Кинематическое и динамическое исследование строгального станка. 
Конструкторская разработка одноступенчатого редуктора с внешним косозубым зацеплением

Министерство образования Российской Федерации АМУРСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ УНИВЕРСИТЕТ Кафедра механики КУРСОВОЙ ПРОЕКТ на тему: Кинематическое и динамическое исследование строгального станка. Конструкторская разработка одноступенчатого редуктора с внешним косозубым зацеплением.

по дисциплине техническая механика Исполнитель студент гр.246 А. А. Тихонов Руководитель зам. зав. кафедрой, канд. техн. наук С. П. Волков Нормоконтроль зав. лабораторией Н. Н. Гужикова Благовещенск 2004

Министерство образования Российской Федерации АМУРСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ УНИВЕРСИТЕТ Энергетический факультет Кафедра АПП и Э (блок механики) УТВЕРЖДАЮ Зам. зав. кафедрой

____________С.П. Волков

«_____» ____________

ЗАДАНИЕ К курсовому проекту студента Тихонова Артема Александровича

1. Тема курсового проекта: Кинематическое и динамическое исследование механизма строгального станка, а также конструкторская разработка редуктора утверждена приказом от _______ №_______

2. Срок сдачи студентом законченного проекта _________

3. Исходные данные к курсовому проекту

1) схема выбирается из варианта — 9

2) цифровые данные из варианта — 1

4. Содержание курсового проекта:

1) Провести кинематический анализ механизма строгального станка графическим и аналитическим методами. Выполнить динамический анализ машинного агрегата.

2) Расчёты элементов редуктора

5. Перечень материалов приложения:

Лист 1: Анализ рычажного механизма станка:

1) планы положений механизма

2) планы скоростей

3) планы ускорений Лист 2: Сборочный чертёж редуктора;

Лист 3: Рабочие чертежи деталей:

1) корпус редуктора

2) зубчатое колесо

3) тихоходный вал

6. Консультация по курсовому проекту:

7. Дата выдачи задания:

Руководитель курсового проекта Волков С.П.

Задание принял к исполнению (дата):____________________________

РЕФЕРАТ

Проект 74 с., 15 рисунков, 5 источников, 1 приложение.

Рычажный механизм, кинематика, динамика, редуктор, вал, колесо, шестерня, подшипник, крышка редуктора

В данном курсовом проекте систематизированы, закреплены и расширены теоретические знания, а также развиты конструкторские навыки.

Произведены динамические и кинематические исследования механизма строгального станка.

Представлены рекомендации по изготовлению и монтажу опытной конструкции.

1. Кинематический анализ рычажного механизма

1.1 Кинематическая схема машинного агрегата

1.2 Кинематическая схема исполнительного механизма

1.3 Структурный анализ строгального станка

1.4 План положений

1.5 План скоростей

1.6 План ускорений

1.7 Построение диаграммы перемещений

1.8 Построение диаграммы скоростей

1.9 Построение диаграммы ускорений

2. Привод

2.1 Динамический анализ рычажного механизма

2.2 Выбор электродвигателя

2.3 Выбор редуктора

3. Конструирования и расчет цилиндрического зубчатого редуктора

3.1 Расчет зубчатых передач

3.2 Проектный расчет валов

3.2.1 Быстроходный вал

3.2.2 Тихоходный вал

3.3 Конструирование зубчатых колес и вала шестерни

3.3.1 Установка колеса на валу

3.3.2 Подбор посадки с натягом

3.3.3 Расчет прочности шпоночного соединения

3.4 Конструирование подшипниковых узлов и расчет сил

3.4.1 Определение реакций опор

3.4.1.1 Быстроходный вал

3.4.1.2 Тихоходный вал

3.4.2 Расчет подшипников на заданный ресурс

3.4.3 Построение эпюр моментов

3.4.4 Расчет крышек подшипников

3.4.5 Выбор уплотнительного устройства

3.5 Расчет деталей корпуса

3.6 Смазка

3.7 Выбор муфт

Заключение

Библиографический список

Приложение А. Пример построения плана положений

Приложение Б. Пример построения плана скоростей

Приложение В. Пример построения плана ускорений

Приложение Г. Таблица для определения мощностей рабочего хода

Приложение Д. Построение диаграммы мощностей

Приложение Е. Спецификация

СТРОГАЛЬНЫЕ СТАНК

К седьмой группе по классификации, ЭНИМС относят станки, имеющие прямолинейное движение резания независимо от того, работают ли они резцами (строгальные и долбежные станки) или протяжками и прошивками (протяжные станки). В строгальных станках и движение подачи имеет заготовка или резец. Станки этой группы служат для обработки разнообразных линейчатых поверхностей, описанных прямой, перемещающейся по направляющей линии, в соответствии с рисунком 1. Относительное перемещение заготовки и инструмента по направляющей — линии обеспечивается движением подачи, а по образующей — движением резания. Движение резания поперечно — и продольно — строгальных станков — всегда горизонтальное.

Поперечно — строгальные станки применяют в единичном и серийном производстве для обработки небольших по размерам заготовок. Продольно — строгальные станки позволяют обрабатывать станины станков, корпусные детали и т. п.

Рисунок 1 — Виды работ, выполняемых на строгальных станках

На рисунке 2 а) показан общий вид поперечно — строгального станка. В верхних направляющих станины 1 смонтирован ползун 2, совершающий с помощью кулисного механизма возвратно — поступательное перемещение (главное движение). На левом конце ползуна укреплен суппорт 3. Он состоит из поворотного диска 1 показанных на рисунке 2 б) и салазок 2, получающих периодически вертикальную подачу от ходового винта 3. На салазках смонтирована резцовая каретка 4 с откидной планкой 5 и резцедержателем 6.

На вертикальных направляющих станины (слева) находится поперечина 4 в соответствии с рисунком 2 а), по которой в горизонтальной плоскости перемещается стол 5 (движение подачи). На верхнюю плоскость стола устанавливают заготовки или тиски и закрепляют их с помощью болтов, устанавливаемых в Т — образные пазы стола.

Рисунок — 2 Поперечно — строгальный станок

Плоскости обрабатывают следующим образом. Стол 5 с поперечиной устанавливают на определенной высоте в зависимости от вертикального размера заготовки. Для большей жесткости стол дополнительно закрепляют в стойке 6. Процесс строгания, происходит при движении ползуна влево. По окончании рабочего хода ползун возвращается направо, совершая ускоренный холостой ход, в конце которого механизм 7 осуществляет периодическую подачу стола вдоль направляющих поперечин. При отрезных операциях или при обработке вертикальных плоскостей периодическую подачу совершает суппорт 3.

В двухстоечном продольно — строгальном станке в соответствии с рисунком 3, стол 3 с помощью реечной передачи перемещается по призматическим направляющим 1 станины 2. На рабочей плоскости стола устанавливают и закрепляют заготовки. По обе стороны станины расположены боковые стойки 4 и 5, скрепленные для жесткости поперечной балкой 6. В вертикальных направляющих стоек смонтирована траверса 7, несущая два резцовых суппорта 8 с резцедержателями. С правой стороны станка размещены агрегаты привода. В зависимости от вертикальных размеров заготовок траверсу устанавливают на определенной высоте и зажимают. При строгании стол совершает возвратно — поступательное движение. В конце рабочего хода осуществляется периодическая подача верхних суппортов 8 в горизонтальном, а боковых суппортов 9 — в вертикальном направлении. В связи с этим резцы, установленные в резцедержателях суппортов 8, обрабатывают горизонтальные плоскости или линейчатые поверхности, а в суппортах 9 — боковые.

Рисунок — 3 Продольно — строгальный станок

1. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ АНАЛИЗ РЫЧАЖНОГ МЕХАНИЗМА

1.1 Кинематическая схема машинного агрегата

Рисунок — 4 Кинематическая схема машинного агрегата

1.2 Кинематическая схема исполнительного механизма

1 — стойка, 2 — кривошип, 3 — шатун, 4 — кулиса, 5 — камень кулисы

Рисунок — 5 Кинематическая схема строгального станка

1.3 Структурный анализ строгального станка

По формуле Чебышева определим число двигателей, которые приводят исполнительный механизм.

