степени определяет габариты редуктора, степень использования нагрузочной способности каждой из ступеней, рациональность компоновки узлов редуктора и способ смазки зацепления.

Существует несколько подходов к разбивке передаточного числа: из условия получения равнопрочных по контактным напряжениям зубчатых пар; по условию получения минимальной высоты и длины редуктора; по условию минимального веса колес; по условию определенного соотношения между межосевыми расстояниями тихоходной и быстроходной ступеней и т. д.

В зубчатых редукторах при окружной скорости колес V < 15 м/с зацепления обычно смазываются окунанием колес в масляную ванну. Достаточно погружения в масло большего из колес пары. К таким редукторам относятся практически все редукторы, встречающиеся при курсовом проектировании по курсу «Детали машин». В них разбивка передаточного числа наиболее часто производится из условия равнопрочности колес при рациональном погружении последних в масло. Колесо быстроходной ступени должно погружаться в масло на глубину от 0,75 до 2 высот зуба, но не менее чем на 10 мм. При малой окружной скорости (до 1,5 м/с) глубина погружения может доходить до 1/ 6 d , однако не более 100 мм.. В червячно-цилиндрических редукторах важными факторами являются-масса, к.п.д. и расход бронзы на червячные колеса. По всем трем факторам показатели улучшаются, если уменьшается передаточное число быстроходной ступени. Рекомендуется следующая разбивка передаточного числа:

если u общ, то u б =8 и u т = u общ /8

2. Расчёт ремённой передачи.

Ремённая передача состоит из ведущего и ведомого шкивов, ремня, надетого с натяжением на шкивы и передающего окружную силу с помощью трения, натяжного устройства. Широко распространены передачи с клиновыми ремнями в приводах от электродвигателей небольшой и средней мощности.

Геометрический расчёт ремённой передачи начинают с выбора сечения ремня в зависимости от крутящего момента на быстроходном валу.

Крутящий момент на ведущем валу: Н

— м

Для передачи данного крутящего момента выбираем ремень сечения А .

Расчётные параметры	размерность	тип	тип
				Б(В)	УО
Ширина ремня по нейтральному слою b P	мм	14	8,5
Площадь поперечного сечения ремня А	мм 2	138	56
Минимальный диаметр шкива d 1 min	мм	125	63
Принимаем диаметр ведущего шкива d 1	мм	140	71
Коэффициент скольжения 		0,02	0,02
Диаметр ведомого шкива	мм	274,4	139,16
Принимаем из стандартного ряда d 2	мм	280	140
Действительное передаточное отношение		2,04	2,01
Отклонение передаточного отношения  u	%	2	0,5
Скорость ремня	м/с	7,14	3,62
Предварительное межосевое расстояние	мм	329,14	164,83
Расчётная длинна ремня	мм	1332,56	668,15
Стандартная длинна ремня L	мм	1400	670
Расчётное межосевое расстояние	мм	448,1	165,77
Угол обхвата на ведущем шкиве	град	162,09	156,14
Угол обхвата на ведомом шкиве	град	197,9	203,86
Угол между ветвями ремня	град	17,97	24,02
Частота перебегов ремня	с -1	5,1	5,4
Эквивалентный диаметр шкива	мм	148,33	80
Расчётное напряжение в ремне	МПа	2,19	4,13
Коэффициент угла обхвата		0,955	0,94
Коэффициент режима работы		0,72	0,72
Реальные допускаемые напряжения в ремне	МПа	1,5	2,8
Коэффициент динамичности и режима работы		1,15	1,15
Окружная сила на ведущем шкиве	Н	1172,5	2312
Коэффициент неравномерности нагрузки между ремнями		0,9	0,9
Число ремней в передаче		6	16
Приведённый коэффициент трения		1,023
Сила натяжения в ведущей ветви ремённой передачи	Н	1350,733
Сила натяжения в ведомой ветви ремённой передачи	Н	107,965
Сила действующая на вал со стороны ремённой передачи	Н	1453,813

Проведенные сравнительные расчеты позволяют сделать вывод, что для передачи заданного крутящего момента из проверенных типов ремней наиболее подходит ремень типа Б(В)

Т.к. число ремней в передаче удовлетворяет условию то выбранное сечение ремня подобрано правильно.

