Проектирование одноступенчатого цилиндрического косозубого редуктора для привода к шнеку-смесителю - Производство и технологии курсовая работа

Главная

Производство и технологии
Проектирование одноступенчатого цилиндрического косозубого редуктора для привода к шнеку-смесителю

Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет привода. Расчет зубчатой и цепной передачи редуктора. Конструктивные размеры корпуса и крышки редуктора. Подбор подшипников для валов редуктора и шпонок, проверочный расчет шпоночных соединений.


посмотреть текст работы


скачать работу можно здесь


полная информация о работе


весь список подобных работ


Нужна помощь с учёбой? Наши эксперты готовы помочь!
Нажимая на кнопку, вы соглашаетесь с
политикой обработки персональных данных

Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.

1. Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет привода
2. Расчет зубчатой передачи редуктора
4. Проектировочный расчет валов редуктора
5. Конструктивные размеры зубчатой пары редуктора
6. Конструктивные размеры корпуса и крышки редуктора
7. Первый этап компоновки редуктора
8. Подбор подшипников для валов редуктора
9. Второй этап эскизной компоновки редуктора
11. Подбор шпонок и проверочный расчет шпоночных соединений
12. Проверочный расчет на сопротивление усталости вала редуктора
13. Выбор посадок основных деталей редуктора
14. Смазка зацепления и подшипников редуктора
Рассчитать и спроектировать одноступенчатый цилиндрический косозубый редуктор для привода к шнеку?смесителю
1?электродвигатель; 2? муфта; 3?редуктор цилиндрический косозубый; 4?цепная передача; 5?загрузочный бункер; 6?шнек; I- вал двигателя; II- ведущий вал редуктора; III- ведомый вал редуктора; IV? вал рабочей машины.
Скорость перемещения смеси v=1,0 м/с;
Редуктор предназначен для длительной эксплуатации и мелкосерийного производства с нереверсивной передачей;
Машиностроению принадлежит ведущая роль среди других отраслей народного хозяйства, т.к. основные производственные процессы выполняют машины. Поэтому и технический уровень всех отраслей народного хозяйства в значительной мере определяется уровнем развития машиностроения.
Для повышения эксплуатационных и качественных показателей продукции необходимо совершенствование и развитие конструкций современных машин.
Редуктор - это механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, заключённых в отдельный закрытый корпус. Служит для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.
Назначение редуктора - понижение угловой скорости и соответственно повышения вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.
Редуктор состоит из корпуса, в котором помещаются элементы передачи - зубчатые колёса, валы, подшипники и т.д.
Редуктор проектируют либо для привода определённой машины, либо по заданной нагрузке и передаточному числу без указания конкретного назначения.
Проектируемый редуктор - цилиндрический, косозубый одноступенчатый с вертикальным расположением валов редуктора в пространстве. Двигатель соединен с редуктором при помощи муфты. Для соединения выходного вала редуктора с рабочим шнека-смесителя предусмотрена цепная передача.
1 . ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ, КИНЕМАТИЧЕСКИЙ И СИЛОВОЙ РАСЧЁТЫ ПРИВОДА
? общ. = ? ц .п• з м• ? цеп..п. ? 2 п.к.
? цеп.п. = 0,92 - КПД цепной передачи
? ц.п. = 0,97 - КПД цилиндрической передачи
? = 0,93• 0,97• 0,99 2 •0,98 = 0,857
Определяем требуемую мощность на валу шнека?смесителя
Определяем частоту вращения вала шнека?смесителя
Определяем требуемую мощность двигателя
Выбираем двигатель 4АМ112МВ8У3 мощность 3,0 кВт, синхронной частотой вращения 750 об/мин
Выбираем для редуктора стандартное передаточное число u = 5, тогда для цепной передачи
Определяем частоты вращения и угловые скорости всех валов привода
Определяем мощность на всех валах привода.
Р 1 = Р тр. •з п. •з м = 2,567•0,98•0,99 = 2,491 кВт
Р 2 = Р 1 • ? ц.п •з п к.. = 2,491 • 0,97 •0,99 = 2,392 кВт
Р 3 = Р 2 • з цеп.п. = 2,392• 0,92 = 2,2 кВт
Определяем крутящие моменты на валах:
Результаты расчёта предоставляем в виде таблицы.
Таблица 1.1 - Силовые и кинематические параметры привода.
Принимаем двухсменный режим работы привода тогда
L h =365·L г ·t c ·L c =365·6·2·8=35040 ч.
Принимаем время простоя машинного агрегата 15% ресурса.
Lґ h = L h ·0,85=35040·0,85=29784 ч.
Рабочий ресурс привода принимаем L h =30·10 3 ч.
