Расчеты цилиндрического одноступенчатого косозубого редуктора

Содержание Введение Аннотация

1. Разработка кинематической схемы машинного агрегата

2. Выбор двигателя. Кинематический расчет привода

3. Выбор материала зубчатой передачи. Определение допускаемых напряжений

4. Расчет зубчатой передачи редуктора

5. Расчет открытой передачи

6. Расчет нагрузки валов редуктора

7. Разработка чертежа общего вида редуктора

8. Расчетная схема валов редуктора

9. Проверочный расчет подшипников

10. Разработка чертежа общего вида привода

11. Проверочные расчеты

12. Расчет технического уровня редуктора Список используемой литературы

Введение

Создание машин, отвечающих потребностям народного хозяйства, должно предусматривать их наибольший экономический эффект и высокие тактико-технические и эксплуатационные показатели.

Основные требования, предъявляемые к создаваемой машине: высокая производительность, надежность, технологичность, ремонтопригодность, минимальные габариты и масса, удобство эксплуатации, экономичность, техническая эстетика. Все эти требования учитывают в процессе проектирования и конструирования.

Машиностроению принадлежит ведущая роль среди других отраслей экономики, так как основные производственные процессы выполняют машины. Поэтому и технический уровень многих отраслей в значительной мере определяет уровень развития машиностроения.

Повышение эксплуатационных и качественных показателей, сокращение времени разработки и внедрения новых машин, повышение их надежности и долговечности — основные задачи конструкторов-машиностроителей. Одним из направлений решения этих задач является совершенствование конструкторской подготовки студентов высших технических учебных заведений.

Большие возможности для совершенствования труда конструкторов дает применение ЭВМ, позволяющее оптимизировать конструкции, автоматизировать значительную часть процесса проектирования. Представленные в книге различные конструктивные решения можно использовать для создания графической базы данных, используемой при проектировании.

Аннотация В данном курсовом проекте по деталям машин рассмотрен ленточный конвейер, также произведены необходимые расчеты цилиндрического одноступенчатого косозубого редуктора и открытой клиноременной передачи. Подобран необходимый материал деталей, отвечающий требованиям надежности и долговечности привода ленточного конвейера. Также разработаны необходимые чертежи редуктора привода механизма

1. РАЗРАБОТКА КИНЕМАТИЧЕСКОЙ СХЕМЫ МАШИННОГО АГРЕГАТА Чертеж кинематической схемы

Срок службы приводного устройства Срок службы (ресурс), ч., определим по формуле:

где: — срок службы привода лет, .

— продолжительность смены в часах, .

— число смен, .

Принимаем время простоя машинного агрегата 10 от ресурса.

ч.

Рабочий ресурс привода принимаем:

ч.

Полученные данные сведём в таблицу.

Таблица 1. Эксплутационные характеристики машинного агрегата

2. ВЫБОР ДВИГАТЕЛЯ. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА.

2.1 Определение номинальной мощности и номинальной частоты вращения двигателя Определим требуемую мощность рабочей машины, кВт:

где: — значение тяговой силы в кН; .

— линейная скорость в м/с; .

Определим общий коэффициент полезного действия (КПД) привода:

где: — коэффициент полезного действия закрытой передачи; .

— коэффициент полезного действия открытой передачи; .

— коэффициент полезного действия муфты; .

— коэффициент полезного действия подшипников качения; .

— коэффициент полезного действия подшипников скольжения: .

Определим требуемую мощность двигателя, кВт:

где: — требуемая мощность рабочей машины, в кВт; .

— общий коэффициент полезного действия (КПД) привода; .

Определить номинальную мощность двигателя, кВт:

принимаем равной 3 кВт.

где: — требуемую мощность двигателя, кВт; .

Выберем тип двигателя.

Принимаем тип двигателя 4АМ112МА6У3 с синхронной частотой вращения 1000 об/мин номинальной частотой об/мин.

2.2 Определение передаточного числа привода и его ступеней.

Передаточное число привода и определяется отношением номинальной частоты вращения двигателя к частоте вращения приводного вала рабочей машины при номинальной нагрузке и равно произведению передаточных чисел закрытой и открытой передач:

где: — номинальная частота вращения двигателя об/мин.;

— номинальная частота вращения приводного вала рабочей машины об/мин.;

— передаточное число закрытой передачи;

— передаточное число открытой передачи.

Определить частоту вращения приводного вала рабочей машины, об/мин для цепных конвейеров:

отсюда

Определить передаточное число привода для всех приемлемых вариантов типа двигателя при заданной номинальной мощности:

;; ;

;

;

Определяем передаточное число открытой передачи, оставив передаточное число закрытой передачи постоянным:

;; ;

;

;

Анализируя полученные значения передаточных чисел, приходим к выводу:

а)

б)

в)

Из рассмотренных вариантов предпочтительней второй:

Определить максимальное допускаемое отклонение частоты вращения приводного вала рабочей машины, об/мин:

;

где? — допускаемое отклонение скорости приводного вала рабочей машины, ?.

Определить допускаемую частоту вращения приводного вала рабочей машины, об/мин:

;

Определить фактическое передаточное число привода :

;

Уточнить передаточные числа закрытой и открытой передач:

;

Таким образом, выбираем двигатель 4АМ112МА6У3 (Р_ном=3 кВт; n_ном=955 об/мин); передаточные числа: привода u=18,1, редуктора u_зп=7,1, ременной передачи u_оп=2,55.

