Детали Машин И Основы Конструирования Курсовой Проект
Детали Машин И Основы Конструирования Курсовой Проект
Главная
Коллекция "Revolution"
Транспорт
Детали машин и основы конструирования
Техническая характеристика привода, его кинематический и силовой расчеты. Клиноременная передача, зубчатые колеса. Проектный и проверочный расчет цилиндрической шевронной передачи. Выбор смазочных материалов, конструирование размеров корпуса редуктора.
посмотреть текст работы
скачать работу можно здесь
полная информация о работе
весь список подобных работ
Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.
Размещено на http://www.allbest.ru/
Московский государственный университет
«Детали машин и основы конструирования»
студент гр. ТДМ-311 Кузьмина В.Ф. / /
1. Техническая характеристика привода
2. Кинематический и силовой расчеты привода
6. Проектный расчет цилиндрической шевронной передачи
7. Проверочный расчет шевронной зубчатой передачи
8. Конструкция и проектный расчет валов
9. Конструкция и расчет размеров зубчатых колес
11. Конструирование и расчет размеров корпуса редуктора
13. Проверочный расчет подшипников качения
14. Конструирование подшипниковых узлов
16. Расчет на усталостную прочность
привод редуктор конструирование зубчатый
Механический привод разрабатывается в соответствии со схемой, приведенной на рисунке 1.
Рисунок 1 - Схема привода: 1 - электродвигатель; 2 - ременная передача; 3 -цилиндрический редуктор; 4 - муфта; 5 - барабан
Механический привод работает по следующей схеме: вращающий момент с электродвигателя (1) через ременную передачу (2) передаётся на быстроходный вал редуктора (3). Редуктор понижает число оборотов и увеличивает вращающий момент, который через муфту (4) передается на исполнительный механизм (5). Редуктор состоит из одной ступени. Ступень выполнена в виде шевронной цилиндрической передачи.
Достоинством данной схемы привода являются малые обороты и большой момент на выходном валу редуктора.
1. Синхронная частота вращения электродвигателя n сх = 1500 мин -1 ;
2. Частота вращения на выходе n б = 180 мин -1 ;
3. Вращающий момент на выходе T б = 312 Нм;
4. Срок службы привода L г = 4000 ч;
Переменный характер нагружения привода задан гистограммой, изображённой на рисунке 2.
Рисунок 2 -Гистограмма нагружения привода: Относительная нагрузка: k 1 =1 ; k 2 =0,8 ; k 3 =0,5 . Относительное время работы: l 1 =0,2 ; l 2 =0,6 ; l 3 =0,2 . Характер нагрузки: спокойная.
1. Техническая характеристика привода
1.1 Электродвигатель 4А132 S 4 ГОСТ 19523-81
Частота вращения вала n ДВ = 1455 мин -1 ;
Отношение пускового момента к номинальному ;
1.2 Муфта упругая втулочно-пальцевая 500-40- I 1 ГОСТ 21424-75
Номинальный вращающий момент: Т = 500 Н•м;
Допускаемая частота вращения: n = 3800 мин -1 ;
Диаметр на вал электродвигателя: d 1 = 38 мм;
Диаметр на вал редуктора: d 2 = 40 мм;
Рабочая длина на валу редуктора: l = 80 мм.
1.3 Одноступенчатый цилиндрический шевронный редуктор
Передаточное число редуктора: u р = 2,69
Частота вращения валов редуктора: n Б = 485 мин -1 , n Т = 180 мин -1
Вращающие моменты на валах: Т Б = 119,5 Н•м, Т Т = 315,15 Н•м;
2. Кинематический и силовой расчёты привода
з пр = з р.п · з ред · з м • з п (1)
з пр = 0,95 · 0,97 · 0,98 •0,99= 0,89.
з n - КПД пары подшипников; з n = 0,99
2.2 Находим треб уемую мощность электродвигателя
2.3 Выбираем электродвигатель 4А132 S 4 ГОСТ 19523-81 , мощность которого
2.4 Вычисляем требуемое передаточное отношение привода
2.5 Производим разбивку передаточного отношения по ступеням привода
Согласно рекомендации книги [1], принимаем U р.п =3 , тогда:
2.6 В ычисляем частоты вращения валов
2.7 Вычис ляем вращающие моменты на валах
Т тих =Т исп / з м = 312/0,99=315,15 Н•м (9)
Т бх =(Т тих /U р )/ з р =(315/2,69)/(0,99 2 )=119,5 Н•м (10)
Т дв =Т бх /(U р.п / з р.п )=119,5/(3/0,95)=37,93 Н•м (11)
Конструкцию редуктора составляет шевронная цилиндрическая передача.
В качестве опор быстроходного вала (13) используем подшипники роликовые радиальные с короткими цилиндрическими роликами легкой серии (34), так как они предназначены для восприятия радиальных и небольших осевых нагрузок; фиксируют положение вала относительно корпуса в двух осевых направлениях. Благодаря способности самоустанавливаться они допускают несоосность посадочных мест (перекосы) до 2 - 3є.
В качестве опоры тихоходного вала (8) принимаем подшипники радиальные легкой серии (33), так как они воспринимают радиальные и ограниченные осевые нагрузки , действующие в обоих направлениях вдоль оси вала. Подшипники допускают перекосы валов до 10'; по сравнению с подшипниками других типов имеют минимальные потери на трение; фиксируют положение вала относительно корпуса в двух направлениях, наиболее дешевые и распространенные на рынке.