2 . РАСЧЁТ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ РЕДУКТОРА
Выбор материала и н азначение термической обработки
Выбираем марку стали - 40Х для шестерни и колеса, термообработка с улучшением.
Определение допускаемых контактных напряжений и напряжений изгиба
Определяем допускаемое контактное напряжение
Где ?К нl =1-коэффициент безопасности при длительной работе;
?[у н0 ]-допускаемое контактное напряжение материала колеса, соответствующее пределу контактной выносливости базового числа циклов напряжений зубьев N H 0 .
[у H ]=0,45•([у H 1 ]+[у H 2 ])=0,45(580,9+514,3)=493 МПа
Определяем допустимые напряжения изгиба для материала шестерни и колеса раздельно
Где?К FL = 1- коэффициент безопасности при длительной эксплуатации.
? [у F 0 ]-допускаемое напряжение изгиба при базовом числе циклов напряжений N F 0 .
Определение параметров передачи и геометрических размеров колес
- коэффициенты ширины венца колеса относительно межосевого расстояния (с.355 [3]) Ш а =b 2 /a щ =0,4;
- коэффициенты ширины венца колеса относительно делительного диаметра шестерни Ш d =b 2 /d 1 =0,3 ·Ш а щ (u 1 +1)=0,3· 0,4(4+1)=0,6 - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контакта зубьев для прирабатывающихся цилиндрических зубчатых колес и постоянном режиме нагрузки К Н в =1.
Определяем межосевое расстояние передачи:
принимаем по ГОСТ 2144-76 a щ =112 мм.
Определяем предварительные размеры колеса:
Определяем нормальный модуль зубьев:
принимаем по ГОСТ9536-60 m n =1,5 мм.
Принимаем предварительно угол наклона зубьев в=10є
в=arcos[(z 1 +z 2 )•m n /(2a w )]=arcos[(24+120)•1,1/(2•112)]=15 o 20'
Определяем основные геометрические размеры передачи:
d 1 =mМ n z 1 /cosв= 1,5•24/0,96428 =37,33 мм
d 2 =m n z 2 //cosв=1,5•120/0,96428 = 186,67 мм
d а1 = d 1 +2Мm n =37,33+2М1,5=40,33 мм,
d а2 = d 2 +2Мm n =186,67+2?1,5=189,67 мм;
d f 1 = d 1 -2,4Мm = 37,33?2,4М1,5= 33,73 мм,
d f 2 = d 2 -2,4Мm = 186,67?2,4М1,5=183,07 мм;
Определяем окружную силу в зацеплении:
Определяем радиальную силу в зацеплении:
F r 1 =F t 1 Мtgб щ /cosв= 1750•tg20/0,96428 =660 H
Определяем осевую силу в зацеплении:
Проверка зубьев колес по контактным напряжениям и напряжениям изгиба
Принимаем 8 ю степень точности передачи (табл.4.2 [2])
-коэффициенты ширины венца колеса Ш d =b 2 /d 1 =45/37,33=1,205
- коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контакта зубьев (табл. 9.1. и табл. 9.2. [3]) К Н в =1,06 и К F в =1,2
- коэффициент динамической нагрузки (с.89 и 90[3])
- коэффициент распределения нагрузки между зубьями Кн Ь =1,05
Определяем фактическое контактное напряжение рабочих поверхностей зубьев:
Недогрузка составляет [(493?477,4)/493]•100%=8,7%
Определяем эквивалентное число зубьев шестерни и колеса:
выбираем по табл. 4.4. [2] коэффициенты формы зуба Y F 1 =3,85 и Y F 2 =3,60
Проверяем прочность зубьев шестерни и колеса на изгиб:
Результаты расчета сводим в таблицу 2.
Таблица 2 - Параметры зубчатой цилиндрической передачи.
Принимаем однорядную роликовую цепь.
Принимаем число зубьев малой (ведущей) звёздочки:
Определим число зубьев большей звёздочки
По табл 7.18 [ 4 ] по величине n 2 = =140 об/мин принимаем ориентировочно допускаемое среднее давление в шарнирах цепи [p ц ]=30 МПа
Расчетные коэффициенты по [ 4 ,c.149 ]:
К д =1,2-коэффициент динамической нагрузки (легкие толчки при работе) ;
К с =1,5- коэффициент способа смазки (периодическая смазка);
К И =1,0 - коэффициент угла наклона линии центров (угол наклона И=60є);
К рег =0,8- коэффициент способа регулировки натяжения цепи (натяжение цепи оттяжной звёздочкой);
К р =1,25 - коэффициент периодичности работы (работа в две смены).
