МИНИСТЕРСТВООБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ УКРАИНЫ
ДОНЕЦКИЙ НАЦИОНАЛЬНЫЙТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ
Кафедра «Детали машин »
КУРСОВОЙПРОЕКТ
Подисциплине: «Детали машин »
На тему:«Расчет привода с трехступенчатым редуктором»
Разработал
студент гр. КПМОпр-08
Котлярова О
Руководитель
Нечепаев В.А.
Донецк2010
РЕФЕРАТ
Курсовой проект содержит:24 страницы, 4 рисунка, 5 использованных источников.
В курсовом проектерассмотрена работа основных узлов привода произведены расчеты основных деталеймеханизма, расчет быстроходной ступени трехступенчатого цилиндрическогоредуктора, выбор полумуфты, расчет шпоночного соединения и выбор подшипниковкачения.
расчетна прочность, ПЕРЕДАТОЧНОЕ ОТНОШЕНИЕ, КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ, ЗУБЧАТОЕзацепление, контактные напряжения, ОПОРНЫЕ РЕАКЦИИ, шпоночное соединение,подшипник качения.
СодержаниеВведение
1.Схема привода и его описание
2. Определение мощности электродвигателя и его выбор
3. Кинематический расчет привода
4. Определение нагрузок по ступеням
5. Выбор материала зубчатых колёс и определение допустимыхнапряжений
6. Расчет зубчатых передач
7. Расчет геометрических параметров валов редуктора
8 Проверочный расчет шпонки
9 Выбор муфт
10 Выбор подшипников на выходном вал
11. Определение размеров корпуса редуктора и необходимыхконструктивных размеров шестерни выходного вала
12 Выбор смазки редуктора
Выводы
Список используемой литературы
ВведениеТехнический уровень всех отраслей народного хозяйства в значительной мереопределяется уровнем развития машиностроения. На основе развития машиностроенияосуществляется комплексная механизация и автоматизация производственныхпроцессов в промышленности, строительстве, сельском хозяйстве, на транспорте.
Государством передмашиностроением поставлена задача значительного повышения эксплуатационных икачественных показателей при непрерывном росте объема ее выпуска.
Одним из направленийрешения этой задачи является совершенствование конструкторской подготовкистудентов высших учебных заведений.
Выполнением курсовогопроекта по «Деталям машин» завершается общетехнический цикл подготовкистудентов. При выполнении моей работы активно используется знания из рядапройденных предметов: механики, сопротивления материалов, технологий металлов идр.
Объектом курсовогопроекта является привод с цилиндрическим трёхступенчатым редуктором сраздвоенной быстроходной ступенью, использующие большинство деталей и узловобщего назначения.
1.Схема привода и егоописание
В данном курсовом проектерассмотрен привод представленный на рисунке1.1.
/>
Рис. 1.1. Схема привода.
Данный привод состоит из:
1- двигатель
2- муфта МУВП
3- шевроннаяцилиндрическая передача
4- косозубаяцилиндрическая передача
5- прямозубаяцилиндрическая передача
6- зубчатая муфта
7- рабочий орган
Техническиехарактеристики привода:
— мощность на рабочеморгане привода Pвых=13кВт
— частота вращения валадвигателя nдв=1000об/мин
— передаточное числоредуктора i=46
2. Определение мощности электродвигателяи его выбор
В данном разделепроизводится выбор эл/двигателя.
Мощность приводаопределяется по формуле:
/>
где, ηпривода-КПД привода.
КПД привода определяетсяиз соотношения:
/>
где, η1 — КПД зубчатой передачи (0.97)
η2 — КПДодной пары подшипников (0.99);
η3 — КПДмуфты (0.98).
В результате получаем:
/>
/>
В итоге можно выбратьэл/двигатель [2] – АИР 200L12/6 (n=1000об/мин, P=17кВт).
3. Кинематический расчетпривода
В данном разделе производитсяразбивка общего передаточного числа по ступеням.
Для быстроходной ступенипередаточное число вычисляем из соотношения:
u1=(1,1…1,5) />;
u1=1,1/>=7.46
По ГОСТ 21426-75 выбираемстандартное значение передаточного числа – 7.1.
Вычислим передаточноечисло промежуточной ступени редуктора, для этого определим общее передаточноечисло для промежуточной и тихоходной ступени
uобщ=uр/u1;
uобщ=46/7.1=6,48
Определим передаточноечисло промежуточной ступени редуктора:
u2=(1,1…1,5) />;
u2=1,1/>=2.8
По ГОСТ 21426-75 выбираемстандартное значение передаточного числа – 2.8.
Определим значениепередаточного числа тихоходной ступени редуктора:
/>
/>
По ГОСТ 21426-75 выбираемстандартное значение передаточного числа – 2.24.