W=3Чn — 2Чp5 — p4 (1)`

W=15−14=1 — следовательно исполнительный механизм приводит в действие 1 двигатель.

1.4 План положений

Для построения планов положений механизма выбираем масштабный

коэффициент м1=0,001 м/мм. Проводим окружность радиусом равным АВ, так как кривошип АВ совершает полный оборот. Зная длину отрезка DC, получим нулевое и крайнее положения механизма в точке С. Для нулевого положения из отрезка ВС вычтем отрезок АВ и на пересечении с отрезком DC, получим точку С0, а для крайнего положения отрезки АВ и ВС сложим и получим т. Ск. Для нахождения точки Е, откладываем 25 градусов от отрезка DC и проводим линию до пересечения оси х — х.

1.5 План скоростей

Для построения планов скоростей механизма выбираем масштабный коэффициент по формуле:

v=(щ2Чl)/2 (1)

щ2=(рЧn2)/300=36,861 c — 1, (2)

где щ2 — угловая скорость кривошипа;

v=(щ2Чl)/2=0,0184 (3)

Величина скорости точки, А равна нулю.

Величина скорости точки В определяется по формуле

B=A+BA=2ЧlАВ (4)

Направление её в соответствии с направлением щ2 перпендикулярно звену АВ.

Отложим от полюса Р расстояние (Рb)=2ЧАВ (Рb перпендикулярно АВ)

Скорость точки С находится относительно точек В и D и определяется системой:

С=В+СВ (5)

С=D+СD

Скорость точки D равна нулю. Таким образом точку С получаем на пересечении двух перпендикуляров, от В к С и от D к С.

Скорость точки Е4 определяется из соотношения

(С/Е4)= (lСD/lЕD) (6)

Скорость точки Е5,6 определяем по уже найденным скоростям точек С и D:

Е5,6=С+СЕ5,6 (7)

Е5,6=D+DЕ5,6 (8)

и откладывается на пресечении двух перпендикуляров, от С к Е и от D к Е.

Скорость точки F равна 0.

1.6 План ускорений

Планы ускорений строят по составленным векторным уравнениям, точно в такой же последовательности с использованием тех же самых приёмов, как и при построении планов скоростей.

Найдем масштабный коэффициент ускорения по формуле:

а=Іv/1 (9)

Так как точка, А принимается за стойку, ускорение этой точки равно 0.

Для определения ускорения точки В, совершающей движение по окружности радиуса, равным длине кривошипа, запишем уравнение.

Для определения ускорения точки С запишем систему:

ас=ав+аnсв+афсв — относительно точки В (10)

ас=аD+аnсD+афсD — относительно точки В (11)

откуда находим нормали ускорения точки С относительно точек D и В:

аnсвЃЁ (b1 — nCB)=(cb)І/CB (12)

аnсDЃЁ (d1 — nCD)=(cd)І/CD (13)

афсв и афсD откладываем от найденных нормалей под прямым углом и на пересечении получаем точку С.

Аналогично находится точка Е4, то есть относительно точек С и D и определяется системой:

аЕ4=аС+аnЕ4С+афСЕ4 (14)

аЕ4=аD+аnЕ4D+афDЕ4 (15)

откуда находим нормали ускорения точки Е4 относительно точек D и С:

аnЕ4СЃЁ (с1 — nЕ4С)=(cе4)І/CЕ4 (16)

аnЕ4DЃЁ (d1 — nЕ4D)=(dе4)І/DЕ4 (17)

Нормали откладываются на чертеже параллельно положению механизма.

афСЕ4 и афDЕ4 откладываем от найденных нормалей под прямым углом и на пересечении получаем точку Е4.

Кориолисово ускорение откладывается под прямым углом по направлению угловой скорости кулисы и рассчитывается по формуле:

аКЕ5Е4ЃЁ (е1 — КЕ5Е4)=(2ЧРе4/2ЧDE4)Ч (е4 — е5) (18)

проведя вектор КЕ5Е4 до оси х — х получим ускорение точки е15,6.

1.7 Построение диаграммы перемещения

Данный метод основан на применении графического дифференцирования функций положения S (ц), где ц — угол поворота кривошипа.

Выбираем масштабный коэффициент:

ц=2Чр/120=0,523 (19)

Диаграмма перемещений выходного звена строится следующим образом: по оси абсцисс откладываем обобщенную координату, то есть угол перемещения входного звена, таким образом, через получаем 12 точек. По оси ординат откладываем перемещение выходного звена в масштабе кривошипа в зависимости от угла поворота входного звена. При угле = 0 перемещение точки Е равно нулю, при угле = точка Е перемещается на некоторое расстояние, которое мы прибавляем к предыдущему значению перемещения точки Е и откладываем полученное значение при

соответствующем значении угла ?. Значение перемещения точки Е при других углах определяется аналогичным образом.

1.8 Построение диаграммы скоростей

Диаграмма перемещений, построенная раннее служит основной для построения диаграммы скоростей. В начале на диаграмме перемещений проводятся хорды от начала отсчета до значений перемещений. Затем на диаграмме скоростей параллельно хордам проводятся прямые из полюса отстоящего от начала координат на расстояние Н=12 мм и до оси ординат.

Затем на пересечении полученных значений ординат и соответствующих углах мы получаем значения скоростной точки Е. Однако следует учесть, что углы смещаются влево на .

1.9 Построение диаграммы ускорений

Диаграмма ускорений строится аналогично диаграмме скоростей. Мы откладываем хорды на диаграмме скоростей, а затем откладываем отрезки на диаграмме ускорений на расстоянии Н от начала координат. На диаграмме ускорений углы смещаются вправо на .

2. ПРИВОД

2.1 Динамический анализ рычажного механизма

В масштабе вычерчиваем зависимость от перемещения точки Е6 рычажного механизма принадлежащей его входному звену. По горизонтальной оси от начала координат откладываем перемещения SE6 взятые с планов положения механизма для участка рабочего хода. Перед этим определим масштабный коэффициент р:

р=Pпс/Y псmax (20)

р=2400/100=24 Н/мм

В этой системе координат строим график линейной зависимости E6(SE6). Откладываем взятые с плана отрезки е61, е62,…, е6n для участка рабочего хода.

Примем мощность за N6 от сил полезного сопротивления при поступательном движении выходного звена.

Nпс (i)= Pпс (i)Ч E6(i) (21)

С учетом масштабных коэффициентов можно получить соотношения:

Nпс (i)= y псЧрЧ е6(i)Ч (22)

Nmax=190Ч20Ч90,5Ч0,0184=6330,8 Вт

Расчеты производим до крайней точки и по найденным значениям строим график Nпс (SE6).Затем выделяем наибольшее значение мощности Nпс (max). Находим N, учитывая размеры площади ограниченной осями системы координат:

N= Nmax /Ynсmax (23)

N=6330,8/190=33,32 Вт/мм

Находим затраченную мощность

Nзатр = Nmax / (24)

Nзатр = 6330,8/0,75=8441,07 Вт

Вычисляем мощность электродвигателя

Nэл.дв = Nзатр. Ч1,1 (25)

Nэл.дв=8441,07Ч1,1=9285,17 Вт

2.2 Выбор электродвигателя

Выбираем электродвигатель по полученной мощности серии АИР марки 132М4.

Характеристики электродвигателя АИР 132М4:

мощность — 11 кВт, номинальная частота — 1447 об/мин, асинхронная частота вращения — 1500 об/мин, ток статора — 22,2 А, КПД — 88,5%, коэффициент мощности — 0,85, масса — 83,5 кг, номинальное напряжение (0,55 — 11,0 кВт) — 220 В, 380 В, 660 В.