К э = К д *К И *К рег *К р *К с =1,2*1,5*1,2*0,8*1,0=1,8
Шаг цепи из условия износостойкости шарниров цепи
Где момент на ведущей звездочке:Т 2 = 163,3 Н·м
По табл. 7.15 [ 3 ] принимаем стандартную цепь с шагом р=25,4 мм и параметрами А оп =179,7 мм 2 ; q=2,6 кг/м
Проверяем условие п 3 ?п 3 max по табл 7.15 [ 4] для цепи с шагом р=25,4 мм п 1 ma =1000 об/мин., следовательно условие выполняется (140<1000).
х=(р *z 1 *щ 3 )/(2р)=(25,4*10 -3 *21*14,65)/(2*3,14)=1,244 м/с
Определяем расчётное давление в шарнирах цепи:
p ц =F t К э /А оп =1922*1,8/179,7=19,26 МПа
Для принятого шага цепи уточняем допускаемое среднее давление в шарнирах цепи [p ц ]=26 МПа по табл. 7.18 [ 4 ]. Условие p ц < [p ц ] (19,26<26) выполняется.
l р =2а +0,5(z 5 +z 6 )+р(z 6 ?z 5 ) 2 /(4*a*р 2 )=
2*40+0,5(21+85)+(85?21) 2 /(3,14 2 *4*40)=135,6
Уточненное значение межосевого расстояния а р с учетом стандартной длины цепи l р .
w = 0,5(z 5 +z 6 )= 0,5 * (85 + 21) = 53
у= (z 6 ?z 5 )/2р = (85? 21) /(2*3,14)= 10,2
а цеп =0,25*25,4[(136?53) + ] =1021 мм
Для свободного провисания цепи предусматриваем возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,4%, т.е. на 1021*0,004=4,1 мм.
Диаметры делительных окружностей звездочек:
d д5 =t/sin(180є/z 5 )=25,4/sin(180є/21)=170,42,6 мм
d д 6 =t/sin(180є/z 6 )=25,4/sin(180є/85)=687,39 мм
Диаметры наружных окружностей звездочек при d 1 =15,88мм - диаметр ролика цепи :
D е5 =t(ctg(180є/z 5 )+0,7) - 0,31d 1 =25,4(ctg(180є/21)+0,7)? 0,31*15,88=181,38 мм
D е6 =t(ctg(180є/z 6 )+0,7) - 0,31d 1 =25,4(ctg(180є/85)+0,7)? 0,31*15,88=699,77 мм
центробежная F v = х 2 * q=2,6*1,244 2 =4,0 Н
от провисания цепи при коэффициенте провисания к f =1,4 при угле наклона передачи 60є
F f = 9,81 к f * q* а цеп =9,81*1,4*2,6*1,021==36,5 Н
F в.ц = F t .ц +2* F f =1922+2*36,5=1995 Н
Нормативный коэффициент запаса прочности по табл. 7.19 [4] s=8,1. Условие прочности s > [ s ] выполняется.
4 . ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЁТ ВАЛОВ РЕДУКТОРА
Проектный расчёт валов редуктора проводим по пониженным допускаемым напряжениям на кручение
Диаметр выходного конца вала при допускаемом напряжении на кручение
У выбранного электродвигателя диаметр вала d дв = 32 мм
Под подшипники принимаем d п1 ==35 мм
Шестерню выполняем за одно целое с валом.
Диаметр выходного конца вала при допускаемом напряжении на кручение
Диаметр под подшипниками d п2 =45 мм.
Диаметр вала под зубчатым колесом d k2 =50 мм.
Диаметры остальных участков валов назначаем исходя из конструктивных соображений при компоновки редуктора.
5 . КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ ЗУБЧАТОЙ ПАРЫ РЕДУКТОРА
Шестерню выполняем за одно целое с валом, ее размеры:
Конструкционные размеры зубчато го колеса
Зубчатое колесо кованное, размеры венца зубчатого колеса:
L ст2 =(1,2…1,5) d k2 =(1,2…1,5)•50=60…75мм
6 . КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ КОРПУСА И КРЫШКИ РЕДУКТОРА
d 1 =(0.03...0.036)•a w +12=(0,03…0,036)•112+12=15,36...16,032мм,
крепящих крышку к корпусу у подшипников
d 2 =(0,7...0,75) d 1 =(0,7…0,75)•16=11,2...12мм,
d 3 =(0,5…0,6) d 1 =(0,5…0,6)•16=8…9,6мм,
7 . ПЕРВЫЙ ЭТАП КОМПОНОВКИ РЕДУКТОРА
Первый этап компоновки редуктора проводим для приближенного обозначения положения зубчатых колес относительно опор для определения опорных реакций и подбора подшипников.
