302677 (690847), страница 2

Просмтор этого файла доступен только зарегистрированным пользователям. Но у нас супер быстрая регистрация: достаточно только электронной почты!

Текст из файла (страница 2)

6.2 Определение модуля зацепления

Модуль зацепления определяется по формуле:

, мм

где К_т – вспомогательный коэффициент, для прямозубых передач К_т=6,8, для косозубых К_т=5,3;

d₂=2a_wu/(u+1) – делительный диаметр колеса, мм;

b₂=ψ∙a_w – ширина венца. мм;

[σ]_f - допускаемое напряжение изгиба материала 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 модуля из стандартного ряда m=1.75мм

-вторая ступень:

d₂=2∙237∙2.8/(2.8+1)=350мм

b₂=0,28∙237=66.4мм

Выбираем значения модуля из стандартного ряда m=4.5мм

-третья ступень:

d₂=2∙348∙2.24/(2.24+1)=401мм

b₂=0,28∙348=97.4мм

Выбираем значения модуля из стандартного ряда m=7мм

6.3 Определение угла наклона зубьев

Угол наклона зубьев определяется по формуле:

Определим угол наклона зубьев первой ступени:

Определим угол наклона зубьев второй ступени:

6.4 Определение числа зубьев

Определение суммарного числа зубьев

- для прямозубых колес (третья ступень):

z_Σ= z₁+z₂=2a_w/m

z_Σ=2∙348/7=99.4

Выбираем количество зубьев 99.

-для косозубых колес (первая и вторая ступень)

z_Σ= z₁+z₂=2a_wсоsβ/m

z_Σ1= z₁+z₂=2∙155соs9/1.75=175

z_Σ2= z₁+z₂=2∙237соs14/4.5=102

Определяем число зубьев шестерни и колеса:

z₂= z_Σ-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 Определение фактического передаточного числа

Определим фактическое передаточное число u_ф и проверим его отклонение Δu по формулам:

u_ф=z₂/z₁

Для первой ступени:

u_ф=153/22=6.95

Для второй ступени:

u_ф=75/27=2.78

Для третьей ступени:

u_ф=68/31=2,19

6.5 Определение основных геометрических параметров передач

Геометрические параметры передач определяются по формулам.

Рассчитаем геометрические параметры первой передачи

Рассчитаем геометрические параметры второй передачи

Рассчитаем геометрические параметры третьей передачи

6.6 Проверочный расчет тихоходной ступени редуктора

Проверим зубчатое зацепление на контактные напряжения по формуле:

;

где К- вспомогательный. Для прямозубых передач К=436;

F_t=2T₂∙10³/d₂ – окружная сила в зацеплении, Н

K_Hα – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Для прямозубых колёс K_Hα=1,

K_Hv – коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи.

Окружная скорость определяется по формуле:

υ=ω₂d₂/(2∙10³)м/с

υ=2.4∙476/(2∙10³)=0,57м/с

Исходя из этого K_Hv=1,23

Вычисляем окружную силу в зацеплении, после чего проверяем контактные напряжения:

F_t =2∙2827∙10³/476=11900Н,

, т,е, условие прочности выполнено.

Проверим напряжения изгиба зубьев шестерни σ_f1 и колеса σ_f2, Н/мм²

σ_f2=Y_F2Y_β(F_t/b₂m)K_FαK_fβK_Fv<[σ]_f2[3,1]

σ_f1= σ_f2 Y_F1/ Y_F2<[σ]_f1[3,1]

где K_Fα – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Для прямозубых колес K_Fα=1;

K_fβ – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихся зубьев колес K_fβ=1;

K_Fv – коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи, в данном случае K_Fv =1,23.

Y_F1 и Y_F2 – коэффициенты формы зуба шестерни и колеса, в данном случае Y_F1=4,27, Y_F2=3,6,

Y_β – коэффициент учитывающий форму зуба, для прямозубой передачи Y_β=1,

В итоге получаем:

σ_f2=3,6∙1∙(11900/97∙2.24)∙1∙1∙1,23=242мПа,

σ_f1=242∙4,27/3,6=287МПа.

Поскольку [σ]_f1= [σ]_f2=310МПа то условие прочности выполнено.

7. Расчет геометрических параметров валов редуктора

7.1 Ориентировочный расчет геометрических параметров валов редуктора

Ориентировочные диаметры валов определяем по формуле:

;

где Т_вх – крутящий момент на быстроходном валу редуктора;

[τ]_к – допускаемое напряжение на кручение, принимаемое для среднеуглеродистой стали 25-30Н/мм.

