close

Вход

Забыли?

вход по аккаунту

?

Poyasnitelnaya zapiska 1

код для вставкиСкачать
Министерство образования и науки Российской Федерации
Федеральное государственное автономное образовательное учреждение высшего профессионального образования
"Уральский федеральный университет имени первого Президента России Б. Н. Ельцина"
Кафедра "Детали машин"
Оценка проекта __________
Члены комиссии
КУРСОВАЯ РАБОТА ПО ДЕТАЛЯМ МАШИН
2105.303110.000.ПЗ
Руководитель проекта Покровский В.Б.
Студент гр. Х-210501 Галиева И.И.
Екатеринбург 2012
Кинематическая схема редуктора
Содержание Кинематическая схема редуктора2
Введение3
1.Выбор электродвигателя.4
Расчёт основных кинематических и энергетических параметров.4
1.1Расчёт мощности электродвигателя4
1.2 Расчёт синхронной частоты вращения вала электродвигателя.4
1.3Выбор марки электродвигателя.5
1.4Расчёт суммарного передаточного отношения и передаточных5
2.Расчёт зубчатой передачи.6
2.1 Выбор материалов и способов термической обработки шестерни и колеса. Расчёт допускаемых напряжений6
2.2Расчёт зубчатой передачи.10
2.3Проверочный расчёт зубчатой передачи.12
3.Первый этап эскизной компоновки редуктора.16
3.1 Компоновка передачи в корпусе редуктора.16
3.2 Компоновка валов16
3.3 Предварительный выбор подшипников.18
3.4 Компоновка подшипников в корпусе редуктора определяется габаритами подшипников и способом их смазки19
3.5 Расчёт расстояний между точками приложения усилий в зацеплении и подшипниковыми опорами.19
4. Выбор соединительных муфт и расчет на прочность шпоночных соединений.19
4.1 Быстроходный вал19
5. Расчёт валов.22
5.1 Расчёт усилий в зубчатом зацеплении22
5.2 Расчёт опорных реакций и напряжений в опасных сечениях.22
5.3 Уточнённый расчёт быстроходного вала.24
6. Расчёт эквивалентной долговечности подшипниковых опор.27
Быстроходный вал.27
7.Расчёт размеров элементов корпуса редуктора для второго этапа эскизной компоновки.28
7.1 Расчёт глубины подшипниковых гнёзд.28
7.2 Расчёт расстояний от осей болтов d2 до осей валов и до внутренних стенок корпуса редуктора.29
7.3Расчёт ширины фланцев соединяющих основание и крышку корпуса редуктора и расстояние от осей болтов d3 до внутренней стенки корпусов редуктора.29
7.4 Расчёт ширины опорного фланца редуктора и расстояние от осей отверстий под болты до внутренней стенки корпуса.30
7.5Расчёт толщины фланцев под болты d3.30
Приложение31
Библиографический список32
Введение
Редуктором называют механизм, выполненный в виде отдельного агрегата, служащего для понижения угловой скорости и соответственно повышения крутящих моментов. Редуктор - неотъемлемая составная часть современного оборудования. В приводах общемашиностроительного назначения, разрабатываемых при курсовом проектировании, редуктор является основным и наиболее трудоемким узлом.
Размещение передач зацепления в отдельном закрытом корпусе гарантирует достаточную точность монтажа, хорошую смазку и соответственно высокий КПД, меньший износ, а также надежную защиту передач от влияния окружающей среды. Редукторы различных типов с постоянным передаточным числом широко используют во всех отраслях хозяйства. Самыми распространенными являются редукторы, состоящие из цилиндрических зубчатых передач.
Редуктор состоит из корпуса (литого чугунного или сварного стального), в котором помещают элементы передачи - зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д.
В курсовом проекте выполняются расчеты:
1. Основных кинематических и энергетических параметров привода
2. Проектный и проверочный расчет зубчатых передач
3. Расчет валов
4. Расчет шпоночных соединений
5. Расчет теоретически долговечных подшипниковых опор.
На основе теоретических расчетов выполняются сборочные чертежи редуктора со спецификацией и рабочие чертежи нескольких деталей.
Выбор электродвигателя.
Расчёт основных кинематических и энергетических параметров.
1.1Расчёт мощности электродвигателя
P_дв=P_IV/η_∑ , где P_IV- мощность на валу привода P_IV=7,1 кВт;
η_∑- суммарный КПД привода;
η_c=η_1×η_2×〖η_3〗^P, где η_1- КПД ремённой передачи, η_1=0,97;
η_2-КПД зубчатой передачи, η_2=0,98;
η_3- КПД одной пары подшипников качения, η_3=0,99;
P- количество пар подшипников качения, Р=3;
η_∑=0,97×0,98×〖0,99〗^3=0,992;
P_дв=7,1/0,922=7,7кВт;
1.2 Расчёт синхронной частоты вращения вала электродвигателя.
n_c=n_IV×U_∑ ,
где n_IV-частота вращения ведомого вала привода, n_IV=41 〖мин〗^(-1);
U_∑-суммарное передаточное отношение привода;
U_∑=U_1×U_2, где U_1-передаточное отношение зубчатой передачи, U_1=2...5;
U_2-передаточное отношение ремённой передачи, U_2=2...5;
U_∑=4...25;
n_c=41×4...41×25=164...1025 〖мин〗^(-1);
Выбираем n_(c ) из ряда n_c=750, 1000, 1500, 3000 〖мин〗^(-1) Примем n_c=750 〖мин〗^(-1);
1.3Выбор марки электродвигателя.