Валы выполняем ступенчатыми, для удобства посадки на них деталей.
На тихоходном валу установлено шевронное колесо (7) . Шестерню выполняем за одно целое с валом, так как качество вала - шестерни (13) выше, а стоимость изготовления ниже, чем вала и насадной шестерни.
Подшипники закрепляются в корпусе (18) и крышками подшипниковых гнезд.
Наружные кольца подшипников быстроходного вала упираются в крышки подшипниковых гнезд быстроходного вала (11) и (13). В крышке (11) имеется отверстие для выхода хвостовика быстроходного вала и установлена резиновая армированная манжета (32) для предотвращения протекание масла через это отверстие.
Подшипниковые гнезда тихоходного вала закрываются крышками (10) и (5). В крышке (5) имеется отверстие для выхода хвостовика тихоходного вала и установлена резиновая армированная манжета (31) для предотвращения протекание масла через это отверстие.
Все крышки подшипниковых гнезд затягиваются винтами (20). Между крышками и корпусом установлены прокладки (4) и (9) для предотвращения протекания масла.
Корпус редуктора выполняем разъемным, состоящим из крышки и основания. Изготавливаем корпус литьем из серого чугуна СЧ 15.
Для установки редуктора на фундаментной плите или раме в основании корпуса (18) имеется четыре отверстия под фундаментные болты.
Для фиксации крышки и основания корпуса друг относительно друга, используется два конических штифта (30), устанавливаемых без зазора.
Для смазки зубчатых передач и подшипников редуктора используем масло И-30 А. Объем масла - 1,75 л.
Для заливки масла и осмотра редуктора, в крышке корпуса предусмотрено отверстие, закрываемое крышкой.
Для контроля уровня масла, в основании корпуса установлен жезловый маслоуказатель.
Для удаления масла и промывки редуктора в нижней части корпуса сделано отверстие, закрываемое пробкой с цилиндрической резьбой.
Определяем максимальный крутящий момент
Далее выбираем стандартное сечение ремня тип Б с площадью поперечного сечения А=138 мм 2 . [4, табл. 3.]
Выбираем диаметр ведущего шкива из стандартного ряда: D 1 =135 мм
Определяем диаметр ведомого шкива .
= D 1 =0,985•3,00•135=398,9 мм. (14)
Полученный результат округляем до стандартного значения.
Следовательно, окончательно принимаем размеры шкивов полученных после округления.
где h - высота ремня, мм [4, табл. 4.]
Принимаем ближайшее стандартное значение l из ряда длин ремней. l = 1800 мм.
Определяем угол охвата малого шкива
Определяем расчетную мощность передаваемую одним ремнем
где - мощность, передаваемая одним ремнем [4, табл. 5.]
= 0,91 - коэффициент угла обхвата [4, табл. 6.]
= 0,95 - коэффициент длины ремня [4, табл. 7.]
= 1,14 - коэффициент передаточного отношения ременной передачи [4, рис.5]
= 1,2 - коэффициент режима работы [4, табл. 8.]
Определяем требуемое число ремней в передаче
где =0,95 - коэффициент числа ремней [4, табл. 7.]
Рассчитываем силу предварительного натяжения одного ремня
Радиальная сила, действующая на выходной конец вала
Шкивы изготавливаем литыми из чугуна марки СЧ 15. Шкивы состоят из обода, на который надевают ремень, ступицы для установки шкива на вал. Шкив изготавливаем с диском, в котором предусматриваем отверстия круглой формы для уменьшения массы и удобства крепления шкива на станке при его механической обработке.
Принимаем для изготовления среднеуглеродистую конструкционную сталь с термообработкой нормализация или улучшение, что позволяет производить чистовое нарезание зубьев с высокой точностью после термообработки.
Такие колеса хорошо прирабатываются и не подвержены хрупкому разрушению при динамических нагрузках. Такой тип колес наиболее приемлем в условиях индивидуального и мелкосерийного производства.
Шестерня - сталь 45, термообработка - улучшение;
Колесо - сталь 45, термообработка - нормализация;
5 .2 Вычисление базового значения предела выносливости
Для термообработки улучшение и нормализация
у н limb=2·HB+70 (33) [2, табл. 3,2]
Для термообработки улучшение и нормализация:
у 0 F limb= 1,8 НВ; (34) [2, табл. 3,9]
5 .3 О пределение базового числа циклов переменных напряжений
N H 0 =30HBср 2,4 (35) [1, стр. 13]
5 .4 Определение фактического числа циклов перемены напряжений
где m - показатель степени кривой усталости. При твёрдости меньше 350НВ m = 6.
5 .5 Вычисление коэффициент а долговечности
Так как N НЕ1 > N Н01 , то принимаем K HL 1 =1;
Так как N НЕ2 > N Н02 , то принимаем K HL 2 =1.
Так как N FE 1 > 4•10 6 и N FE 2 > 4•10 6 , то принимаем K FL 1 =1 и K FL 2 =1.