Компоновочный чертёж выполняем в одной проекции - разрез по осям валов при снятой крышке редуктора в масштабе 1:1.
Примерно по середине листа параллельно его длинной стороне проводим горизонтальную осевую линию, затем две вертикальные линии - оси валов на расстоянии a w =112 мм.
Вычерчиваем упрощенную шестерню и колесо в виде прямоугольников, шестерня выполнена за одно целое с валом: длина ступицы колеса равна ширине венца и не выступает за пределы прямоугольника.
Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса:
принимаем зазор между торцом ступицы колеса и внутренней стенкой корпуса
2)принимаем зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса А= д =8 мм;
3)принимаем расстояние между наружным кольцом подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса А= д =8 мм.
Предварительно намечаем радиальные шарикоподшипники легкой серии: габариты подшипника выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников:
Таблица 3 - Предварительный подбор подшипников для валов редуктора.
Решаем вопрос о смазывании подшипников. Принимаем пластичный смазывающий материал, так как попадание масленых брызг на подшипники ведущего вала затрудненно. Для предотвращения вытекания и выливания пластичного смазывающего материала жидким маслом из зоны зацепления, устанавливаем мазеудерживающие кольца. Их ширина определяется по размеру У=12 мм.
Измерением находим расстояние на ведущем валу l 1 =54,5 мм, на ведомом l 2 =55,5 мм.
8. ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ ДЛЯ ВАЛОВ РЕДУКТОРА
Из расчетов и компоновки: F t =1750 Н, F r =660 Н, F а =481 Н, l 1 =l 2 =55 мм,
Определяем предварительно консольную нагрузку от муфты, действующую на выходном конце вала (табл. 6.2./2/):
Вычерчиваем расчетную схему нагружения вала (рис.7.1) Опору, воспринимающую внешнюю осевую силу обозначаем символом 2.
Определяем опорные реакции в горизонтальной плоскости хz от силы F t :
Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси У в характерных сечениях:
М У1 = М УА = М У2 =0; М УВ = R 1Х М l 1 = 875·0,055=48 НМм
Определяем опорные реакции в вертикальной плоскости хy от сил F r и F а :
? М Х1 =0; R 2 y М 2 l 1 - F r М l 1 - F а = 0,
? М Х2 =0; - R 1 y М2l 1 + F r М l 1 - F а = 0,
?F y =0; R 2У + R 1У - F r 1 = 248+412?660= 0.
М Х1 =М Х2 =0; М ХВ Л =R 1 y l 1 =248 М0,055=13,6 НМм;
М ХВ л = R 1 y М l 1 + F а ·d 1 /2=248М0,054 +481·0,03733/2=22,7 НМм
Определяем реакции опор от силы F м :
?М 1 =0; - F м Мl м + R 2м М2Мl 1 =0;
?М 2 =0; - F м (l м +2Мl 1 ) +R 1м М2Мl 1 =0;
?Х=0; R 1м + F м - R 2м = 466+275 -741= 0.
Строим эпюру изгибающих моментов М F м в характерных сечениях:
М А = М 1 =0; М 2 = F м М l м = 466М0,065= 30,2 НМм;
М В = F р М(l р + l 1 )?R 1м Мl 1 = 466М(0,065+ 0,055)?741 М0,055= 15,1 НМм
Строим эпюру крутящих моментов: М к =Т 1 =34 НМм.
Определяем суммарные радиальные опорные реакции. Так как направление действия силы F м неизвестно, то принимаем случай, когда реакции от действия силы F м совпадают по направлению с суммарными реакциями опор от действия силы в зацеплении зубчатой передачи:
Для принятого подшипника 207 С r =25,5 кН и С 0 =13,7 кН
Определяем отношение R а /С о =481/13700=0,035 (коэффициент осевого нагружения е=0,24 по табл.9.2 /2/). Для подшипника 2, воспринимающего внешнюю осевую нагрузку отношение R а /R r 2 =481/1242=0,387 > е=0,24, то принимаем коэффициент радиальной нагрузки Х=0,56 и коэффициент осевой нагрузки Y=1,92.
V=1 - коэффициент вращения внутреннего кольца подшипника;
К д =1,2 - коэффициент безопасности при легких толчках (табл. 9.4 /2/);
К ф =1 - коэффициент температурныйt<100єC (табл. 9.5. /2/).
R e 2 =(R r 2 МVМХ+ R а МY)МК д МК ф =(1242·1М0,56+ 481М1,92)1,2 М1=1943 H
R e 1 =R r 1 ·VМК д МК ф =1651•1•1,2 М1=1981 H.
Определяем расчетную долговечность наиболее нагруженного подшипника 1:
Долговечность подшипников соблюдается.