2.3 Выбор редуктора

Выбор редуктора производим по общему передаточному числу:

Up=nдв/n2 (26)

Up=1447/352=4,1

Так как Up=3.5, то проектируем одноступенчатый зубчатый редуктор с внешним косозубым зацеплением.

Рассчитываем вращающийся момент на валу электродвигателя:

Тэл.дв. =9950ЧNэл.дв /nдв (27)

Тэл.дв. =9950ЧNэл.дв / nдв=9950Ч11/1447=72,63 Н· мм

Рассчитываем вращающийся момент на быстроходном валу передачи:

Тб =Тэ.д.Чм (28)

Тб = 72,63Ч0,98=71,177 Н· мм

Рассчитываем вращающийся момент на тихоходном валу передачи:

Тэл.дв. =ТбЧ UpЧр (29)

Определяем КПД редуктора по формуле:

р=1 — [mЧ (з+п)+nЧ (под)], (30)

где m=1 — число зубчатых пар;

n=2 — число пар подшипников качения;

(з+п)=0.02 — сумма коэффициентов потерь одной зубчатой парой;

(под)= 0.005 — коэффициент потерь на трение в одной паре подшип.

р=1 — (1Ч0.02 + 2Ч0,005) = 0,97

Таким образом, вращающийся момент на тихоходном валу передачи

Тэл.дв. =71,177Ч 4,1Ч0,97=283,07 Н· мм

3. КОНСТРУИРОВАНИЕ И РАСЧЕТ ЦИЛИНДРИЧЕСКОГО ЗУБЧАТОГО РЕДУКТОРА

3.1 Расчет зубчатых передач

Выбор твердости, термической обработки и материала колес.

Выбираем, марку стали — 45 (углеродистая, качественная, машиностроительная сталь — ГОСТ 1050– — 88, нормальное содержание марганца до 0,8%, процентное составление углерода 0,45%).

На практике в основном применяют следующий вариант термической обработки.

Т.о. колеса — улучшение, твердость 235…262 НВ; т.о. шестерни — улучшение, твердость 269…302 НВ. Зубья колес из улучшаемых сталей хорошо прирабатываются и не подвержены хрупкому разрушению, но имеют ограниченную нагрузочную способность. Применяют в слабо — и средненагруженных передачах.

В соответствии с таблице 2.1 /2, с.12/. принимаем; термообработка — улучшение, твердость зубьев в сердцевине 235 — 262 НВ, на поверхности 235 — 262 НВ, ут =540 М· Па.

Определим прочность по контактным напряжениям с учетом механических характеристик материала:

уH=v (0,5(у2H1Чу2H2)) (31)

для шестерни:

уH1=уH1limЧZN1ЧZR1ЧZV1/SH1, (32)

где уH1limb — предел контактной выносливости.

уH1limb=2HBср+70 (33)

уH1limb=2Ч285,5+70=641 М· Па

SH1 =1.1 — коэффициент безопасности для улучшенных сталей;

ZN1 — коэффициент долговечности, в соответствии кривой усталости напряжение уH не могут иметь значения меньших уHlim. Поэтому при больших значениях NK чем NHG принимают NHG= NK;

ZN1=6v (NHG/ NK)=1 (34)

ZR1=1 — коэффициент, учитывающий влияние шероховатости сопряженных поверхностей зубьев;

ZV1 — коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости (ZV=1…1.15).

ZV= 0,85Ч0,1 ?1 (35)

Вычислим окружную скорость по формуле:

=2аI n1 Чр/6Ч104Ч (Up +1) (36)

Предварительное межосевое расстояние определяем по формуле:

аI =КЧ (Up+1)Ч3v (Т / Up), (37)

где К — коэффициент в зависимости от поверхностной твердости Н1 и Н2 зубьев шестерни и колеса. Для Н1 и Н2 ?350 НВ, К=10.

аI =10Ч (4,1+1)Ч3v (283,07 / 4,1)=209,22 мм

Таким образом:

=2аI n2 Чр/6Ч104Ч (Up +1)=9,78 м/с

По вычисленной окружной скорости назначаем степень точности зубчатой передачи по таблице 2.5 /2, с. 18/.

Условие ZV= 0,85Ч0,1 ?1 выполняется ZV=1,059

Значит допускаемое контактное напряжение для шестерни:

уH1=(641Ч1Ч1Ч1,059)/1,1=640 М· Па

для колеса:

уH2=(уH2limЧZN2ЧZR2ЧZV2)/SH2

ZV= 0,85Ч0,1 ?1

=2аI n1 Чр/6Ч104Ч (Up +1)

аI =10Ч (4,1+1)Ч3v (283,07 / 4,1)=209,22 мм

=2аI n2 Чр/6Ч104Ч (Up +1)=9,78

Условие ZV= 0,85Ч0,1 ?1 выполняется ZV=1,059

уH2=(567Ч1Ч1Ч1,059)/1,1=566 М· Па

уH=v (0,5Ч (410 881Ч321489))=605 М· Па

Тогда уHmin принимаем за меньшее значение уH2, условие для цилиндрических передач выполняется

605?707,5

Допускаемое напряжение при расчёте на выносливость.

для зубьев шестерни:

уF1=(уF1limЧYN1ЧYR1ЧYA1)/ SF1, (38)

где уF1lim=1.75ЧHB=1.75Ч285,5= 499,625 М· Па — базовый предел контактной выносливости;

SF1=1.7 (для улучшенных) — коэффициент запаса прочности;

YN1=1 — коэффициент долговечности, учитывающий влияние ресурса;

YR1=1,2 — коэффициент, учитывающий влияние шероховатости переходной поверхности между зубьями;

YA1=1 — при одностороннем приложении нагрузки.

уF1=499,625Ч1Ч1.2Ч1/1.7=352,676 М· Па

для зубьев колеса:

уF2=434,875Ч1Ч1.2Ч1/1.7=306,97 (М· Па)

Расчет цилиндрических зубчатых передач.

Произведем уточнение межосевого расстояния по следующей формуле:

aw=Ka (U+1)Ч (K H ЧT/baЧUЧу H 2), (39)

где Ka=410 (М· Па)1/3 — для косозубых колес;

ba — коэффициент ширины.

ba=0.2Ч (U+1)/(U — 1) (40)

ba=0.2Ч (4,1+1)/3,1=0.329

Коэффициент ширины принимаем из ряда стандартных чисел — 0,315

Коэффициент нагрузки в расчете на контактную прочность:

KH=KHЧKHЧKH, (41)

где KH=1,19 — коэффициент учитывающий внутреннюю динамику нагружения связанную прежде всего с ошибками шагов зацепления и погрешностями профилей зубьев шестерни и колеса.

Значение KH принимают по таблице 2.6 /2, с.19/. в зависимости от степени точности по нормам плавности (nст=8), окружной скорости и твердости рабочих поверхностей. Степень точности по ГОСТу 1643 — 81.

Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий:

KH=1+(KH0 — 1) KH, (42)

где KH= 0.73 — коэффициент, учитывающий приработку зубьев, его значение находят в зависимости от окружной скорости для зубчатого колеса с меньшей твердостью в соответствии с таблицей 2.8 /2, с.21/.

bd=0.5Чbа (U+1) (43)

bd=0,8,

где KН0=1.07 — коэффициент неравномерности распределения нагрузки в начальный период работы. Значение KH0 принимают в соответствии с таблицей 2.7 /2, с.20/ в зависимости от коэффициента bd.

KН=1+(1,07 — 1) Ч0.73=1,051

KН — коэффициент распределения нагрузки между зубьями определяют по формуле:

KН=1+(KН0 — 1) KН (44)

Начальное значение коэффициента KН0 распределения нагрузки между зубьями в связи с погрешностями изготовления определяют в зависимости от степени точности по нормам плавности:

для косозубых передач

KН0=1+А (nст — 5), при условии 1? KН0?1,6, (45)

где А=0,25 при твердости колес Н1 и Н2 ?350 НВ.