5 .6 . Определение допускаемых контактных напряжений
При термообработке нормализация и улучшение принимаем [2, стр. 33]
5 .7 Определение допускаемых напряжений изгиба
где - коэффициент, зависящий от вероятности безотказной работы. Принимаем = 1,75 [2, таб. 3.9]
- коэффициент, зависящий от способа изготовления заготовки, Для штамповки = 1,0[2, стр. 44]
6 . Проектный расчет цилиндрической шевронной передачи
6 .1 Определение межосевого расстояния из условия обеспе чения контактной прочности зуба
Предварительно принимаем К Н = 1,2 [2, стр.32]
Принимаем для прямозубой передачи Ш ba = 0,5 [2]
Принимаем ближайшее стандартное значение а W ГОСТ =125 мм [2, стр.36]
m n =(0,01…0,02)·а W =(0,01…0,02)·125=1,25…2,5 мм
принимаем m n =2,5 мм [2, стр. 36].
6 . 3 Определение основных параметров зубчатых колес
Назначаем угол наклона зубьев в = 30є
Определяем число зубьев шестерни и колеса б w
6 .4 Рассчитываем геометри ческие параметры зубчатых колес
d а1 =d 1 +2•m n = +2•2,5=73,965 мм (48)
d а2 =d 2 +2•m n = +2•2,5=186,034 мм (49)
d f 1 = d 1 - 2,5·m n = - 2,5·2,5 = 62,715 мм; (50)
d f 2 = d 2 - 2,5·m n = - 2,5·2,5 = 174,784 мм; (51)
b 2 = Ш ba •б w =0,5•125=63 мм (52)
6 .5 Вычисление окружной скорости в зацеплении
Назначаем 9 степень точности зубчатых колес по ГОСТ 1643-81
6 .6 Оп ределение коэффициента нагрузки
K H =K Hв ·K Hб ·K HV =1,04 •1,1•1=1,144 ; (55)
где K Hб - коэффициент неравномерности нагрузки между зубьями;
K HV - коэффициент динамической нагрузки,
7 . Проверочный расчет шевронной зубчатой передачи
7 .1 Вычисляем фактические контактные напряжения
Принимаем b 2 = 70 мм, b 1 =75 мм; тогда у Н = 431 Мпа,
и уточняем Ш bd = b 2 /d 1 = 70/ = 1,01 .
7 .2 Определение коэффициент а нагрузки
Для отношения Ш bd = b 2 /d 1 = 70/ = 1,01 , при симметричном расположении колес относительно опор, К Н в = 1,04[2, табл. 3.1]
7 . 3 Проверка зубьев на выносливость по напряжени ям изгиба
Для отношения Ш bd = b 2 /d 1 = 70/ = 1,01 , при симметричном расположении колес относительно опор, К Fв =1,10; [2, табл. 3.7]
Принимаем К Fх = 1,1 [2, табл. 3.8]
К F = К Fв · К Fх = 1,1· 1,1 = 1,21 ; (58)
Вычисляем коэффициент торцового перекрытия е б :
Определение коэффициента, учитывающего многопарность зацепления:
Определение коэффициента, учитывающего наклон контактной линии:
Определение эквивалентного числа зубьев:
Y F - коэффициент, учитывающий форму зуба;
7 .4 Выполнение проверочного расчет а на статическую п рочность от действия перегрузок
Определение коэффициента перегрузки:
Определение контактного напряжения:
у Hmax = у H · = 431· = 649 МПа ; (66)
у Fmax 1 = у F 1 · К max = 49 · 2,27 = 111,3 МПа ; (67)
у Fmax 2 = у F 2 · К max = 51 · 2,27 = 115,8 МПа . (68)
Для термообработки улучшение и нормализация:
где у Т - предел текучести материала.
[у] H 2 max = 2,8 · 340 = 952 МПа > у Hmax ;
[у] F 2 max = 0,8 · 340 = 272 МПа > у F 2 max ;
Условие статической прочности выполняется.
8 . Конструкция и проектный расчет валов
Валы изготавливаем из стали 45. Назначаем термообработку улучшение.
Согласно рекомендации книги [2, стр.161] принимаем допускаемое напряжение на кручение [ф] = 20 Н/мм 2 .
Для выполнения быстроходного вала принимаем ступенчатую конструкцию. Такой выбор облегчает установку подшипников и уплотнения на валу. Для уменьшения концентрации напряжений и облегчения изготовления вала, на переходных участках выполняем галтели, радиусом r = 1 мм. На концах вала выполняем фаску С =2,5 мм.
Конструкция быстроходного вала показана на рисунке 4.
Определяем значение диаметра хвостовика быстроходного вала.
Полученный результат округляем до ближайшего большего значения из стандартного ряда. Принимаем d хв1 = 32 мм.
Принимаем длину хвостовика l хв = 80 мм.
Для соединения вала со шкивом ременной передачи используем шпоночное соединение.
Длину шпонки принимаем на 10 мм меньше длины хвостовика вала.
Выбираем шпонку 10x8x70 ГОСТ 23360-78.
Находим значение диаметра вала под уплотнение.
t 1 - глубина шпоночного паза на хвостовике.
Принимаем d y 1 =35 мм под стандартное уплотнение.
Принимаем значение диаметра вала под подшипник d n 1 =35 мм. Примем роликовые радиальные с короткими цилиндрическими роликами легкой серии №2207 ГОСТ 8328-75. [1, табл. 24.13]
Определяем диаметр вала под шестерню.
Из условия того, что подшипник упирается в заплечик вала, принимаем диаметр вала под шестерню больше d n 1 .
d ш1 = d n + 2·f + 2 = 35 + 2·2 + 2 = 41 мм, (74)
где f = 2 - размер фаски на внутреннем кольце роликоподшипника серии № 2207 ГОСТ 8328-75.