2.3 Определение силовых и кинематических параметров привода Определим мощность на валах, кВт:

Вал двигателя: Р_дв=2,37;

Быстроходный вал: ;

Тихоходный вал: ;

Рабочая машина: ;

Определим угловую скорость, 1/с:

Двигатель: ;

Быстроходный вал: ;

Тихоходный вал: ;

Рабочая машина:

Определим частоту вращения, об/мин:

Двигатель:

Быстроходный вал: ;

Тихоходный вал: ;

Рабочая машина:

Определим вращающий момент, Н•м:

Двигатель: ;

Быстроходный вал: ;

Тихоходный вал: ;

Рабочая машина: ;

где — коэффициент полезного действия открытой передачи;

— коэффициент полезного действия подшипников качения;

— коэффициент полезного действия закрытой передачи;

— коэффициент полезного действия муфты;

— коэффициент полезного действия подшипников скольжения.

Рассчитанные данные сводим в таблицу 2.

Таблица 2. Силовые и кинематические параметры привода.

3. ВЫБОР МАТЕРИАЛОВ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДОПУСКАЕМЫХ НАПРЯЖЕНИЙ.

3.1 Выбор твёрдости, термообработки и материала колёс.

Материал для шестерни сталь 40Х с последующей термообработкой улучшение. Твёрдость материала в пределах 269…302 НВ.

Средняя твёрдость зубьев шестерни для стали 40Х найдём по формуле:

Предельные значения для шестерни:

Заготовка шестерни

Материал для колеса сталь 40Х с последующей термообработкой нормализация. Твёрдость материала в пределах 235…262 НВ.

Средняя твёрдость зубьев колеса для стали 40Х найдём по формуле:

Предельные значения для колеса:

Заготовка колеса

3.2 Определение допускаемых контактных напряжений

Определим коэффициент долговечности для зубьев шестерни по формуле:

;

где — число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости, млн. циклов; .

— число циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработка), млн. циклов; .

Число циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработка) млн. циклов, найдём по формуле:

;

где — угловая скорость на валу быстроходной передачи, 1/с; .

— срок службы (ресурс), ч; .

Для зубьев колеса по формуле:

;

где — число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости, млн. циклов; .

— число циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработка), млн. циклов; .

Число циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработка) млн. циклов, найдём по формуле:

;

где — угловая скорость на валу быстроходной передачи, 1/с; .

— срок службы (ресурс), ч; .

Определим допускаемое контактное напряжение для зубьев шестерни :

;

где — коэффициент долговечности для зубьев шестерни, .

— допускаемое напряжение при числе циклов перемены напряжений для зубьев шестерни

:

Допускаемое напряжение при числе циклов перемены напряжений для зубьев шестерни найдём по формуле:

;

где — средняя твёрдость зубьев шестерни для стали 40Х: .

Определим допускаемое контактное напряжение для зубьев колеса :

;

где — коэффициент долговечности для зубьев колеса, .

— допускаемое напряжение при числе циклов перемены напряжений для зубьев колеса

:

Допускаемое напряжение при числе циклов перемены напряжений для зубьев колеса найдём по формуле:

;

где — средняя твёрдость зубьев шестерни для стали 40Х: .

Определим среднее допускаемое контактное напряжение при этом не должно превышать для цилиндрических косозубых колёс:

;

;

;

где — допускаемое контактное напряжение для зубьев шестерни,: .

— допускаемое контактное напряжение для зубьев колеса,: .

3.2 Определение допускаемых напряжений изгиба

Находим коэффициент долговечности для зубьев шестерни :

;

Где — число циклов перемены напряжений, для всех сталей соответствующее пределу выносливости, млн. циклов:

— число циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработка), млн. циклов; .

Находим коэффициент долговечности для зубьев колеса :

;

где — число циклов перемены напряжений, для всех сталей соответствующее пределу выносливости, млн. циклов:

— число циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработка), млн. циклов; .

Определим допускаемое напряжение изгиба для зубьев шестерни

;

где — коэффициент долговечности для зубьев шестерни:

— допускаемое напряжение при числе циклов перемены напряжений для зубьев шестерни, :

Допускаемое напряжение при числе циклов перемены напряжений для зубьев шестерни найдём по формуле:

;

где — средняя твёрдость зубьев шестерни для стали 40Х: .

Определим допускаемое напряжение изгиба для зубьев колеса

;

где — коэффициент долговечности для зубьев колеса:

— допускаемое напряжение при числе циклов перемены напряжений для зубьев шестерни

:

Допускаемое напряжение при числе циклов перемены напряжений для зубьев колеса найдём по формуле:

где — средняя твёрдость зубьев колеса для стали 40Х: .

Полученные данные сведём в таблицу.

Таблица 3. Механические характеристики материалов зубчатых колёс.

4. РАСЧЕТ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ РЕДУКТОРОВ Определим предполагаемый диапазон главного параметра редуктора, мм:

;

;

где К=10.

4.1 Расчёт закрытой цилиндрической зубчатой передачи.

Определим главный параметр — межосевое расстояние, мм:

;

где — вращающий момент на валу тихоходной передачи, Нм; .

— вспомогательный коэффициент. Для косозубых передач; .

— коэффициент ширины венца колеса; .

— среднее допускаемое контактное напряжение, :

— передаточное число привода:

— коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихся зубьев .

Принимаем по ГОСТ 6636– — 69 межосевое расстояние, мм.

Определим модуль зацепления, мм:

;

где — вращающий момент на валу тихоходной передачи, Нм; .

— вспомогательный коэффициент. Для косозубых передач; .

— делительный диаметр колеса, мм;

— ширина венца колеса, мм;

— допускаемое напряжение изгиба для зубьев колеса, ;

Определим делительный диаметр колеса, мм;

;

где — передаточное число привода: .

— межосевое расстояние, мм: .

Определим ширину венца колеса, мм;

;

где — межосевое расстояние, мм: .

— коэффициент ширины венца колеса; .

Полученное значение модуля округлим в большую сторону до стандартного ряда: .

Определим угол наклона зубьев для косозубых передач:

;

где — ширина венца колеса, мм; .

— модуль зацепления, мм: .