KН0=1+0,25(8 — 5)=1,75

KН=1+(1,75 — 1) Ч0,73=1,277

Рассчитываем окончательно коэффициент нагрузки в расчете на контактную прочность:

KН=1,19Ч1,051Ч1,277=1,587

Окончательно уточняем межосевое расстояние aw подставив окончательные размеры:

aw= 2091Ч707,958 / 750 351,251/3=205,086 мм

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТу 2185 — 66

aw=200 мм в соответствии с таблицей /2, с. 21/.

Вычислим предварительные основные размеры колес:

d2=2Ч aw /(U+1) (46)

b2= awЧba (47)

Ширину колеса после вычисления округляют в ближайшую сторону до стандартного в соответствии с таблицей 24.1 /2, с.452/. по ГОСТу 6636 — 69.

d2=2Ч200Ч4,1/5,1=321,568 мм

b2= 200Ч0.315=63 мм

Модуль передачи

Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации:

максимально допустимый модуль определяют из условия неподрезания зубьев у основания:

mmax=2Чaw/17Ч (U+1) (48)

mmax=400/17Ч5,1=6,32 мм

минимальное значение модуля определяют из условия прочности:

mmin=(KmЧKFЧTЧ (U+1))/(awЧ b2Ч[у]F), (49)

где Km=2,8Ч10і для косозубых передач;

вместо [у]F подставляют меньшее из значений [у]F1 и [у]F2.

Коэффициент нагрузки при расчетах по напряжению изгиба:

KF= KFVЧKFвЧKFб (50)

Коэффициент KFV учитывает внутреннюю динамику нагружения, связанную прежде всего с ошибками шагов зацепления шестерни и колеса. Значения KFV=1,38 принимают в соответствии с таблицей 2.9 /2, с.22/.

KFв — коэффициент, учитывающий неравномерность распределения напряжений у основания зубьев по ширине зубчатого венца, определяют по формуле:

KFв=0,18+0,82Ч KH0 (51)

KFв=0,18+0,82Ч1,07=1,057

Коэффициент, учитывающий влияние погрешностей изготовления шестерни и колеса на распределение нагрузки между зубьями, определяют также как и в расчетах на контактную прочность:

KF=KН0=1,75 (52)

KF= 1.38Ч1.057Ч1.75=2.553

mmin=(2,8Ч10іЧ2,5Ч283,07Ч (5,1))/(200Ч63Ч203)=2,73

Из полученного диапазона (mmin…mmin) модулем принимают меньшее значение m, согласуя его со стандартом: из ряда 1, по ГОСТу 9563 — 60 m=2,5 в соответствии с рядом /2, с.22/.

Определим минимальный угол наклона вmin по формуле:

вmin=arcsin (4Чm/ b2) (53)

вmin=arcsin (4Ч2,5/63)=9,1є

Определим суммарное число зубьев колеса и шестерни:

zs=2ЧawЧcosвmin/m (54)

zs=2Ч 200Ч0,99/2,5=158

Действительное значение угла в:

вmin=arccos ((zsЧm)/(2Чaw)) (55)

вmin=arccos ((158Ч2,5)/(2Ч200))=9є

Число зубьев шестерни и колеса:

z1= zs/(U+1) (56)

z2= zs — z1 (57)

z1= 158/5,1=31

z2=158 — 31=127

Определяем фактическое передаточное число:

Uф= z2 / z1 (58)

Фактическое значение передаточных чисел не должно отличатся от номинального более чем на 3%.

Uф=127/31=4,096

Проверочный расчет:

U=((Uф — U)/Uф)Ч100% (59)

U=((2.72 — 2.67)/2.72)Ч100%=0,098% 3%

погрешность вычисленного значения не превышает 3%.

Диаметры колес

Определяем делительный диаметр шестерни:

d1= (z1Чm)/cosв (60)

d1= (31Ч2,5)/cos9=78,4?78 мм

Определяем делительный диаметр колеса:

d2=2Ч aw — d1 (61)

d2=2Ч200 — 78=322 мм

Диаметры da1 и df1 окружностей вершин и впадин зубьев колес внешнего зецепления:

da1=d1+2Ч1Чm (62)

df1=d1 — 2Ч1.25Чm (63)

da2=d2+2Ч1Чm (64)

df2=d2 — 2Ч1.25Чm (65)

da1=78+2Ч1Ч2,5=83 мм

df1=78 — 2Ч1.25Ч2,5=71,75 мм

da2=322+2Ч1Ч2,5=327 мм

df2=322 — 2Ч1.25Ч2,5=315,75 мм

Проверка зубьев колеса по контактным напряжениям.

Расчетное значение контактного напряжения:

уH=(zб / aw) Ч (KHЧT1Ч (Uф + 1)3)/b2ЧUф, (66)

где zб=8400 для косозубых колес.

уH=42Ч13,134= 551 М· Па

Расчетное напряжение уH меньше допускаемого [у]H в пределах 15 — 20%, учитывая это, принятые параметры передачи принимают за окончательные.

Определяем силы в зацеплении.

Окружная сила:

Ft=2000ЧT1/ d1 (67)

Ft=2000Ч283,07/78 =7258,229 Н

Радиальная сила:

Fr= (FtЧtg ())/cosв, (68)

где для стандартного угла =200 tg ()=0,364.

Fr=(7286,229Ч0,364)/0,99=2678,977 Н

Осевая сила

Fа=FtЧtgв (69)

Fа=7286.229Ч0,142=1024,013 Н

Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба.

Расчетное напряжение изгиба:

в зубьях колеса

уF2=(KFЧ Ft)/(b2Чm)ЧYFS2ЧYвЧYе?[у]F2 (70)

Значение коэффициента YFS, учитывающего форму зуба и концентрацию напряжений, в зависимости от приведенного числа zх=z/cosів зубьев и коэффициента смещения для внешнего зацепления принимаем YFS=3,59 в соответствии с таблицей 2.10 /1, с.25/.

Значение коэффициента Yв, учитывающего угол наклона зуба в косозубой передаче вычисляется по формуле:

Yв=1 — в/100 (71)

Yв=1 — 9/100=0,91 при условии Yв?0,7,

где Yе — коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев для косозубых передач Yе=0,65.

уF2=(2,6Ч7283,229)/(63Ч2,5)Ч3,59Ч0,91Ч0,65=255,309?306,97 М· Па

условие выполняется;

в зубьях шестерни:

уF1=уF2ЧYFS1/YFS2?[у]F1 (72)

уF1=201,523Ч3,80/3,59=213,311?352,676 М· Па

условие выполняется.

Проверочный расчет не прочность зубьев при действии пиковой нагрузки: целью расчета является предотвращение остаточных деформаций или хрупкого разрушения поверхностного слоя или самих зубьев при действии пикового момента Тпик. Действие пиковых нагрузок оценивают коэффициентом перегрузки Тпер=Тпик/Т.

Коэффициент перегрузки характеризует режим нагружения; его принимаем в соответствии с таблицей 24.9 /1, с.459/.

Для предотвращения остаточных деформаций или хрупкого разрушения поверхностного слоя контактное напряжение уHmax не должно превышать допускаемого напряжения [у]Hmax;

уHmax=уНЧvКпер?[у]Hmax,

где допускаемое напряжение [у]Hmax при улучшении равной 2,8ЧуТ, уТ принимают в соответствии с таблицей 2.1 /2, с.12/.

[у]Hmax=2,8Ч540=1512 М· Па

уHmax=605Чv2,2=897,36 М· Па

Для предотвращения остаточных деформаций и хрупкого разрушения зубьев напряжение уFmax изгиба при действии пикового момента не должно превышать допускаемое [у]Fmax.

