Конструкторская разработка редуктора

Федеральное агентство по образованию РФ Государственное образовательное учреждение высшего профессионального образования Амурский государственный университет

(ГОУВПО «АмГУ»)

Кафедра АПП и Э

(механика) КУРСОВОЙ ПРОЕКТ по дисциплине Детали машин и механизмов на тему Конструкторская разработка редуктора Благовещенск 2007

ЗАДАНИЕ

1. Тема курсовой работы: Конструкторская разработка редуктора утверждено приказом от _________________ №_______

2. Срок сдачи студентом законченного проекта___________________

3. Исходные данные к проекту:

P= 8,5 кВт;

W=2,5· р

4. Содержание расчётно-пояснительной записки:

1) Кинематический расчет привода;

2) Расчет тихоходной передачи;

3) Расчет быстроходной передачи;

4) Расчет валов

5. Перечень графического материала

Лист 1: Сборочный чертёж редуктора;

Лист 3: Рабочие чертежи деталей:

1) зубчатое колесо

2) быстроходный вал редуктора

3) Крышка подшипника

6. Консультация по проекту: Бошко М. Е.

7. Дата выдачи задания:

Руководитель курсового проекта Бошко М. Е.

Задание принял к исполнению (дата):

РЕФЕРАТ Редуктор, вал, колесо, шестерня, подшипник, муфта, крышка редуктора.

В данном курсовом проекте проведен расчет электродвигателя, разработка и расчет цилиндрического двухступенчатого редуктора, построение его сборочного чертежа.

СОДЕРЖАНИЕ кинематический расчет редуктор зубчатое колесо Введение

1. Кинематический расчет привода

1.1 Выбор электродвигателя

1.2 Общее передаточное отношение

1.3 Разбивка общего передаточного отношения по ступеням

1.4 Определение вращающих моментов на валах привод

1.5 Достоинства и недостатки редуктора

2. Расчет тихоходной ступени

2.1 Выбор материала и термической обработки

2.2 Выбор допускаемые напряжения

2.3 Межосевое расстояние

2.4 Предварительные основные размеры колёс

2.5 Модуль передачи

2.6 Угол наклона и суммарное число зубьев

2.7 Число зубьев шестерни и колеса

2.8 Фактическое передаточное число

2.9 Основные геометрические параметры передачи

2.10 Силы в зацеплении

2.11 Проверка зубьев колес по контактным напряжениям

2.12 Проверка зубьев колес по напряжениям изгиб

3. Расчет быстроходной ступени

3.1 Выбор материала и термической обработки

3.2 Допускаемые напряжения

3.3. Межосевое расстояние

3.4 Предварительные основные размеры колёс

3.5 Модуль передачи

3.6 Угол наклона и суммарное число зубьев

3.7 Число зубьев шестерни и колеса

3.8 Фактическое передаточное число

3.9 Основные геометрические параметры передачи

3.10 Силы в зацеплении

3.11 Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба

3.12 Проверка зубьев колес по контактным напряжениям

4. Проектный расчет валов

4.1 Быстроходный вал

4.2 Тихоходный вал

4.3 Промежуточный вал

5. Смазка и охлаждение

6. Расчет реакций опор тихоходного вала

7. Расчет подшипников качения тихоходного вала

8. Расчет муфт

9. Расчет прочности шпоночного соединения

Заключение

Библиографический список Приложение А. Cпецификация деталей Приложение Б. С Эпюры моментов

ОПРЕДЕЛЕНИЯ, ОБОЗНАЧЕНИЯ, СОКРАЩЕНИЯ Основные обозначения:

— межосевое расстояние,;

— ширина зубчатого колеса,;

— передаточное отношение;

— сила, ;

— коэффициент динамичности;

— коэффициент распределения нагрузки;

— коэффициент концентрации

— угол зацепления;

— срок службы;

— длинна,;

— модуль, ;

— частота вращения, об/мин;

— угловая скорость вращения;

— диаметр,;

— мощность,;

— коэффициент ширины зубчатого колеса

— окружная скорость, ;

— коэффициент формы зуба;

— коэффициент наклона зуба;

— нормальное напряжение, ;

— угол подъема линии зуба;

— крутящий момент, Нм;

— число циклов перемены напряжений;

Основные индексы:

— относящийся к шестерне;

— относящийся к колесу;

— относящийся к изгибной прочности;

— относящийся к контактной прочности;

— окружной;

— радиальный;

— осевой;

— номинальный;

— выходной;

— общий;

— предельный;

— фактический;

— минимальный;

— максимальный;

— суммарный;

ВВЕДЕНИЕ

Машиностроению принадлежит ведущая роль среди других отраслей экономики, так как основные производственные процессы выполняют машины. Поэтому и технический уровень многих отраслей в значительной мере определяется уровнем развития машиностроения. На основе машиностроения осуществляется комплексная механизация и автоматизация производственных процессов в промышленности, строительстве, сельском хозяйств, на транспорте.