P_n=11кВт;
n_c=750 〖мин〗^(-1) Электродвигатель 4А 160М8 У3 S=2,5%; начальная частота вращения вала электродвигателя
〖 n〗_н=n_c (1-S), где S- скольжение, S=2,5%=0,025;
n_c- синхронные частоты вращения, n_c=750 〖мин〗^(-1)
〖 n〗_н=750(1-0,025)=730 〖мин〗^(-1) 1.4Расчёт суммарного передаточного отношения и передаточных Отношений зубчатой и ремённой передачи.
U_∑=n_н/n_IV , где n_н-номинальная частота вращения вала электродвигателя;
〖 U〗_∑=730/41=17,805;
U_1=5; U_2=U_∑/U_1 =17,805/5=3,56;
1.5Расчёт частот вращения валов.
〖 n〗_I=n_н=730〖 мин〗^(-1);
〖 n〗_II=〖 n〗_I/U_1 =730/4,45=164,05〖 мин〗^(-1); 〖 n〗_III=〖 n〗_II=〖 n〗_1=164,05 〖мин〗^(-1);
n_IV=n_2=41〖 мин〗^(-1);
1.6 Расчёт мощностей и крутящих моментов, передаваемых валами редуктора.
P_1=P_III=P_дв×η_1×〖η_3〗^2=7,7×0,97×〖0,99〗^2=7,32 кВт;
T_1=9550 P_1/n_1 =9550×7,32/164,05=426,13 нм;
P_2=P_IV=7,1 кВт;
T_2=9550×P_2/n_2 =9550×7,1/41=1653,8 нм; 2.Расчёт зубчатой передачи.
2.1 Выбор материалов и способов термической обработки шестерни и колеса. Расчёт допускаемых напряжений. Выбираем для шестерни и колеса сталь 45 с термообработкой улучшения для шестерни и нормализацией для колеса.
D_m1=K_m×∛(T_1/U_1 ,) где K_m-коэффициент, учитывающий тип передачи, K_m=20;
D_m-диаметр заготовки;
T_1-крутящий момент на валу шестерни, T_1=426,13 нм;
U_1-передаточное отношение зубчатой передачи, U_1=5;
D_m1=20×∛(426,13/5)=88мм
Шестерня сталь 45У;
〖 HB〗_1=269...302;
HB_1ср=285,5;
σ_в=780МПа ;
〖 N〗_H01=23,5×〖10〗^6 циклов,;
Колесо сталь 45Н
HB_2=179...207;
HB_2ср=193;
σ_в=600мПа;
N_H02=9,17×〖10〗^(6 )циклов;
2.1.1Расчёт допускаемых контактных напряжений.
σ_Hpi=(σ_Hilim×K_HLi)/S_Hi , где σ_hilim-предел контактной выносливости, МПа;
K_HLi-коэффициент долговечности;
S_Hi-коэффициент безопасности;
σ_H1lim=2×HB_1ср+70=2×285,5+70=641МПа;
σ_H2lim=2〖÷HB〗_2ср+70=2×193+70=456 МПа;
K_HLi=√(6&N_H0i/N_HEi )≥1,0, где N_H0i-базовое число циклов нагружения;
N_HEi- эквивалентное число циклов;
〖 N〗_H01=23,5×〖10〗^6 циклов;
N_H02=9,17×〖10〗^(6 )циклов;
N_HEi=µ_H×N_(∑i), где µ_H-коэффициент эквивалентности;
N_(∑i)-суммарное число циклов;
µ_H=0,125;
N_(∑i)=60×n_i×t_h, где n_i-частота вращения валов;
n_1=164,05〖 мин〗^(-1);
n_2=41 〖мин〗^(-1);
t_h-суммарное время работы передачи, час;
t_h=365×L×24×K_г×K_с×ПВ, где L-срок службы передачи;
L=5 лет;
K_г-коэффициент использования в течении года;
K_г=0,8
K_с-коэффициент использования в течении суток;
K_с=0,7;
ПВ-продолжительность включения;
ПВ=0,2;
N_∑▒1=60×164,05×365×5×24×0,8×0,7×0,20= 60,3×〖10〗^6 циклов;
N_∑▒2=60×41×365×5×24×0,8×0,7×0,25=15,1×〖10〗^6 циклов;
N_HE1=0,125×60,3×〖10〗^6=7,53×〖10〗^6;
N_HE2=0,125×15,1×〖10〗^6=1,887×〖10〗^6;
K_HL1=√(6&N_H01/N_HE1 )=√(6&(23,5×〖10〗^6)/(7,53×〖10〗^6 ))=1,2;
K_HL2=√(6&N_H02/N_HE2 )=√(6&(9,17×〖10〗^(6 ))/(1,887×〖10〗^6 ))=1,3;
K_HLimax=2,6;
S_H1=S_H2=1,1;
σ_HP1=(σ_H1lim×K_HL1)/S_H1 =(641×1,2)/1,1=699,3 МПа;
σ_HP2=(σ_H2lim×K_HL2)/S_H2 =(456×1,3)/1,1=538,9 МПа;
〖1. σ〗_HP=0,45×(σ_HP1+σ_HP2 )=0,45×(699,3+538,9)=557,19 МПа
2.σ_HP=〖1,23× σ〗_HPimin=1,23×538,9=662,8 МПа;
σ_HP=557,19 мПа
2.1.2Расчёт допускаемых напряжений изгиба.