Определим суммарное число зубьев шестерни и колеса для косозубых колёс :

;

где — межосевое расстояние, мм: .

— модуль зацепления, мм: .

— угол наклона зубьев в градусах; .

— число зубьев шестерни.

— число зубьев колеса.

Уточним действительную величину угла наклона зубьев для косозубых передач:

;

где — межосевое расстояние, мм: .

— модуль зацепления, мм: .

— суммарное число зубьев шестерни и колеса для косозубых колёс: .

Определим число зубьев шестерни :

;

где — суммарное число зубьев шестерни и колеса для косозубых колёс: .

— передаточное число закрытой передачи: .

Определим число зубьев колеса :

;

где — суммарное число зубьев шестерни и колеса для косозубых колёс: .

— число зубьев шестерни: .

Определим фактическое передаточное число и проверить его отклонение от заданного :

Определим фактическое межосевое расстояние, мм для косозубых передач:

;

где — модуль зацепления, мм: .

— число зубьев шестерни: .

— число зубьев колёс: .

Определим фактические основные геометрические параметры передачи, мм. Найдём делительный диаметр косозубой передачи :

Для шестерни :

;

где — модуль зацепления, мм: .

— число зубьев шестерни: .

.

Для колеса :

;

где — модуль зацепления, мм: .

— число зубьев шестерни: .

Рассчитаем диаметр вершин зубьев :

Для шестерни :

;

где — модуль зацепления, мм: .

— делительный диаметр шестерни косозубой передачи: .

Для колеса :

где — модуль зацепления, мм: .

— делительный диаметр колеса косозубой передачи: .

Рассчитаем диаметр впадин зубьев :

Для шестерни :

;

где — модуль зацепления, мм: .

— делительный диаметр шестерни косозубой передачи: .

Для колеса :

;

где — модуль зацепления, мм: .

— делительный диаметр колеса косозубой передачи: .

Рассчитаем ширину венца :

Для шестерни :

;

где — ширина венца колеса, мм; .

Для колеса :

;

где — межосевое расстояние, мм: .

— коэффициент ширины венца колеса; .

Условие пригодности заготовок колёс:

;

где — диаметр заготовки шестерён, мм; .

— предельное значение заготовки шестерён, мм; .

Определим диаметр заготовки шестерён, мм:

;

где — диаметр вершин зубьев шестерни, мм: .

Проверим межосевое расстояние мм:

;

Проверим контактное напряжение :

;

где — вспомогательный коэффициент. Для косозубых передач; .

— коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихся зубьев .

— коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Для косозубых .

— коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колёс и степени точности передачи; .

— делительный диаметр колеса, мм; .

— ширина венца колеса, мм; .

— фактическое передаточное число; .

— среднее допускаемое контактное напряжение,; .

— окружная сила в зацепление, Н; .

Найдём окружную силу в зацепление, Н:

;

где — вращающий момент на валу тихоходной передачи, Нм; .

— делительный диаметр колеса, мм; .

Проверим напряжение изгиба зубьев шестерни и колеса, :

;

;

;

где — модуль зацепления, мм: .

— ширина венца колеса, мм; .

— окружная сила в зацепление, Н; .

— коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Для косозубых .

— коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихся зубьев .

— коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колёс и степени точности передачи; .

— коэффициент формы зуба шестерни. Для косозубых .

— коэффициент формы зуба колеса. Для косозубых .

— коэффициент, учитывающий наклон зуба. Для косозубых

— допускаемое напряжение изгиба для зубьев шестерни, ;

— допускаемое напряжение изгиба для зубьев колеса, ;

Рассчитаем коэффициент, учитывающий наклон зуба .

;

где — действительная величина угла наклона зубьев для косозубых передач, в градусах: .

Полученные данные сведём в таблицу.

Таблица 4. Параметры зубчатой цилиндрической передачи, мм

5. РАСЧЕТ ОТКРЫТЫХ ПЕРЕДАЧ

5.1 Расчет плоскоременной передачи Определить диаметр ведущего шкива, мм:

;

где =2,8 — толщина ремня Определить диаметр ведомого шкива, мм:

;

где =2,55 — передаточное число ременной передачи

=0,01…0,02 — коэффициент скольжения Определить фактическое передаточное число и проверить отклонение от заданного :

;

;

;

Определить ориентировочное межосевое расстояние, мм:

;

Определить расчетную длину ремня, мм:

;

Полученное значение принимаем по стандарту из ряда чисел: =1600 мм Уточнить значение межосевого расстояния по стандартной длине :

;

Определить угол обхвата ремнем ведущего шкива, град:

;

Определить скорость ремня, м/с:

;

где =955 об/мин — частота вращения ведущего шкива

м/с — допускаемая скорость Определить частоту пробегов ремня, :

;

где с^-1 — допускаемая частота пробегов Соотношение условно выражает долговечность ремня и его соблюдение гарантирует срок службы 1000…5000 ч.

Определить окружную силу, Н, передаваемую ремнем:

;

Определить допускаемую удельную окружную силу, Н/мм²:

;

где =2,32 Н/мм² — допускаемая приведенная удельная окружная сила

=1 — коэффициент угла наклона линии центров шкивов к горизонту

=0,957 — коэффициент угла обхвата на меньшем шкиве

=1 — коэффициент влияния натяжения от центробежной силы

=0,8 — коэффициент динамичности нагрузки и длительности работы

=1,2 — коэффициент влияния диаметра меньшего шкива

=0,85 — коэффициент неравномерности распределения нагрузки между кордшнурами и уточными нитями Определить ширину ремня b, мм:

;

Определить площадь поперечного сечения ремня А, мм²:

;

Определить силу предварительного натяжения ремня, Н:

;

где Н/мм² — предварительное напряжение Определить силы натяжения ведущей и ведомой ветвей ремня, Н:

; ;

;

Определить силу давления ремня на вал, Н:

;

Проверить прочность ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви, Н/мм²:

где — напряжение растяжения, Н/мм²

— напряжение изгиба, Н/мм²

— напряжение от центробежных сил, Н/мм²

Н/мм²— допускаемое напряжение растяжения

;

;

;

;

;

где мм² — модуль продольной упругости при изгибе

кг/м³ — плотность материала ремня Полученные результаты сведем в таблицу 5.