Современные машины многократно повышают производительность физического и умственного труда человека. Машины настолько прочно вошли в жизнь общества, что в настоящее время трудно найти такой предмет, которой был бы изготовлен или доставлен к месту потребления без помощи машины.

Редуктором называется механизм, состоящий из зубчатых колес или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины. Кинематическая схема привода может включать, помимо редуктора. Открытые зубчатые передачи, цепные или ременные передачи. Указанные механизмы являются распространенной тематикой для курсового проектирования.

Назначение редуктора — понижение угловой скорости и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим. Механизмы для повышения угловой скорости, выполненные в виде отдельных агрегатов, называют мультипликаторами.

Редуктор состоит из корпуса (литого чугунного или стального), в котором помещают элементы передачи — зубчатые колоса, валы, подшипники и т. д. В отдельных случаях в корпусе редуктора размещают также устройства для смазывания зацеплений и подшипников (например, в нутрии корпуса редуктора может быть помещен шестеренный масляный насос) или устройство для охлаждения (например, змеевик с охлаждающей водой в корпусе червячного редуктора).

Редуктор проектируют либо для привода определенной машины, либо по заданной нагрузке (моменту на выходном валу) и переда точному числу без указания конкретного назначения. Второй случай характерен для специализированных заводов, на которых организовано серийное производство редукторов.

Редукторы классифицируются по следующим признакам: типу передачи (зубчатые, червячные или зубчато-червячные); числу ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые и т. д.); типу зубчатых колес (цилиндрические, конические, конически-цилиндрические и т. д.); относительному расположению валов редуктора в пространстве (горизонтальные, вертикальные); особенностями кинематической схемы (развернутая, соосная, с раздвоенной ступенью и т. д.)/2/.

Выполнение курсового проекта по «Деталям машин» завершает общетехнический цикл подготовки студентов. Это их первая самостоятельная творческая работа, при выполнении которой студенты активно используют знания из ряда пройденных дисциплин: механики, сопротивления материалов, технологии металлов.

В данном курсовом проекте студентам было предложено рассчитать все элементы ленточного привода и разработать конструкцию двухступенчатого цилиндрического редуктора.

1 КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА

1.1 Выбор электродвигателя Мощность на ведомом валу редуктора Р₃=8,5 кВт.

Требуемая мощность электродвигателя:

Р_треб.= (1)

где зКПД привода ;

з₌ (2)

где з₁— КПД муфты, з=0,98;

з₂ — КПД цилиндрической зубчатой передачи, з =0,97;

з₃ — КПД пары подшипников, з=0,99

з==0,894

Р_эл= кВт (3)

По Р_эл=9,51 кВт выбираем электродвигатель серии АИР 132 М4/1440 мощности Р = 11 кВт с синхронной частотой n = 1500 об/мин и номинальной частотой n = 1440 об/мин.

1.2 Общее передаточное отношение

(4)

где n_ном — номинальная частота вращения двигателя;

n_вых — частота вращения ведомого вала редуктора.

(5)

мин;

Тогда по формуле (4):

1.3 Разбивка общего передаточного отношения по ступеням

Выбор максимальных передаточных отношений для цилиндрического редуктора с целью определения минимальных габаритных размеров выполняются по следующим рекомендациям.

На тихоходной ступени по формуле:

(6)

U_Т = 0,88 = 3,71;

На быстроходной ступени по формуле

(7)

U_Б =

1.4 Определение вращающих моментов на валах привода

Частота вращения колеса тихоходной ступени:

n_2Т = n_вых = 81 мин Частота вращения вала шестерни тихоходной ступени (вала колеса быстроходной ступени):

(8)

n_1Т (n_2Б) = 81· 3,71 = 300,51 мин Частота вращения вала шестерни быстроходной ступени:

(9)

n_1В = 300,51· 4,79=1443,32 мин Вращающий момент на колесе тихоходной ступени:

(10)

где Р_3Т — мощность, передаваемая колесом тихоходной ступени;

_3Т — угловая скорость ведомого вала.

(11)

Н· м;

Н· м;

Н· м;

Вращающий момент на шестерне тихоходной ступени рассчитываем по формуле:

(12)

Н· м;

(13)

Н· м;

1.5 Достоинства и недостатки двухступенчатого редуктора Наиболее распространенны двухступенчатые горизонтальные редукторы с соосным расположением колес на валах, что позволяет получить меньшие габариты по длине и по ширине — это основное преимущество редуктора. Эти редукторы технологичны, допускается также иррациональная унификация с редукторами других типов.

В соосных редукторах зачастую быстроходная ступень недогруженная, так как силы, возникающие в зацеплении колес тихоходной ступени, значительно больше, чем в быстроходной, а межосевые расстояния ступеней одинаковы — это является одним из основных недостатков соосных редукторов. Кроме того, к их недостаткам относят также:

— большие габариты в направлении геометрических осей валов, по сравнению с редукторами, выполненными по развернутой схеме;

— затруднительность смазывания подшипников, расположенных в средней части корпуса;

— большое расстояние между опорами промежуточного вала, поэтому требуется увеличить его диаметр для обеспечения достаточной прочности и жесткости.