σ_FPi=(σ_Filim×K_FLi×K_FCi)/S_Fi , где σ_Filim-предел изгибной выносливости,мПа;
K_FLi-коэффициент долговечности;
K_FCi-коээфициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки(реверсивность передачи);
K_FC1=K_FC2=1,0(передача нереверсивная)
S_Fi-коэффициент безопасности;
S_F1=S_F1=1,7;
Для углеродистой стали
σ_Filim=1,75 HB_iср
σ_F1lim=1,75×HB_1ср=1,75×285,5=499,6 МПа;
σ_F2lim=1,75×HB_2ср=1,75×193=337,8 МПа;
K_FLi=√(qi&N_F0/N_FEi )≥1,0, где q_i-показатель степени, q_1= q_2=6;
N_F0-базовое число циклов изгиба;
N_F0=4×〖10〗^6;
N_FEi-эквивалентное число циклов;
N_FEi=µ_Fi×N_(∑i), где µ_Fi-коэффициент эквивалентности;
µ_F1=µ_F1=0,038;
N_(∑i)-суммарное число циклов;
N_(∑1)=60,4× 〖10〗^6 циклов;
N_(∑2)=15,08×〖10〗^6 циклов;
N_FE1=µ_F1×N_∑▒1=0,038×60,4×〖10〗^6=2,29×〖10〗^6;
N_FE2=µ_F2×N_∑▒2=0,038×15,08×〖10〗^6=0,57×〖10〗^6;
K_FL1=√(6&N_F0/N_FE1 )=√(6&(4×〖10〗^6)/(2,29×〖10〗^6 ))=1,1;
K_FL2=√(6&N_F0/N_FE2 )=√(6&(4×〖10〗^6)/(0,57×〖10〗^6 ))=1,38;
K_FLimax=4;
σ_FP1=(σ_F1lim×K_FL1×K_FC1)/S_F1 =(499,6×1,1×1,0)/1,7=323,3 МПа;
σ_FP2=(σ_F2lim×K_FL2×K_FC2)/S_F2 =(337,8×1,38×1,0)/1,7=274,2 МПа;
2.2Расчёт зубчатой передачи.
2.2.1.Расчёт межосевого расстояния.
a_w=K_a×(U+1)×∛((K_H×T_1)/(Ψ_ba×U×〖σ_НP〗^2 )), где K_a-коэффициент, учитывающий тип передачи, K_a=410;
U-передаточное отношение, U=U_1=5;
K_H-коэффициент распределения нагрузки, K_H=1,2;
T_1-крутящий момент на валу шестерни, T_1=426,13 нм;
Ψ_ba-коэффициент ширины, Ψ_ba=0,4;
σ_НP-допускаемое контактное напряжение, σ_НP=557,19 МПа;
a_w=410×(4+1)×∛((1,2×426,13)/(0,4×5×〖557,19 〗^2 ))=192,1 мм;
Примем a_w=200мм;
2.2.2. Расчёт модуля зацепления, суммарного числа зубьев, чисел зубьев шестерни и колеса, фактического передаточного отношения.
m=(0,01...0,02)×a_w=2...4; m=4 мм;
Z_∑=(〖2a〗_w×cos⁡β)/m, где a_w-межосевое расстояние, a_w=200 мм;
β-угол наклона зуба β=8^0...〖15〗^0=〖10〗^0;
m-модуль зацепления, m=4 мм;
Z_∑=(2×200×cos〖10〗^0)/4=98,48;
Z∑=98.
β=arccos((m×Z_∑)/(2×a_w ))=arccos((4×98)/(2×200))=〖11,48〗^0=〖11〗^0 〖28〗^' 〖48〗^''
Z_1=Z_∑/(U+1)=98/(4+1)=19,6; Z_1=20;
Z_2=Z_∑-Z_1=98-20=78;
U_Ф=Z_2/Z_1 =78/20=4,9;
△U=(U_Ф-U_ном)/U_ном ×100%=(5-4,9)/5×100%=2%<2,5%.