Уточняем передаточноечисло редуктора:
uр=u1 u2 u3
uр=7.1ּ 2.8ּ2.24=44.5
4. Определение нагрузокпо ступеням
4.1 Определение мощностейна каждом валу
Мощность на приводном валу:
Pпр=Рвхּ η3ּη2
Pпр=17ּ0.98ּ0.99=16.5кВт
Мощность на первомпромежуточном валу
Pпп=Рпрּ η21 η2
Pпп=16.5ּ0.972 0.99=15.4кВт
Мощность на второмпромежуточном валу
Pвп=Рппּ η1 η2
Pвп=15.4ּ0.97ּ0.99=14.8кВт
Мощность на выходномвалу:
Pв=Рвпּ η1 η2
Pв=14.8ּ0.97ּ0.99=14.2кВт
Мощность на рабочеморгане:
Pвых=Рвпּ η3
Pвых=14.2ּ0.98=13.9кВт
4.2 Определение крутящихмоментов на валах привода
Крутящий момент на валудвигателя:
Тдв=Рдв/ω;
где ω – частотавращения двигателя определяемая из соотношения:
/>.;
Т.е. вращающий момент навалу двигателя получаем:
Тдв=17∙103/105=162Н∙м
Крутящий момент наприводном валу:
Твх=Тдв∙η3;
Твх=162∙0.98=159Нм
Крутящий момент на первомпромежуточном валу
Тпп=Твх u1 η21 η2
Tпп=159ּ7.1ּ0.972 0.99=1052Нм
Крутящий момент на второмпромежуточном валу
Твп=Тппuּ2η1 η2
Pвп=1052ּ2.8ּ0.97ּ0.99=2827Нм
Крутящий момент навыходном валу:
Тв=Твп uּ3 η1 η2
Тв=2827ּ2.24ּ0.97ּ0.99=6081Нм
Крутящий момент нарабочем органе:
Твых=Рв ּ η3
Твых=6081ּ0.98=5959Нм
4.2 Определение скоростейна валах привода
Скорость на приводном валу:
ωвх=ωдв=105с-1;
Скорость на первомпромежуточном валу
ωпп=ωвх u1
ωпп=105/7.1ּ=14.8с-1
Скорость на второмпромежуточном валу
ωвп=ωпп/u2
Pвп=14.8/2.8=5.3c-1
Скорость на выходномвалу:
ωв=ωвп /u3
ωв=5.3/2.24=2.4c-1
Скорость на рабочеморгане:
ωвых=ωв =2.4 c-1
Полученные данные сведемв таблицу 4.1:
Вал
двигателя
Приводной
вал
Первый
промежуточный
вал
Второй
промежуточный
вал
Выходной
вал
Рабочий
орган Мощность, P, кВТ 17 16.5 15.4 14.8 14.2 13.9 Крутящий момент, Т, Нм 162 159 1052 2827 6081 5959
Скорость вращения, ω, с-1 105 105 14.8 5.3 2.4 2.4
5. Выбор материалазубчатых колёс и определение допустимых напряжений
5.1 Выбор материалазубчатых колес
Поскольку зубчатомузацеплению приходится передавать большие крутящие моменты то необходимовыбирать материал с твердостью поверхности ≥350НВ. Т.е. выбираем дляшестерни материал сталь 45 с объёмной закалкой и твёрдостью поверхности зубьев37HRC, для колеса выбираем сталь 40 споверхностной закалкой и твёрдостью зубьев 38HRC.
5.2 Определяем контактноенапряжение:
Допускаемые контактные напряжения при расчетах папрочность определяются отдельно для зубьев шестерни [σ]Н1 иколеса [σ]Н2в следующем порядке.
а) Определитькоэффициент долговечности KHL:
/>
где NHO — число цикловперемены напряжений, соответствующее пределу выносливости (в данном случае 36.4);
N — число цикловперемены напряжений за весь срок службы (наработка).
N=573ωLh
Здесь ω— угловая скорость соответствующего вала, с-1;
Lh—срок службыпривода (ресурс), ч (5000).
В результатеполучаем:
Для зубчатыхколес на входном валу:
N=573∙105∙5000=3.01∙108
Для зубчатых колес на первомпромежуточном валу:
N=573∙14.8∙5000=4.24∙107
Для зубчатых колес на второмпромежуточном валу:
N=573∙5,3∙5000=1,5∙107
Для зубчатыхколес на выходном валу:
N=573∙2.4∙5000=6.9∙106
Поскольку вовсех случаях N≥Nно то принимаем KHL=1.