В результате получаем:

- диаметр входного вала под полумуфту

;

Принимаем диаметр вала 32мм.

- диаметр первого промежуточного вала под подшипник:

;

Принимаем диаметр вала 60мм.

- диаметр второго промежуточного вала под подшипник:

Принимаем диаметр вала 85мм

- диаметр выходного вала под муфту:

Принимаем диаметр вала 105мм

7.2 Проверочный расчет выходного вала вала

Проверочный расчет вала проводится в виде определения запаса прочности опасного сечения.

Для определения запаса прочности необходимо определить геометрические параметры вала:

а) длина участка под полумуфту:

l₁=(1,0…1,5)105=1.5∙105=165мм,

б) определяем диаметр вала и его длину под уплотнение крышки с отверстием и подшипник:

d₂=d₁+2t;

где t –высота буртика принимаемая для полученного d₁ 2,8 мм, т.е. получаем:

d₂=105+2∙2,8=110мм, округляем до ближайшего значения диаметра внутреннего кольца подшипника, т.е d₂=105мм,

l₂=1,5d₂=1.1∙105=116мм.

г) определяем диаметр и длину вала под шестерню:

d₃=d₂+3,2r,

где r – координата фаски подшипника, для вала диаметром 55мм равна 3мм,

d₃=105+3,2∙3=115мм.

l₃ определяем из соотношения

l₃=4a+2b₄+b₃,

где а=0,003a_wt+3=0,003∙348+3=4мм

откуда получаем:

l₃=3∙4+2∙100+67=279≈300мм,

Действительный коэффициент запаса прочности n должен быть не менее допускаемого т.е.

n≥[n];

С точки зрения обеспечения прочности вала достаточно принять [n]=1,5-1,7. Коэффициент запаса прочности определяется из равенства:

где n_σ – коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;

n_τ – коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям .

Указанные коэффициенты определяются 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≈0,58 σ_-1;

k_σ, k_τ – эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и при кручении;

ε_σ, ε_τ – масштабные факторы для нормальных и касательных напряжений;

σ_v, σ_т, τ_v, τ_т – амплитуда и среднее напряжение цикла соответственно нормальных и касательных напряжений;

ψ_σ, ψ_τ – коэффициенты, отражающие соотношения пределов выносливости при симметричном и пульсирующем циклах соответственно изгиба и кручения.

Можно считать, что амплитуда цикла нормальных напряжений равна наибольшему номинальному напряжению изгиба (σ_и=М_и/W, где М_и – суммарный изгибающий момент) в рассматриваемом сечении

σ_v= σ_т

Т.к. вал не испытывает осевой нагрузки, можно считать, что нормальные напряжения, возникающие в поперечном сечении вала, изменяются по симметричному циклу, т.е. σ_т=0

В данном случае принимают, что напряжения кручения изменяются по пульсирующему циклу; тогда

где М_к – крутящий момент;

W_k- момент сопротивления кручению.

Определяем величины необходимые для расчета коэффициента запаса прочности по сечению 1-1(рис7.1):

σ_-1=0,43∙590=254 Н/мм²

τ_-1≈0,58∙254=147 Н/мм²

k_σ=1,6, k_τ=1,5

ε_σ= ε_τ=0,73

ψ_σ=0,20, ψ_τ=0,1

Моменты сопротивления рассчитываются по формулам:

м³

м³

В результате получаем:

Для определения максимального изгибающего момента строим эпюры изгибающих и крутящих моментов:

1. Вертикальная плоскость

а) определяем опорные реакции, Н:

ΣМ₃=0: R_by∙l-F_r1l₁=0 т.е R_ay= F_t1∙l₁/l;

где F_r1=2М/d=6081∙2/0,214=56800Н

R_by= 56800∙0,3/0,425=40100Н

ΣМ₁=0: R_ay∙l-F_r1l₂=0 т.е R_ay= F_t1∙l₂/l=56800∙0.125/0.425=16700H

Проверка:

ΣУ=0; R_ay- F_r1+ R_by=40100-56800+16700=0

б)строим эпюру изгибающих моментов в характерных сечениях:

М_х1=0; М_х2= R_by l₂=40100∙0.125=5011 Нм;

М_х2= R_ay l₁=16700∙0.3=5011 Нм

2 Горизонтальная плоскость

а) определяем опорные реакции, Н:

ΣМ₃=0: R_bх∙l-F_r1l₁=0 т.е R_aх= F_t1∙l₁/l;

R_bх= 56800∙0,3/0,425=40100Н

ΣМ₁=0: R_aх∙l-F_r1l₂=0 т.е R_aх= F_t1∙l₂/l=56800∙0.125/0.425=16700H

Проверка:

ΣУ=0; R_aх- F_r1+ R_bх=40100-56800+16700=0

б)строим эпюру изгибающих моментов в характерных сечениях:

М_у1=0; М_у2= R_bх l₂=40100∙0.125=5011 Нм;

М_у2= R_aх l₁=16700∙0.3=5011 Нм; М_у3=0

3. Строим эпюру крутящих моментов:

М_к=Т_вых=6081Н∙м

4. Определяем суммарные радиальные реакции:

;

.

В результате получаем:

5.Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженном сечении:

Получаем

По полученным результатам строим эпюры изгибающих моментов (рис.7.2)

В результате можно определить σ_и и τ_m:

σ_и=5011/1.3∙10^-4 =38.5∙10⁶ Н/м²;

τ_m=6081/2.61∙10^-4=23.3∙10⁶ Н/м²

В итоге подставляя в формулы полученные значения получаем значения коэффициентов запаса прочности:

Определяем общий коэффициент запаса прочности:

, т,е, получаем что действительный коэффициент

прочности больше чем допускаемый т.е. прочность обеспечена.

8 Проверочный расчет шпонки

Призматические шпонки, применяемые в проектируемых редукторах, проверяют на смятие.

Условие прочности

где F_t – окружная сила на шестерне,

А_см =(0,94h-t₁)l_p – площадь смятия, мм². Здесь l_p=l-b – рабочая длина шпонки со скругленными торцами, мм (l – полная длина шпонки, определяемая конструктивно); b, h, t₁ – стандартные размеры шпонки.

[σ]_см – допускаемое напряжение на смятие. Принимаем [σ]_см=160Н/мм².

По ГОСТ 23360 – 78 определяем размеры шпонки:

l=100мм.

b=18мм

h=11мм

t₁=7мм

пределяем напряжение на смятие:

т.е условии прочности выполнено.

9 Выбор муфт

9.1 Выберем муфту на тихоходном валу редуктора

Поскольку М_кр на тихоходном валу составляет 6081Нм, то целесообразно в данном случае выбрать муфту зубчатую. В соответствии с данным крутящим моментом и диаметром выходного вала 110мм выбираем муфту с крутящим моментом 8000Нм, условное обозначение которой:

Муфта 1-8000-105-1-У2 ГОСТ 5006-94

Прочность муфты проверяют по формуле:

К₁К₂К₃<М_кр/М_раб

где К₁ - коэффициент учитывающий степень ответственности механизма, К₁=1;

К₂ - коэффициент учитывающий условия работы К₂ =1,0

К₃ – коэффициент углового смещения К₃=1,0

М_кр – наибольший крутящий момент передаваемый муфтой (8000Нм)

М_раб – наибольший длительно действующий на соединяемых валах крутящий момент (6081Нм)

В итоге получаем:

1,0<1,3

Условие прочности выполнено.

9.2 Выберем муфту на тихоходном валу редуктора

Поскольку М_кр на тихоходном валу составляет 162Нм, то целесообразно в данном случае выбрать муфту МУВП. В соответствии с данным крутящим моментом и диаметром выходного вала 32мм выбираем муфту с крутящим моментом 8000Нм, условное обозначение которой:

Муфта 250-32-1- У2 ГОСТ 21424-93

Прочность муфты проверяют по формуле:

К₁К₂К₃<М_кр/М_раб.

где К₁ - коэффициент учитывающий степень ответственности механизма, К₁=1;

К₂ - коэффициент учитывающий условия работы К₂ =1,0

К₃ – коэффициент углового смещения К₃=1,0

М_кр – наибольший крутящий момент передаваемый муфтой (250Нм)

М_раб – наибольший длительно действующий на соединяемых валах крутящий момент (162Нм)

В итоге получаем:

1,0<1,5

Условие прочности выполнено.

10 Выбор подшипников на выходном вал

10.1 Предварительный выбор подшипников качения

Т.к передача является цилиндрической прямозубой то вследствие незначительных осевых нагрузок выбираем радиальные роликовые подшипники с короткими цилиндрическими роликами.

Типоразмер подшипников выбираем по диаметру вала под подшипники.