Таблица 5. Параметры плоскоременной передачи, мм.

6. НАГРУЗКИ ВАЛОВ РЕДУКТОРА

6.1 Определение сил в зацеплении закрытых передач В проектируемых приводах конструируются цилиндрические косозубые редукторы с углом наклона зуба. Угол зацепления принят .

6.2 Определение консольных сил Консольные силы в зацепление цилиндрической косозубой закрытой передачи.

Окружные силы в зацепление шестерни Н:

;

где — окружные силы в зацепление колеса, Н: .

Окружные силы в зацепление колеса Н:

;

где — вращающий момент на валу тихоходной передачи, Нм; .

— диаметр ведомого шкива, мм;

Радиальные силы в зацепление шестерни Н:

;

где — радиальные силы в зацепление колеса, Н:

Радиальные силы в зацепление колеса Н:

;

где — окружные силы в зацепление колеса, Н: .

— действительная величина угла наклона зубьев для косозубых передач, в градусах:, .

— угол зацепления в цилиндрической косозубой закрытой передаче принят, в градусах:, .

Осевые силы в зацепление шестерни Н:

где — осевые силы в зацепление колеса, Н: .

Осевые силы в зацепление колеса Н:

где — окружные силы в зацепление колеса, Н: .

— действительная величина угла наклона зубьев для косозубых передач, в градусах:, .

Консольные силы в клиноременной передачи:

где — угол обхвата ремнём ведущего шкива в градусах:

— силу предварительного натяжения клиновых ремней, Н; .

Консольные силы в муфте на тихоходном валу:

где — вращающий момент на валу тихоходной передачи, Нм; .

7. РАЗРАБОТКА ЧЕРТЕЖА ОБЩЕГО ВИДА РЕДУКТОРА

7.1 Выбор материала валов.

В проектируемых редукторах рекомендуется применять термически обработанные среднеуглеродистые и легированные стали 45, 40Х, одинаковые для быстроходного и тихоходного вала.

Материал для вала шестерни и колеса сталь 40х с последующей термообработкой улучшение.

7.2 Выбор допускаемых напряжений на кручение.

Проектный расчет валов выполняется по напряжениям кручения (как при чистом кручении), т. е. при этом не учитывают напряжения изгиба, концентрации напряжений и переменность напряжений во времени (циклы напряжений). Поэтому для компенсации приближенности этого метода расчета допускаемые напряжения на кручение применяют заниженными:. При этом меньшие значения —для быстроходных валов, большие — для тихоходных.

7.3Определение геометрических параметров ступеней валов.

Определение размеров ступеней валов одноступенчатого редуктора мм.

1 — я ступень под элемент открытой передачи или полумуфту:

Диаметр вала 1 — я ступень в мм — шестерня цилиндрическая:

;

где — крутящий момент равный вращающему моменту на быстроходном валу, Нм; .

— допускаемое напряжение на кручение на быстроходном валу, примем; .

Диаметр вала 1 — я ступень в мм — колеса:

;

где — крутящий момент равный вращающему моменту на тихоходном валу, Нм; .

— допускаемое напряжение на кручение на быстроходном валу, примем; .

Найдём длину 1 — й ступени в мм под шкив на быстроходном валу:

;

где — диаметр вала 1 — й ступени шестерни в мм: .

Найдём длину 1 — й ступени в мм под полумуфту на тихоходном валу:

;

где — диаметр вала 1 — й ступени колеса в мм: .

2 — я ступень под уплотнение крышки с отверстием и подшипник:

Диаметр вала 2 — я ступень в мм — шестерня цилиндрическая:

;

где — диаметр вала 1 — й ступени шестерни в мм: .

— высота буртика шестерни примем, .

Диаметр вала 2 — я ступень в мм — колеса:

;

где — диаметр вала 1 — й ступени колеса в мм: .

— высота буртика колеса примем, .

Найдём длину 2 — й ступени в мм под уплотнение крышки с отверстием и подшипник на быстроходном валу:

;

где — диаметр вала 2 — й ступени шестерни в мм: .

Найдём длину 2 — й ступени в мм под уплотнение крышки с отверстием и подшипник на тихоходном валу:

;

где — диаметр вала 2 — й ступени колеса в мм: .

3 — я ступень под шестерню, колесо:

Диаметр вала 3 — я ступень в мм — шестерня цилиндрическая:

;

где — диаметр вала 2 — й ступени шестерни в мм: .

— фаска подшипника, для шестерни; .

Диаметр вала 3 — я ступень в мм — колеса:

;

где — диаметр вала 2 — й ступени колеса в мм: .

— фаска подшипника, для колеса; .

Длину 3 — й ступени вала в мм под шестерню и колесо определить графически на эскизной компоновке.

4 — я ступень под подшипник:

Диаметр вала 4 — я ступень в мм — шестерня цилиндрическая:

;

где — диаметр вала 2 — й ступени шестерни в мм: .

Диаметр вала 4 — я ступень в мм — колеса:

;

Где — диаметр вала 2 — й ступени колеса в мм: .

Найдём длину 4 — й ступени в мм под подшипник на быстроходном валу:

;

где — ширина подшипника для быстроходного вала, в мм; .

— фаска под подшипник для быстроходного вала, в мм; .

Найдём длину 4 — й ступени в мм под подшипник на тихоходном валу:

;

где — ширина подшипника для тихоходного вала, в мм; .

— фаска под подшипник для тихоходного вала, в мм; .