уFmax=уFЧКпер?[у]Fmax (73)

Проверку выполняют для зубьев шестерни и колеса в отдельности. Допускаемое напряжение вычислят в зависимости от вида термической обработки и возможной частоты приложения пиковой нагрузки:

[у]Fmax=(уFlimЧYNmaxЧkst)/Sst, (74)

где уFlim — предел выносливости при изгибе;

YNmax — максимальное возможное значение коэффициента долговечности, принимаем YNmax=4 — для улучшенных сталей;

kst — коэффициент влияния частот приложения пиковой нагрузки, принимаем в случае единичных перегрузок равным 1,3;

Sst — коэффициент запаса прочности (обычно Sst=1,75).

Вычисляем предел выносливости при изгибе для зубьев шестерне:

[у]F1max=(уF1limЧYN1maxЧkst1)/Sst1

у]F1max=(499,625Ч4Ч1,3)/1,75=1484,6 М· Па

вычисляем предел выносливости при изгибе для зубьев колеса:

[у]F2max=(уF2limЧYN2maxЧkst2)/Sst2

[у]F2max=(434,875Ч4Ч1,3)/1,75=1292,2 М· Па

Таким образом, вычислим напряжение уFmax изгиба при действии пикового момента;

для шестерни:

уFmax1=213,311Ч2,2=469,285?1484,6 М· Па (75)

условие выполняется;

для колеса:

уFmax2=255,309Ч2,2=561,16 798?1292,2 М· Па

условие выполняется.

3.2 Проектный расчет валов

3.2.1 Быстроходный вал

d?8ЧіvT (76)

dП?d+2Чtкон (77)

dБП?dп+3Чr (78)

d=8Ч4,144=33,154?32 мм

Вычисленные значения диаметров округляют в ближайшую сторону до стандартных в соответствии с таблицей 24.1 /2, с.452/. Высоту tкон заплечика, координату r фаски и размеры f мм фаски колеса принимают в соответствии с таблицами 24.10 — 24.19 /2, с. 459 — 467/.

dП=32+2Ч2=36 мм

dБП=36+3Ч2,5=44 мм

3.2.2 Тихоходный вал

d=6ЧіvT

dП?d+2Чtкон

dБП?dп+3Чr

d?6Ч6,566=39,396?40 мм

dП?32+2Ч2=36 мм

dБП?36+3Ч2,5=44 мм

Диаметры концов быстроходного и тихоходного вала согласуют с диаметрами валов в соответствии с таблицей 24.27 /2, с.475/.

Для вычерчивания эскизной компоновки предварительно можно принимать:

— длину 1ст ступицы колеса — цилиндрического 1ст? b2;

— длину посадочного конца вала 1МБ=1МТ=1,5Чd

— для быстроходного вала:

1МБ=1МТ=1,5Ч32=48 мм

— для тихоходного вала:

1МБ=1МТ=1,5Ч40=60 мм

— длина промежуточного участка быстроходного вала:

1КБ=1,4Чdп (79)

1КБ=1,4Ч47=65,8 мм

— длина промежуточного участка тихоходного вала:

1КТ=1,2Чdп (80)

1КТ=1,2Ч55=66 мм

Длина наружной резьбы конических концов валов принимают:

— для быстроходного вала:

dp=0,9Ч[d — 0,1Ч1МБ] (81)

dp=0,9Ч[32 — 0,1Ч48]=28,368 мм

— для тихоходного вала:

dp=0,9Ч[d — 0,1Ч1МТ] (81.1)

dp=0,9Ч[40 — 0,1Ч60]=30,6 мм

3.3 Конструирование зубчатых колес и вала шестерни

3.3.1 Установка колес на валу

Выполняем шестерню за одно целое с валом. Для подбора посадки примем материал вала — сталь 45. Сборка осуществляется нагревом колеса (температурным деформированием).

Колесо для тихоходного вала выбираем, где длина ступицы равна ширине колеса. Ширину S торцов зубчатого венца принимаем по формуле:

S=2,2Чm+0,05Чb2 (82)

S=5,5+3,15=8,65 мм

При годовом объеме выпуска более 100 штук применяют двусторонние штампы. Толщина диска определяется по формуле:

С?0,5Ч (S+Sст) (83)

Sст=0,5Ч (dст-d) (84)

Sст=0,5Ч (68,2−44)=12,1 мм

С?0,5Ч (8,65+12,1)=10,375ЎЦ15 мм

3.3.2 Подбор посадки с натягом

Определяем контактное давление по формуле:

p=(2ЧКЧТ)/(рЧdІЧ1Чf), (85)

где К — коэффициент запаса сцепления, его принимаем равным 3;

f — коэффициент сцепления (трения), для прессования f=0,08.

p=(2000Ч3Ч283,07)/334 111,2981=5,083 М· Па

Определяем деформацию деталей:

д=(10іЧpЧd)/((C1/E1)+(C1/E1)), (86)

где C1 и C2 — коэффициенты жесткости.

Е1=Е2=2,1Ч105 (Н/мм2) — const, модули упругости.

C1=((1+(d1/d)І))/((1 — (d1/d)І)) — м1 (87)

C2=((1+(d/d2)І))/((1 — (d/d2)І)) — м2 ,

где диаметр d1 принимаем равным нулю, т. к. вал сплошной;

d — диаметр шестерни;

d2 — диаметр колеса;

м1=м1=0,3 — коэффициенты Пуассона для стали.

C1=1 — 0,3=0,7

C2=1,026/0,973 — 0,3=1,354

д=(10іЧ5,083Ч52)/((0,7/2,1Ч105)+(1,354/2,1Ч105))=2,584 мк· м

Поправка на обмятие микронеровностей вычисляется по формуле:

U=5.5Ч (Ra1+Ra2), (88)

где Ra1 и Ra2 — средне арифметические отклонения профиля поверхности, которое принимают в соответствии с таблицей 22.2 /1, с.387/.;

Ra1 — отклонения профиля поверхности шпоночных пазов на валах 3,2;

Ra2 — отклонения профиля поверхности шпоночных пазов в отверстиях колес — 1,6.

U=5.5Ч (3,2+1,6)=26,4

Минимальный натяг находим по формуле:

[N]min= д+U (89)

[N]min= 2.584+26.4=28.984 мк· м

Максимальный натяг находим по формуле:

[N]max= [д]max+U, (90)

где [д]max — максимальная деформация, допускаемая прочностью деталей соединения.

[д]max=([P]maxЧд)/p, (91)

где [P]max — меньшее из двух определяемых значений по формулам.

[P]max=0,5Чут1Ч[1 — (d/d2)І]

[P]max=0,5Чут2Ч[1 — (d/d2)І],

где ут1 и ут2 — предел текучести по нормальным напряжениям.

ут1=ут2=540 М· Па

[P]max=0,5Ч540Ч1=262,959 мк· м

[P]max=0,5Ч540Ч0,974=270 мк· м

[д]max=(262,959Ч2,584)/5,083=133,678 мк· м

[N]max= 133.678+26.4=160.078 мк· м

Выбор посадки принимаем в соответствии с таблицей 6.2 /2, с.86/. H7/U7.

Для выбранной посадки определяем силу запрессовки по формуле:

Fп=рЧdЧ1ЧpmaxЧfn (93)

pmax=([N]max — U) Чp/д, (94)

где fn — коэффициент сцепления (трения) при прессовке, для прессования сталь — сталь принимаем равным 0,20.

pmax=(160,78 — 26,4)Ч5,083/2,584=160,516 мк· м

Fп=3,14Ч52Ч49Ч160,516Ч0,2=257,342 к· Н

3.3.3 Расчет шпоночного соединения

— для тихоходного вала в месте соединения муфтой:

см=2ЧТЧ10і/dЧ (h — t1) Чlp (95)

см=(2Ч283,07/35,9Ч (8 — 5) Ч78)Ч1000=67,39 М· Па<140 М· Па в месте посадки колеса:

см=(2Ч283,07/52,1Ч4Ч58)Ч1000=46,838 М· Па<140 М· Па

— для быстроходного вала в месте соединения муфтой:

см=(2Ч71,177/29,1Ч3Ч50)Ч1000=32,6 М· Па<140 М· Па

3.4 Конструирование подшипниковых узлов и расчет сил

3.4.1 Определение реакции опор

3.4.1.1 Быстроходный вал Осуществляем выбор подшипников для дальнейшего расчета:

— для быстроходного вала выберем подшипники роликовые конические однорядные, повышенной грузоподъемности в соответствии с таблицей 24.16 /2, с.465/. «Подшипник 7307А ГОСТ 27 365– — 87»

Расчетные схемы для определения реакций опор быстроходного вала в соответствии с рисунками 6, 7.