В данном случае подходит подшипник 12211 ГОСТ28428-90, со следующим основными параметрами:

- размеры (см, рис 10.1)

d=105мм, D=160мм, В=36мм,

- грузоподъёмность:

C_r=468кН,

С_ор=310кН,

10.1 Проверочный расчет подшипников

Пригодность подшипников определяется сопоставлением расчетной динамической С_rp, с базовой C_r, или базовой долговечности L_10h, с требуемой L_h.

С_rp < C_r; L_10h≥ L_h

Расчетная динамическая грузоподъёмность и базовая долговечность определяются по формулам:

, Н

,ч

где R_e – эквивалентная динамическая нагрузка, Н

ω – угловая скорость соответствующего вала;

m –показатель степень: для роликовых подшипников m=3.33.

Определяем эквивалентную динамическую нагрузку:

R_e=VR_rK_бК_т;

где V – коэффициент вращения, при вращающемся внутреннем кольце V=1;

К_б – коэффициент безопасности, К_б=1,7;

К_т – температурный коэффициент, К_т=1;

R_r – суммарная реакция подшипника ( выбираем более нагруженный)

R_e=1∙56700∙1.7∙1=96390Н

В результате подставляя полученные данные в формулы получим:

В итоге получается, что предварительно выбранные подшипники пригодны для конструирования подшипниковых узлов.

11. Определение размеров корпуса редуктора и необходимых конструктивных размеров шестерни выходного вала

11.1 Определение размеров корпуса редуктора

Корпус редуктора служит для размещения и координации деталей передачи, защиты их от загрязнения, организации системы смазки, и также воспринятая сил, возникающих в зацеплении редукторной пары, подшипниках, открытой передачи. Наиболее распостранёный способ изготовления корпусов - литьё из серого чугуна (например СЧ 15).

- толщина стенки корпуса:

-конструктивные элементы фланца

В корпусах проектируемых редукторов проектируют 5 фланцев:

1-фундаментный

2 -подшипниковой бобышки

3- соединительный

4- крышки подшипникового узла

5-крышки смотрового люка

Конструктивные элементы фланца определяются в зависимости от диаметра соответствующего крепежного винта (болта), который выбирается в зависимости от главного геометрического параметра редуктора (а_w(d_в2)), в данном случае:

-d₁=M16

-d₂=M14

-d₃=M12

-d₄=M12

-d₅=M6

Отсюда определяем такие параметры фланцев, как ширина К, координата отверстии под болт С, диаметр и высота опорной поверхности под болт D₀, b₀, диаметр отверстия под винт d₀. Полученные данные сведём 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) Фундаментный фланец основания корпуса.

Предназначен для крепления редуктора к фундаментной раме (плите). Опорная поверхность фланца выполняется в виде двух длинных параллельно расположенных или четырех небольших платиков. Места крепления располагают на возможно большем (но в пределах корпуса) расстоянии друг от друга L₁. Длина опорной поверхности платиков L=L₁+b₁; ширина b₁=2.4d₀₁+1.5δ; высота h₁=(2.3...2,4)δ. Проектируемые редукторы кренятся к раме (плите) четырьмя болтами (шпильками), расположенными в нишах корпуса. Размеры ниш высота ниш h₀₁ =(2.0...2,5)d₁ при креплении шпильками.

h₀₁=2,5(d₁+δ) - болтами. Форма ниши (угловая или боковая) определяется размерами, формой корпуса и расположением мест крепления.

В результате получаем:

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) Фланец подшипниковой бобышки крышки и основания корпуса. Предназначен для соединения крышкии основания разъемных корпусов. Фланец расположен в месте установки стяжных подшипниковых болтов (винтов) на продольных длинных сторонах корпуса.

Подшипниковые стяжные винты ставят ближе к отверстию под подшипник на расстоянии L₂ друг от друга так чтобы расстояние между стенками отверстий диаметром d₀₂ и d₄(при установке горновой крышки подшипникового узла было не менее 3...5 мм, при установке врезной крышки это расстояние выдерживается между стенками отверстия диаметром d₀₂ и отверстия диаметром D₀ под выступ крышки. Высота фланца h₂ определяется графически исходя из условий размещения головки винта на плоской опорной поверхности подшипниковой бобышки. В цилиндрическом горизонтальном редукторе винт расположенный между отверстиями под подшипники, помещают посередине между этими отверстиями. При этом наружные торцы подшипниковых бобышек, расположенные на внешних боковых стенках редуктора, для удобства обработки выполняют в одной плоскости.