При определении сил принимается, что материал ремней следует закону Гука. Тогда после приложения полезной нагрузки сумма натяжений ветвей остаётся постоянной. Действие центробежных сил в упрощённых расчётах не учитывается. Сила, действующая на вал со стороны ремённой передачи, направлена по линии, соединяющей оси шкивов и равна:

Н

Где силы в ведущей и ведомой ветви ремённой передачи равны:

Н

Н

Приведённый коэффициент трения равен:

3.1Расчёт быстроходной ступени (червячная передача).

Цилиндрические червяки выполняются линейчатыми и нелинейчатыми боковыми поверхностями витков. Наибольшее распространение имеют три вида линейчатых червяков: архимедов ( Z А), эвольвентный ( Z 1), и конволюнтный ( Z 2).

Выбор типа червяка определяется предпреятия-изготовителя. Существующие методы расчеты на прочность не зависят от вида червяка, поэтому проектировочный и проверочный расчеты излагаются безотносительно к виду червяка.

Выбираем архимедов червяк ( ZA ), материал червяка сталь 40Х, с твердостью поверхности , с последующим шлифованием и полированием.

Номинальный крутящий момент на червяке червячном колесе:

Н·м

Поскольку материал червяка прочнее материала колеса, то расчеты производят для червячного колеса.

Для выбора материала червячного колеса необходимо определить скорость скольжения:

м/с

По скорости скольжения выбираем материал венца червячного колеса бронзу Бр.О6Ц6С3 отливкой в землю. Механические свойства

Выбираем 8-ю степень точности.

Крутящие моменты по ступеням нагружения:

T 2пик = k 1 · T 2ном = 0

• 997,47 = 0 Н

— м

T 21 = k 2 · T 2ном = 1 ·997,47 = 997,47 Н

— м

T 22 = k 3 · T 2ном = 0,84 ·997,47 = 837,9 Н

— м

T 23 = k 4 · T 2ном = 0,65

• 997,47 =648,4 Н

— м

Продолжительность работы за весь срок службы

час

Число циклов перемен напряжений по каждой ступени нагружения

N c2пик = 60

• n пр

• t h

• t hпик = 60

• 480,3 4927,5
• 0 =0

N c21 = 60

• n

пр

• t

h

• t

h1 = 60

• 480,3
• 4927,5
• 0,4 = 5,68
• 10

6

N c22 = 60

• n

пр

• t

h

• t

h2 = 60

• 480,3
• 4927,5
• 0,5 = 7,1

— 10

7

N c 23 = 60 · n пр · t h · t h 3 = 60

• 480,3
• 4927,5
• 0,1 = 1,42

— 10 6

За расчётную нагрузку принимаем T H 1 = T F 1 = 997,47 Н

• м

Эквивалентное число циклов перемен напряжения

Допускаемые напряжения

M Па

Принимаем число витков червяка z =4. Число зубьев червячного колеса

Коэффициент диаметра червяка

Принимаем стандартное значение q =1 2.5

Коэффициент неравномерности нагрузки

где — коэффициент деформации червяка

— коэффициент точности

— отношение среднего по времени момента к расчетному

Диаметр делительной окружности червячного колеса

мм

Модуль червячного зацепления

Принимаем m = 10 мм

Диаметры делительных окружностей червячного колеса и червяка

Коэффициент смещения червячного колеса

Уточняем скорость скольжения и степень точности

где -угол подъема винтовой линии на делительном цилиндре червяка.

Оставляем 8-ю степень точности.

Упругая постояная материала

Расчетные напряжения на активных поверхностях зубьев червячного колеса

Производим расчет зубьев червячного колеса на изгиб.