б) Определяемдопускаемые контактные напряжения по формуле
[σ]н=(14∙HRC+170)kHL;
-для шестерни
[σ]н=(14∙37+170)1=688МПа
-для зубчатого колеса
[σ]н=(14∙38+170)1=702МПа
5.3 Определение допускаемыхнапряжений изгиба
Проверочный расчет зубчатых колесопределяется по допускаемым предельным напряжениям, которые определяются вследующем порядке:
а) Определитькоэффициент долговечности KHL:
/>
где NFO — число цикловперемены напряжений, для всех сталей равен 4∙106.
Поскольку вовсех случаях N≥NHLто принимаем KHL=1.
б) определяем допустимыенапряжения изгиба:
[σ]f=[σ]f0KHL
В данном случае выбираем[σ]f0=310, т.е.
[σ]f=310∙1=310МПа
6. Расчет зубчатыхпередач
6.1 Определениемежосевого расстояния
Межосевое расстояниеопределяется по формуле:
/>
гдеа) Ка-вспомогательный коэффициент. Для косозубых передач Ка = 43. дляпрямозубых- Ка = 49.5;
б) ψа=b2/aw — коэффициентширины венца колеса, равный 0,28...0,36 -для шестерни, расположеннойсимметрично относительно опор в проектируемых нестандартных одноступенчатыхцилиндрических редукторах; ψа = 0,2...0,25 — для шестерни,консольно расположенной относительно опор в открытых передачах;
в) u — передаточное число редуктора или открытой передачи
г) Т2 — вращающий момент на тихоходом валу редуктора
д) [σ]н — допускаемое контактноенапряжение колеса с менее прочным зубом или среднее допускаемое контактноенапряжение. Н/мм2;
е) Кнв — коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихсязубьев Кнв.
Полученноезначение межосевого расстояния aw для нестандартных передач округлитьдо ближайшего значения из ряда нормальных линейных размеров.
Определим значениемежосевого расстояния первой ступени.
Поскольку первая передачашевронная раздвоенная то в данном случае Т2=Твх/2=1052/2=526Нм
/>
Определим значениемежосевого расстояния второй ступени
/>
Определим значениемежосевого расстояния третей ступени
/>
6.2 Определение модулязацепления
Модуль зацепленияопределяется по формуле:
/>, мм
где Кт –вспомогательный коэффициент, для прямозубых передач Кт=6,8, длякосозубых Кт=5,3;
d2=2awu/(u+1) – делительныйдиаметр колеса, мм;
b2=ψ∙aw– ширина венца. мм;
[σ]f- допускаемое напряжение изгибаматериала колеса с менее прочным зубом.
В итоге получаем:
— первая ступень:
d2=2∙155∙7,1/(7,1+1)=272мм
b2=0,25∙155=39мм
/>
Выбираем значения модуляиз стандартного ряда m=1.75мм
-вторая ступень:
d2=2∙237∙2.8/(2.8+1)=350мм
b2=0,28∙237=66.4мм
/>
Выбираем значения модуляиз стандартного ряда m=4.5мм
-третья ступень:
d2=2∙348∙2.24/(2.24+1)=401мм
b2=0,28∙348=97.4мм
/>
Выбираем значения модуляиз стандартного ряда m=7мм
6.3 Определение угланаклона зубьев
Угол наклона зубьевопределяется по формуле:
/>
Определим угол наклоназубьев первой ступени:
/>
Определим угол наклоназубьев второй ступени:
/>
6.4 Определение числазубьев
Определение суммарногочисла зубьев
— для прямозубых колес(третья ступень):
zΣ= z1+z2=2aw/m
zΣ=2∙348/7=99.4
Выбираем количествозубьев 99.
-для косозубых колес(первая и вторая ступень)
zΣ= z1+z2=2awсоsβ/m
zΣ1= z1+z2=2∙155соs9/1.75=175
zΣ2= z1+z2=2∙237соs14/4.5=102
Определяем число зубьевшестерни и колеса:
/>
z2= zΣ-z1
Для первой ступени:
/>
Принимаем 22 зуба
z2= 175-22=153
Для второй ступени:
/>
Принимаем 27 зубьев.
z2= 102-27=75
Для третьей ступени:
/>
Принимаем 31 зуб.