2.2.3.Расчёт окружной скорости передачи и выбор степени точности её изготовления.
V=(π×m×Z_1×n_1)/(60000 cos⁡β )=(3,14×4×20×164,05)/(60000×0,98)=0,771 м⁄с;
Степень точности изготовления n_cт=9;
2.2.4 Расчёт ширины колеса.
b_w2=Ψ_ba×a_w=0,4×200=80мм; 2.3Проверочный расчёт зубчатой передачи.
2.3.1Расчёт контактной прочности зубьев.
σ_H=Z_σ/a_W ×√(2&(K_H×T_1×(U_Ф+1)^3)/(b_W2×U_ф ))≤σ_(HP,) где Z_σ-коэффициент,учитывающий тип передачи ,〖 Z〗_σ=8400;
a_W-межосевое расстояние,a_W=200мм;
K_H-коэффициент распределения нагрузки;
T_1-крутящий момент на валу шестерни, T_1=426,13 нм;
U_ф-фактическое передаточное отношение,U_ф=4,9;
b_W2-ширина колеса,b_W2=80мм;
σ_НP-допускаемое контактное напряжение, σ_НP=557,19 МПа;
K_H=K_Hα×K_Hβ×K_HV,
где K_Hα-коэффициент, учитывающий приработку зубьев;
K_Hβ-коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине зуба;
K_HV-динамический коэффициент;
K_Hα=1+А×(n_ст-5)×K_W, где А-коэффициент, учитывающий тип передачи, А=0,15;
n_ст-степень точности изготовления передачи, n_ст=9;
K_W-коэффициент, учитывающий приработку зубьев;
K_W=0,002×HB_2ср+0,036×(V-9), где HB_2ср-средняя твёрдость поверхности зубьев колеса, HB_2ср=193;
V- окружная скорость передачи, V=0,771м/с;
K_W=0,002×193+0,036×(0,771-9)=0,0897;
K_Hα=1+0,06×(9-5)×0,0897=1,05;
K_Hβ=1+(K_Hβ^0-1)×K_W, где K_Hβ^0-коэффициент распределения нагрузки в начальный период работы;
K_W-коэффициент, учитывающий приработку зубьев,K_W=0,0897;
Ψ_bd-коэффициент диаметра;
Ψ_bd=0,5× Ψ_ba×(U_ф+1),
где U_ф-фактическое передаточное отношение,U_ф=4,9;
Ψ_ba-коэффициент ширины, Ψ_ba=0,4.
Ψ_bd=0,5 ×04×(4+1)=1,475, K_Hβ^0=1,035;
K_Hβ=1+(1,035-1)×0,0901=1,003;
K_HV=1,02
K_H=1,022×1,003×1,02=1,07;
σ_H=8400/200×√((1,07×426,13×(4,9+1)^3)/(80×4,9))=580,6 МПа;
△σ_H=(σ_H-σ_HP)/σ_HP ×100%=(567-580,6)/567×100%=-2,4% <15%
2.3.2Расчёт изгибной прочности зубьев.
σ_F1=Y_β 〖×Y〗_ε 〖×Y〗_F1×(2000∙×〖×K〗_F)/(b_W1×d_1×m)≤σ_(FP1,)где
Y_β-коэффициент, учитывающий влияние наклона зуба ;
Y_ε-коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев;
Y_F1-коэффициент формы зуба шестерни;
T_1-крутящий момент на валу шестерни , T_1=426,13 нм;
K_F-коэффициент распределения нагрузки;
b_W1-ширина шестерни; d_1-диаметр делительной окружности;
m-модуль зацепления, m=4;
σ_(F_р1 )-допускаемое напряжение изгиба в зубьях шестерни, σ_(F_р1 )=323,3МПа;
Y_β=1-β^0/100,
где β-угол наклона зуба, β=〖11,48〗^0;
Y_β=1-〖11,48〗^0/100=0,885 Y_ε=1/ε_α , где ε_α-коэффициент торцового перекрытия;
ε_α=(1,88-3,2×(1/Z_1 +1/Z_2 ))×cos⁡〖β=〗
=(1,88-3,2×(1/20+1/78))×cos〖11,48〗^0=1,6;
Y_ε=1/1,6=0,625; Y_F1=3,47+13,2/Z_V1 , где Z_V1-приведённое число зубьев шестерни.