Силу от цепной передачи раскладываем на составляющие:
F цеп Г =F цеп ·cos 60є=1995*0,5=998 H
F цеп В =F цеп ·sin 60є=1995*0,866=1728 H
Вычерчиваем расчетную схему нагружения вала (рис. 7.2,) Опору, воспринимающую внешнюю осевую силу обозначаем символом 4.
Определяем опорные реакции от силы F t и F цеп Г в горизонтальной плоскости:
? М 4 =0; R Г3 2 l 2 +F t ·l 2 ?F цеп Г )2·l 2 + l ц ) = 0,
? М 3 =0; R Г4 2l 2 ?F t l 2 ?F цеп Г l ц = 0,
?X= F t +R Г3 ?R Г4 ?F цеп Г =1750+577?1329?998=0
Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси У в характерных сечениях:
М УД = М У4 =0; М УС = ?R Г4 * l 2 = ?1329*М0,055=?73,1 НМм
M y 6 =?F цеп В l ц =?998*0,05=?49,9 Н*м
Определяем опорные реакции в вертикальной плоскости от сил F цеп Г , F r Т и F аТ .
? М 3 =0 ; R 4В *2 l 2 ?F r l 2 ?F цеп В l ц ?F а *d 2 /2 -= 0,
? М 4 =0 ; R 3В *2 l 2 +F r l 2 ? F цеп В ) 2 l 2 + l ц ) ?F а *d 2 /2 = 0,
?Y= R 4В ?R 3В + F цеп В - F r =1523?2591+1728?660=0
Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х в характерных сечениях:
М ХД = М Х4 = 0; М л ХС = R 4В М l 2 =1523*0,055= 83,76 НМм
М п ХК = R 4В М l 2 - F а *d 4 /2 =1523*0,055?481*0,18667/2= 38,87 НМм
M X 6 = F цеп Г Мl ц =1728·0,05=86,4 Н*м
Строим эпюру крутящих моментов: М к =Т 2 =163,3 НМм.
Определяем суммарные радиальные опорные реакции:
Для принятого подшипника 209 С r =33,2 кН и С 0 =18,6 кН
Определяем отношение R а /С о =481/18600=0,026 (коэффициент осевого нагружения е=0,22 по табл.9.2 /2/). Так как отношение R а /R r 4 = =481/2021=0,24>е=0,22, то принимаем коэффициент радиальной нагрузки Х=0,56 и коэффициент осевой нагрузки Y=2,02.
R e 3 =R r 3 МVМХМ К д МК ф = 2655М1М1,2 М1=3186 H,
R e 4 =(R r 4 МVМХ+ Y • F а )·К д МК ф =(2021·1•0,56+2,02·481)•1,2 М1=2524 H
Определяем расчетную долговечность наиболее нагруженного подшипника 3:
Долговечность подшипников соблюдается.
9 . ВТОРОЙ ЭТАП ЭСКИЗНОЙ КОМПОНОВКИ
Второй этап компоновки имеет целью конструктивно оформить зубчатые колёса, валы, подшипниковые узлы и подготовить данные для проверки прочности валов и некоторых других деталей.
Вычерчиваем шестерню и колесо по конструктивным размерам найденным ранее. Шестерню выполняем за одно целое с валом.
а) наносим осевые линии, удалённые от середины редуктора на расстояние l 1 . используя эти осевые линии, вычерчиваем в разрезе подшипники качения;
б) вычерчиваем накладные крышки подшипников с регулировочными прокладками.
в) Переход вала от диаметра d=35 мм к присоединенному концу d=32 мм выполняем на расстоянии 3.. 5 мм от торца крышки подшипника так, чтобы ступица полумуфты не касалась их.
Длина присоединительного конца вала d=32 мм определяется длиной ступицы полумуфты.
Аналогично конструируем узел ведомого вала:
а) для фиксации зубчатого колеса в осевом направлении предусматриваем уплотнение вала с одной стороны и устанавливаем распорную втулку, с другой стороны, место переход вала от d=45 мм к d=50 мм смещаем внутрь ступицы колеса на 2-3мм с тем, чтобы гарантировать прижатие втулки к торцу ступицы а не к заплечнику вала;
б) отложив от середины редуктора расстояние l 2 , проводим осевые линии и вычерчиваем подшипники;
в) вычерчиваем врезные крышки подшипников с регулировочными кольцами.
На ведущем и ведомом валах применяем шпонки призматические со скруглёнными торцами по ГОСТ 23360 - 78. Вычерчиваем шпонки, принимая длины на 5-10 мм меньше длины ступиц.
Для соединения входного вала редуктора с валом электродвигателя выбираем муфту упругую со звёздочкой . Муфта состоит из двух полумуфт специальной формы между которыми устанавливается резиновая звездочка.