7.4 Предварительный выбор подшипников Выбираем подшипник для шестерни:

Тип подшипника: радиальный шариковый однорядный легкой серии 206.

Данные подшипника:

Выбираем подшипник для колеса: Тип подшипника: радиальный шариковый однорядный особо лёгкой серии 110.

Данные подшипника:

Полученные данные сведём в таблицу.

Таблица 5. Материал валов. Размеры ступеней. Подшипники.

8. РАСЧЕТНАЯ СХЕМА ВАЛОВ РЕДУКТОРА

8.1 Определение реакций в опорах подшипников Контур внутренней поверхности стенок корпуса редуктора с зазором в мм, от вращающихся поверхностей колеса для предотвращения задевания:

;

где — расстояние от вершин зубьев шестерни до колеса, мм; .

Исходные данные для расчётов.

Силовые факторы, Н: силы в зацепление редукторной пары.

На шестерне:

Консольные силы в открытой передаче, Н:

Делительный диаметр шестерни косозубой передачи :

Геометрические параметры, м.

Расстояние между точками приложения реакций в опорах подшипников быстроходного вала :

;

где — ширина подшипника для быстроходного вала, в мм; .

Расстояние между точками приложения консольной силы и реакции смежной опоры подшипника быстроходного вала :

где — длина 1 — й ступени под шкив на быстроходном валу в мм:

— длина 2 — й ступени под уплотнение крышки с отверстием и подшипник на быстроходном валу в мм: .

— ширина подшипника для быстроходного вала, в мм; .

На колесе:

Консольные силы в муфте, Н:

Делительный диаметр колеса косозубой передачи :

Геометрические параметры, м.

Расстояние между точками приложения реакций в опорах подшипников тихоходного вала :

;

где — ширина подшипника для тихоходного вала, в мм; .

Расстояние между точками приложения консольной силы и реакции смежной опоры подшипника тихоходного вала :

;

где — длина 1 — й ступени под муфту на тихоходном валу в мм: .

— длина 2 — й ступени под уплотнение крышки с отверстием и подшипник на тихоходном валу в мм: .

— ширина подшипника для тихоходного вала, в мм; .

8.2 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов Для тихоходного вала:

Дано: Н;

Н;

Н;

Н;

;

;

;

1. Вертикальная плоскость.

а). Определяем опорные реакции, Н:

;

;

;

;

;

;

;

Проверка: ;

;

б) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х в характерных сечениях 1…3, :

;

;

;

;

;

2. Горизонтальная плоскость.

а) Определяем опорные реакции, Н:

;

;

;

;

;

;

;

Проверка:

;

;

б) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y в характерных сечениях 1…4, :

;

;

;

;

3. Строим эпюру крутящих моментов, :

4. Определяем суммарные радиальные реакции, Н:

;

;

;

5. Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях, :

;

;

Для быстроходного вала:

Дано: Н;

Н;

Н;

Н;

;

;

1. Вертикальная плоскость.

а). Определяем опорные реакции, Н:

;

;

;

;

;

;

Проверка:

;

;

б). Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х в характерных сечениях 1…4, :

;

;

;

;

;

;

2. Горизонтальная плоскость.

а). Определяем опорные реакции, Н:

;

;

;

;

;

;

;

;

Проверка

;

;

б) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y в характерных сечениях 1…3, :

;

;

;

3. Строим эпюру крутящих моментов, :

;

.

4. Определяем суммарные радиальные реакции, Н:

;

;

;

5. Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях, :

;

;

9. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ.

Проверочный расчёт подшипника.

Пригодность подшипника определяется сопоставлением расчётной динамической грузоподъёмности Н, с базовой Н; и базовой долговечности ч, с требуемой ч, по условиям:

Для быстроходного вала:

Найдём расчётную динамическую грузоподъёмность, Н:

где — эквивалентная динамическая нагрузка, Н; .

— показатель степени. Для шариковых подшипников .

— коэффициент надёжности. При безотказной работе подшипников, .

— коэффициент, учитывающий влияние качества подшипника и качества его эксплуатации; при обычных условиях работы подшипника — для шариковых подшипников. Принимаем .

— частота вращения внутреннего кольца подшипника соответствующего вала, об/мин; .

— требуемая долговечность подшипника, в ч; .

Найдём коэффициенты: — коэффициент осевой нагрузки.

— коэффициент влияния осевого нагружения.

; .

где — осевая нагрузка подшипника, Н;

— статическая грузоподъёмность подшипника, Н; .

— радиальная нагрузка подшипника, Н; .

— коэффициент вращения; при вращающемся внутреннем кольце подшипника.

Так как коэффициент влияния осевого нагружения, то рассчитывается по формуле; .

Найдём эквивалентная динамическая нагрузка Н.

где — осевая нагрузка подшипника, Н; .

— радиальная нагрузка подшипника, Н; .

— коэффициент вращения; при вращающемся внутреннем кольце подшипника.

— коэффициент радиальной нагрузки; .

— коэффициент осевой нагрузки; .

— коэффициент безопасности; .

— температурный коэффициент; .

Найдём базовую долговечность, ч:

где — эквивалентная динамическая нагрузка, Н; .

— коэффициент надёжности. При безотказной работе подшипников, .

— коэффициент, учитывающий влияние качества подшипника и качества его эксплуатации; при обычных условиях работы подшипника — для шариковых подшипников. Принимаем .

— частота вращения внутреннего кольца подшипника соответствующего вала, об/мин; .

— базовая динамическая грузоподъёмность подшипника, Н; .

Сопоставим расчётную динамическую грузоподъёмность Н, с базовой Н; и базовую долговечность ч, с требуемой ч, по условиям:

Следовательно, с точки зрения обеспечения расчетной грузоподъемности и долговечности такое решение вполне удовлетворительно, но оно приводит к большому увеличению габаритов подшипникового узла из-за увеличения наружного диаметра подшипника D и ширины В и поэтому нежелательно.