Эквивалентное число циклов перемен напряжений при расчёте на изгиб

Допускаемые напряжения изгиба зубьев червячного колеса

Коэффициент неравномерности нагрузки

Эквивалентное число зубьев

Коэффициент формы зуба

Условие прочности на изгиб

<

Диаметры окружностей вершин мм

мм

Высота головки червяка

Высота ножки витков червяка

Диаметры окружностей впадин мм

мм

Наибольший диаметр червячного колеса

Ширина венца червячного колеса

Радиус выемки поверхности вершин зубьев червячного колеса

Межосевое расстояние

Длина нарезаной части червяка

Составляющие равнодействующей силы нормального давления между зубьями:

Окружная сила колеса и радиальная сила червяка

Н

Окружная сила червяка и радиальная сила колеса

Н

где

Радиальные силы червяка и колеса

Н

3.2 Расчёт тихоходной ступени (цилиндрическая косозубая передача).

Основной причиной выхода из строя зубчатых колёс является повреждение зубчатых венцов в результате изнашивания и поломки зубьев. Целью прочностных расчётов зубчатых колёс является предотвращение преждевременных выходов из строя, в результате поломок зубьев и усталостного выкрашивания их активных поверхностей.

Номинальный крутящий момент на шестерне и колесе:

Н·м

Н·м

Крутящие моменты по ступеням нагружения на шестерне и колесе:

T 1пик = k 1 · T 1ном = 0

• 997,47 = 0 Н

— м

T 11 = k 2 · T 1ном = 1 ·997,47 = 997,47 Н

— м

T 12 = k 3 · T 1ном = 0,84 ·997,47 = 837,874 Н

— м

T 13 = k 4 · T 1ном = 0,65

• 997,47 =648,355 Н

— м

T 2пик = k 1 · T 2ном = 0

• 1683,42 =0 Н

— м

T 21 = k 2 · T 2ном = 1

• 1683,42 =1683,42 Н

— м

T 22 = k 3 · T 2ном = 0,84 ·1683,42 = 1414,07 Н

— м

T 23 = k 4 · T 2ном = 0,65 ·1683,42 = 1094,223 Н

— м

Продолжительность работы за весь срок службы

час

Число циклов перемен напряжений по каждой ступени нагружения

N c1пик = 60

• n пр

• t h

• t hпик = 60

• 60,03
• 7391,25
• 0 =0

N c11 = 60

• n

пр

• t

h

• t

h1 = 60

• 60,03
• 7391,25
• 0,4 = 0,1
• 10

6

N c12 = 60

• n

пр

• t

h

• t

h2 = 60

• 60,03
• 7391,25
• 0,5 = 1,33
• 10

7

N c13 = 60

• n

пр

• t

h

• t

h3 = 60

• 60,03
• 7391,25
• 0,1 = 0,266
• 10

6

N c2пик = 60

• n

т

• t

h

• t

hпик =60

• 29,571
• 7391,25
• 0 = 0

N c21 = 60

• n

т

• t

h

• t

h1 = 60

• 29,571
• 7391,25
• 0,4 = 5,24
• 10

5

N c22 = 60

• n

т

• t

h

• t

h2 =60

• 29,571
• 7391,25
• 0 ,5 = 6,55

— 10

6

N c 23 = 60 · n т · t h · t h 3 = 60

• 21,571
• 7391,25
• 0 ,1= 1,31

— 10 5

За расчётную нагрузку принимаем T H 1 = T F 1 = 997,47 Н

• м

Эквивалентное число циклов перемен напряжения

Выбираем материал шестерни 20Х и термообработку-цементация

Базовое число циклов перемен напряжений , т.к. , принимаем:

Коэффициент долговечности

Косозубые передачи отличаются от прямозубых меньшей виброактивностью и повышенной несущей способностью. С увеличением угла β снижается интенсивность шума. Но при этом увеличивается осевая составляющая силы в зацеплении. Поэтому принимаем угол наклона линии зуба β = 16°

С увеличением точности зацепления снижается неравномерность удельных контактных нагрузок и динамических нагрузок в зацеплении. Эти нагрузки пропорциональны окружной скорости в зацеплении, поэтому с увеличением скорости назначают более высокие степени точности. Назначаем 8 степень точности.