z2= 99-31=68
6.5 Определениефактического передаточного числа
Определим фактическоепередаточное число uф и проверим его отклонение Δu по формулам:
uф=z2/z1
/>
Для первой ступени:
uф=153/22=6.95
/>
Для второй ступени:
uф=75/27=2.78
/>
Для третьей ступени:
uф=68/31=2,19
/>
6.5 Определение основныхгеометрических параметров передач
Геометрические параметрыпередач определяются по формулам.Параметр Шестерня Колесо прямозубая косозубая прямозубая косозубая Диаметр делительный
d1=m∙z1
d1=m∙z1∙cosβ
d1=m∙z2
D2=m∙z2∙cosβ Вершин зубьев
dв1=d1+2∙m
dв2=d2+2∙m Впадин зубьев
df1=d1-2.4∙m
df2=d2-2.4∙m Ширина венца
b1=b2+(2..4)мм
b2=ψ∙aw
Рассчитаем геометрическиепараметры первой передачиПараметр Шестерня Колесо Диаметр делительный
d1=1.75∙22cos9=40мм
d2=1.75∙153∙cos9=265мм Вершин зубьев
dв1=40+2∙1,75=43.5
dв2=265+2∙1.75=268.5мм Впадин зубьев
df1=40-2.4∙1.75=35.8
df2=265-2.4∙1.75=260.8мм Ширина венца
b1=40+(2..4)=42мм
b2=0.25∙155≈40мм
Рассчитаем геометрическиепараметры второй передачиПараметр Шестерня Колесо Диаметр делительный
d1=4.5∙27∙cos14=118мм
D2=4.5∙75∙cos14=327мм Вершин зубьев
dв1=118+2∙4.5=127
dв2=327+2∙4.5=336 Впадин зубьев
df1=118-2.4∙4.5=107
df2=327-2.4∙4.5=316мм Ширина венца
b1=65+(2..4)=67мм
b2=0.28∙237≈65мм
Рассчитаем геометрическиепараметры третьей передачиПараметр Шестерня Колесо Диаметр делительный
d1=7∙31=214мм
d1=7∙68=476мм Вершин зубьев
dв1=214+2∙7=218мм
dв2=476+2∙7=490мм Впадин зубьев
df1=214-2.4∙7=197мм
df2=490-2.4∙7=473.2мм Ширина венца
b1=97+(2..4)=100мм
b2=0,28∙348≈97мм
6.6 Проверочный расчеттихоходной ступени редуктора
Проверим зубчатоезацепление на контактные напряжения по формуле:
/>;
где К- вспомогательный.Для прямозубых передач К=436;
Ft=2T2∙103/d2 – окружная сила в зацеплении, Н
KHα– коэффициент, учитывающийраспределение нагрузки между зубьями. Для прямозубых колёс KHα=1,
KHv – коэффициент динамической нагрузки,зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи.
Окружная скоростьопределяется по формуле:
υ=ω2d2/(2∙103)м/с
υ=2.4∙476/(2∙103)=0,57м/с
Исходя из этого KHv=1,23
Вычисляем окружную силу взацеплении, после чего проверяем контактные напряжения:
Ft =2∙2827∙103/476=11900Н,
/>, т, е, условие прочностивыполнено.
Проверим напряженияизгиба зубьев шестерни σf1и колеса σf2, Н/мм2
σf2=YF2Yβ(Ft/b2m)KFαKfβKFv
σf1= σf2YF1/ YF2
где KFα – коэффициент, учитывающийраспределение нагрузки между зубьями. Для прямозубых колес KFα=1;
Kfβ – коэффициент неравномерностинагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихся зубьев колес Kfβ=1;
KFv – коэффициент динамической нагрузки,зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи, в данномслучае KFv =1,23.
YF1 и YF2– коэффициенты формы зуба шестерни и колеса, в данном случае YF1=4,27, YF2=3,6,
Yβ – коэффициент учитывающий формузуба, для прямозубой передачи Yβ=1,
В итоге получаем:
σf2=3,6∙1∙(11900/97∙2.24)∙1∙1∙1,23=242мПа,
σf1=242∙4,27/3,6=287МПа.
Поскольку [σ]f1= [σ]f2=310МПа то условие прочности выполнено.
7. Расчет геометрическихпараметров валов редуктора
7.1 Ориентировочныйрасчет геометрических параметров валов редуктора
Ориентировочные диаметрывалов определяем по формуле:
/>;
где Твх –крутящий момент на быстроходном валу редуктора;
[τ]к – допускаемое напряжение на кручение,принимаемое для среднеуглеродистой стали 25-30Н/мм.
В результате получаем:
— диаметр входного валапод полумуфту
/>;
Принимаем диаметр вала 32мм.
— диаметр первогопромежуточного вала под подшипник:
/>;
Принимаем диаметр вала60мм.
— диаметр второго промежуточноговала под подшипник:
/>
Принимаем диаметр вала85мм
— диаметр выходного валапод муфту:
/>
Принимаем диаметр вала105мм
7.2 Проверочный расчетвыходного вала вала
Проверочный расчет валапроводится в виде определения запаса прочности опасного сечения.