Примем подшипник особо лёгкой серии 106: Н, Н.

Найдём коэффициенты: — коэффициент осевой нагрузки.

— коэффициент влияния осевого нагружения.

; .

где — осевая нагрузка подшипника, Н;

— статическая грузоподъёмность подшипника, Н; .

— радиальная нагрузка подшипника, Н; .

— коэффициент вращения; при вращающемся внутреннем кольце подшипника.

Так как коэффициент влияния осевого нагружения, то рассчитывается по формуле Найдём эквивалентная динамическая нагрузка Н.

где — радиальная нагрузка подшипника, Н; .

— коэффициент вращения; при вращающемся внутреннем кольце подшипника.

— коэффициент безопасности; .

— температурный коэффициент; .

Найдём расчётную динамическую грузоподъёмность, Н:

где — эквивалентная динамическая нагрузка, Н; .

— показатель степени. Для шариковых подшипников .

— коэффициент надёжности. При безотказной работе подшипников, .

— коэффициент, учитывающий влияние качества подшипника и качества его эксплуатации; при обычных условиях работы подшипника — для шариковых подшипников. Принимаем .

— частота вращения внутреннего кольца подшипника соответствующего вала, об/мин; .

— требуемая долговечность подшипника, в ч; .

Найдём базовую долговечность, ч:

где — эквивалентная динамическая нагрузка, Н; .

— коэффициент надёжности. При безотказной работе подшипников, .

— коэффициент, учитывающий влияние качества подшипника и качества его эксплуатации; при обычных условиях работы подшипника — для шариковых подшипников. Принимаем .

— частота вращения внутреннего кольца подшипника соответствующего вала, об/мин; .

— базовая динамическая грузоподъёмность подшипника, Н; .

Сопоставим расчётную динамическую грузоподъёмность Н, с базовой Н; и базовую долговечность ч, с требуемой ч, по условиям:

Подшипник пригоден.

Для тихоходного вала:

Найдём расчётную динамическую грузоподъёмность, Н:

где — эквивалентная динамическая нагрузка, Н; .

— показатель степени. Для шариковых подшипников .

— коэффициент надёжности. При безотказной работе подшипников, .

— коэффициент, учитывающий влияние качества подшипника и качества его эксплуатации; при обычных условиях работы подшипника — для шариковых подшипников. Принимаем .

— частота вращения внутреннего кольца подшипника соответствующего вала, об/мин; .

— требуемая долговечность подшипника, в ч; .

Найдём коэффициенты: — коэффициент осевой нагрузки.

— коэффициент влияния осевого нагружения.

; .

Где — осевая нагрузка подшипника, Н;

— статическая грузоподъёмность подшипника, Н; .

— радиальная нагрузка подшипника, Н; .

— коэффициент вращения; при вращающемся внутреннем кольце подшипника.

Так как коэффициент влияния осевого нагружения, то рассчитывается по формуле; .

Найдём эквивалентная динамическая нагрузка Н.

где — осевая нагрузка подшипника, Н; .

— радиальная нагрузка подшипника, Н; .

— коэффициент вращения; при вращающемся внутреннем кольце подшипника.

— коэффициент безопасности; .

— температурный коэффициент; .

Найдём базовую долговечность, ч:

где — эквивалентная динамическая нагрузка, Н; .

— коэффициент надёжности. При безотказной работе подшипников, .

— коэффициент, учитывающий влияние качества подшипника и качества его эксплуатации; при обычных условиях работы подшипника — для шариковых подшипников. Принимаем .

— частота вращения внутреннего кольца подшипника соответствующего вала, об/мин; .

— базовая динамическая грузоподъёмность подшипника, Н; .

Сопоставим расчётную динамическую грузоподъёмность Н, с базовой Н; и базовую долговечность ч, с требуемой ч, по условиям:

Следовательно, с точки зрения обеспечения расчетной грузоподъемности и долговечности такое решение вполне удовлетворительно, но оно приводит к большому увеличению габаритов подшипникового узла из-за увеличения наружного диаметра подшипника D и ширины В и поэтому нежелательно.

Примем подшипник особо лёгкой серии 108: Н, Н.

Найдём коэффициенты: — коэффициент осевой нагрузки.

— коэффициент влияния осевого нагружения

; .

Где — осевая нагрузка подшипника, Н;

— статическая грузоподъёмность подшипника, Н; .

— радиальная нагрузка подшипника, Н; .

— коэффициент вращения; при вращающемся внутреннем кольце подшипника.

Так как коэффициент влияния осевого нагружения, то рассчитывается по формуле Найдём эквивалентная динамическая нагрузка Н.

где — радиальная нагрузка подшипника, Н; .

— коэффициент вращения; при вращающемся внутреннем кольце подшипника.

— коэффициент безопасности; .

— температурный коэффициент; .

Найдём расчётную динамическую грузоподъёмность, Н:

где — эквивалентная динамическая нагрузка, Н; .

— показатель степени. Для шариковых подшипников .

— коэффициент надёжности. При безотказной работе подшипников, .

— коэффициент, учитывающий влияние качества подшипника и качества его эксплуатации; при обычных условиях работы подшипника — для шариковых подшипников. Принимаем .

— частота вращения внутреннего кольца подшипника соответствующего вала, об/мин; .

— требуемая долговечность подшипника, в ч; .

Найдём базовую долговечность, ч:

где — эквивалентная динамическая нагрузка, Н; .

— коэффициент надёжности. При безотказной работе подшипников, .

— коэффициент, учитывающий влияние качества подшипника и качества его эксплуатации; при обычных условиях работы подшипника — для шариковых подшипников. Принимаем .

— частота вращения внутреннего кольца подшипника соответствующего вала, об/мин; .

— базовая динамическая грузоподъёмность подшипника, Н; .