Ориентировочная скорость м/с

Где N пр – мощность на шестерне

N пр – частота вращения шестерни

Ориентировочное значение допускаемых контактных напряжений

МПа

МПа

Где

МПа

МПа

[ S H 1 ] = 1.2 [ S H 2 ] = 1.2

Поскольку >

, то = =

1330 МПа

Коэффициент зубчатого венца

Коэффициент неравномерности распределение нагрузки по ширине зубчатого венца

Коэффициент учитывающий динамическую нагрузку на зубчатое колесо

где n CT . T . – степень точности передачи

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями

Ориентировочное значение диаметра начальной окружности шестерни

мм

Эквивалентное число циклов перемен напряжений при расчёте на изгиб

Коэффициенты долговечности при изгибе

=1

Допускаемые напряжения изгиба на переходной поверхности зуба

МПа

где — предела длительной выносливости

— допускаемый коэффициент запаса прочности

Максимальное значение числа зубьев шестерни

Число зубьев шестерни

Ориентировочное значение модуля мм

Уточнённое число зубьев шестерни

Диаметр делительной окружности шестерни мм

С учётом расхождения в значениях и d 1 , расчётная ширина зубчатого венца мм

Коэффициент осевого перекрытия >1,1

Число зубьев на зубчатом колесе

Параметры исходного контура , ,

Коэффициенты смещения

Необходимо чтобы соблюдалось условие:

>

Угол зацепления в торцевом сечении для зубчатых колёс нарезанных со смещением

Меж осевое расстояние мм

Диаметр начальных окружностей

мм мм

Диаметры делительных окружностей мм мм

Диаметры окружностей вершин мм

мм

Диаметры окружностей впадин мм

мм

Углы профиля в вершине зубьев

Коэффициент торцевого перекрытия

Допускаемые контактные напряжения

МПа

МПа

где при мкм ,

Поскольку >, то = = 875 МПа

Коэффициент ширины зубчатого венца

коэффициент нагрузки

Коэффициент учитывающий влияние жестко присоедененого к валу шестерни предыдущей ступени

Для тихоходной ступени

Коэффициенты динамической нагрузки

Коэффициент

Где

Коэффициент

Расчётная контактная прочность активных поверхностей зубьев

Мпа

>

Производим расчёт по напряжениям изгиба.

Эквивалентное число зубьев

Коэффициент формы зуба

Коэффициент угла наклона зубьев

Расчётные напряжения на изгиб

МПа <

МПа <

Составляющие равнодействующей силы нормального давления между зубьями:

Окружная составляющая силы в зацеплении

Н

Радиальная составляющая силы в зацеплении

Н

осевая составляющая силы в зацеплении

Н

4. Компоновка редуктора.

Основные этапы компоновки редукторов: конструирование валов и сопряжение их с насаженными деталями;

выбор подшипников качения и конструирование подшипниковых узлов;

определение размеров корпуса редуктора;

окончательное оформление компоновочного чертежа (на миллиметровке);

выбор вспомогательных деталей и элементов (шпонки, шлицы, болты, штифты) и их проверочные расчёты.На компоновочном чертеже показывают положение осей зубчатых червячных колёс и упрощённо изображают их по размерам

b и d W . Размеры участков валов, которые не определяются сопрягаемыми деталями, округляют до ближайших значений из ряда нормальных диаметров и длин.

4.1Проектирование быстроходного вала редуктора.

Компоновку вала начинаем с задания расстояние между подшипниками L =мм, в процессе компоновки это расстояние изменяется в зависимости от допустимого зазора между корпусом и колесом g =8мм.

Ориентировочный диаметр входного участка вала d k определяем

мм

Вал выполняется из стали 40X.

На чертеже за пределами одной из линий пп, определяющей положение подшипников, показывают входной участок вала, длина которого l 2 = (3.. .3,5) d k = 96мм . Затем изображают участок вала d 1 =36мм и длиной l 3 = (0,4…0,6) d 1 =18мм под уплотнительное устройство, согласованные со справочными данными. Участок вала d n является посадочным под подшипник и должен соответствовать размерам колец подшипника. С целью унификации на обе шейки вала обычно устанавливают подшипники одного типоразмера, несмотря на то, что требуемая работоспособность для них различна.

4.2Проектирование промежуточного вала редуктора.

Вал выполняется из стали 40X.

Для удобства монтажа ширина шестерни назначается больше расчётной ширины на (1…2) m , т.е. b 1 = b W + (1…2) m = 38+6=44мм .