2 РАСЧЕТ ТИХОХОДНОЙ СТУПЕНИ

2.1 Выбор материала и термической обработки Принимаем для колеса и шестерни сталь 40Х и следующий вариант термической обработки:

— колесо улучшение, твёрдость поверхности зубьев по Бринеллю 235−262НВ;

— шестерня улучшение и закалка токами (ТВЧ) 45−50 HRC.

2.2 Выбор допускаемых напряжений

Допускаемые контактные напряжения при расчёте на выносливость определяем по формуле:

₍₁₄₎

где S_H — коэффициент безопасности, S_H = 1.1;

k_HL— коэффициент долговечности, k_HL = 1;

_Нlimb — базовый предел контактной выносливости зубьев при заданной

поверхности зубьев, НВ < 350.

Для шестерни:

_Нlimb = 14· HRC + 170, (15)

_Н1limb = 14· 47,5 + 170 = 877,5 МПа;

Для колеса:

_Н2limb = 2· НВ + 70, (16)

_Н2limb = 2· 250 + 70 = 570 МПа;

Допускаемые контактные напряжения:

(17)

[_н1]= 877,51/1.1 = 797,73 МПа;

(18)

[_H2 ]= 570· 1/1.1 = 518,18 МПа

[_H] = 0.45· (518,18 + 797,73) = 644,085 МПа Это значение не должно превышать 1,25· [_Н2] = 1,25· 518,18 = 647,725 МПа; 644,114 МПа < 647,725 МПа — условие выполняется.

Допускаемое напряжение изгиба определяем по формуле:

[]_F = k_FL[]_FО ,(19)

где k_FL — коэффициент долговечности.

(20)

где N_Fo — число циклов перемены напряжений для всех сталей соответствующих пределу выносливости, N_FО = 410 ⁶;

N — число циклов переменных напряжений за весь срок службы.

Так как N > N_FО, то k_FL = 1.

Допускаемые напряжения изгиба соответствующих числу циклов 4· 10^-6 для шестерни:

2.3 Межосевое расстояние

(21)

где k_а — вспомогательный коэффициент, для зубчатых колёс k_а = 43;

k_Нв— коэффициент неравномерности распределения нагрузки,

принимаемый

в зависимости от коэффициента

ш_вd, ш_вd = 0.5 ш_ва (U_т + 1)

ш_bа = 0,4- коэффициент ширины колеса при нессиметричном расположении колес.

ш_bd — коэффициент ширины колеса по диаметру ш_bd = 0,5· 0,4·(3,71+1) = 0,942, тогда

мм Округляем межосевое расстояние до ближайшего значения по ГОСТ 2185–66:

= 160 мм.

2.4 Предварительные основные размеры колёс

Ориентировочное значение делительного диаметра определяется по формуле:

d_2т = 2 U_T/(U_T + 1), (22)

d_2т = 21 603,1/(3,71+1) = 252,06 мм, Ширина венца колеса:

в_2т = ш_ba, (23)

в_2т = 0,4160 = 63 мм.

2.5 Модуль передачи

Модуля определяют из условия прочности:

(25)

где k_m — коэффициент модуля, k_m = 5,8*10³;

Принимаем модуль в соответствии с ГОСТ 9563–60:

m = 3 мм.

2.6 Угол наклона и суммарное число зубьев

Минимальный угол наклона зуба определяем по формуле:

_min = arcsin (4m_т/в_2т), (26)

_min = arcsin (43/63) =10,98є

Суммарное число зубьев:

Z= 2cos _min/m_т, (27)

Z= 2160· cos 10,97є/3 = 104;

Действительное значение угла наклона:

= arccos (Z_? m_т/2); (28)

= arccos (104· 3/2·160) = 12,84є

2.7 Число зубьев шестерни и колеса

Число зубьев шестерни определяем по формуле:

Z₁ = Z/(1 +U_2т), (29)

Z₁ = 104/(3,71+1) = 22

Число зубьев колеса определяем по формуле:

Z₂ = Z — Z₁, (30)

Z₂ = 104 — 22 =82.

2.8 Фактическое передаточное число

Фактическое передаточное число определяем по формуле:

U_ф = Z₂/Z₁, (31)

U_ф = 82/22 =3,72.

Отклонение от заданного передаточного числа:

?U = (U_ф — U_т)/ U_т 100%, (32)

?U = (3,72 — 3,71)/3,71 100% = 0,3%,

что находится в допускаемых пределах.

2.9 Основные геометрические параметры передачи

Делительный диаметр шестерни определяем по формуле:

d_1т = Z₁m/cos, (33)

d_1т =22· 3/ cos 12,84є = 67,693 мм.