Рисунок 6 — Расчетная схема для определения реакции быстроходного вала Рисунок 7 — Расчетная схема для определения реакции быстроходного вала Быстроходный вал редуктора соединяется с валом электродвигателя муфтой упругой втулочной — пальцевой (по ГОСТy 21 424 — 75). Тогда:

Fm=50Ч (TБ)½ (96)

Fm=50Ч8,426=421,832 Н Рассчитываем реакции от сил в зацеплении:

а) в плоскости YOZ

?MА=0 (97)

FtЧ11 — RБВЧ12=0 (98)

RБВ=(FtЧ11)/12 (99)

RБВ=(7286,229Ч41,8)/83,6=3643,1145 Н

?MБ=0 (100)

— FtЧ (12 — 11)+ RАВЧ12=0 (101)

RАВ=FtЧ (12 — 11)/12 (102)

RАВ=7286,229Ч (41,8)/83,6=3643,1145 Н Проверка:

?Y=RАВ — Ft+RБВ (103)

?Y=3643,1145 — 7286,229+3643,1145=0 — реакции найдены правильно;

а) в плоскости XOZ

?MА=0 (104)

FrЧ11+(FaЧd½) — RБГЧ12=0 (105)

RБГ=(FrЧ11+(FaЧd½))/12 (106)

RБГ=(111 981,2386+(1024,013Ч36/2))/83.6=1559,97 Н

?MБ=0 (107)

(RАГЧ12 — FrЧ (12 — 11))+(FaЧd½)=0 (108)

RАГ=(FкЧ (12 — 11) — (FaЧd½))/12 (109)

RАГ=2678,977Ч41,8 — 18 432,234/83,6=1119,007 Н Проверка:

?X= - RАГ+Fr — RБГ (110)

?X= - 1119,007+2678,977 — 1559,97=0 — реакции найдены правильно;

Суммарные реакции опор:

RА=(RІАВ+ RІАГ) ½ (111)

RБ=(RІБВ+ RІБГ) ½ (112)

RА=3811,097 Н

RБ=3963,053 Н Реакции от силы RМ:

?MА=0 (113)

— FmЧ13+RБМЧ12=0 (114)

RБМ=FmЧ13/12, (115)

где 13 — расстояние от точки, А до точки приложения силы Fm.

строгальный станок шпоночный редуктор

13=Т — а+1КБ+0,15d+12/2, (116)

где, а — смещение точки приложения радиальной реакции от торца подшипника.

а=0,5Ч[Т+(d+D/3)Чe], (117)

где D, T, e — размеры и расчетные параметры выбранного подшипника (см. выбор подшипников).

а=0,5Ч[23+(36+80/3)Ч0,31]=17,493 мм

13=23 — 17,493+65,8+5,4+29=105,707 мм

RБМ=105,707Ч421,832/83,6=533,381 Н

?MБ=0 (118)

— FmЧ (12+13)+RАМЧ12=0 (119)

RАМ=FmЧ (12+13)/12 (120)

RАМ=421,832Ч (83,6+105,707)/83,6=955,213 Н Проверка:

— Fm+RAM — RБM=0 (121)

— 421,832+955,213 — 533,381=0 — реакции найдены правильно;

Реакции опор для расчета подшипников:

RrA=RA+RAM (122)

RrБ=RБ+RБM (123)

RrA=3811,097+955,213=4766,31 Н

RrБ=3963,053+533,381=4496,4337 Н

3.4.1.2 Тихоходный вал Расчетные схемы для определения реакций опор тихоходного вала в соответствии с рисунками 8, 9.

Рисунок 9 — Расчетная схема для определения реакции тихоходного вала Рисунок 10 — Расчетная схема для определения реакции тихоходного вала Тихоходный вал редуктора соединяется с исполнительным механизмом муфтой упругой с торообразной оболочкой (по ГОСТy 21 424 — 75). Тогда

Fm=50Ч (Tт)1/

Fm=50Ч16,825=841,234 Н Рассчитываем реакции от сил в зацеплении:

а) в плоскости YOZ

?MВ=0

FtЧ11 — RГВЧ14=0

RГВ=(FtЧ11)/15

RГВ=(7286,229Ч41,8)/83,6=3643,1145 Н

?MГ=0

FtЧ (15 — 14)+ RВВЧ15=0

RВВ= - FtЧ (15 — 14)/15

RВВ= - 7286,229Ч (41,8)/83,6= - 3643,1145 Н Проверка:

?Y=RВВ+Ft — RГВ

?Y= - 3643,1145+7286,229 — 3643,1145=0 — реакции найдены правильно;

а) в плоскости XOZ

?MВ=0

— FrЧ14+(FaЧd2/2) — RГГЧ15=0

RГГ=(- FrЧ11+(FaЧd2/2))/15

RБГ= - 111 981,239/83.6= - 1066,337 Н

?MГ=0

(- RВГЧ15+FrЧ (15 — 14))+(FaЧd2/2)=0

RВГ=(FкЧ (12 — 11) — (FaЧd½))/12

RВГ=111 981,239+22 835,49/83,6=1612,64 Н Проверка:

?X=RВГ — Fr — RГГ

?X=1612,64 — 2678,977 — 1066,337=0 — реакции найдены правильно;

Суммарные реакции опор:

RВ=(RІВВ+ RІВГ) ½

RГ=(RІГВ+ RІГГ) ½

RВ=3984,079 Н

RГ=3795,966 Н Реакции от силы RМ:

?MВ=0

— FmЧ16+RГМЧ15=0

RГМ=FmЧ16/15

16=Т — а+1КТ+0,15d+12/2

а=0,5Ч[Т+(d+D/3)Чe]

а=0,5Ч[27,5+(44,6+100)/3Ч0,35]=22,185 мм

16=27,5 — 22,185+66+6+41=118,315 мм

RГМ=841,234Ч118,315/83,6=1190,557 Н

?MГ=0

— FmЧ (15+16)+RВМЧ15=0

RВМ=FmЧ (15+16)/15

RВМ=841,234Ч201,915/83,6=2031,791 Н Проверка:

— Fm+RВM — RГM=0

— 841,234+2031,791 — 1190,557=0 — реакции найдены правильно;

Реакции опор для расчета подшипников:

RrВ=RВ+RВM

RrГ=RГ+RГM

RrВ=6015,87 Н

RrГ=4986,523 Н

3.4.2 Расчет подшипников на заданный ресурс

— для быстроходного вала:

требуемая долговечность подшипников L?10ah=20 000 ч.

Определяем осевые составляющие:

Rr1=RrА (124)

Rr2=RrБ (125)

Rr1=4766,31 Н

Rr2=4496,434 Н

RS1=0,83ЧeЧRr1 (126)

RS2=0,83ЧeЧRr2 (127)

RS1=0,83Ч0,31Ч4766,31=1226,372 Н

RS2=0,83Ч0,31Ч4496,434=1156,932 Н т.к. RS1>RS2 и Fа>0 следовательно:

Rа1=RS1 (128)

Rа2=Rа1+Fа (129)

Rа1=1226,372 Н

Rа2=1226,372+1024,013 Н Отношение:

Rа1/(VЧRr1) (130)

при коэффициенте вращения V=1

Rа1/(VЧRr2)=0,26<�е=0,31

следовательно, принимаем для опоры 1: Х=1, Y=0.