При эскизной компоновке можно ориентироваться на подшипники средней серии шариковые радиальные, если передача прямозубая, или радиально-упорные, если передача косозубая.Посадочный диаметр под подшипник d n =45мм . С целью унификации на обе шейки вала устанавливают подшипники одного типоразмера, несмотря на то, что требуемая работоспособность для них различна. Длину шеек d n назначают равной ширине устанавливаемого подшипника b n =25мм. Диаметр участка вала d 2 = 54мм . Промежуточный вал выполняется как вал-шестерня, который для повышения твердости подвергается закалке ТВЧ в месте нарезанной шестерни. Посадочный диаметр вала под червячное колесо назначаем d =50 мм.

4.3Проектирование тихоходного вала редуктора.

Вал выполняется из стали 40X.

Тихоходный вал проектируется в той же последовательности что и быстроходный

мм l 2 = (2,5…3) d k = 180 мм

Длинна ступени d 1 = 62мм под уплотнение l 3 = (0,3…0,5) d 1 =38мм. Выходной вал редуктора устанавливают на роликовых радиальных-упорнных подшипниках.

Посадочный диаметр под подшипник d n =65мм . Длину шеек d n назначают равной ширине устанавливаемого подшипника b n =33мм. Диаметр участка вала d 2 = 77мм . . Участок вала, сопрягаемый с зубчатым колесом, имеет диаметр d=72мм

5. Расчёт валов.

Основными условиями, которым должны отвечать конструкции валов, являются: достаточная прочность;

жёсткость, обеспечивающая нормальную работу зацеплений и подшипников;

технологичность конструкции и экономия металла.В качестве материала для валов используются углеродистые и легированные стали.

Расчет вала осуществляется в три этапа: ориентировочный расчет вала на кручение;

расчет на сложное сопротивление (изгиб и кручение);

проверка запаса прочности по выносливости в наиболее опасных сечениях.

Для расчета на сложное сопротивление необходимо составить расчетную схему вала: разметить точки в которых расположены условные опоры, определить величину и направление действующих на вал сил, а также точки их приложения.

Опору воспринимающую радиальные и осевые нагрузки считают шарнирно-неподвижной. При одинарном радиально-упорном подшипнике радиальная реакция считается приложенной к валу в точке пересечения его геометрической оси и прямой, проведенной через центр ролика под углом (90 ° — α) к оси подшипника, где а α — угол контакта.

Действующие на вал расчетные силы и моменты считаются сосредоточенными и расположенными по середине длины воспринимающих их элементов.

При определении направления действия сил в зубчатых червячных зацеплениях следует учитывать, что на ведомом колесе (или червячном колесе) окружная сила является движущей и направлена в сторону вращения. На ведущей шестерне (или червяке) окружная сила является реакцией со стороны ведомого колеса и направлена в сторону, противоположную вращению. Радиальное усилие на цилиндрических колесах направлено к центру колеса (к оси червяка).

Направление осевого усилия зависит от направления спирали и направления вращения. Оно направлено внутрь зуба.

Если на выступающий из редуктора консольный конец вала посажен шкив ременной передачи, действующая на консоли нагрузка направлена по линии, соединяющей оси шкивов. Если же на выступающий из редуктора консольный конец вала посажена муфта, то они создаёт неуравновешенное радиальные усилие и изгибающий момент, вследствие неравномерного распределения нагрузки по окружности муфты.

Для упругой втулочно-пальцевой муфты (МУВП) не уравновешенная радиальная сила

F M = 0,25 F t = 5956,430 F t = 2 T / d M = 2

• 2382,572 / 0,2 =23825,72 —

где окружная сила по диаметру центров пальцев муфты.

Направление силы и момента принимается наиболее неблагоприятным для вала. Приведённые данные позволяют составить расчётную схему вала и рассчитать его на сложное сопротивление.

5.1 Расчет валов на сложное сопротивление.

5.1.1 Расчет быстроходного вала

Быстроходный вал установлен на радиально-упорных шариковых подшипниках (рис.1)

Н Н Н Н

Н·м

Находим реакции опор

Н

Н

Н

Н

Изгибающие моменты

Приведенные моменты

Где

Рис.1 Расчетная схема и эпюры изгибающих, крутящего и приведенного моментов быстроходного вала.