Делительный диаметр колеса внешнего зацепления определяем по формуле:

d_2т = 2 — d_1т, (34)

d_2т =320 — 67,693 = 252,307 мм.

Определяем диаметры окружностей вершин и впадин зубьев.

Для шестерни:

d_a1 = d_1т + 2m, (35)

d_a1 = 67,693 + 23 = 73,693 мм;

d_f1 = d_1т — 3m, (36)

d_f1 = 67,693 — 32,5 = 60,193 мм.

Для колеса:

d_a2 = d_2т + 2m, (37)

d_a2 = 252,307+ 23 = 258,307 мм;

d_f2 = d_2т — 2,5m, (38)

d_f2 = 252,307 -32,5 = 244,807 мм.

Ширина венца колеса:

в_2Т = ш_bdd_1т, (39)

в_2Т = 0,94 267,69 = 63 мм.

Принимаем по ГОСТ 6636–69 в_2Т = 63 мм Ширина венца шестерни:

в_1Т = в_2Т + 4, (40)

в_1Т = 63 + 4 = 67 мм.

2.10 Силы в зацеплении Окружная сила:

(41)

F_t= 21 002,3· 10³/252,307=7945 Н.

Радиальная сила:

(42)

где б — стандартный угол зацепления, б = 20⁰

F_r = 7945 tg 20/ cos 12,84є = 2966,13 Н.

Осевая сила рассчитывается по формуле:

F_a = F_ttg в, (43)

F_a = 7945· tg 12,84є = 1,153 Н.

2.11 Проверка зубьев колес на контактную прочность

(44)

где k_Н — коэффициент распределения нагрузки между зубьями, зависит от окружной скорости колеса и степени точности передачи, k_н = 1,1;

k=1,2355 — динамический коэффициент, учитывающий неравномерность нагрузки

k= 1,1- коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колеса и степени точности передачи Окружная скорость колеса:

V = (3,14· 252,307·81/60.000) = 1,069 м/с Степень точности 8.

МПа

2.12 Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба

Расчётные напряжения в зубьях колеса

_F2 = У_F2У_вk_Fбk_Fвk_FVF_t/(mв_2т)? []_F2 (45)

_F1 =_F2 У_F1/У_F2? []_F1 (46)

где k_Fб= 0,91 — коэффициент, между зубьями,

k_Fв = 1 — коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба;

k_FV = 1,2 — коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колеса и степени точности передачи;

У_в =1 — в⁰/100 = 0,893 — коэффициент, учитывающий наклон зуба;

У_F1, У_F2 — коэффициенты формы зуба шестерни и колеса;

[]_F2, []_F1 — допускаемые напряжения изгиба колеса и шестерни.

Определяем У_F1 и У_F2

Z_V1 = Z₁/cos³в, (47)

Z_V1 = 22/0,927 = 23,73,

Тогда по таблице определяем: У_F1 = 3,92.

Z_V2 = Z₂/cos²в, (48)

Z_V2 = 82/0,927= 88,46

Тогда по таблице определяем: У_F2 = 3,61.

_F2 = 0,91· 1·1,2·0,872·3,61·7945/633= 144,5 МПа;

_F1 = 144,53,92/3,61 = 156,91 МПа.

3. РАСЧЕТ БЫСТРОХОДНОЙ СТУПЕНИ

3.1 Выбор материала и термической обработки Принимаем для колеса и шестерни сталь 40ХН и следующий вариант термической обработки:

— колесо улучшение, твёрдость поверхности зубьев по Бринеллю 235−262 НВ;

— шестерня улучшение и закалка токами (ТВЧ) 45−50 HRC.

3.2 Допускаемые напряжения

Допускаемые контактные напряжения при расчёте на выносливость определяемпо формуле:

где S_H — коэффициент безопасности, S_H = 1.1;

k_HL— коэффициент долговечности, k_HL = 1;

_Нlimb — базовый предел контактной выносливости зубьев при заданной

поверхности зубьев, НВ < 350.

Для шестерни:

_Нlimb = 14· HRC + 170, (49)

_Н1limb = 14· 47,5 + 170 = 877,5 МПа;

Для колеса:

_Н2limb = 2· НВ + 70, (50)

_Н2limb = 2· 250 + 70 = 570 МПа;

Допускаемые контактные напряжения:

(51)

[_н1]= 877,51/1.1 = 797,73 МПа;

(52)

[_H2 ]= 570· 1/1.1 = 518,18 МПа

[_H] = 0.45· (518,18 + 797,73) = 644,085 МПа Это значение не должно превышать 1,25· [_Н2] = 1,25· 518,18 = 647,725 МПа; 644,114 МПа < 647,725 МПа — условие выполняется.

Допускаемое напряжение изгиба определяем по формуле:

[]_F = k_FL[]_FО, (53)

где k_FL — коэффициент долговечности.

(54)

где N_Fo — число циклов перемены напряжений для всех сталей

соответствующих пределу выносливости, N_FО = 410 ⁶;

N — число циклов переменных напряжений за весь срок службы.