Для уменьшения количества точно обрабатываемых поверхностей, повышения жесткости шестерню выполняем вместе с валом
Согласно рекомендации книги [1] определяем диаметр фрезы, нарезающей зубья D ф = 80 мм.
Выполняем фаску на шестерне n = 0,6 мм.
По рекомендации книги [2] назначаем поля допусков сопрягаемых размеров.
По рекомендации книги [1,табл.22.2] назначаем значения шероховатостей поверхностей.
§ Торцов заплечика вала, в которые упираются подшипники:
§ Канавки, фаски,радиусы галтелей на валах: Rа = 6,3 мкм.
По рекомендации книги [1] назначаем допуски формы и расположения.
· Допуск перпендикулярности торца вала, чтобы уменьшить перекос колец подшипников и искажение геометрической формы дорожки качения внутреннего кольца подшипника: 0, 012
· Допуск цилиндричности посадочных поверхностей под подшипник, чтобы ограничить концентрацию давлений : 0,008
· Допуск соосности посадочной поверхности для шкива, чтобы снизить дисбаланс вала и деталей, установленных на этой поверхности:0,030
· Допуск соосности посадочной поверхности под подшипник, чтобы ограничить перекос колец подшипников качения:
· Допуск симметричности шпоночного паза для обеспечения возможности сборки вала с устанавливаемой на нем деталью и равномерного контакте поверхностей шпонки и вала: 0,008мм.
· Допуск параллельности шпоночного паза: 0,002 мм.
Для выполнения тихоходного вала принимаем также ступенчатую конструкцию. Установку колеса на вал производим механической сборкой. Для уменьшения концентрации напряжений и облегчения изготовления вала, на переходных участках выполняем галтели, радиусом r = 1 мм. На концах вала выполняем фаску С =2,5 мм.
Конструкция тихоходного вала показана на рисунке 5.
Определяем значение диаметра хвостовика тихоходного вала.
Принимаем d хв2 = 40 мм, согласно выбранной муфте.
Принимаем длину хвостовика l хв = 82 мм, равной длине посадочной поверхности муфты.
Для передачи вращения от хвостовика вала к муфте используем шпоночное соединение.
Длину шпонки принимаем на 10 мм меньше длины хвостовика вала.
Выбираем шпонку 12x8x70 ГОСТ 23360-78.
Находим значение диаметра вала под уплотнение.
t 1 - глубина шпоночного паза на хвостовике.
Принимаем d y 2 =48 мм под стандартное уплотнение. [2, табл. 9.16]
Принимаем значение диаметра вала под подшипник d n 2 =50 мм.Принимаем шарикоподшипники легкой серии № 210 ГОСТ 8338-75 [2, П3]
Принимаем диаметр вала под колесо. Из условия того, что подшипник упирается в заплечик вала, принимаем диаметр вала под шестерню больше d n 2 .
d к2 = d n 2 + 2·f + 2 = 50 + 2·2 + 2 = 56 мм, (78)
где f = 2,5 - размер фаски на внутреннем кольце радиального шарикоподшипника № 210 ГОСТ 8338-75.
Полученный результат округляем до ближайшего большего значения из стандартного ряда. d к2 = 56 мм.
Для передачи вращения от зубчатого колеса к валу, используем шпоночное соединение.
Выбираем шпонку 16x10x90 ГОСТ 23360-78.
Определяем параметры шпоночного паза на диаметре вала под колесо.
t 1 = 6,0 мм - глубина шпоночного паза,
b = 16 мм - ширина шпоночного паза.
Определяем значение диаметра заплечика вала.
Из условия, что зубчатое колесо упирается в заплечик вала, выполняем диаметр заплечика вала больше диаметра вала под колесо.
d З2 = d к32 + 2 · f +2 = 56 + 2 · 2 + 2 = 63 мм, (79)
где f = 2 мм - фаска на зубчатом колесе.
Для выхода шлифовального круга изготавливаем канавку
d k = d n 2 -1=50-1=49 мм [2, табл. 9.7] (80)
По рекомендации книги [2] назначаем поля допусков сопрягаемых размеров.
По рекомендации книги [1,табл.22.2] назначаем значения шероховатостей поверхностей.
§ Под зубчатое колесо: Rа = 0,8 мкм.
§ Торца заплечика вала, в который упирается зубчатое колесо:
§ Торца заплечика вала, в который упирается левый подшипник:
§ Канавки, фаски, радиусы галтелей : Rа = 6,3 мкм.
По рекомендации книги [2] назначаем допуски формы и расположения.
· Допуск перпендикулярности торца вала в месте установки подшипника, чтобы уменьшить перекос колец подшипников и искажение геометрической формы дорожки качения внутреннего кольца подшипника: 0, 025 мм.
· Допуск цилиндричности посадочной поверхности вала в месте установки на него зубчатого колеса, чтобы ограничить концентрацию давлений:0,010 мм.
· Допуск цилиндричности посадочных поверхностей под подшипник, чтобы ограничить концентрацию давлений : 0,005 мм.
· Допуск соосности посадочной поверхности для полумуфты, чтобы снизить дисбаланс вала и деталей, установленных на этой поверхности:0,041 мм.