Отношение:

Rа2/(VЧRr2)=0,5>е=0,31

Следовательно, принимаем для опоры 2: Х=0,4, Y=1,5.

Эквивалентные динамические нагрузки при коэффициенте безопасности КБ=1,3 и температурном коэффициенте КТ=0,75 вычисляем по формуле:

RЕ1=VЧXЧRr1ЧКБЧКT (131)

RЕ2=(VЧXЧRr2+YЧRa2)ЧКБЧКT (132)

RЕ1=1Ч1Ч4766,31Ч1,3Ч1=6196,203 Н

RЕ2=5174,150Ч1.3Ч1=6376,389 Н Расчетная долговечность более нагруженного подшипника опоры 2 (опоры Б) при а23=0,65 вычисляется по формуле:

L?10ah=а23Ч ((Сr/RЕ2)3,33)Ч (106/(60Чn)), (133)

где Сr — грузоподъемность подшипника;

n — частота вращения вала;

а23 — коэффициент характеризующий совместное влияние на долговечность особых свойств металла деталей подшипника и условий его эксплуатации.

L?10ah=0,65Ч ((68 200/6376,389)3,33)Ч (106/(60Ч1447))=20 024,489 ч Следовательно, ресурс подшипника оправдал свою долговечность

— тихоходный вал требуемая долговечность подшипников L?10ah=20 000 ч.

Определяем осевые составляющие:

Rr1=RrВ

Rr2=RrГ

Rr1=6015,87 Н

Rr2=4986,523 Н

RS1=0,83ЧeЧRr1

RS2=0,83ЧeЧRr2

RS1=0,83Ч0,35Ч6015,87=1747,661 Н

RS2=0,83Ч0,35Ч4986,523=1448,585 Н т.к. RS1RS1 — RS2 следовательно:

Rа1=RS1

Rа2=Rа1+Fа

Rа1=1744,661 Н

Rа2=1744,661+1024,013=2774,674 Н Отношение:

Rа1/(VЧRr1)

при коэффициенте вращения V=1

Rа1/(VЧRr2)=0,349<�е=0,35

Следовательно, принимаем для опоры 1: Х=1, Y=0.

Отношение:

Rа2/(VЧRr2)=0,556>е=0,35

Следовательно, принимаем для опоры 2: Х=1, Y=1,6.

Эквивалентные динамические нагрузки при коэффициенте безопасности КБ=1,4 и температурном коэффициенте КТ=0,75 вычисляем по формуле:

RЕ1=VЧXЧRr1ЧКБЧКT

RЕ2=(VЧXЧRr2+YЧRa2)ЧКБЧКT

RЕ1=6015,87Ч1,4Ч1=8422,218 Н

RЕ2=2493,266+4434,678Ч1.4Ч1=9699,389 Н Расчетная долговечность более нагруженного подшипника опоры 2 (опоры Б) при а23=0,65 вычисляется по формуле:

L?10ah=а23Ч ((Сr/RЕ2)3,33)Ч (106/(60Чn))

L?10ah=0,65Ч ((101 000/9699,389)3,33)Ч (106/(60Ч352))=75 292,348 ч Следовательно, ресурс подшипника оправдал свою долговечность.

Выбор посадки колец подшипника.

Быстроходный вал редуктора устанавливается на подшипниках роликовых конических. Внутреннее кольцо подшипника вращается вместе с валом относительно действующей радиальной нагрузки и имеет следовательно, циркуляционное нагружение. Отношение эквивалентной динамической нагрузки к динамической грузоподъемности:

RЕ2/Сr=0,935

Учитывая значение полученного соотношения, принимаем в соответствии с таблицей 7.6 /2, с.265/. поле допуска вала при установке подшипников n6, и в соответствии с таблицей 7.7 /2, с.265/ поле допуска отверстия К7.

На тихоходный вал редуктора установили конические роликовые подшипники. Отношение эквивалентной динамической нагрузки к динамической грузоподъемности:

RЕ2/Сr=0,09

поле допуска вала при установке подшипников n6, поле допуска отверстия N7.

3.4.3 Построение эпюр моментов Быстроходный вал.

Для построения эпюр определяем значения изгибающих моментов в характерных сечения вала.

Вертикальная плоскость (YOZ) в соответствии с рисунком 10.

сечение А:

Мx=0 (134)

сечение Е:

Мx=RABЧl1 (135)

Мx=152,282 Н· м сечение Б:

Мx=0 (136)

Горизонтальная плоскость (XOZ) в соответствии с рисунком 11.

сечение А:

Мy=0 (137)

сечение Е слева:

Мy=RAГЧl1 (138)

Мy=46,774 Н· м сечение Е справа:

Мy=RAГЧl1+(FaЧd1)/2 (139)

Мy=65,3 Н· м сечение Б:

Мy=0 (140)

Нагружение от муфты.

сечение Д:

ММ=0 (141)

сечение А:

ММ=RМЧl1 (142)

ММ=44,59 Н· м сечение Б:

ММ=0 (143)

Передача вращающего момента происходит вдоль оси вала со стороны входного участка до середины шестерни :

МК=Т (144)

МК=71,177 Н· м в соответствии с рисунком 12.

Тихоходный вал.

Вертикальная плоскость (YOZ) в соответствии с рисунком 13.

сечение В:

Мx=0

сечение Н:

Мx=RВBЧl4

Мx=152,281 Н· м сечение Г:

Мx=0

Горизонтальная плоскость (XOZ) в соответствии с рисунком 14.

сечение В:

Мy=0

сечение Н слева:

Мy=RВГЧl4

Мy=46,774 Н· м сечение Н справа:

Мy=RВГЧl4+(FaЧd2)/2

Мy=90,244 Н· м сечение Г:

Мy=0

Нагружение от муфты:

сечение З:

ММ=0

сечение В:

ММ=RМЧl6

ММ=99,531 Н· м сечение Г:

ММ=0

Передача вращающего момента происходит вдоль оси вала со стороны входного участка до середины шестерни :

МК=Т МК=283,07 Н· м в соответствии с рисунком 15.

Рисунок 10 — Эпюра моментов Мх быстроходного вала Рисунок 11 — Эпюра моментов Му быстроходного вала Рисунок 12 — Эпюра моментов ММ, МК быстроходного вала Рисунок 13 — Эпюра моментов Мх тихоходного вала Рисунок 14 — Эпюра моментов Му тихоходного вала Рисунок 15 — Эпюра моментов ММ, МК тихоходного вала Из эпюр моментов определили наиболее нагруженное сечение Н — место установки колес.

Расчет сечения Н на статическую прочность:

М=Ѓг (МхІЧМуІ) (145)

М=177,013Ч10і Нмм Осевой момент сопротивления сечения определяется по формуле:

W=(рЧdі)/32 (146)

W=13 876,916 ммі

Эквивалентное напряжение :

уэкв=Ѓг (МхІЧМуІ)/W (147)

уэкв=13,688 Н/ммІ

ST=уT/(KпЧуэкв) (148)

ST=640/27,914=23>[ST]=1,6

Расчет сечения Н на сопротивление усталости.

Определим амплитуду напряжения цикла в опасном сечении:

уа=уи=М/W (149)

уа=уи=177 013/13876,912=12,756 Н/ммІ

фа=фк/2=МК/2WK (150)

WK=рЧdі/16 (151)

WK=27 753,824

фа=(283,07Ч10і)/55 507,649=5,1 Н/ммІ

Коэффициенты концентрации напряжений в рассматриваемом сечении:

(Ку)D=((Kу/Kd+KF — 1) Ч1/KV) (152)

(Кф)D=((Kr/Kd+KF — 1) Ч1/KV), (153)

где KV=1 — коэффициент влияния поверхностного упрочнения.