Для определения запасапрочности необходимо определить геометрические параметры вала:
а) длина участка подполумуфту:
l1=(1,0…1,5)105=1.5∙105=165мм,
б) определяем диаметрвала и его длину под уплотнение крышки с отверстием и подшипник:
d2=d1+2t;
где t –высота буртика принимаемая дляполученного d1 2,8 мм, т.е. получаем:
d2=105+2∙2,8=110мм, округляем до ближайшегозначения диаметра внутреннего кольца подшипника, т.е d2=105мм,
l2=1,5d2=1.1∙105=116мм.
г) определяем диаметр идлину вала под шестерню:
d3=d2+3,2r,
где r – координата фаски подшипника, длявала диаметром 55мм равна 3мм,
d3=105+3,2∙3=115мм.
l3 определяем из соотношения
l3=4a+2b4+b3,
где а=0,003awt+3=0,003∙348+3=4мм
откуда получаем:
l3=3∙4+2∙100+67=279≈300мм,
Действительныйкоэффициент запаса прочности nдолжен быть не менее допускаемого т.е.
n≥[n];
С точки зренияобеспечения прочности вала достаточно принять [n]=1,5-1,7. Коэффициент запаса прочности определяется изравенства:
/>
где nσ – коэффициент запаса прочности понормальным напряжениям;
nτ – коэффициент запаса прочности покасательным напряжениям .
Указанные коэффициентыопределяются по формулам:
/>
/>
где σ-1 –предел выносливости для материала вала при симметричном цикле изгиба;
τ-1 –предел выносливости при симметричном цикле кручения; можно принимать: τ-1≈0,58σ-1;
kσ, kτ – эффективные коэффициентыконцентрации напряжений при изгибе и при кручении;
εσ,ετ – масштабные факторы для нормальных и касательныхнапряжений;
σv, σт, τv, τт – амплитуда исреднее напряжение цикла соответственно нормальных и касательных напряжений;
ψσ,ψτ – коэффициенты, отражающие соотношения пределоввыносливости при симметричном и пульсирующем циклах соответственно изгиба икручения.
Можно считать, чтоамплитуда цикла нормальных напряжений равна наибольшему номинальному напряжениюизгиба (σи=Ми/W, где Ми – суммарный изгибающий момент) врассматриваемом сечении
σv= σт
Т.к. вал не испытываетосевой нагрузки, можно считать, что нормальные напряжения, возникающие впоперечном сечении вала, изменяются по симметричному циклу, т.е. σт=0
В данном случаепринимают, что напряжения кручения изменяются по пульсирующему циклу; тогда
/>
где Мк –крутящий момент;
Wk — момент сопротивления кручению.
Определяем величинынеобходимые для расчета коэффициента запаса прочности по сечению 1-1(рис7.1):
σ-1=0,43∙590=254Н/мм2
τ-1≈0,58∙254=147Н/мм2
kσ=1,6, kτ=1,5
εσ=ετ=0,73
ψσ=0,20,ψτ=0,1
Моменты сопротивлениярассчитываются по формулам:
/>м3
/>м3
В результате получаем:
/>
/>
Для определениямаксимального изгибающего момента строим эпюры изгибающих и крутящих моментов:
1. Вертикальнаяплоскость
а) определяем опорныереакции, Н:
ΣМ3=0: Rby∙l-Fr1l1=0 т.е Ray= Ft1∙l1/l;
где Fr1=2М/d=6081∙2/0,214=56800Н
Rby= 56800∙0,3/0,425=40100Н
ΣМ1=0: Ray∙l-Fr1l2=0 т.е Ray= Ft1∙l2/l=56800∙0.125/0.425=16700H
Проверка:
ΣУ=0; Ray — Fr1+ Rby=40100-56800+16700=0
б)строим эпюру изгибающихмоментов в характерных сечениях:
Мх1=0; Мх2=Rby l2=40100∙0.125=5011 Нм;
Мх2= Ray l1=16700∙0.3=5011 Нм
2 Горизонтальнаяплоскость
а) определяем опорныереакции, Н:
ΣМ3=0: Rbх∙l-Fr1l1=0 т.е Raх=Ft1∙l1/l;
Rbх= 56800∙0,3/0,425=40100Н
ΣМ1=0: Raх∙l-Fr1l2=0 т.е Raх=Ft1∙l2/l=56800∙0.125/0.425=16700H
Проверка:
ΣУ=0; Raх — Fr1+Rbх=40100-56800+16700=0
б)строим эпюру изгибающихмоментов в характерных сечениях:
Му1=0; Му2=Rbх l2=40100∙0.125=5011 Нм;
Му2= Raх l1=16700∙0.3=5011 Нм; Му3=0
3. Строим эпюру крутящихмоментов:
Мк=Твых=6081Н∙м
4. Определяем суммарныерадиальные реакции:
/>;
/>.