Сопоставим расчётную динамическую грузоподъёмность Н, с базовой Н; и базовую долговечность ч, с требуемой ч, по условиям:

Подшипник пригоден.

Полученные данные сведём в таблицу.

Таблица 6. Основные размеры и эксплутационные характеристики подшипников

10. РАЗРАБОТКА ЧЕРТЕЖА ОБЩЕГО ВИДА ПРИВОДА

10.1 Конструирование зубчатых колёс Способ получения заготовки ковка.

Толщина обода:

где — модуль зацепления, мм: .

— ширина обода колеса, мм; .

Внутренний диаметр ступицы в мм:

где — диаметр вала 3 — я ступень в мм — колеса:

Диаметр наружный ступицы:

При соединение шпоночным с натягом:

где — внутренний диаметр ступицы: .

Толщина ступицы:

где — внутренний диаметр ступицы: .

Длина ступицы:

где — внутренний диаметр ступицы: .

Толщина диска:

где — ширина обода колеса, мм; .

— толщина обода: .

— толщина ступицы: .

Радиусы закруглений и уклон диска:

10.2 Вал — шестерни.

Вал — шестерни выполняется заодно с валом так как и

10.3 Установка колёс на валах.

Для передачи вращающего момента применяем шпоночное соединение со следующей посадкой для цилиндрических косозубых колёс .

10.4 Регулирование осевого положения колёс В цилиндрическом редукторе для компенсации неточности положения колёс ширину одного из них делают больше ширины другого, более твёрдое колесо — шестерню выполняют большей ширины и она перекрывает с обеих сторон более мягкое колесо.

10.5 Выбор соединения Для соединения валов с деталью, передающими вращающий момент (колесо элементы открытых передач муфты) применяем призматическую шпонку изготовленную из чистотянутой стали с (сталь 45). Длину шпонки выберем из стандартного ряда с учётом то что она меньше длины ступицы насаживаемой детали на 5…10 мм.

На посадочных поверхностях вала и отверстия колеса создаём натяг для цилиндрической косозубой передачи .

10.6 Конструирование элементов открытой передачи.

Конструирование шкивов ременной передачи.

Так как и то шкив изготовляем литым из чугуна СЧ15.

Расчёт конструктивных элементов шкивов.

Диаметр обода шкива для клиновых ремней мм:

где — расчётный диаметр шкива, мм: .

Ширина шкива клиноременных передач, мм:

где — количество клиновых ремней, шт: .

Толщина для чугунных шкивов клиноременных передач, мм:

где =10.

Толщина отверстия диска, мм:

где =13.

Внутренний диаметр ступицы, мм:

Где — диаметр вала 1 — я ступень в мм — шестерня цилиндрическая под шкив: .

Диаметр наружный ступицы для чугунных шкивов, мм:

Где — внутренний диаметр ступицы, мм: .

Длина ступицы, мм:

где — внутренний диаметр ступицы, мм: .

10.7 Установка элементов открытых передач на вал Сопряжение с валом. Элементы открытых передач сажают на цилиндрические или конические посадочные поверхности выходных концов валов. Для передачи вращающего момента используют шпоночные соединения. При установке элементов открытых передач на цилиндрические концы валов применяем следующую посадку:

При нереверсивной работе с умеренными толчками — .

10.7 Выбор муфт Муфты выбирают по большему диаметру концов соединяемых валов и расчетному моменту который должен быть в пределах номинального:

Где — коэффициент режима нагрузки: .

— вращающий момент на соответствующем валу редуктора, Нм:

— номинальный момент муфты, Нм: .

Муфты упругие с торообразной оболочкой. Муфты получили широкое распространение благодаря простоте конструкции и удобству замены упругих элементов. Однако они имеют небольшую компенсирующую способность и при соединении несоосных валов оказывают большое силовое воздействие на валы и опоры, при этом резиновые втулки быстро выходят из строя.

Основные параметры, габаритные и присоединительные размеры муфт, допускаемые смешения осей валов приведены ниже:

Полумуфты изготовляют из чугуна марки СЧ 20 (ГОСТ 1412— 85) или стали 30Л (ГОСТ 977—88); материал пальцев — сталь 45 (ГОСТ 1050—88); материал упругих втулок — резина с пределом прочности или разрыве не менее 8 Н/мм².

Радиальная сила, вызванная радиальным смещением, определяется по соотношению где — радиальное смещение, мм; .

— радиальная жесткость муфты, Н/мм, зависит от диаметра посадочного места полумуфты; .

Установка муфт на валах.

На цилиндрический конец вала полумуфту устанавливаем по следующей посадке:

При нереверсивной работе с умеренными толчками — .

10.8 Смазывание. Смазочные устройства Смазывание зубчатых и червячных зацеплений и подшипников применяют в целях защиты от коррозии, снижения коэффициента трения, уменьшения износа, отвода тепла и продуктов износа от трущихся поверхностей, снижения шума и вибраций.

Выбор сорта масла так как и то сорт масла будет И-Г-А-68 с кинематической вязкостью при 40 С, мм²/с от 61 до 75.

11. ПРОВЕРОЧНЫЕ РАСЧЕТЫ.

11.1 Проверочный расчёт шпонок Условие прочности на зубчатом колесе:

где — окружная сила на колесе, Н; .

— площадь смятия, мм²; .

—допускаемое напряжение на смятие, Н/мм². При стальной ступице и спокойной нагрузке =110…190 Н/мм²; при колебаниях нагрузки следует снижать на 20…25%; .

Площадь смятия, мм² определяется по формуле:

где — стандартные размеры, мм: .

— стандартные размеры, мм: .

— рабочая длина шпонки со скругленными торцами, мм: .

Найдём рабочую длину шпонки:

Где — полная длина шпонки, определенная на конструктивной компоновке, мм: .

— стандартные размеры, мм: .