· Допуск соосности посадочной поверхности под подшипник, чтобы ограничить перекос колец подшипников качения:
· Допуск симметричности шпоночного паза для обеспечения возможности сборки вала с устанавливаемой на нем деталью и равномерного контакте поверхностей шпонки и вала: 0,008мм.
· Допуск параллельности шпоночного паза: 0,002 мм.
9 . Конструирование и расчет размеров зубчатых колес
9.1 Конструирование шеврон ного колеса
Шестерню выполняем за одно целое с валом, так как качество вала шестерни оказывается выше, а стоимость изготовления ниже, чем вала и насадной шестерни.
l ст = b 2 +a= 75+38 = 113 мм, (81)
9 .2 Конструирование шевронного колеса тихоходного вала
Косозубое колесо изготавливаем свободной ковкой, с последующей токарной обработкой. Для упрощения этих технологических операций выполняем колесо в виде цельного диска.
Устанавливаем колесо на валу посадкой с натягом (H7/p6).
Поверхность под сопряжение с валом подвергаем шлифованию.
Для удобства монтажа шевронного колеса на вал выполняем фаску f = 2,5 мм. На вершинах зубьев принимаем фаску n = 1,25 мм. Ширину канавки определяем в зависимости от модуля m. Принимаем а=38 мм.
Конструкция шевронного колеса показана на рисунке 6.
Выполняем шевронное колесо с симметричной ступицей. Такое технологическое решение придает большую устойчивость колеса на валу и увеличивает жесткость самого вала.
Определяем диаметр ступицы d ст = 1,6·d в =1,6· 56 = 89,6 мм; (83)
Определяем длину ступицы l ст = b 2 +a= 70+38 = 108 мм;
Определяем толщину диска C=(0,3…0,35)(b 2 +a)=32,4…37,8. (84)
Определяем ширину торцов зубчатого венца: S=2,2m+0,05(b 2 +a)=5,5+5,4=9,9 мм. (85)
Рисунок 6. - Зубчатое колесо: d= мм, d а =186,034 мм, d f =174,784 мм;
По рекомендации книги [1] назначаем поля допусков сопрягаемых размеров.
По рекомендации книги [1] назначаем значения шероховатостей поверхностей.
§ Торцов шпоночного паза: Rа = 1,6 мкм.
§ Нерабочей поверхности шпоночного паза: : Rа = 3,2 мкм.
§ Посадочного отверстия: Rа = 1,6 мкм.
§ Торцовой поверхности колеса: Rа = 3,2 мкм.
§ Рабочих поверхностей зубьев: Rа= 1,25 мкм.
§ Свободные торцовые поверхности зубчатого колеса: Rа = 6,3 мкм.
По рекомендации книги [1] назначаем допуски формы и расположения.
· Допуск цилиндричности посадочного отверстия, чтобы ограничить концентрацию контактных напряжений : 0,015 мм.
· Допуск перпендикулярности торцовой поверхности колеса относительно оси вращения: 0,030 мм.
· Допуск симметричности шпоночного паза для обеспечения возможности сборки вала с устанавливаемой на нем деталью и равномерного контакте поверхностей шпонки и вала: 0,040мм.
· Допуск параллельности шпоночного паза: 0,010 мм.
Для смазывания деталей редуктора, применяем картерную смазку, которая осуществляется путём окунания зубчатых колёс в масло. Уровень масла устанавливаем так, чтобы косозубое колесо окуналось в него на высоту зуба.
При окружной скорости колеса тихоходной ступени v = 1,75 м/с, контактных напряжениях у Н = 431 МПа и рабочей температуре
t =50 0 С рекомендуемая вязкость масла составляет 34•10 -6 м 2 /с [2].
Согласно [2], при заданной вязкости масла, выбираем его марку:
h = (2 ? m … 0,25 ? d 2 T ) = (2 ? 2,5 … 0,25 ? 181,034) = 5…45,25 мм; (86)
Принимаем h = 50 мм, для обеспечения окунания зуба косозубого колеса в масло.
Рассчитываем объем масляной ванны редуктора:
V = 0,6 • P дв = 0,6 • 7,5 = 4,5 л. (87)
Для обеспечения окунания зуба косозубого колеса в масло при габаритных размерах картера:
и уровне масла h = 50 мм, принимаем объем масла V =1,75 л.
Во избежание утечки масла из редуктора на быстроходном и тихоходном валах со стороны хвостовиков устанавливаем резиновые армированные манжеты по ГОСТ 8752-79.
Для заливки масла в редуктор, контроля правильности зацепления и для внешнего осмотра деталей выполняем в крышке корпуса смотровое окно, закрываемое крышкой из стального листа. Определим толщину крышки: д к =(0,5…0,6) д=(0,5…0,6)•8=4…4,8 мм. Принимаем д к =4 мм. Для того, чтобы внутрь корпуса извне не засасывалась пыль под крышку ставим уплотняющую прокладку из прокладочного картона марки А толщиной 1 мм. В крышке отверстия располагаем пробковую отдушину.
Габаритные размеры крышки смотрового окна:
Габаритные размеры смотрового окна:
Для закрепления крышки используем 4 болта М6х22. [2].
В боковой части корпуса выполняем отверстие под пробку для слива масла и промывки редуктора. Параметры пробки принимаем согласно [2]:
d = М16х1,5; D = 26 мм; L = 25 мм; l = 19,6 мм; а = 3 мм.
