close

Вход

Забыли?

вход по аккаунту

?

ДМ

код для вставкиСкачать
 Аннотация
Короткова Ю.А. Редуктор двухступенчатый цилиндрический ЭТФ ЮурГУ Миасс 2013 , Библиография литературы - наименований. 1 лист чертеж ф. А1.
В ходе выполнениря данной курсовой работы разработан двухступенчатый цилиндрический редуктор ленточного конвейра, срок службы 6 лет. Мощность на выходе 14 кВт, угловая скорость 2.2 рад/с. Содержание
Введение ........................................................................4
1.Кинематический расчет....................................................5 2. Расчет быстроходной цилиндрической передачи....................9
3. Расчет тихоходной цилиндрической передачи.......................18
4.Проектный расчет валов и приборов подшипников..................26
5. Расчет элементов зубчатых колес........................................29
6. Расчет элементов корпуса редуктора....................................30
7. Выбор смазки и уплотнительных материалов.........................31
8. Список используемой литературы......................................32
Приложение
Графическая часть на 1-ом листе формата А1
Введение
В пояснительной записке представлены расчеты к обоснованию разработанного проекта - двухступенчатого цилиндрического редуктора.
В кинематическом расчете редуктора по заданной нагрузке (F,V) определены потребная мощность электродвигателя, принят электродвигатель. Определены основные параметры редуктора - передаточное число, мощность и нагрузки на валах, частота вращения валов. Перечисленные данные использовались для расчетов конструкций редуктора. Приведенные расчеты зубчатых передач редуктора на прочность, в результате которых определены геометрические параметры данных зубчатых передач, основные габаритные размеры (межосевое расстояние, диаметры и ширина зубчатых колес) и проектный расчет валов. Проведен проверочный расчет на прочность окончательно принятой конструкции.
Выполнены также, конструкторские расчеты зубчатых колес, корпуса редуктора, проведен подбор смазки и уплотнителей. На основании выполненных расчетов разработан проектный чертеж конструкции редуктора. Раздел 1. Кинематичсекий расчет 1.1. Кинематический анализ схемы редуктора.
Привод ленточного конвейра состоит из электродвигетеля, соединительных муфт и двухступенчатого цилиндрического редуктора. Таким образом, привод стостоит из двух ступеней передач.
При передаче мощности в редукторе имеют место потери на преодоление вредных сил сопротивления в двух зубчатых передач, в трех парах подшипников качения в одной паре подшипников скольжения.
1.2. Определение мощности на выходном валу. Рвых = P4 = 14 кВт
1.3. Определение общего КПД привода. η общ = ηnk3 ∙ η n1 ∙ η n2 ∙ η nc = 0,993 ∙0,97∙0,97∙0,99 = 0,903
η общ - общий КПД привода
η nk - КПД подшипников качения
η nc - КПД подшипников скольжения
η n1 - КПД первой передачи
η n2 - КПД второй передачи
1.4. Определение потребляемой мощности электродвигателя.
Требуемая мощность электродвигателя
P_(пот )=P_вых/n_(общ ) =14/0,903=15,5 кВт
1.5. Частота вращения выходного вала.
ω= πn/30
2,2π= πn/30=66 об\мин
n = 66 об\мин
1.6. Определение ориентировочного передаточного числа редуктора.
U_(p )^'=U_1^'∙U_2^'=3∙3=9
1.7. Ориентировочная частота вращения двигателя
〖〖n^'〗_дв=n〗_вых∙〖U^'〗_р
〖n^'〗_дв=66∙9=594 об\мин
1.8. Выбор электродвигателя
По исходным данным Pпот = 15,5 кВт; nдв = 594 об\мин