Z_V1=Z_1/cos^3⁡β =Z_1/cos^3⁡〖〖11,48〗^0 〗 =21,28;
Y_F1=3,47+13,2/21,28=4,09;
K_F=K_Fα×K_Fβ 〖×K〗_FV,
где K_Fα-коэфициент учитывающий распространение нагрузки между зубъев;
K_Fβ- коэфициент учитывающий распространение нагрузки по длине зуба;
K_FV-динамический коэфициент K_Fα=1+0,15(n_ст-5)=1+0,15(9-5)=1,6;
K_Fβ=0,18+0,82×K_Hβ^0=0,18+0,82×1,035=1,029;
K_FV=1+1,5×(K_HV-1)=1+1,5×(1,02-1)=1,03;
K_F=1,6×1,029×1,03=1,7;
d_1=(m×Z_1)/cos⁡β =(4×20)/0,4657=171,8 мм;
b_W1=b_W2+(3...5)=80+4=84;
σ_F1=0,885×0,625×4,09×(2000×426,13×1,7)/(84×171,8×4)=67,77 МПа≤σ_FP1;
σ_F2=σ_F1×(Y_F2×b_W1)/(Y_F1×b_W2 )≤σ_F2,
где σ_(F_р2 )-напряжение изгиба в зубьях шестерни, σ_(F_р2 )=144 МПа Y_F2- коэффициент формы зуба колеса; b_W2-ширина шестерни, b_W2=100мм;
Y_F2=3,47+13,2/Z_V2 , где Z_V2-первичное число зубъев колеса Z_V2=Z_2/cos^3⁡β =78/cos^3⁡〖〖11,48〗^0 〗 =82,98;
Y_F2=3,47+13,2/82,98=3,6;
σ_F2=67,77×(3,6×84)/(4,09×100)=88,3 МПа≤σ_FP2;
3.Первый этап эскизной компоновки редуктора.
3.1 Компоновка передачи в корпусе редуктора.
d_w1=(2a_w)/(U_ф+1)=(2×200)/(4,9+1)=67,797 мм
d_w2=d_w1×U_ф=67,797×4,9=332,2 мм
b_w1=84 мм;
b_w2=100 мм;
C_1=5m=5×4=20 мм; 3.2 Компоновка валов
3.2.1Расчёт диаметров хвостовиков
d_1k≥∛(T_i/0,2[τ] ,) где T_i-крутящий момент на валах редуктора.
T_1=426,13 Нм;
T_2=1653,84 Нм;
[τ]-заниженное допускаемое касательное напряжение, [τ]=15...20мПа, [τ]=18мПа;
К=Б-для быстроходного вала (шестерня);
К=Т-для тихоходного вала ( вал колеса);
d_1Б=∛(T_1/0,2[τ] )=∛((426,13×〖10〗^3)/(0,2×18) )=49,1 мм;
d_1T=∛(T_2/0,2[τ] )=∛((1653,84×〖10〗^3)/(0,2×18))=77,2 мм;
d_1Б=50 мм;
d_1T=80 мм;
3.2.2.Расчёт диаметров участков валов
3.2.2.1Тихоходный вал
1-участок для установки полумуфты соединительной муфты.
2-участок контактирующий с уплотнением, установленный в сквозной крышке подшипника.
3-участки для установки внутренних колец подшипников качения.
4-участок для установки ступицы зубчатого колеса.
5-Бурт осевой фиксации ступицы колеса и внутреннего кольца подшипника.
6- конус центрирования многошпоночного паза на ступице колеса относительно колеса, относительно шпонки установленной на валу.
d_(i+1)=d_i+5мм;
d_1T=80мм;
d_2T=85мм;
d_3T=90мм;
d_4T=95мм;
d_5T=d_4T+10мм=105мм, а берем 110 мм;
3.2.2.2.Быстроходный вал.
Как правило, быстроходный вал изготавливается как единая деталь с шестерней( вал-шестерня), поэтому на быстроходном валу отсутствуют участки 4,5,6.
d_1Б=50 мм;
d_2Б=55мм;
d_3Б=60мм;
3.3 Предварительный выбор подшипников. Предварительно выбираем для обоих валов подшипники шариковые радиальные однорядные легкой серии(№212).
3.3.1.Быстроходный вал.
d_ =d_3Б=60мм;
d×Д×В=60×110×22;
c=52 кН;
с_0=31кН;
3.3.2 Тихоходный вал
d=d_3Т=95 мм; (№219); d×Д×В=95×180×34; c=108кН;
с_0=81,5 кН;
3.4 Компоновка подшипников в корпусе редуктора определяется габаритами подшипников и способом их смазки.
При окружной скорости V≤1,0 м/с смазка подшипника густая, пластичная с установкой мазеудерживающих колец, которая требует с_2=10...15 мм;
V=0,771<1м/с;
с_2=11мм;
3.5 Расчёт расстояний между точками приложения усилий в зацеплении и подшипниковыми опорами.
a_1=b_w1/2+с_1+с_2+В_Б/2=84/2+20+11+22/2=66 мм;
a_2=b_w1/2+с_1+с_2+В_Т/2=84/2+20+11+34/2=72мм;
4. Выбор соединительных муфт и расчет на прочность шпоночных соединений.
Применим муфты упругие, втулочно - пальцевые.
4.1 Быстроходный вал.