в) Соединительный фланец крышки и основания корпуса.

Для соединения крышки корпуса с основанием по всему контуру разъема выполняют соединительный фланец. На коротких боковых сторонах крышки и основания корпуса, не соединенных винтами, фланец расположен внутрь корпуса и его ширина К₃ определяется от наружной стенки; на продольных длинных сторонах, соединенных винтами d₃ фланец располагается: в крышке корпуса наружу от стенки, в основании - внутрь.

Количество соединительных винтов n₃ и расстояние между ними L₃ принимают по конструктивным соображениям в зависимости от размеров продольной стороны редуктора и размещения подшипниковых стяжных винтов. При сравнительно небольшой длине продольной стороны можно принять d₃=d₂ и h₃ = h₂ и поставить один-два соединительных вита. При длинных продольных сторонах принимают h₃ = 1.5δ=1.5∙10=15мм для болтов. А количество болтов n и расстояние между ними L₃ определяют конструктивно.

г) Фланец для крышки подшипникового узла. Отверстие подшипникового узла неразъёмной подшипниковой бобышки закрывается торцовой крышкой на винтах. Параметры присоединительного фланца крышки подшипникового узла

d₄=M12

n₄=8

д) Размеры фланца смотрового люка определяются конструктивно.

11.2 Конструктивные размеры шестерни выходного вала

Определим геометрические параметры шестерни

Диаметр обода d_а=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 d_cт=1.3d=1.3∙115=150мм

Длина ступицы l_cт=1.2d=1.2∙115=140мм

Толщина диска С=0.5(S+δ_cт)= 0.5(20.4+17.5)=20мм

Радиусы скруглений R≥6мм

12 Выбор смазки редуктора

Для уменьшения потерь мощности на трение и снижения интенсивности износа трущихся поверхностей, а также для предохранения их от заедания, задиров, коррозии и лучшего отвода теплоты трущиеся поверхности деталей должны иметь надежную смазку.

В настоящее время в машиностроении для смазывания передач широко применяют картерную систему. В корпус редуктора или коробки передач заливают масло так, чтобы венцы колес были в 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 покрывает поверхность расположенных внутри корпуса деталей.

Картерную смазку применяют при окружной скорости зубчатых колес и червяков от 0,3 до 12,5 м/с. При более высоких скоростях масло сбрасывается с зубьев центробежной силой и зацепление работает при недостаточной смазке. Кроме того, заметно увеличиваются потери мощности на перемешивание масла, и повышается его температура.

Выбор смазочного материала основан на опыте эксплуатации машин. Принцип назначения сорта масла следующий: чем выше окружная скорость колеса, тем меньше должна быть вязкость масла, чем выше контактные давления в зубьях, тем большей вязкостью должно обладать масло. Поэтому требуемую вязкость масла определяют в зависимости от контактного напряжения и окружной скорости колес. Предварительно определяют окружную скорость, затем по скорости и контактным напряжениям находят требуемую кинематическую вязкость и марку масла.

Т.к. контактные напряжения в зубчатых передачах редуктора состовляют до 659МПа, а окружные скорости зубчатых колес до 4.5м/с то целесообразно выбирать смазку Ц-Г-С-68

Предельно допустимые уровни погружения колес цилиндрического редуктора в масляную ванну , наименьшую глубину принято считать равной модулю зацепления. Наибольшая допустимая глубина погружения зависит от окружной скорости вращения колеса. Чем медленнее вращается колесо, тем на большую глубину оно может быть погружено.

В соосных редукторах при расположении валов в горизонтальной плоскости в масло погружают колеса быстроходной и тихоходной ступеней. При расположении валов в вертикальной плоскости погружают в масло шестерню и колесо, расположенные в нижней части корпуса. Если глубина погружения колеса окажется чрезмерной, то снижают уровень масла и устанавливают специальное смазочное колесо.

В результате получаем , что редуктор можно заполнить смазкой Ц-Г-С 68, на уровень:

Выводы

В курсовой работе были рассмотрены принцип действия и конструкция трёхступенчатого редуктора. Были расчитаны: тихоходнапя ступень редуктора в т.ч. зубчатое зацепление и тихоходный вал. Был произведен выбор зубчатой и втулочно- пальцевой муфт, подшипников и шпонки.

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ.

1. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин. - М: Высшая шк В.И. Анурьев – Справочник конструктора–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 и др. 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.

Характеристики

Список файлов курсовой работы