Контроль за уровнем масла в картере осуществляется жезловым маслоуказателем, который вкручивается в крышку корпуса редуктора. Маслоуказатель имеет резьбу М16.
Для предотвращения протекания масла, плоскость разъёма основания и крышки корпуса смазываем спиртовым лаком .
11. Конструирование и расчет размеров корпуса редуктора
Корпус редуктора выполняем разъёмным, состоящим из основания и крышки. Плоскость разъёма проходит через оси валов.
Изготавливаем корпус литьем, из чугуна СЧ 15.
Основание и крышка закрепляются между собой болтами по фланцу для обеспечения герметичности. Для предотвращения протекания масла плоскость разъёма смазываем спиртовым лаком.
Для заливки масла и осмотра редуктора в крышке корпуса выполняем смотровое отверстие, закрываемое крышкой. Для удаления загрязнённого масла и промывки редуктора в нижней части корпуса выполняем сливное отверстие, закрываемое пробкой.
Для подъема и транспортирования крышки корпуса и редуктора в сборе применим проушины. Для крепления корпуса редуктора к раме в нижней части основания выполняем фланец с цилиндрическими отверстиями под крепёжные болты. Для фиксации при сборке крышки относительно основания выполняем два конических штифта, размеры которых определяем согласно [2]:
д =0,025 • а W +1=0,025•125+1=4,125 мм, (88)
д 1 =0,02 • а W +1=0,02•125+1=3,50 (89)
Принимаем толщину стенки корпуса и крышки д = 8 мм .
Определяем толщину фланца крышки и верхнего фланца основания:
Определяем толщину нижнего фланца основания:
p = (2,25 ч 2,75) • д = (2,25 ч 2,75) • 8 = 18 ч 22 мм; (91)
Для увеличения жесткости корпуса, под бобышками отливаем ребра жесткости. Толщина ребер основания корпуса: m=(0,85ч1) д=6,8ч8 мм. (92)
Толщина ребер крышки: m 1 =(0,85ч1) д 1 =6,8ч8 мм. (93)
d 1 = ( 0,03ч 0,036 ) · a w + 12 = ( 0,03ч 0,036 ) · 125 + 12 = 15,75 ч 16,5 мм. (94)
d 2 = ( 0,7 ч 0,75 )·d 1 = ( 0,7 ч 0,75 )·16 = 11,2 ч 12 мм, (95)
d 3 = ( 0,5 ч 0,6 )·d 1 = ( 0,5 ч 0,6 )·20 = 10 ч 12 мм, (96)
Принимаем минимальный зазор между наружной поверхностью колеса и внутренней стенкой корпуса А = 8 мм.
Силы, действующие в зацеплении = Н, = Н, ==982,5 Н. Нагрузка на вал от клиноременной передачи F в =1144 Н. В цилиндрической шевронной передаче силы, действующие на каждую половину шеврона, уравновешиваются.
R y 2 = - F в + + =1115-1144+1450=1421 Н.
Строим эпюры изгибающих моментов в плоскости xoz :
При z ' =37, =1733•37=64,1•10 3 Н•мм;
Строим эпюры изгибающих моментов в плоскости yoz :
При z=90, = - 1144•90= - 103•10 3 Н•мм;
При z=90, = - 1144•90= - 103•10 3 Н•мм,
При z=127, = - 1144•127+1115•37= - 104•10 3 Н•мм;
При z=127, = - 1144•127+1115•37 - 982,5•= - 137,9•10 3 Н•мм;
При z=201, = - 1144•201+1115•111+725•74 - 982,5•= - 86,4•10 3 Н•мм;
При z ' =37, = - 1421•37= -52,5 •10 3 Н•мм.
Рисунок 7. - Расчетная схема ведущего вала
Силы, действующие в зацеплении F r =1450 Н, F t =3466 Н, нагрузка на вал от муфты F м =125=125=2219 Н.
Строим эпюры изгибающих моментов в плоскости xoz :
Строим эпюры изгибающих моментов в плоскости yoz :
Рисунок 8. - Расчетная схема ведомого вала
13 . Проверо чный расчет подшипников качения
Назначаем предварительно для быстроходного вала редуктора -подшипники роликовые радиальные с короткими цилиндрическими роликами легкой серии 2207 ГОСТ 8328-75, для тихоходного вала - шариковые радиальные однорядные легкой серии №210 ГОСТ 8338-75. [1,табл.24.13]
Расчёт подшипников качения быстроходного вала.
Подшипник роликовый радиальный с короткими цилиндрическими роликами 2207 ГОСТ 8328-75.
Подбираем подшипник по более нагруженной опоре «2» т.к. , то X=1, Y=0. [2,табл.9.18]
где V=1 - коэффициент вращения, зависящий от того, какое кольцо подшипника вращается (при вращении внутреннего кольца V=1) [4,стр.77]
- коэффициент, учитывающий вид работы [4,табл.27]
K т =1 - температурный коэффициент [4,табл.28]
Тогда = K н =1•1•2241•1,5•1•0,81=2723 Н
Где р - показатель степени, для роликоподшипников p=10/3
Условия подбора выполняются. L h [L h ]=4000 ч.
Расчет подшипников качения тихоходного вала
Подшипники шариковые радиальные однорядные легкой серии №210 ГОСТ 8338-75
Подбираем подшипник по более нагруженной опоре «3» т.к. , то X=1, Y=0. [2,табл.9.18]
где V=1, K т =1, К н - коэффициент нагрузки.