Выбираем муфту МУВП T_1=426,13;
〖d=d〗_1Б=50 мм; T_н=710 нм>T_1 исполнение 2 l_1Б=L/2=170/2=85мм,
где L-длина муфты, L=170мм;
Размеры шпоночного соединения
〖d=d〗_1Б=50 мм; b=14мм;
h=9мм;
t_1=5,5мм;
t_2=3,8мм;
l=36...160мм;
Длина шпонки
l=l_1Б-(10...15)мм=84,5-(10...15)=74,5...69,5мм;
l=70мм;
l_р=l-b=70-14=56мм;
σ_см=〖2T〗_1/(d_1Б (h-t_1)l_р )≤[σ_см ],где T_1-крутящий момент на валу шестерни, T_1=426,13 нм ;
d_1Б-диаметр участка вала; d_1Б=50мм;
h-высота шпонки; h=9мм;
t_1-глубина шпоночного паза на валу; t_1=5,5 мм;
l_р-рабочая длина шпонки; l_р=56 мм;
[σ_см ]-допускаемое напряжение при деформации смятия; [σ_см ]=150 мПа
σ_см=(2×426,13*〖10〗^3)/(50×(9-5,5)×56)=86,96 мПа; ≤[σ_см ]=150 мПа
4.1.2 Тихоходный вал.
Выбираем муфту МУВП 〖d=d〗_1Т=80мм; d=80мм;
T_2=1653,8 нм;
[T]=2000нм;
L=268мм
l_1T=L/2=268/2=134мм;
Размеры шпоночного соединения на хвостовике
〖d=d〗_1Т=80мм; b=22мм;
h=14мм;
t_1=9мм;
t_2=5,4мм;
l=63...250;
l=l_1T-(10...15)мм=134-(10...15)=124...119мм
l=125мм;
Размеры шпоночного соединения на ступице колеса
〖d=d〗_4T=100мм;
l_4T=b_w2=100мм;
b=28мм;
h=16мм;
t_1=10мм;
t_2=6,4мм;
l=80...320мм;
l=l_4T-(10...15)=90...85мм;
l=90мм;
5. Расчёт валов.
5.1 Расчёт усилий в зубчатом зацеплении
F_t1=F_t2=〖2T〗_1/d_W1 =(2×426.13)/67.797=12571н
F_r1=F_r2=F_t1×tan⁡α/cos⁡β =12571×(tan〖20〗^0)/(cos〖11,48〗^0 )=4668,5н;
F_a1=F_a2=F_t1×tan⁡〖β=12571×tan⁡〖〖11,48〗^0=2552,8〗 〗 н;
5.2 Расчёт опорных реакций и напряжений в опасных сечениях. 5.2.1Быстроходный вал
5.2.1.1. Вертикальная плоскость.
F_k1≈85√(T_1 ) , где T_1-крутящий момент на быстроходном валу, T_1=426,13 нм.
F_k1≈1754,6 Н
a_1=66 мм;
a_3=l_1Б/2+l_2Б+l_3Б-В_Б/2
l_2Б+l_3Б≈1,5d_2Б=1,5×55=82,5 мм;
a_3=85/2+82,5-22/2=114 мм;
∑▒〖М_В (F_i )=0→R_AB 〗=(F_k1 (a_3+2a_1 )+F_t1 a_1)/〖2a〗_1 =
=(1754,6×(114+2×94)+12571×94)/(2×94)=9104,06 H; ∑▒〖M_A (F_i )=0→R_BB=(F_t1 a_1-F_K1 a_3)/(2a_1 )=(12571×94-1754,6×114)/(2×94)=〗
=5221,5H;
M_1AB=F_K1×a_3=1754,6×114×〖10〗^(-3)=200нм;
М_1КВ=R_вв×a_1=5221,5×94×〖10〗^(-3)=490,8 нм;
T=426,13 нм;
5.2.1.2. Горизонтальная плоскость.
r_w1=d_w1/2=67,797/2=33,9 мм;
∑▒〖М_В (F_i )=0→R_AГ=-〗 (F_r1 a_1-F_a1 r_w1)/〖2a〗_1 =-(4668,5×94+2552,8×33,9)/(2×94)=
=-2794,5 Н;
∑▒〖М_А (F_i )=0→R_BГ=(F_r1 a_1-F_a1 r_w1)/(2a_1 )〗=(4668,5×94-2552,8×33,9)/(2×94)=
=1873,9 H;
M_1КГ=R_АГ×a_1=(-2794,5)×94×〖10〗^(-3)=262,7 нм;
M_1A=M_1АB=200 нм;
M_1k=√(M_1kb^2+M_1кг^2 )=√(〖490,8 〗^2+〖262,7〗^2 )=491,07 нм;
5.2.1.3. Расчёт максимальных значений опорных реакций и изгибающих моментов. Выбор опасного сечения и расчёт напряжения в опасном сечении.
R_1max=R_A=√(R_AB^2+R_AГ^2 )=√(〖9104,06〗^2+(-2794,5)^2 )=8664,6 н
Крутящие моменты в сечениях А и К одинаковы T_1, поскольку быстроходный вал является вал шестерни, диаметр сечения К и следовательно касательные напряжения τ_к=τ_а, поэтому опасными является то сечение, в котором действуют максимальные нормальные напряжения.