Так как N > N_FО, то k_FL = 1.

Допускаемые напряжения изгиба соответствующих числу циклов 4· 10^-6 для шестерни:

3.3 Межосевое расстояние

(55)

где k_а = 43 — вспомогательный коэффициент, для зубчатых колёс;

ш_ва = 0,4 — коэффициент ширины венца, для косозубых передач;

ш_вd = 0.5 ш_ва (U_т + 1) — коэффициент ширины шестерни относительно диаметра;

ш_вd = 0,5· 0,4·(4,79+1) = 1,4475

тогда по таблице принимаем

k_Нв = 1,2355 — коэффициент концентрации нагрузки;

мм.

Округляем межосевое расстояние до ближайшего значения по ГОСТ 2185–66:

а_wБ = 110 мм.

3.4 Предварительные основные размеры колёс Ориентировочное значение делительного диаметра определяется по формуле:

d_2Б = 2a_wБ U_Б/(U_Б + 1), (56)

d_2Б = 21 104,79/(4,79+1) = 182,003 мм,

Ширина венца колеса:

в_2Б = ш_ва а_wБ, (57)

в_2Б = 0,4110 = 45 мм.

3.5 Модуль передачи

Модуль передачи определяем по формуле:

(58)

m = 5,8· 2·259,377/182,003·45·255,96= 1,435 мм Принимаем модуль в соответствии с ГОСТ 9563–60:

m = 1,5 мм.

3.6 Угол наклона и суммарное число зубьев

Минимальный угол наклона зуба определяем по формуле:

_min = arcsin (4m_Б/в_2Б), (59)

_min = arcsin (41,5/45) =7,662є

Суммарное число зубьев:

Z = 2_Бcos _min/m_Б, (60)

Z = 2110 cos 7,662/1,5 = 145,357

Округляем в меньшую сторону: Z= 145.

Действительное значение угла в:

= arccos (145· 1,5/2·110) = 8,646є

= arccos (Z m_Б/2_Б); (61)

3.7 Число зубьев шестерни и колеса Число зубьев шестерни определяем по формуле:

Z₁ = Z/(1 +U_2Б), (62)

Z₁ = 145/5,79 = 25

Число зубьев колеса определяем по формуле:

Z₂ = Z — Z₁, (63)

Z₂ = 145 — 25 = 120

3.8 Фактическое передаточное число

Фактическое передаточное число определяем по формуле:

U_фБ = Z₂/Z₁, (64)

U_фБ = 120/25 =4,8

Отклонение от заданного передаточного числа:

?U = (U_фБ — U_Б)/ U_Б 100%, (65)

?U = (4,8 — 4,79)/4,79 100% = 0,2% 4%

что находится в допускаемых пределах.

3.9 Основные геометрические параметры передачи Делительный диаметр шестерни определяем по формуле:

d_1Б = Z₁m_Б/cos, (66)

d_1Б =25· 1,5/ cos 8,646 = 37,917 мм.

Делительный диаметр колеса определяем по формуле:

d_2Б = 2_Б — d_1Б, (67)

d_2Б = 2110 — 37,917 = 182,083 мм.

Определяем диаметры окружностей вершин и впадин зубьев.

Для шестерни:

d_a1 = d_1Б +2m, (68)

d_a1 = 37,917 +21,5 = 40,917 мм;

d_f1 = d_1Б — 2,5m, (69)

d_f1 = 37,917 — 2,51,5 = 34,167 мм.

Для колеса:

d_a2 = d_2Б + 2m, (70)

d_a2 = 182,083 + 21,5 = 185,083 мм;

d_f2 = d_2Б — 2,5m, (71)

d_f2 = 182,083 — 2,51,5= 178,333 мм.

Ширина шестерни:

при в_2Б = 45

в/ в=1,08 (72)

в_1Б = 1,0845 = 48,8 мм.

Принимаем по ГОСТ 6636–69 в_1Б = 48 мм

3.10 Силы в зацеплении

Окружная сила:

(73)

F_t= 2259,377· 10³/182,083 = 2848,997 Н.

Радиальная сила:

(74)

где б — стандартный угол зацепления, б = 20⁰

F_r = 2848,997 tg 20/ cos· 8,646 = 1048,87 Н.

Осевая сила рассчитывается по формуле:

F_a = F_ttg в, (75)

F_a = 2848,997 tg · 8,646 = 433,21 Н.

3.11 Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба

Окружная скорость колеса:

V_Б =р · d_2Б · n₂ /60.000, (76)

V_Б =3,14· 182,083·81 / 60.000=0,772 м/с.

Степень точности 8

коэффициент k_H=1,1

коэффициент k_Hв=1,2895

коэффициент Y=1 — в=0,9135 0,7, (77)

вd=45 / 37,917=1,187

коэффициент k_F=1

коэффициент k_FV=1,2

Z_V1 =Z / cosв, (82)

Z_V1 =25 / cos8,646=25,872

тогда по таблице определяем: У_F1=3,88.