Материал полумуфт - чугун - СЧ 20 , звездочки - специальная резина.
Вследствие небольшой толщины резиновой звездочки муфта обладает малой податливостью, компенсирующая незначительные смещения валов.
Радиальное и угловое смещение валов снижают долговечность резиновой звездочки, нагружая валы дополнительной изгибающей силой.
Муфту подбираем по ГОСТ 14084 - 76 (1), табл. 11.5 по диаметру вала в месте посадки d дв =32 мм и d в1 =32 мм Принимаем муфту с максимально передаваемым моментом [T]=125 H•м
Проверяем выбранную муфту по расчётному моменту:
К - коэффициент перегрузки, зависящий от типа машины и режима её работы; К=1,5
Принимаем исполнение полумуфт на короткие цилиндрические концы валов: Длина полумуфт l=58 мм
Муфта упругая со звёздочкой 125?32?2?У3 ГОСТ 14084-76
11. П ОДБОР ШПОНОК И ПРОВЕРОЧ НЫЙ РАСЧЁТ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ
Выбираем шпонки для соединения выходного конца ведущего вала со шкивом, для соединения ведомого вала с зубчатым колесом. Ступица шкива ременной передачи - чугунная. Выбираем шпонки призматические со скруглёнными торцами. Размеры сечений шпонок, пазов и длины и длины шпонок - по ГОСТ 23360-78 (1), табл. 8.9
Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.
Напряжения смятия и условие прочности по формуле:
Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице =100-120МПа, при чугунной - =50-70 МПа
Момент на ведущем валу редуктора Т 2 =34 Н•м
длина шпонкиl=50 мм (при длине ступицы полумуфты l ст =58 мм)
Момент на ведомом валу редуктора Т 2 =163,3 Нм.
Проверяем шпонку под зубчатым колесом:
Длина шпонки l=50 мм (при длине ступицы колеса l ст =60 мм).
l=50 мм (принимаем длину ступицы звездочки 60 мм)
Материал звездочки - легированная сталь.
Прочность шпоночных соединений соблюдается.
12 . ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЁТ НА СОПРОТИВЛЕНИЕ УСТАЛОСТИ ВАЛОВ РЕДУКТОРА
Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения по отнулевому (пульсирующему).
Уточнённый расчёт состоит в определении коэффициентов запаса прочности S для опасных сечений и сравнения их с допускаемыми значениями [Ѕ].
Материал вала сталь 40Х. твёрдость не менее 280 НВ. Пределы выносливости по табл. 3.16[3] у В =900 МПа.
Проверяем сечение под подшипником ‹ 2 ›.
По построенным эпюрам определяем суммарный изгибающий момент
Крутящий момент в сечении вала Т 1 =34 Нм.
Осевой момент сопротивления сечения :
Амплитуда нормальных напряжений, изменяющаяся по симметричному циклу:
Амплитуда касательных напряжений, изменяющаяся по нулевому циклу:
концентрация обусловлена посадкой внутреннего кольца подшипника на валу с натягом. При этом
находим отношение К у /К d и К ф /К d для вала в местах напресовки деталей по табл. 11.2 (2), при d п2 =35 мм и у В =900МПа путём линейной интерполяции
Коэффициент влияния шероховатости поверхности по табл. 11.4 (2) К f =1,5
Определяем коэффициент запаса прочности (сопротивления усталости) по нормальным и касательным напряжением:
S у =у -1 / К у Д *у а =410/4,35*7,1=13,3
S ф =ф -1 / К ф Д *ф а =240/3,15*2,0=38,1
Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения вала под колесом:
Значительное превышение обусловлено тем, что диаметр вала был значительно увеличен.
По построенным эпюрам определяем суммарный изгибающий момент;
Осевой момент сопротивления сечения с учётом зубьев шестерни:
Амплитуда нормальных напряжений, изменяющаяся по симметричному циклу:
Амплитуда касательных напряжений, изменяющаяся по нулевому циклу:
Концентрация напряжений обусловлена наличием зубьев шестерни.
Коэффициент снижения пределов выносливости определяем по формулам:
Для эвольвентных зубьев находим значение эффективных коэффициентов концентрации по табл. 11.2 (2).