В результате получаем:
/>
/>
5.Определяем суммарныеизгибающие моменты в наиболее нагруженном сечении:
/>
Получаем
/>
По полученным результатамстроим эпюры изгибающих моментов (рис.7.2)
В результате можноопределить σи и τm:
σи=5011/1.3∙10-4=38.5∙106 Н/м2;
τm=6081/2.61∙10-4=23.3∙106Н/м2
В итоге подставляя вформулы полученные значения получаем значения коэффициентов запаса прочности:
/>
/>
Определяем общийкоэффициент запаса прочности:
/>, т, е, получаем что действительныйкоэффициент
прочности больше чемдопускаемый т.е. прочность обеспечена.
8 Проверочный расчетшпонки
Призматические шпонки,применяемые в проектируемых редукторах, проверяют на смятие.
Условие прочности
/>
где Ft – окружная сила на шестерне,
Асм =(0,94h-t1)lp –площадь смятия, мм2. Здесь lp=l-b – рабочая длина шпонки со скругленнымиторцами, мм (l – полная длина шпонки, определяемаяконструктивно); b, h, t1 – стандартные размеры шпонки.
[σ]см –допускаемое напряжение на смятие. Принимаем [σ]см=160Н/мм2.
По ГОСТ 23360 – 78 определяемразмеры шпонки:
l=100мм.
b=18мм
h=11мм
t1=7мм
пределяем напряжение насмятие:
/>
т.е условии прочностивыполнено.
9 Выбор муфт
9.1 Выберем муфту натихоходном валу редуктора
Поскольку Мкр натихоходном валу составляет 6081Нм, то целесообразно в данном случае выбратьмуфту зубчатую. В соответствии с данным крутящим моментом и диаметром выходноговала 110мм выбираем муфту с крутящим моментом 8000Нм, условное обозначениекоторой:
Муфта 1-8000-105-1-У2ГОСТ 5006-94
Прочность муфты проверяютпо формуле:
К1К2К3
где К1 — коэффициент учитывающий степень ответственности механизма, К1=1;
К2 — коэффициентучитывающий условия работыК2 =1,0
К3 –коэффициент углового смещения К3=1,0
Мкр –наибольший крутящий момент передаваемый муфтой (8000Нм)
Мраб –наибольший длительно действующий на соединяемых валах крутящий момент (6081Нм)
В итоге получаем:
1,0
Условие прочностивыполнено.
9.2 Выберем муфту натихоходном валу редуктора
Поскольку Мкр натихоходном валу составляет 162Нм, то целесообразно в данном случае выбратьмуфту МУВП. В соответствии с данным крутящим моментом и диаметром выходноговала 32мм выбираем муфту с крутящим моментом 8000Нм, условное обозначениекоторой:
Муфта 250-32-1- У2 ГОСТ 21424-93
Прочность муфты проверяютпо формуле:
К1К2К3
где К1 — коэффициент учитывающий степень ответственности механизма, К1=1;
К2 — коэффициентучитывающий условия работыК2 =1,0
К3 –коэффициент углового смещения К3=1,0
Мкр –наибольший крутящий момент передаваемый муфтой (250Нм)
Мраб –наибольший длительно действующий на соединяемых валах крутящий момент (162Нм)
В итоге получаем:
1,0
Условие прочностивыполнено.
10 Выбор подшипников навыходном вал
10.1 Предварительныйвыбор подшипников качения
Т.к передача являетсяцилиндрической прямозубой то вследствие незначительных осевых нагрузок выбираемрадиальные роликовые подшипники с короткими цилиндрическими роликами.
Типоразмер подшипниковвыбираем по диаметру вала под подшипники.
В данном случае подходитподшипник 12211 ГОСТ28428-90, со следующим основными параметрами:
— размеры (см, рис 10.1)
d=105мм, D=160мм, В=36мм,
— грузоподъёмность:
Cr=468кН,
Сор=310кН,
10.1 Проверочный расчетподшипников
Пригодность подшипниковопределяется сопоставлением расчетной динамической Сrp, с базовой Cr, или базовой долговечности L10h, с требуемой Lh.
Сrp
Расчетная динамическаягрузоподъёмность и базовая долговечность определяются по формулам:
/>, Н
/>, ч
где Re – эквивалентная динамическаянагрузка, Н
ω – угловая скоростьсоответствующего вала;
m –показатель степень: для роликовых подшипниковm=3.33.
Определяем эквивалентнуюдинамическую нагрузку:
Re=VRrKбКт;
где V – коэффициент вращения, привращающемся внутреннем кольце V=1;
Кб –коэффициент безопасности, Кб=1,7;
Кт –температурный коэффициент, Кт=1;
Rr – суммарная реакция подшипника (выбираем более нагруженный)
Re=1∙56700∙1.7∙1=96390Н
В результате подставляяполученные данные в формулы получим:
/>
/>
В итоге получается, чтопредварительно выбранные подшипники пригодны для конструирования подшипниковыхузлов.