Z_V2 =Z₂/ cosв, (78)

Z_V2 =120/ cos8,646=124,186,

тогда по таблице определяем: У_F2 = 3,61.

Расчётные напряжения изгиба в зубьях колеса:

_F2=У_F2У_вk_Fбk_Fвk_FVF_t/(m_бв_2Б)? []_F2, (79)

_F2=1,210,910,91 353,612848,997/451,5=151,99 МПа;

_F1=_F2 У_F1/У_F2? []_F1, (80)

_F1=151,993,88/3,61=163,358 МПа.

3.12 Проверка зубьев колес по контактным напряжениям

(81)

МПа

4. ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ Для построения компоновочной схемы следует дополнительно определить некоторые размеры валов.

4.1 Быстроходный вал

(82)

(83)

где t_цил — высота заплечика, находится по таблице, t_цил = 3,5 мм.

(84)

где r — координата фаски подшипника, r = 2 мм.

Зазор между колесами и стенками корпуса найдем по формуле а=(L)^1/3 + 3 мм, (85)

где L=a_W +0,5(d_a1Т+d_a2Т) (86)

L=110 +0,5(40,917+185,083)=223 мм

a=(223)^1/3+3=9 мм Расчет ступиц:

S=2,2· m+0,05·в₂, (87)

S=2,2· 1,5+0,05·45=5,55

C=(0,35…0,4)· в₂, (88)

С=(0,35…0,4)· 45=(15,75…18),

Находим диаметр ступицы колеса:

d_ст=(1,5…1,55)d, (89)

d_ст=(1,5…1,55)· 28=(42…43,4);

Находим длину ступицы колеса

l_ст=(0,8…1,5)· d, (90)

l_ст=(0,8…1,5)· 28=(22,4…42),

Ширину S торцов зубчатого венца принимают:

S=0,15(D-d)

Длину посадочного конца вала находим по формуле:

l_МБ=1,5· d+0,15·d, (91)

l_МБ=1,5· 28+0,15·28=46,2

l_КБ=1,4· d, (92)

l_КБ=1,4· 36=50,4

Рисунок 1 — Быстроходный (входной) вал

4.2 Тихоходный вал

(93)

(94)

где t_цил — высота заплечика, находится по таблице, t_цил=4,5 мм.

(95)

где r — координата фаски подшипника, r=3 мм.

Зазор между колесами и стенками корпуса найдем по формуле, а = (L)^1/3 + 3 мм, (96)

где L=a_W +0,5(d_a1Т+d_a2Т)

L = 160 +0,5(73,693+258,307)=326 мм

a = (326)^1/3+3=9 мм Расчет ступиц:

S=2,2· m+0,05·в₂,(97)

S=2,2· 3+0,05·63=9,75

C=(0,35…0,4)· в₂, (98)

С=(0,35…0,4)· 63=(22,05…25,2)

Находим диаметр ступицы колеса:

d_ст=(1,5…1,55)d, (99)

d_ст=(1,5…1,55)· 56=(84…86,8);

Находим длину ступицы колеса

l_ст=(0,8…1,5)· d, (100)

l_ст=(0,8…1,5)· 56=(44,8…84)

Рисунок 2 — Тихоходный (выходной) вал Длину посадочного конца вала находим по формуле:

l_МТ=1,5· d+0,15·d, (101)

l_МТ=1,5· 56+0,15·56=92,4

l_КТ=1,2· d, (102)

l_КТ=1,2· 67=80,4

4.3 Промежуточный вал

(103)

Принимаем d_K =42

(104)

(105)

(106)

Рисунок 18 — Промежуточный вал

5. СМАЗКИ И ОХЛАЖДЕНИЯ Для уменьшения потерь мощности на трение, снижения интенсивности изнашивания трущихся поверхностей, их охлаждения и очистки от продуктов износа, а также для предохранения от заедания, задиров, коррозии должно быть обеспечено надежное смазывание трущихся поверхностей.

Для смазывания передач применяем картерную систему. В корпус редуктора заливаем масло так, чтобы венцы колес были в него погружены. Колеса при вращении увлекают масло, разбрызгивая его внутри корпуса. Масло попадает на внутренние стенки корпуса, откуда стекают в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь систему масла в воздухе, которая покрывает поверхность расположенных внутри корпуса деталей. Требуемую вязкость определяем в зависимости от контактного напряжения и окружной скорости.

Быстроходная ступень:

— контактное напряжение, []_Н= 666,97 МПа;

— окружная скорость, V_Б = 0,77 м/с.

По таблице рекомендуемая кинематическая вязкость масел при температуре 40 єС равна 60 мм²/с.

Тихоходная ступень:

— контактное напряжение, []_Н =706,13 МПа;

— окружная скорость, V_Б = 1,069 м/с.

По таблице рекомендуемая кинематическая вязкость масел при температуре 40 єС равна 60 мм²/с.