Для стали при у В = 900 МПа по табл. 11.2 (2) находим: К у =1,7; К ф =1,55
Коэффициент влияния шероховатости поверхности по табл. 11.4 (2) К f =1,5
Коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения по табл. 11.3 (2) при d 3 =37,33 мм для легированной стали: К dу =0,86 и К ф d =0,74
Коэффициент влияния поверхностного упрочнения по табл. 11.5 (2); К у =1,65
Тогда К у =(1,7/0,86+1,5?1)/1,65=1,5
Определяем коэффициент запаса прочности (сопротивления усталости) по нормальным и касательным напряжением:
S у = у 1 / К у у а =410/1,5*13,4=20,4
S ф =ф -1 / К ф Д *ф а =240/1,57*2,2=69,5
Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения вала под шестерней:
Значительное превышение обусловлено диаметром шестерни
Материал вала принимаем по табл. 3.16 [3] сталь 45. Диаметр заготовки неограничен; твёрдость не менее 200 НВ. Пределы выносливости у -1 =250МПа,
Определяем суммарный изгибающий момент.
Крутящий момент в сечении вала Т 2 =163,3 Нм
Осевой момент сопротивления сечения с учётом шпоночного паза:
Амплитуда нормальных напряжений, изменяющаяся по симметричному циклу:
Амплитуда касательных напряжений, изменяющаяся по нулевому циклу:
Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночного паза и установкой колеса на валу с натягом. При наличии на валу двух концентратов напряжения находим коэффициент снижения пределов выносливости для каждого концентратора в отдельности и за расчётные принимаем коэффициенты, которые имеют большее значение снижения пределов выносливости.
Коэффициент снижения пределов выносливости определяем по формулам:
(без поверхностного упрочнения вала (Кv=1)
Для шпоночного паза находим значение эффективных коэффициентов концентрации по табл. 11.3(2).
Для стали при у В =560МПа по табл. 11.3(2) находим линейной интерполяцией: Ку=1,69; Кф=1,46
Коэффициент влияния шероховатости поверхности по табл. 11.4 (2)К f =1,05
Коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения по табл. 11.3 (2) при d к2 =50 мм
От установки колеса на валу с натягом, коэффициент снижения пределов выносливости в местах напрессовки колеса на вал находим по отклонению
К у /К d и К ф /К d по табл. 3.17(3), при d к2 =50мм и у В =560МПа путём линейной интерполяции принимаем: К у /К d =3,45 К ф /К d =2,55
В дальнейших расчётах принимаем К у Д =3,5 ; К ф Д = 2,6 от установки колеса на валу с натягом.
Определяем коэффициент запаса прочности (сопротивления усталости) по нормальным и касательным напряжением:
S у = у 1 / К у Д *у а =250/3,5*10,1=7,1
S ф =ф -1 / К ф Д *ф а =150/2,6*3,5=16,5
Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения вала под колесом:
Проверяем сечение вала под подшипником 3.
Крутящий момент в сечении вала Т з =163,3 Нм.
Осевой момент сопротивления сечения :
Амплитуда нормальных напряжений, изменяющаяся по симметричному циклу:
Амплитуда касательных напряжений, изменяющаяся по нулевому циклу:
концентрация обусловлена посадкой внутреннего кольца подшипника на валу с натягом. При этом
находим отношение К у /К d и К ф /К d для вала в местах напресовки деталей по табл. 11.2 (2), при d п2 =45 мм и у В =560 МПа путём линейной интерполяции
Определяем коэффициент запаса прочности (сопротивления усталости) по нормальным и касательным напряжением:
S у = у -1 / К у Д у а =250/3,6*11=6,3
S ф =ф -1 / К ф Д *ф а =150/2,5*4,5=13,3
Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения вала под колесом:
1 3 . ВЫБОР ПОСАДОК ОСНОВНЫХ ДЕТАЛЕЙ РЕДУКТОРА
электродвигатель кинематический привод редуктор
Посадки назначаем в соответствии с указанными данными в табл. 10.13 (3).
Посадка зубчатых колёс на вал Н7/р6;
посадка звездочки цепной передачи на вал редуктора Н7/h6;
шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала К6;
отклонение отверстий в корпусе под наружные кольца подшипников по Н7.
1 4 . СМАЗКА ЗАЦЕПЛЕНИЯ И ПОДШИПНИКОВ РЕДУКТОРА
Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на высоту зуба.
Объём масляной ванны V определяем из расчёта 0.5 л на 1 кВт передаваемой мощности:
По табл. 10.8 (3) устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях у Н =450,1 МПа и скорости V=1,37 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 34•10 -6 м 2 /с.
По табл. 10.10 (3) принимаем масло индустриальное И-40А (по ГОСТ 20799-75).
Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом УТ-1 (табл. 9.14 (3)), закладываемым при монтаже передачи.
Перед сборкой внутреннюю полость корпуса тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.
Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов:
на ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца и шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80…100 о С;
в ведомый вал закладывают шпонки и напрессовывают зубчатые колёса до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку и устанавливают мазеудерживающие кольца и шарикоподшипники, предварительно нагретые масле.
Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают манжетные уплотнения пропитанные горячим маслом.