11. Определение размеровкорпуса редуктора и необходимых конструктивных размеров шестерни выходного вала
11.1 Определение размеровкорпуса редуктора
Корпус редуктора служит для размещения и координациидеталей передачи, защиты их от загрязнения, организации системы смазки, и такжевоспринятая сил, возникающих в зацеплении редукторной пары, подшипниках,открытой передачи. Наиболее распостранёный способ изготовления корпусов — литьёиз серого чугуна (например СЧ 15).
— толщина стенки корпуса:
/>
/>
-конструктивные элементыфланца
В корпусах проектируемых редукторовпроектируют 5 фланцев:
1-фундаментный
2 -подшипниковой бобышки
3- соединительный
4- крышки подшипниковогоузла
5-крышки смотрового люка
Конструктивные элементыфланца определяются в зависимости от диаметра соответствующего крепежного винта(болта), который выбирается в зависимости от главного геометрического параметраредуктора (аw(dв2)), в данном случае:
-d1=M16
-d2=M14
-d3=M12
-d4=M12
-d5=M6
Отсюда определяем такиепараметры фланцев, как ширина К, координата отверстии под болт С, диаметр ивысота опорной поверхности под болт D0, b0, диаметр отверстия под винт d0. Полученные данныесведём в таблицу.
d1
d2
d3
d4
d5 Ширина, К 35 31 26 26 13
Координата оси
отверстия
под винт, С 18 16 13 13 16
Диаметр опорной
поверхности под
головку винта, D0 26 24 20 20 11
Высота опорной
поверхности под
головку винта, bc 21 18 16 16 8
Диаметр отверстия
под винт, d0 18 16 14 14 7
а) Фундаментныйфланец основания корпуса.
Предназначендля крепления редуктора к фундаментной раме (плите). Опорная поверхность фланцавыполняется в виде двух длинных параллельно расположенных или четырех небольшихплатиков. Места крепления располагают на возможно большем (но в пределахкорпуса) расстоянии друг от друга L1. Длина опорной поверхностиплатиков L=L1+b1; ширина b1=2.4d01+1.5δ; высота h1=(2.3...2,4)δ. Проектируемые редукторы кренятся краме (плите) четырьмя болтами (шпильками), расположенными в нишах корпуса.Размеры ниш высота ниш h01 =(2.0...2,5)d1 прикреплении шпильками.
h01=2,5(d1+δ) — болтами.Форма ниши (угловая или боковая) определяется размерами, формой корпуса ирасположением мест крепления.
В результатеполучаем:
L1=920мм
L=920+35=955
b1=2.4∙18+1.5∙10=58.2мм
h1=(2.3...2,4)10=24мм
h01=2,5(16+10)=65мм
б) Фланецподшипниковой бобышки крышки и основания корпуса. Предназначен для соединениякрышкии основания разъемных корпусов. Фланец расположен в месте установкистяжных подшипниковых болтов (винтов) на продольных длинных сторонах корпуса.
Подшипниковыестяжные винты ставят ближе к отверстию под подшипник на расстоянии L2 друг от друга так чтобы расстояние между стенками отверстийдиаметром d02 и d4(приустановке горновой крышки подшипникового узла было не менее 3...5 мм, приустановке врезной крышки это расстояние выдерживается между стенками отверстиядиаметром d02 и отверстия диаметром D0 под выступкрышки. Высота фланца h2 определяется графически исходя из условийразмещения головки винта на плоской опорной поверхности подшипниковой бобышки. Вцилиндрическом горизонтальномредукторе винт расположенный между отверстиями под подшипники, помещают посередине междуэтими отверстиями. При этом наружные торцы подшипниковых бобышек, расположенныена внешних боковых стенках редуктора, для удобства обработки выполняют в однойплоскости.
в)Соединительный фланец крышки и основания корпуса.
Для соединениякрышки корпуса с основанием по всему контуру разъема выполняют соединительныйфланец. На коротких боковых сторонах крышки и основания корпуса, не соединенныхвинтами, фланец расположен внутрь корпуса и его ширина К3 определяется от наружнойстенки; на продольных длинных сторонах, соединенных винтами d3 фланецрасполагается: в крышке корпуса наружу от стенки, в основании — внутрь.
Количествосоединительных винтов n3 и расстояниемежду ними L3 принимают по конструктивным соображениям в зависимости отразмеров продольной стороны редуктора и размещения подшипниковых стяжныхвинтов. При сравнительно небольшой длине продольной стороны можно принять d3=d2 и h3 = h2 и поставитьодин-два соединительных вита. При длинных продольных сторонах принимают h3 = 1.5δ=1.5∙10=15ммдля болтов. А количество болтов n и расстояниемежду ними L3 определяютконструктивно.