Условие прочности на шкиву:

где — окружная сила на колесе, Н; .

— площадь смятия, мм²; .

—допускаемое напряжение на смятие, Н/мм². При чугунной ступице приведенные значения снижать вдвое; .

Площадь смятия, мм² определяется по формуле:

Где — стандартные размеры, мм: .

— стандартные размеры, мм: .

— рабочая длина шпонки со скругленными торцами, мм: .

Найдём рабочую длину шпонки:

где — полная длина шпонки, определенная на конструктивной компоновке, мм: .

— стандартные размеры, мм: .

Условие прочности на полумуфте:

где — окружная сила на колесе, Н; .

— площадь смятия, мм²; .

—допускаемое напряжение на смятие, Н/мм². При стальной ступице и спокойной нагрузке =110…190 Н/мм²; при колебаниях нагрузки следует снижать на 20…25%; .

Площадь смятия, мм² определяется по формуле:

где — стандартные размеры, мм: .

— стандартные размеры, мм: .

— рабочая длина шпонки со скругленными торцами, мм: .

Найдём рабочую длину шпонки:

где — полная длина шпонки, определенная на конструктивной компоновке, мм: .

— стандартные размеры, мм: .

11.2 Проверочный расчёт валов Определить напряжения в опасных сечениях тихоходного вала, Н/мм².

Нормальные напряжения изменяются по симметричному циклy, при котором амплитуда напряжений равна расчетным напряжениям изгиба :

где — суммарный изгибающий момент в рассматриваемом сечении, Нм; .

— осевой момент сопротивления сечения вала, мм³. Для определения круглого сплошного сечения вала при ступенчатом переходе принимают меньший из двух диаметров смежных ступеней: .

Найдём осевой момент сопротивления, мм³:

где — диаметр вала под полумуфту, мм: .

— ширина шпоночной канавки, мм: .

— глубина шпоночной канавки, мм: .

Касательные напряжения изменяются по отнулевому циклу, при котором амплитуда цикла равна половине расчетных напряжений кручения :

где — крутящий момент, Нм; .

— полярный момент инерции сопротивления сечения вала, мм³. Для определения круглого сплошного сечения вала при ступенчатом переходе принимают меньший из двух диаметров смежных ступеней: .

Найдём полярный момент, мм³:

где — диаметр вала под полумуфту, мм: .

— ширина шпоночной канавки, мм: .

— глубина шпоночной канавки, мм: .

Определим коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений для расчетного сечения вала:

Где — эффективные коэффициенты концентрации напряжений. Они зависят от размеров сечения, механических характеристик материала:

— коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения: .

— коэффициент влияния шероховатости: .

Определим пределы выносливости в расчетном сечении вала, Н/мм²:

где — пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения, Н/мм²; .

— коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений для расчетного сечения вала:

Определить коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:

Где — пределы выносливости в расчетном сечении вала, Н/мм²: .

— нормальные напряжения, Н/мм²: .

— касательные напряжения, Н/мм²: .

Определим общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении:

где — коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям: .

Сравним коэффициент запаса прочности с допускаемым:

где — общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении: .

— допускаемый коэффициент запаса прочности в опасном сечении при менее точной расчётной схеме: .

Определить напряжения в опасных сечениях быстроходного вала, Н/мм².

Нормальные напряжения изменяются по симметричному циклy, при котором амплитуда напряжений равна расчетным напряжениям изгиба :

Где — суммарный изгибающий момент в рассматриваемом сечении, Нм; .

— осевой момент сопротивления сечения вала, мм³. Для определения круглого сплошного сечения вала при ступенчатом переходе принимают меньший из двух диаметров смежных ступеней: .

Найдём осевой момент сопротивления, мм³:

где — диаметр вала под полумуфту, мм: .

— ширина шпоночной канавки, мм: .

— глубина шпоночной канавки, мм: .

Касательные напряжения изменяются по отнулевому циклу, при котором амплитуда цикла равна половине расчетных напряжений кручения :

где — крутящий момент, Нм; .

— полярный момент инерции сопротивления сечения вала, мм³. Для определения круглого сплошного сечения вала при ступенчатом переходе принимают меньший из двух диаметров смежных ступеней: .

Найдём полярный момент, мм³:

где — диаметр вала под полумуфту, мм: .

— ширина шпоночной канавки, мм: .

— глубина шпоночной канавки, мм: .

Определим коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений для расчетного сечения вала:

Где — эффективные коэффициенты концентрации напряжений. Они зависят от размеров сечения, механических характеристик материала: .

— коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения: .

— коэффициент влияния шероховатости: .

Определим пределы выносливости в расчетном сечении вала, Н/мм²:

где — пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения, Н/мм²; .

— коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений для расчетного сечения вала: .

Определить коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:

Где — пределы выносливости в расчетном сечении вала, Н/мм²: .

— нормальные напряжения, Н/мм²: .

— касательные напряжения, Н/мм²: .

Определим общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении:

Где — коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям: .

Сравним коэффициент запаса прочности с допускаемым:

Где — общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении: .

— допускаемый коэффициент запаса прочности в опасном сечении при менее точной расчётной схеме: .

СПИСОК ИСПОЛЬЗУЕМОЙ ЛИТЕРАТУРЫ.

1. Шейнблинт А. Е. «Курсовое проектирование деталей машин»: Учеб. Пособие. Изд. 2-е, перераб. и доп. — Калининград: Янтар. сказ, 2005. — 456 с.: ил., чёрт. — Б. ц.

2. Дунаев П. Ф. «Конструирование узлов и деталей машин»: Учеб. пособие для студ. техн. спец. вузов. П. Ф. Дунаев, О. П. Лёликов. — 8-е изд., перераб. и доп. — М.: издательский центр «Академия», 2004. — 496 с.