= K н =1•1•3727•1,5•1•0,81=4528,3 Н
Условия подбора выполняются. L h [L h ]=4000 ч.
14 . Конструирование подшипниковых узлов
В качестве опоры быстроходного вала принимаем подшипники роликовые радиальные с короткими цилиндрическими роликами легкой серии №2207 ГОСТ 8328-75. [1, табл. 24.13]. Они предназначены для восприятия радиальных и небольших осевых нагрузок; фиксируют положение вала относительно корпуса в двух осевых направлениях. Благодаря способности самоустанавливаться они допускают несоосность посадочных мест (перекосы) до 2 - 3є.
В качестве опоры тихоходного вала принимаем подшипники радиальные легкой серии №210 ГОСТ 8338-75. [1, табл. 24.10].Они воспринимают радиальные и ограниченные осевые нагрузки , действующие в обоих направлениях вдоль оси вала. Подшипники допускают перекосы валов до 10'; по сравнению с подшипниками других типов имеют минимальные потери на трение; фиксируют положение вала относительно корпуса в двух направлениях.
На быстроходном валу устанавливаем подшипники 2207 ГОСТ 8328-75:
· диаметр установки на вал d п = 35 мм;
· диаметр установки в корпус D = 72 мм;
· грузоподъемность динамическая С = 31,9 кН;
· грузоподъемность статическая С 0 = 17,6 кН.
На тихоходном валу устанавливаем подшипники 210 ГОСТ 8338-75:
· диаметр установки на вал d п = 50 мм;
· диаметр установки в корпус D = 90 мм;
· грузоподъемность динамическая С = 35,1 кН;
· грузоподъемность статическая С 0 = 19,8 кН.
Подшипники устанавливаем на валы посадкой с натягом. Принимаем поле допуска для валов - k6. Установку подшипников в корпус осуществляем посадкой с зазором, с полем допуска отверстия корпуса - Н7.
Во избежание попадания в подшипник продуктов износа передач, а также излишнего полива маслом подшипники защитим маслозащитными кольцами.
Подшипники закрываем крышками глухими и сквозными, через которые проходят концы валов из чугуна СЧ 15. Крышки выполняем привертными. Со стороны хвостовиков быстроходного и тихоходного валов устанавливаем сквозные крышки с резиновыми армированными манжетами для уплотнения. Остальные крышки выполняем глухими. Фланец крышки выполняем круглой формы.
Болтовые соединения уплотняем прокладками из маслостойкой резины.
Для соединения тихоходного вала редуктора с валом рабочего органа используется муфта. Размер муфты выбираем по диаметру вала и расчётному вращающему моменту.
Т Р = к · Т НОМ = 1,5 · 315,15 = 472 Н·м. (101)
Согласно рекомендации книги [2], коэффициент, учитывающий эксплуатационные условия к = 1,5.
Принимаем для соединения валов муфту упругую втулочно-пальцевую 500-40-I2 ГОСТ 21424 - 75. [2, табл. 11.5]
Номинальный вращающий момент: Т = 500 Н·м,
Диаметр на вал редуктора: d 2 = 40 мм,
Рабочая длина на валу редуктора: l = 82 мм,
Допускаемая частота вращения n=3600 мин -1 ,
16 . Расчет валов на усталостную прочность
Определяем расчетные коэффициенты запаса прочности при расчёте на выносливость согласно [2]:
Где S у - запас прочности по нормальным напряжениям;
S ф - запас прочности по касательным напряжениям;
[S] - необходимый запас прочности вала при совместном действии нормальных и касательных напряжений.
где у -1 - предел выносливости вала из углеродистой стали при симметричном цикле перемены нормальных напряжений;
К у - эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений;
е у - масштабный коэффициент для нормальных напряжений;
в - коэффициент учёта влияния шероховатости поверхности.
Ш у - коэффициент, учитывающий влияние асимметрии цикла.
Принимаем Ш у = 0,15. [4, табл. 24].
у m - среднее значение напряжения цикла перемены нормальных напряжений; у m =0, так как F a =0.
у v - амплитуда цикла перемены нормальных напряжений, равная наибольшему напряжению изгиба в рассматриваемом сечении.
где ф -1 - предел выносливости вала из углеродистой стали при симметричном цикле перемены касательных напряжений;
К ф - коэффициент концентрации напряжений при кручении
Ш ф - коэффициент, учитывающий влияние асимметрии цикла.
ф m и ф v - среднее и амплитудное значения напряжения цикла перемены касательных напряжений;
W к - момент сопротивления сечения кручению;
Нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу, а касательные - по отнулевому.
Уточнённый расчёт состоит в определении коэффициентов запаса прочности S для опасных сечений вала и сравнения с требуемым значением запаса прочности.
Тихоходный вал. Вал изготавливаем из стали 45, назначаем термообработку - улучшение. [4, табл. 13].
Предел выносливости при симметричном цикле перемены нормальных напряжений:
Предел выносливости при симметричном цикле перемены касательных напряжений:
1-1- место установки муфты, шпоночный паз;
2-2 , 6-6, 8 - 8 - скругление шпоночного паза;
4-4, - место установки подшипников с гарантируемым натягом;
7 - 7 - место установки зубчатого колеса, шпоночный паз;
Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки и напрессованного на вал зубчатого колеса. d=56 мм, b=16 мм, t 1 =6 мм,
Ш в =0,15 , Ш ф =0,1 [4, табл. 24].