Вязкость масла находим как полусумму значений вязкости, потребных для тихоходной и быстроходной ступени получаем, что вязкость равна 60 мм²/с. Так как окружная скорость колеса тихоходной ступени больше 1 м/с, то достаточно погрузить в масло только колесо тихоходной ступени.

Тогда допустимый уровень погружения колеса определяется:

h_м=5m_Т, (122)

h_м = 53= 15 мм.

Принимаем h_м = 10 мм.

Подшипники смазываются тем же маслом, что и детали передач. При картерном смазывании передач подшипники смазывают брызгами масла. При окружной скорости колеса V > 1 м/с брызгами масла покрывают все детали передач и внутренние поверхности стенок корпуса. Стекающее с колёс, валов и со стенок корпуса масло поступает в подшипник. Для лучшего доступа к подшипникам, в бобышках корпуса сверлятся вертикальные сквозные отверстия, по которым и стекает масло и попадает к подшипникам.

Для замены масла в нижней части корпуса со стороны тихоходной ступени предусматриваются сливные отверстия. Уклон для редуктора составляет 1:200. Для обеспечения постоянного слива масла выполняется небольшое углубление непосредственно около сливного отверстия в дне корпуса. Сливное отверстие закрывается пробкой с конической трубной резьбой.

Уровень масла контролируется жезловым маслоуказателем, представленным на рисунке 4. Маслоуказатель вставляется в отверстие в корпусе без резьбы по посадке H₁₁/d₁₁.

6. РАСЧЕТ РЕАКЦИИ ОПОР ТИХОХОДНОГО ВАЛА

1)Составляем расчет схемы вала:

Окружная сила F_t = 7945,9 H

Радиальная сила F_r = 2966,5 H

Осевая сила F_a = 1811 Н

2)Составим расчетную схему вала:

Находим l_1:

l₁ = В_П/2 + (5ч10) + в_2Т/2, (123)

l₁ = 37/2 + 10 + 63/2 = 60,5=60 мм.

Находим l_2:

l₂ = в_2Т/2 + (5ч10) + в_2Б + (5ч10) + В_П/2, (124)

l₂ = 63/2 + 10 + 45 + 10 + 37/2 = 114 мм.

l₃ = 37/2+1,2*70+1,5*60=192 мм (125)

2) F_M=vT₃*250=7915,965 H

3) Ма =F_a*d_2T/2=221 578,5 H; (126)

М_А = 0; (127)

Y_В (60 + 114)-221 578,6−2966,5*60 = 0, (128)

Y_B=2296,37 H

?M_B=0

— Y_A(60+114)+114*2966,5= 221 578,6

Y_A=670,13 H

Проверка: ?Y=0, (130)

Y_A+Y_B-F_r=0, (131)

670,13+2296,37−2966,5=0 — условие выполняется.

4) Определяем опорные реакции в горизонтальной плоскости:

Вследствие неизбежной несоостности соединения валов, тихоходный вал нагружают дополнительной силой F_M — сила муфт.

Для двухступенчатого редуктора:

F_M = 250vТ_2Т2) =7915,96 H _, (132)

.Направляем силу F_M, так чтобы она увеличивала напряжения и деформацию от силы F_t (в худшем варианте).

Условие равновесия для точки

В: ?М_В=0, (133)

X_A(l₁+l₂) — F_tl₂— F_Ml₃=0 (133)

X_A=10,75 H

Запишем условие равновесия для точки

А: ?М_А=0, (134)

X_B(l₁+l₂)+F_tl₁-F_M(l₁+l₂+l₃)=0, (135)

X_B=15,55 H

Проверка: ?Х=0, (136)

X_A+ F_t+X_B— F_M=0,

10,75+7945,9+15,55−7915,965=0 — условие выполняется.

5) Строим эпюру изгибающих моментов от сил F_г и F_а

M_A=0;

M_Cправ.=670,13*60 =40 207,8 Н· м;

M_Cлев.=Y_Al₁+Fa· d_2T/2=40 207,8+221 578,6 =261 786,4 Н· м;

M_B=Y_A(l₁+l₂)+ Fa· d_2T/2-F_rl₂=0 (Проверка!)

Эпюра моментов изгибающих представлена в приложении А.

6) Строим эпюру моментов изгибающих от силы Ft.

M_A=0;

M_C.=-Х_Al₁=-10,75· 60=-644,4·Н·м;

M_B=Х_A(l₁+l₂)+Ft· l₂=-1870,5+353,4=-1517,1 H· м;

M_D=-X_A(l₁+l₂+l₃)+ F_t(l₁+l₂)+X_Bl₃,

M_D=-10,75*366+3,1*306+15,55*192=0(Проверка!)

Эпюра моментов изгибающих представлена в приложении А.

7)Строим суммарную эпюру изгибающих моментов

Ординаты суммарной эпюры изгибающих моментов от совместного действия этих сил находим по формуле:

(137)

Н· м;

M_B=-1517,1 H· м;

Суммарная эпюра моментов изгибающих в приложение А.