σ_А=M_1A/W_XA =M_1A/(0,1d_3Б^3 )=(200 )/(0,1×〖60〗^3 )=9,26 МПа;
σ_K=M_1k/W_Xk =M_1k/(0,1d_w1^3 )=491,07/(0,1×〖67,797〗^3 )=1,57 МПа;
Опасным является сечение под подшипником опоры А.
5.3 Уточнённый расчёт быстроходного вала.
Опасными являются сечения под подшипником опоры А с диаметром d_3Б=60 мм;
S=(S_σ×S_τ)/√(S_σ^2+S_τ^2 )>[S];
S_σ, S_τ-коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям.
[S]-допустимый коэффициент запаса прочности.
[S]=2,5;
S_σ=σ_(-1)/(k_σ/(ε_σ×K_F )×σ_V+Ψ_σ×σ_m ), где σ_(-1)-предел выносливости материала вала при симметричном цикле нагружения;
σ_V-амплитуда цикла нагружения;
σ_m- среднее значение цикла напряжения;
k_σ-коэффициент концентрации напряжений;
ε_σ-масштабный фактор;
K_F-фактор поверхности;
Ψ_σ-коэффициент чувствительности материала вала к ассиметрии цикла; Поскольку быстроходный вал является вал- шестерни, материал вала тот же, что и материал шестерни - Сталь 45 с термообработкой улучшения.
При D_m≈d_W1=67,797 мм;
σ_в=780МПа;
σ_(-1)=0,43σ_в=0,43×780=335,4МПа;
σ_m=(4×F_a1)/(π×d_3Б^2 )=(4×2552,8)/(3,14×〖60〗^2 )=0,9МПа;
d=d_2Б=55 мм;
t=(d_3Б-d_2Б)/2=(60-55)/2=2,5мм
r=R=0,4×(D-d)=0,4(d_3Б 〖-d〗_2Б )=0,4(60-55)=2мм;
t/r=2,5/2=1,25мм
r/d_2Б =2/55=0,04 Поскольку быстроходный вал является вал- шестерни, материал вала тот же, что и материал шестерни. напряжения k_σ=2
ε_σ=1,68/〖d_3Б〗^0,19 =1,68/〖60〗^0,19 =0,77
K_F=1,7
Ψ_σ=0,02×(1+0,01 σ_в )=0,02×(1+0,01×780)=0,176;
S_σ=335,4/(2/(0,77×1,7)×9,26+0,176×0,9)=23,44 МПа;
S_τ=τ_(-1)/(k_τ/(ε_τ×K_F )×τ_V+Ψ_τ×τ_m ),
где τ_(-1)- предел выносливости материала вала при симметричном цикле напряжения, МПа Kτ - коэффициент концентрации напряжения, Kτ = 1,7;
ετ - масштабный фактор, ετ = 0,76; β - фактор поверхности;
τV - амплитуда цикла напряжения, МПа;
τm - среднее значение цикла напряжения, МПа; τ_(-1)=0,58σ_(-1)=0,58×335,4=194,5МПа;
τ_V=τ_m=τ_max/2=T_1/(2W_p )=T_1/(2×0,2d_3Б^3 )=(426,13×〖10〗^3)/(2×0,2×〖60〗^3 )=4,9 МПа;
k_τ=1,625
ε_τ=1,63/〖d_3Б〗^0,22 =1,63/〖60〗^0,22 =0,66
K_F=1,7
Ψ_τ=0,5Ψ_σ=0,5×0,176=0,808
S_τ=194,5/(1,625/(0,66×1,7)×4,9+0,808×4,9)=17,59 МПа;
S_∑=(23,44×17,59)/√(〖23,44〗^2+〖17,59〗^2 )=14,069>[S]
6. Расчёт эквивалентной долговечности подшипниковых опор.
Быстроходный вал.
Предварительно выбраны подшипники шариковый, радиальные, однорядные, особой лёгкой серии №214
с=52 кН, с_0 =31 кН
Эквивалентная долговечность
L_E=L_10h/μ_h , где L_10h-базовый расчета ресурс, час;
μ_h- коэфициент эквиволента, μ_h=0,063 L_10h=〖10〗^6/(60×n_1 )×(〖c/p)〗^3≥L_hmin ,
Где n_1-частота вращения вала, n_1=164,05〖мин〗^(-1)
c-динамическая грузоподъёмность подшипника; c=52 кН
p-эквивалентная динамическая нагрузку;
L_hmin-минимальное теоритическое долговечность, L_hmin=12500 час; P=K_Б×K_T (X×V×F_r+Y×F_a),
где F_r-радиальная нагрузка на подшипник; F_r=R_max=R_А=8664,6 Н≈8,7 кН F_a-осевая сила действующая на подшибник,
F_a=F_a1=2552,8 Н≈2,5кН;
X,Y-коэффициенты радиальной и осевой нагрузок;
V-коэффициент кольца; V=1,0
K_Б-коэффициент безопасности; K_Б=2,5
K_T-температурный коэффициент; K_T=1,0;
Параметр осевого на кружения e=0,518(F_a⁄C_0 )^0,24=0,518(2,5⁄31)^0,24=0,283 F_a/(V×F_r )=2.5/(1×8.7)=0,287>e
X=1; Y=0;
P=2,5×1×(1×1×8,7)=21,75 кн;
L_Е=〖10〗^6/(0,063×60×164,05)×(52/21,75 )^3=22037,596часов>L_hmin Следовательно: выбраны подшипники шариковый, радиальные, однорядные, средней серии №312
7.Расчёт размеров элементов корпуса редуктора для второго этапа эскизной компоновки.