(Ку)D=((2/0,81+1/0,95 — 1) Ч1/1)=2,52

(Кф)D=((1,65/0,81+1/0,97 — 1) Ч1/1)=2,068

Пределы выносливости вала:

(у — 1) D=(у — 1/Kф)D (154)

(ф — 1) D=(ф — 1/Kф)D (155)

(у — 1) D=(370/2,52)=146,825 Н/ммІ

(ф — 1) D=(210/2,068)=101,55 Н/ммІ

Коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям:

Sу=(у — 1) D/уa (156)

Sф=(ф — 1) D/фa (157)

Sу=146,825/12,756

Sф=101,55/5,1=19,912

Коэффициенты запаса прочности в сечении Н:

S=SуЧSф/Ѓг (SІу+SІф) (158)

S=229,187/Ѓг (132,48+396,488)=9,2>[S]=2,5

Сопротивление усталости в сечении Н обеспечивается.

3.4.4 Конструирование крышек подшипников Крышки подшипника изготавливают из чугуна марок СЧ15. крышки подшипников примем привертными: глухими и с отверстием для концов валов.

Поверхность крышек под головками крепежных болтов необходимо обрабатывать.

Крышка на быстроходный вал Толщина фланца при креплении крышки болтами:

у1= уЧ1,28, (159)

где у — толщина стенки.

у1=6Ч1,28=7,68 мм Диаметр фланца крышки:

Dф=D+4Чd, (160)

где D — диаметр внешнего кольца подшипника;

d=9 — диаметр винтов.

Dф=80+32=112 мм Крышка на тихоходный вал Толщина фланца при креплении крышки болтами:

у1= уЧ1,28

у — толщина стенки у1=6Ч1,28=7,68 мм Диаметр фланца крышки:

Dф=D+4Чd

Dф=100+40 =140 мм Так как, на быстроходном валу вращающийся момент не большой, крышку подшипника крепим 4 болтами ГОСТ 7808– — 79 Болт М8Ч15. На конце вала в крышку встроено манжетное уплотнение ГОСТ 8752– — 79, с полем допуска — d9. На тихоходном валу крышку подшипника крепим 6 болтами ГОСТ 7808– — 79 Болт М8Ч40.

3.4.5 Выбор уплотнительного устройства Выбрали манжеты резиновые армированные по ГОСТу 8752 — 79.

3.5 Расчет деталей корпуса Корпусные детали изготавливаем литьём из чугуна СЧ — 15. Корпус выполняем разъёмным. Плоскость разъёмам проходит через оси валов. Отклонение от поверхностей разъёма 0.05 мм. Проушины для подъема и транспортировки корпуса отлиты заодно с корпусом с диаметром отверстий 20 мм. Заготовка корпуса после черновой обработки основных сопрягаемых деталей подвергаются отжигу. Течь по разъему предотвращается пастой «Герметик».

Расчет стенки корпуса редуктора:

д=1,2Ч (TТ)¼ 6 (161)

д=1,2Ч (283,07)¼=8 мм Диаметр болтов для соединения крышки с корпусом:

d=1.25Ч (T)1/3 (162)

d=1.25Ч (283,07)1/3ЎЦ10 мм Число болтов крепления крышки с корпусом равно 10. Выбираем стандартные болты согласно ГОСТу 7808 — 70 М10 Ч 40. Под каждый болт устанавливаем пружинные шайбы по ГОСТу 6402 — 70 d=12 мм.

Диаметр фундаментальных болтов:

dф=1.25Чd (163)

dф=1.25Ч10=12 мм Для улучшения надежности редуктора крепления к раме примем диаметр фундаментальных болтов равных 12 мм.

Ширина фланца:

bфл=3Чdф (164)

bфл=3Ч12=36 мм Зазор между зубчатым колесом и стенкой корпуса редуктора:

a (L)1/3+3 (165)

a (343)1/3+3=10,3 мм Расстояние от нижней части корпуса до колеса:

b03Чa (166)

b03Ч10=30 мм Толщина лап фундаментального болта:

ул=1.4Чdф (167)

ул=1.0Ч12=12 мм Число фундаментальных болтов при aw 250, Zф= 4

3.6 Смазка Для смазки подшипников и зубчатых колес используем картерную систему смазки. Требуемую вязкость масла определяем в зависимости от контактного напряжения и окружной скорости колес уH=605 М· Па, =9 м/с. Выбираем сорт масла в зависимости от вязкости — Индустриальное легко нагруженное без присадок И — Л — А — 22.

Подшипники смазываются тем же маслом что и детали передач. Для замены масла в нижней части корпуса предусмотрено сливное отверстие. М16Ч1.5.для обеспечения полного слива масла выполняется небольшое углубление непосредственно около сливного отверстия в дне корпуса. Сливное отверстие закрывается цилиндрической пробкой с резьбой. Для залива масла используются крышка с отдушиной М 12Ч1.75.

Уровень масла контролируется жезловым маслоуказателем. Он вкручивается в отверстие, в корпусе.

Уровень погружения колеса определяем по формуле:

hm?(2Чm…0,25Чd2T) (168)

hm?40 мм

3.7 Выбор муфт Для соединения выходных концов двигателя и быстроходного вала редуктора подбираем муфту втулочно-пальцевую (по ГОСТу 21 424 — 75) с

D = 140 мм,

d = 81 мм

L = 121 мм Полумуфты изготавливают из чугуна марки СЧ 20 (ГОСТ 412 — 85);

материал пальцев — сталь 45 (ГОСТ 1050 — 74); материал упругих втулок — резина с пределом прочности при разрыве не менее 8 Н/.

Для соединения выходных концов тихоходного вала редуктора и приводного вала рабочей машины подбираем муфту с торообразной оболочкой сталь Ст 3 (ГОСТ 380 — 71); материал упругой оболочки — резина с пределом прочности при разрыве не менее 10 Н/.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

В ходе выполнения курсового проекта закреплены знания студентов, полученные при изучении общетехнических дисциплин: теоретической механике, высшей математики; развиты конструкторские навыки, расширены теоретические знания по конструированию типовых узлов и деталей.

Студенты подробно ознакомились с действующими стандартами, нормами, справочной литературой. Данный курсовой проект внес вклад в знания студентов которые, которые потребуются при выполнении последующих проектов и, в конечном счете, дипломного проекта.

БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК

1 Бейзельман Р. Д. Подшипники качения. / Р. Д. Бейзельман, Б. В. Цыпкин, Л. Я. Перель. — М.: Машиностроение, 1975. 572 с.

2 Дунаев П. Ф. Конструирование узлов и деталей машин / П. Ф. Дунаев О.П.Леликов. — М.: Высшая школа, 2001. — 447 с.

3 Ермаков Ю. М. Металлорежущие станки / Ю. М. Ермаков, Б. А. Фролов. — М.: Машиностроение, 1985. — 320 с.

4 Металлорежущие станки: Учеб. пособие / В. К. Тепинкичиев, Л. В. Красниченко, А. А. Тихонов, Н. С. Колев. — М., Изд-во Машиностроение, 1972. — 464 с.

5 Ряховский О. А. Справочник по муфтам / О. А. Ряховский, С. С. Иванов. Л.: Политехника, 1991. 384 с.

ПРИЛОЖЕНИЕ А

Пример построения плана положений

Рисунок 16 — Положение механизма в точке 4

ПРИЛОЖЕНИЕ Б Пример построения плана скоростей Рисунок 17 — План скоростей в точке 4

ПРИЛОЖЕНИЕ Г Пример построения плана ускорений Рисунок 18 — План ускорений в точке 4

ПРИЛОЖЕНИЕ Г

Таблица для определения мощностей рабочего хода

Таблица 1 — Параметры механизма рабочего хода

ПРИЛОЖЕНИЕ Д Построение диаграммы мощностей

мl=0,001 м/мм, мN=0,0184 B/мм

мl=0,0184 м/с· мм, Nmax=6330,8 Bт