5.1.2 Расчет промежуточного вала

Промежуточный вал установлен на роликовых радиально-упорных подшипниках (рис.2)

Н Н Н

Н·м

Н Н Н

Н·м

Находим реакции опор

Н

Н

Н

Н

Изгибающие моменты

Приведенные моменты

Где

Рис.2 Расчетная схема и эпюры изгибающих, крутящего и приведенного моментов промежуточного вала.

5.1.3 Расчет тихоходного вала

тихоходный вал установлен на роликовых радиально-упорных подшипниках (рис.3)

Н Н Н Н

Н·м

Находим реакции опор

Н

Н

Н

Н

Изгибающие моменты

Приведенные моменты

Где

Рис.3 Расчетная схема и Эпюры изгибающих, крутящего и приведенного моментов тихоходного вала.

5.2 Расчёт валов на долговечность.

5.2.1 Быстроходный вал

Расчёт производится на диаметре 40мм (под подшипником первом от шкива)

Коэффициент запаса прочности на выносливость

где:

Коэффициент концентрации напряжения при наличии на участке вала посадки с натягом:

Коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла:

и — амплитудные значения нормальных и касательных напряжений

МПа

МПа

МПа

МПа

Изгибающий момент М И = 247,15 М Па

Для сплошного вала:

мм 3 мм 3

— коэффициент асимметрии цикла изменения нормальных напряжений для вала, вращающегося относительно векторов нагрузки.

— т.к. вал не реверсивный

Материал вала сталь 40Х — МПа

5.2.2 Промежуточный вал

Расчёт производится на диаметре 80 мм (под червячном колесом)

Коэффициент запаса прочности на выносливость

где:

Коэффициенты учитывающие шероховатость поверхности

при шероховатости поверхности

коэффициенты влияния абсолютных размеров

Эффективные коэффициенты концентрации напряжения для полированного образца

Коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла:

и — амплитудные значения нормальных и касательных напряжений

МПа

МПа

МПа

МПа

Изгибающий момент М И = 308873 Па

Для сплошного вала по шпоночному пазу:

мм 3 мм 3

где b = 14 мм – ширина шпоночного паза

t 1 = 7,5 мм – глубина шпоночного паза

— коэффициент асимметрии цикла изменения нормальных напряжений для вала, вращающегося относительно векторов нагрузки.

— т.к. вал не реверсивный

Материал вала сталь 40Х — МПа

5.2.3 Тихоходный вал

Расчёт производится на диаметре 60мм (под подшипником первом от муфты)

Коэффициент запаса прочности на выносливость

где:

Коэффициент концентрации напряжения при наличии на участке вала посадки с натягом:

Коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла:

и — амплитудные значения нормальных и касательных напряжений

МПа

МПа

МПа

МПа

Изгибающий момент М И = 1142М Па

Для сплошного вала:

мм 3 мм 3

— коэффициент асимметрии цикла изменения нормальных напряжений для вала, вращающегося относительно векторов нагрузки.

— т.к. вал не реверсивный

Материал вала сталь 40Х МПа

6. Расчёт шпоночных соединений.

В большинстве случаев в редукторах для крепления валов и муфт на валах применяют ненапряжённые призматические шпонки, со скруглёнными торцами. Пазы на валах для шпонок с плоскими торцами выполняют пальцевыми фрезами. В качестве материала применяют чистотянутую сталь 45 или Ст. 3

Шпоночное соединение на быстроходном валу под шкивом:

Материал шпонки Сталь 45 МПа размеры шпонки b x h = 6 x 6

Рабочая длинна шпонки мм

Где Т – наибольший крутящий момент передаваемый валом

h – высота шпонки

t 1 – глубина врезания шпонки в вал

— допускаемое напряжение

Длинна шпонки равна мм

Шпоночное соединение на быстроходном валу под червяком:

Материал шпонки Сталь 45 МПа размеры шпонки b x h = 12 x 11

Рабочая длинна шпонки мм

Длинна шпонки равна мм

Шпоночное соединение на промежуточном валу под червячным колесом:

Материал шпонки Сталь 45 МПа размеры шпонки b x h = 12 x 14

Рабочая длинна шпонки мм

Длинна шпонки равна мм

Шпоночное соединение на тихоходном валу под зубчатым колесом:

Материал шпонки Сталь 45 МПа размеры шпонки b x h = 20 x 18

Рабочая длинна шпонки мм

Длинна шпонки равна мм

Шпоночное соединение на тихоходном валу под муфтой:

Материал шпонки Сталь 45 МПа размеры шпонки b x h = 18 x 16

Рабочая длинна шпонки мм

Длинна шпонки равна мм

7. Расчёт подшипников качения.

При курсовом проектировании механических передач в качестве опор вращающихся деталей используются стандартные подшипники качения

Проверочный расчёт подшипников обычно производят по критерию динамической грузоподъёмности С и проверке условия:

L – долговечность подшипника

L E – эквивалентная долговечность подшипника, которую он должен выдерживать за весь срок службы.

7.1 Расчет подшипников быстроходного вала

Нагрузка на опоры А и В:

Радиальная составляющая

Н

Н

Осевая составляющая

Н

Н

Т.к. то

Н

Н

Приведенная нагрузка

Н

где V=1 – коэффициент вращения

K T =1– температурный коэффициент

K Б =1,3– коэффициент безопасности

-коэффициенты радиальной и осевой нагрузок

Н

Н

Величина L определяется по следующей формуле

Класс точности подшипника 6 =>

K

K = 1,05

m =3,33- для роликовых подшипников

млн. об.

млн. об.

Эквивалентная долговечность подшипника

-число замен пар подшипников за весь срок службы.

L>L E Условие выполнено. Подшипники годны.

7.2 Расчет подшипников промежуточного вала

По аналогии с быстроходной ступенью редуктора.

Нагрузка на опоры А и В:

Радиальная составляющая

Н

Н

Осевая составляющая

Н

Н

Т.к. то

Н

Н

Н- осевая сила в зацеплении.

Приведенная нагрузка

Н

где V=1 – коэффициент вращения

K T =1– температурный коэффициент

K Б =1,3– коэффициент безопасности

-коэффициенты радиальной и осевой нагрузок

Н

Н

Величина L определяется по следующей формуле

Класс точности подшипника 6 =>

K

K = 1,05

m =3- для шариковых подшипников

млн. об.

млн. об.

Эквивалентная долговечность подшипника

-число замен пар подшипников за весь срок службы.

L>L E Условие выполнено. Подшипники годны.

7.3 Расчет подшипников тихоходного вала

По аналогии с быстроходной ступенью редуктора.

Нагрузка на опоры А и В:

Радиальная составляющая

Н

Н

Осевая составляющая

Н

Н

Т.к. то

Н

Н

Н- осевая сила в зацеплении.

Приведенная нагрузка

Н

где V=1 – коэффициент вращения

K T =1– температурный коэффициент

K Б =1,3– коэффициент безопасности

-коэффициенты радиальной и осевой нагрузок

Н

Н

Величина L определяется по следующей формуле

Класс точности подшипника 6 =>

K

K = 1,05

m =3,33- для роликовых подшипников

млн. об.

млн. об.

Эквивалентная долговечность подшипника

-число замен пар подшипников за весь срок службы.

L>L E Условие выполнено. Подшипники годны.

Подшипники на вал сажаются по посадке j S 6 и в корпус редуктора по посадке Н7. Это обусловлено местным умеренным нагружением, перегрузка при котором не превышает 150%

Форма крышки определяется конструкцией опоры и элементами осевого фиксирования подшипников. Количество винтов для крепления выбирается в зависимости от диаметра отверстия для крышки. В данном редукторе все крышки крепятся 6-ю винтами диаметра 10 мм.

8. Смазывание.

Смазочные материалы в машинах применяются с целью уменьшения интенсивности изнашивания, снижения сил трения, отвода от трущихся поверхностей теплоты и продуктов изнашивания, а также для предохранения деталей от коррозии.