7.1 Расчёт глубины подшипниковых гнёзд.
l_2=3+δ+t+b_2 ,
где δ-толщина стенки основания корпуса редуктора δ_min=8мм;
t-высота бобышки t=4мм;
b_2-размер, необходимый для установки болта, воспринимающего нагрузку на подшипник;
δ=0,25×a_w+1=0,025×200+1=6мм;
δ=8мм;
b_2 определяется диаметром болта ;
Диаметры болтов редуктора:
Фундаментный болты, предназначены для крепления основания корпуса редуктора( лап редуктора к фундаменту).
d_1=0,036×a_w+12=19,2 мм М20;
Болты, воспринимающие нагрузку, действующую на подшипники и установленные в подшипниковые гнёзда.
d_2=0,75×d_1=15 мм; М16;
3- болты, соединяющие основание и крышку редуктора.
d_3=0,6×d_1=12 мм; М12;
7.2 Расчёт расстояний от осей болтов d_2 до осей валов и до внутренних стенок корпуса редуктора.
L_2Б/2=Д_Б/2+2,25×d_2/2, где
Д_Б-диаметр наружного кольца подшипника быстроходного вала;
d_2-диаметр болта;
L_2Б/2=130/2+2,25×16/2=83мм;
L_2Т/2=Д_Т/2+2,25×d_2/2, где Д_Т-диаметр наружного кольца подшипника тихоходного вала;
L_2Т/2=170/2+2,25×16/2=103мм;
n_2=δ+3+a_2 ,где a_2=21мм;
n_2=8+3+25=32мм;
7.3Расчёт ширины фланцев соединяющих основание и крышку корпуса редуктора и расстояние от осей болтов d_3 до внутренней стенки корпусов редуктора.
l_3=δ+3+b_3
b_3=40 мм;
l_3=8+3+40=51 мм;
n_3=8+3+25=32мм;
7.4 Расчёт ширины опорного фланца редуктора и расстояние от осей отверстий под болты до внутренней стенки корпуса.
l_1=δ+3+b_1
b_1=48мм;
l_1=8+3+48=59мм;
n_1=δ+x+a_1
a_1=25мм;
n_1=8+2,5+25=35,5мм;
7.5Расчёт толщины фланцев под болты d_3.
7.5.1 Нижний фланец
h_3=1,6×δ=1,6×8=13мм≈15мм;
7.5.2 Верхний фланец
h_4=1,6× δ_1, где δ_min-толщина стенки крышки корпуса редуктора.
δ_min=8мм;
δ_1=0,85×δ_min=0,85×8=6,8мм;
δ_1=6,8мм;h_4=11мм.
Приложение
Библиографический список
Чернавский С.А. Курсовое проектирование деталей машин / С.А. Чернавский. М.: Машиностроение, 2005.415с.
Баранов Г.Л. Расчет зубчатой цилиндрической передачи / Г.Л. Баранов. Екатеринбург: УГТУ, 2005. 31с.
Баранов Г.Л. Проектирование одноступенчатого цилиндрического редуктора / Г.Л. Баранов. Екатеринбург: УГТУ, 2005. 47 с.
Баранов Г.Л. Расчет деталей машин: учебное пособие / Г.Л. Баранов. Екатеринбург ИВТОБ УГТУ-УПИ, 2007. 220с.
Баранов Г.Л. Расчет валов, подшипников и муфт / Г.Л. Баранов. Екатеринбург: УГТУ-УПИ, 2005. 45 с.
Расчет зубчатых передач: методические указания по курсам "Детали машин" и "Механика" / Г.И. Казанский и др. Екатеринбург: ГОУ ВПО УГТУ-УПИ, 2002. 36 с.
Вешкурцев В.И. Посадки основных деталей редукторов: учебное электронное текстовое издание / В.И. Вешкурцев, Л.П. Вязкова, Л.В. Мальцев. Информационный портал ВПО УГТУ-УПИ, 1995. Режим доступа: http//www/ustu.ru.
Зимковский В.М. Детали машин, основы конструирования: учебное пособие для немашиностроительных специальностей вузов / В.М. Зимковский. Екатеринбург: ГОУ ВПО УГТУ-УПИ 2005. 47 с.
6
Документ
Категория
Рефераты
Просмотров
89
Размер файла
95 Кб
Теги
poyasnitelnaya, zapiska
1/--страниц
Пожаловаться на содержимое документа