г) Фланец длякрышки подшипникового узла. Отверстие подшипникового узла неразъёмнойподшипниковой бобышки закрывается торцовой крышкой на винтах. Параметры присоединительногофланца крышки подшипникового узла
d4=M12
n4=8
д) Размерыфланца смотрового люка определяются конструктивно.
11.2 Конструктивные размеры шестернивыходного вала
Определим геометрические параметрышестерни
Диаметр обода dа=218мм
Толщина обода S=2.2m+0.05b2=2.2∙7+0.05∙100=20.4
Ширина обода b2=100мм
Внутренний диаметр ступицы d=115мм
Диаметр наружный ступицы dcт=1.3d=1.3∙115=150мм
Длина ступицы lcт=1.2d=1.2∙115=140мм
Толщина диска С=0.5(S+δcт)= 0.5(20.4+17.5)=20мм
Радиусы скруглений R≥6мм
12 Выбор смазки редуктора
Для уменьшения потерьмощности на трение и снижения интенсивности износа трущихся поверхностей, атакже для предохранения их от заедания, задиров, коррозии и лучшего отводатеплоты трущиеся поверхности деталей должны иметь надежную смазку.
В настоящее время вмашиностроении для смазывания передач широко применяют картерную систему. Вкорпус редуктора или коробки передач заливают масло так, чтобы венцы колес былив него погружены. При их вращении масло увлекается зубьями, разбрызгивается,попадает на внутренние стенки корпуса, откуда стекает в нижнюю его часть.Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которая покрываетповерхность расположенных внутри корпуса деталей.
Картерную смазку применяют при окружной скорости зубчатыхколес и червяков от 0,3 до 12,5 м/с. При более высоких скоростях маслосбрасывается с зубьев центробежной силой и зацепление работает принедостаточной смазке. Кроме того, заметно увеличиваются потери мощности наперемешивание масла, и повышается его температура.
Выбор смазочногоматериала основан на опыте эксплуатации машин. Принцип назначения сорта масласледующий: чем выше окружная скорость колеса, тем меньше должна быть вязкостьмасла, чем выше контактные давления в зубьях, тем большей вязкостью должнообладать масло. Поэтому требуемую вязкость масла определяют в зависимости отконтактного напряжения и окружной скорости колес. Предварительно определяютокружную скорость, затем по скорости и контактным напряжениям находят требуемуюкинематическую вязкость и марку масла.
Т.к. контактныенапряжения в зубчатых передачах редуктора состовляют до 659МПа, а окружные скоростизубчатых колес до 4.5м/с то целесообразно выбирать смазку Ц-Г-С-68
Предельно допустимыеуровни погружения колес цилиндрического редуктора в масляную ванну />, наименьшуюглубину принято считать равной модулю зацепления. Наибольшая допустимая глубинапогружения зависит от окружной скорости вращения колеса. Чем медленнеевращается колесо, тем на большую глубину оно может быть погружено.
В соосных редукторах прирасположении валов в горизонтальной плоскости в масло погружают колесабыстроходной и тихоходной ступеней. При расположении валов в вертикальнойплоскости погружают в масло шестерню и колесо, расположенные в нижней частикорпуса. Если глубина погружения колеса окажется чрезмерной, то снижают уровеньмасла и устанавливают специальное смазочное колесо.
В результатеполучаем, что редуктор можно заполнить смазкой Ц-Г-С 68, на уровень:
/>
Выводы
В курсовой работе были рассмотреныпринцип действия и конструкция трёхступенчатого редуктора. Были расчитаны:тихоходнапя ступень редуктора в т.ч. зубчатое зацепление и тихоходный вал. Былпроизведен выбор зубчатой и втулочно- пальцевой муфт, подшипников и шпонки.
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙЛИТЕРАТУРЫ.
1. Шейнблит А.Е.Курсовое проектирование деталей машин. — М: Высшая шк В.И. Анурьев – Справочникконструктора–машиностроителя, т.1. М.: «Машиностроение», 1980.
2. В.И. Анурьев –Справочник конструктора–машиностроителя, т.2. М.: «Машиностроение», 1980.
3. В.И. Анурьев –Справочник конструктора–машиностроителя, т.3. М.: «Машиностроение», 1980.
4. С.А. Чернавский идр. Курсовое проектирование деталей машин. М.: «Машиностроение», 1987.
5. Д.Н. Решетов –Детали машин. Атлас конструкций. М.: «Машиностроение», 1970.
6. М.И. Анфимов –Редукторы. Конструкции и расчет. М.: «Машиностроение», 1972.