Экономичность и долговечность машин в большей степени зависит от правильного выбора масла . Обычно значение коэффициента трения в парах трения снижаются с ростом вязкости масла, но в месте с тем повышаются гидромеханические потери на перемешивание смазочного материала.

Для данного редуктора наиболее подходит Индустриальное масло ГОСТ 20799-75 марки

И – 50А с вязкостью от 47·10 6 до 55·10 6 м/с 2 . Объём заливаемого в редуктор масла равен 4 литра.

Смазывание в данном редукторе является картерным, червячная передача смазывается погружением червяка, на 7мм, в ванну с маслом в нижней части корпуса, а остальные узлы смазываются за счет разбрызгивания масла погруженными колесами и свободно вращающимся на оси вала разбрызгивателя.

9. Конструирование корпусных деталей.

Корпусные детали являются основными частями редуктора и предназначаются для обеспечения правильного взаимного расположения сопряженных деталей редуктора, восприятия нагрузок, действующих в редукторе, зашиты рабочих поверхностей зубчатых колес и подшипников от взвешенных инородных частиц окружающей среды, отвода тепла а также для размещения масляной ванны.

Работоспособность кинематических пар (зубчатых зацеплений, подшипников и др.) зависит от жесткости корпусных деталей. Требуемая жесткость достигается за счет оптимизации формы и размеров корпусных деталей, а также за счет рационального использования ребер жесткости.

У большинства редукторов корпус выполняется разъемным. У редукторов с расположением осей валов в горизонтальной плоскости обычно бывает один разъем в плоскости осей редукторов, у редукторов с осями валов в вертикальной плоскости (валы расположены горизонтально) — несколько разъемов. Благодаря разъему в плоскости осей валов обеспечивается наиболее удобная сборка редуктора. Корпус может не иметь разъемов в плоскости валов. В этом случае сборку осуществляют вдоль осей через предусмотренные отверстия на боковых стенках корпуса.

Для изготовления литых корпусных деталей широко используют чугун, сталь, а при ограничении массы изделия — легкие сплавы.

Ориентировочное соотношение размеров основных элементов чугунного цилиндрического редуктора

Параметры корпусных деталей	Размер Мм	Параметры корпусных деталей	Размер мм
Толщина стенки корпуса		Диаметр фундаментных болтов
Толщина стенки крышки		Диаметр фундаментных болтов
Толщина ребра в сопряжении со стенкой корпуса в сопряжении со стенкой крышки		Диаметр прилива подшипникого гнезда для торцевой крышки	d =1,25D n + 10=144
Толщина фундаментных лап	h = 1,5 ·d =14	Расстояние от стенки корпуса до края фланца фундаментных лап	K=3,5d=38
Толщина фланца корпуса	h 1 = 1,5 ·d 1 =25	Расстояние от стенки до края фланца по разъему корпуса и крышки: для болта с шестигранной головкой	K 1 = 3d 1 =40
Толщина фланца крышки для болта с шестигранной головкой	h 2 = 1,3·d 1 =25
				Расстояние от края фланца до оси болта	C=0,5K=19
Расстояние между осями болтов для крепления крышки редуктора к корпусу к крышке редуктора к корпусу в месте приливов подшипниковых гнезд			l 1 = 10 — d 1 =140 l 2 = D n + 2d =208

Для монтажа данного редуктора делают сварную раму. Для крепления рамы к фундаменту применяют фундаментные болты мм

Глубина заделки болтов 140 мм .

Список используемой литературы

[Электронный ресурс]//URL: https://inzhpro.ru/kursovoy/raschet-i-konstruirovanie-privoda-obschego-naznacheniya/

1. Расчёт и конструирование силового механического привода – учебно-методическое пособие. Тихонов С.И. 1999г.
2. Основы проектирования деталей машин. Устененко В.Л. Высшая школа 1983г.
3. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя В 3-х томах 1979г.
4. Взаимозаменяемость стандартизация и технические измерения. Якушев А.И. 1986г.
5. Конструирование узлов и деталей машин. Дунаев П.Ф. 1978г.
6. Допуски и посадки. Мягков В.Д. 2т. 1978г.
7. Методические указания по оформлению графической части курсового проекта по курсу детали машин. Тихонов С. И. Псков 1996г.