а) Шпоночная канавка: =1,77; [2, табл. 24].
б)Посадка ступицы колеса с гарантированным натягом:
Сравнивая значения для случая (а) и (б), отмечаем, что наиболее нагружен вал в случае (б). По нему и ведем расчет
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом.
; Ш у =0,15 , Ш ф =0,1 [4, табл. 24].
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:
Расчёт быстроходного вала (рисунок 13).
Вал изготовлен из стали 45, термообработка улучшение.
Предел прочности стали 45равен [4, табл. 13].
Предел выносливости при симметричном цикле перемены нормальных напряжений:
Предел выносливости при симметричном цикле перемены касательных напряжений:
1-1- место установки муфты, шпоночный паз;
3-3, 6-6, 10-10 - галтельный переход;
4-4, 12-12 - канавки под упорные кольца;
5-5, 11-11 - место установки подшипников с гарантируемым натягом;
Определяем напряжения, действующие в этом сечении:
Где W и - момент сопротивления сечения изгибу;
Определяем отношение , согласно [2]:
Определяем запас прочности при изгибе:
Определяем запас прочности при кручении:
Определяем запас прочности при совместном действии напряжений изгиба и кручения:
Материал шпонок - сталь 45 нормализованная. Используем призматические шпонки со скруглёнными торцами по ГОСТ 23360-78.
Согласно [2], допускаемое напряжение смятия при стальной ступице [] = 120 - 140 МПа, и при чугунной [] = 60 - 80 МПа.
d ХВ = 32 мм; b = 10 мм; h = 8 мм; t 1 = 5 мм; l ШП = 70 мм; Т Б = 119500 Н•мм; [] чг = 60 - 80 МПа .
d В = 56 мм; b = 16 мм; h = 10 мм; t 1 = 6 мм; l ШП =90 мм; Т Т =315150 Н•мм; [] = 100 МПа (материал колеса - сталь 45).
d ХВ = 40 мм; b = 12 мм; h = 8 мм; t 1 = 5 мм; l ШП =80 мм; Т Т =315150 Н•мм; [] чг = 60…80 МПа.
1. П.Ф.Дунаев, О.П.Леликов. Конструирование узлов и деталей машин. М.: Издательский центр «Академия», 2003. - 496 с. ISBN 5-7695-1041-2 2. Курсовое проектирование деталей машин: учебное пособие/ Под ред. С.А.Чернавского. - М.: ООО ТИД «Альянс», 2005. - 416 с.
3. Иванов. М.Н. Учеб. для студентов втузов/Под ред. В. А. Финогенова. - 6-е изд., перераб. - М.: Высш. школа., 2000. - 383 с.: ил. ISBN 5-06-003537-9
4. Логин В.В. Расчет механического привода. Методические указания. - М.МИИТ, 1997 - 108 с.
Расчет одноступенчатого горизонтального цилиндрического редуктора с шевронной передачей. Выбор привода, определение кинематических и энергосиловых параметров двигателя. Расчет зубчатой передачи, валов, ременной передачи. Конструирование корпуса редуктора. курсовая работа [1,2 M], добавлен 19.02.2015
Конструкция зубчатого колеса и червячного колеса. Кинематический расчет привода, выбор электродвигателя, определение передаточных чисел, разбивка по ступеням. Расчет прямозубой цилиндрической передачи. Проверочный расчет подшипников тихоходного вала. курсовая работа [2,2 M], добавлен 22.07.2015
Расчет цилиндрического редуктора с косозубыми зубчатыми колесами. Привод редуктора осуществляется электродвигателем через ременную передачу. Кинематический расчет привода. Расчет ременной передачи. Расчет тихоходной цилиндрической зубчатой передачи. курсовая работа [332,8 K], добавлен 09.01.2009
Кинематический и силовой расчет привода. Расчет зубчатых колес редуктора. Предварительный расчет валов редуктора. Конструктивные размеры корпуса редуктора, шестерни, колеса. Первый этап компоновки редуктора. Проверка прочности шпоночных соединений. курсовая работа [151,8 K], добавлен 17.05.2012
Энергетический и кинематический расчёт привода. Клиноременная и зубчатая передачи, выбор электродвигателя. Конструирование основных деталей зубчатого редуктора. Расчет валов на статическую и усталостную прочность. Проверка долговечности подшипников. курсовая работа [3,1 M], добавлен 08.03.2009
Работы в архивах красиво оформлены согласно требованиям ВУЗов и содержат рисунки, диаграммы, формулы и т.д. PPT, PPTX и PDF-файлы представлены только в архивах. Рекомендуем скачать работу .
© 2000 — 2020, ООО «Олбест»
Все права защищены
Детали машин и основы конструирования
ДЕТАЛИ | 1.7. Защита курсового проекта ( работы )
Курсовая работа Детали машин | ВКонтакте
Курсовой проект по " Деталям машин "
Детали машин и основы конструирования
Почему Человеку Нужна Совесть Итоговое Сочинение
Анекдот Про Сочинение В Школе
Сочинение Егэ На Тему Чем Опасно Равнодушие
Контрольные Работы За 1 Четверть 2 Класс
Сочинение Описание Подруги На Английском