Собранный ведущий вал устанавливают в крышку корпуса редуктора .
Собранный ведомый вал 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. Проверяют проворачивание валов, отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки)
Далее на выходные концы ведомого и ведущего валов в шпоночные канавки закладывают шпонки, устанавливают звёздочку и полумуфту.
Затем ввёртывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой.
А.Е. Шейнблит. Курсовое проектирование деталей машин - М: Высшая школа, 1991.
Н.Г. Куклин, Г.С. Куклина. Детали машин - М: Высшая школа, 1987.
С.А. Чернавский. Курсовое проектирование деталей машин. М - Машиностроение, 1988.
А.И. Аркуша, М.И. Фролов. Техническая механика. М - Высшая школа, 1983.
Кинематический и силовой расчет. Выбор электродвигателя. Расчет цилиндрической прямозубой передачи. Ориентировочный расчет валов редуктора. Конструктивные размеры корпуса редуктора и сборка его. Подбор шпонок и проверочный расчет шпоночных соединений. курсовая работа [157,0 K], добавлен 28.03.2015
Силовой расчет привода. Расчет зубчатой передачи редуктора. Проектировочный и проверочный расчеты валов, колес, корпуса редуктора и подшипников. Выбор шпонок и проверка их на прочность. Цилиндрические и конические передачи с прямыми и косыми зубьями. курсовая работа [745,8 K], добавлен 24.03.2012
Кинематический расчёт привода. Расчет зубчатых колес редуктора. Конструктивные размеры шестерни и колеса. Проверка прочности шпоночных соединений. Расчет цепной передачи. Конструктивные размеры корпуса и крышки редуктора. Выбор основных посадок деталей. курсовая работа [378,9 K], добавлен 18.08.2009
Выбор электродвигателя и кинематический расчет. Расчет зубчатых колес редуктора. Конструктивные размеры шестерни и колеса, корпуса редуктора. Расчет цепной передачи. Проверка долговечности подшипника, прочности шпоночных соединений. Выбор сорта масла. курсовая работа [1,2 M], добавлен 05.12.2012
Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода. Подбор подшипников качения быстроходного вала. Проверочный расчет шпонок. Конструирование корпуса и крышки редуктора. Выбор материала червячного колеса. Конструирование корпуса и крышки редуктора. курсовая работа [120,4 K], добавлен 19.01.2010
Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода. Определение параметров зубчатой и ременной передачи. Ориентировочный расчет валов редуктора. Вычисление размеров шестерен и колес, корпуса и крышки. Подбор шпонок. Подбор и проверка подшипников. курсовая работа [1,6 M], добавлен 08.04.2019
Выбор электродвигателя и кинематический расчет. Расчет клиноременной передачи привода, зубчатых колес редуктора, валов редуктора. Конструктивные размеры шестерни и колеса, корпуса редуктора. Компоновка редуктора. Проверка долговечности подшипников. курсовая работа [505,0 K], добавлен 11.11.2008
Работы в архивах красиво оформлены согласно требованиям ВУЗов и содержат рисунки, диаграммы, форм
Проектирование одноступенчатого цилиндрического косозубого редуктора для привода к шнеку-смесителю курсовая работа. Производство и технологии.
Дипломная работа по теме Инфляция: причины, последствия и методы регулирования
Аргументы К Литературным Сочинениям
Реферат: История Светлогорска и Гомельщины. Скачать бесплатно и без регистрации
Курсовая работа по теме Современная студенческая семья: проблемы, тенденции, перспективы (материал ТУСУР)
Курсовая Работа На Тему Червячный Одноступенчатый Редуктор
Примеры Эссе По Философии Для Студентов
Реферат по теме Космические составляющие и излучения
Курсовая Правовое Положение Осужденных К Смертной Казни
Реферат На Тему Символы Воинской Чести Обж
Психологические Особенности Обыска Реферат
Реферат: Леонiд Глiбов
Настоящие Трудности Сочинение 15.3
Сочинение По Тексту Огоньки
Доклад по теме Жизненный цикл Опалин
Курсовая работа по теме Разработка программы, позволяющей просматривать и редактировать записи библиотечного каталога
Контрольная работа по теме Проектирование фасонного резца
Курсовая работа по теме Основы управления недвижимостью
Реферат: Поняття щастя в етиці
Сочинение: Тема "горячего сердца" в пьесе "Бесприданница"
Курсовая работа по теме Организация технического обслуживания автомобилей
Правовые основы наличного денежного обращения - Государство и право контрольная работа
Гражданско-правовые способы защиты права собственности - Государство и право контрольная работа
Источники по истории Первой Камчатской экспедиции - География и экономическая география курсовая работа