8) Строим эпюру крутящих моментов:

Т = F_td_2т/2, (138)

Т = 7945,97 525/2 = 2 085 817,12 Нм Эпюра крутящих моментов в приложение А.

9) Определяем суммарные реакции опор:

(139)

Н

(140)

Н Наиболее нагруженный является опора В, где действует радиальная сила =8458б51 Н.

7. РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ ТИХОХОДНОГО ВАЛА

Основные критерии работоспособности подшипников качения — это динамическая и статистическая грузоподъемности. Так как частота вращения n > 10 об/мин., то проверку по динамической грузоподъемности не применяем.

Проверяем на статистическую грузоподъемность. Для шариковых

радиальных однорядных подшипников эквивалентная нагрузка:

Р = (XVF_r+YF_a)K_бК_т, (141)

где V — Коэффициент вращения внутреннего кольца, V=1;

X=0,41; Y=0,87;

K_б=1,25 — коэффициент безопасности;

Y_Т=1,05 — температурный коэффициент, при

Н.

Так как Р < С₀r_Т, то данный подшипник принимаем.

8. ВЫБОР МУФТ Для соединения выходных концов двигателя и быстроходного вала редуктора подбираем муфту втулочно-пальцевую (по ГОСТу 21 424−93) с

D = 110 мм,

d = 40 мм

L = 164 мм Рисунок 13- Муфта втулочно-пальцевая 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/мм Для соединения выходных концов тихоходного вала редуктора и

приводного вала рабочей машины подбираем муфту цепную (по ГОСТУ 5006−55).

D =170 мм,

d =45 мм

L =162 мм Рисунок 14- Муфта цепная

9. РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ Рисунок 12 — Шпоночное соединение Для передачи вращающего момента выбираем шпонки призматические со скруглёнными торцами. Размер сечения шпонок, пазов и длин шпонок по ГОСТ 23 360–78.

— для тихоходного вала в месте посадки колеса Напряжение смятия рассчитаем по формуле Выбираем «Шпонка 14Ч9Ч48 ГОСТ 23 360–78"/3, табл. 19.11/

_см=2ЧТЧ10і/dЧ (h — t₁)Чl_p (142)

_см=[(2Ч431,03Ч10і)/(48Ч (9−5,5)Ч56)]=106 Н/мм ²

_см=< 195 Н/мм ², это значит что шпонка подходит.

— для тихоходного вала в месте соединения с муфтой Выбираем «Шпонка 14Ч9Ч75 ГОСТ 23 360–78» /3, табл. 19.11/

_см=[(2Ч431,03)/(75Ч3,5Ч56)]Ч10і=130,6 Н/мм ² < 195 Н/мм ²

Следовательно, это шпоночное соединение подходит.

— для промежуточного вала в месте установки колеса Выбираем «Шпонка 10Ч8Ч34 ГОСТ 23 360–78"/3, табл. 19.11/

_см=[(2Ч163,27)/(34Ч3Ч25)]Ч10і=117Н/мм ²

_см=< 195 Н/мм ²

— для промежуточного вала в месте установки шестерни Выбираем «Шпонка 10Ч8Ч50 ГОСТ 23 360–78"/3, табл. 19.11/

_см=[(2Ч163,27)/(50Ч3Ч56)]Ч10і=51 Н/мм ²

_см=< 195 Н/мм ²

— для быстроходного вала в месте соединения с муфтой Выбираем «Шпонка 12Ч8Ч60 ГОСТ 23 360–78»

_см=[(2Ч163,27)/(37Ч2Ч48)]Ч10і=68,41 Н/мм ²

_см=< 195 Н/мм ², значит эта шпонка подходит

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

Выполнение курсового проекта по «Деталям машин» завершает общетехнический цикл подготовки студентов. Это их первая самостоятельная творческая работа, при выполнении которой студенты активно используют знания из ряда пройденных дисциплин: механики, сопротивления материалов, технологии металлов.

В данном курсовом проекте студентами подобран электродвигатель, конструктивно разработан двухступенчатый редуктор. Зубчатые колеса, валы, подшипники, и литые детали корпуса редуктора были рассчитаны на прочность.

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ

1 Дунаев П. Ф. Детали машин. Курсовое проектирование: учеб. Пособие для машиностроит. спец. Учреждений среднего профессионального образования. / П. Ф. Дунаев, О. П. Леликов. — М.: Машиностроение, 2004. — 560 с., ил.

2 Курсовое проектирование деталей машин: Учебник / С. А. Чернавский, К. Н. Боков, И. М. Чернин и др., — М.: Машиностроение, 1988. — 416 с., ил.

3 Иванов М. Н. Детали машин. Курсовое проектирование. / М. Н Иванов В. Н. Иванов. — М.: Высшая школа, 1975. г.

ПРИЛОЖЕНИЕ, А Спецификация

ПРИЛОЖЕНИЕ Б Эпюры моментов