Выбираем по таблицам электродвигатель марки:
АИР180М6 ТУ 16-525.564-84
Pпот = 18,5 кВт; nдв = 1000 об\мин
1.9. Определение фактического передаточного числа редуктора.
U_(p )=n_дв/n_(вых ) =1000/66=15,5
1.10. Разбивка передаточного числа редуктора по степеням передач
Передаточное число первой ступени
U_(1 )=√(U_(p ) )-(0,01)∙U_p=√15,5-0,01∙9=3,84
Передаточное число второй ступени
U_2= (U_p )/(U_1 )=15,5/(3,84 )=4,03
1.11. Определение частот вращения валов
n1 = nдв = 594 об\мин
n_2=n_1/U_(1 ) =594/3,84=154,68 об\мин
n_(3 )=n_2/U_2 =154,68/4,03=38,38 об\мин
1.12. Определение мощности на валах
P_(1 )= P_пот∙ η_пк=15,5∙0,99=15,34 кВт
P_(2 )= P_1∙ η_п1∙η_пк=15,34∙0,97∙0,99=14,72 кВт
P_(3 )= P_2∙ η_п2∙η_пк=14,72∙0,97∙0,99=14,13 кВт
1.13. Определение крутящих моментов на валах
T_(1 )=9550 P_1/n_1 =9550 (15,34 )/594=246,62 Нм
T_(2 )=9550 P_2/n_2 =9550 (14,72 )/154,68=908,81 Нм
T_(3 )=9550 P_3/n_3 =9550 (14,13 )/38,38=3515,93 Нм
Результаты кинематического расчета приведены в таблице 1.1.
Таблица 1.1
Расчетные параметрыНомер валаIIIIIIПередаточное число ступени3,844,03Частота вращения n, об\мин594154,6838,38Мощность Р, кВт15,3414,7214,13Момент, Нм246,62908,813515,93
Раздел 2. Расчет первой (быстроходной) цилиндрической передачи
2.1. Исходные данные
Крутящий момент колеса: T2= 908,81 Нм
Частота вращения вала шестерни: n1=594 об\мин
Частота вращения вала шестерни: n2= 154,68 об\мин
Передаточное число: U=3,84
Срок службы в годах: L=6 лет
Периодичность работы: Кгод = 0,5
Ксут = 0,33
Циклограмма нагружения приведена в задании
2.2 Выбор материала и определение допускаемых напряжений
В качестве материала зубчатых колес принимаем Сталь 40Х
Термообратка для шестерни - закалка ТВЧ, для колеса - улучшение. Механические свойства приведены в таблице 2.1
ПараметрыШестерняКолесоМарка стали40Х40ХВид термообработкиЗакалка ТВЧУлучшениеТвердость HRC5045σHlim МПа920835σFlim МПа850830σm МПа1300800σb МПа16001000SH1,21,1SF22YR1,11,2NHO87∙10668∙106ZRI0,950,95NFO4∙1064∙106 2.3 Расчет допускаемых напряжений
〖[σ〗_(H )]= σ_Hlim/S_H ∙Z_R∙K_HI
〖[σ〗_(H )]-допускаемое контактное напряжение
σ_Hlim - предел контактной выносливости
SH - коэффициент безопасности по контактным напряжениям
Z_R - коэффициент, учитывающий шероховатость рабочей поверхности зубьев
K_HI - коэффициент долговечности K_HI= √(6&N_HO/N_HE )
N_HO - эквивалентное число циклов нагружения
N_HE- базовое число циклов нагружения (выбирается по таблицам в зависимости от твердости)
N_(HE1 )=60∙ n_1 ∙c ∙ t_(h ) [(T_1/T_max )^3∙t_h1/(t_h )+⋯+(T_i/T_max )^3∙t_hi/(t_h )]
T_(max )- максимальное из длительнодействующих вращающих моментов, передаваемых рассчитываемым колесом за весь срок службы передачи
Ti - передаваемые зубчатым колесом вращающие моменты
n - частота вращения колеса
с - число колес, находящихся взацеплении с рассчитываемым
th - продолжительность работы передачи под нагрузкой за расчетный срок службы в часах
th = L∙ Кгод ∙ 365 ∙ Ксут ∙ 24 = 6∙0,5∙365∙0,33∙24 = 8672,4 часа
N_(HE1 )=60∙ 594∙1 ∙ 8672,4[(T_1/T_1 )^3∙(0,4t_h1)/(t_h1 )+(〖0,5T〗_1/T_1 )^3∙〖0,6t〗_h1/(t_h1 )]= 146∙〖10〗^6 K_HI1= √(6&(87∙ 〖10〗^6)/(146 ∙〖10〗^6 ))= 0,91
Принимаем KHI1 = 1
N_(HE2 )=60∙ n_2 ∙c ∙ t_(h )∙[(T_1/T_max )^3∙t_h1/(t_h )+⋯+(T_i/T_max )^3∙t_hi/(t_h )]
N_(HE2 )=60∙154,68∙1∙8672,4[(T_1/T_1 )^3∙(0,4t_h)/(t_h )+(〖0,5T〗_1/T_1 )^3∙〖0,6t〗_h/(t_h )]=38,23∙ 〖10〗^6
K_HI2= √(6&(68∙ 〖10〗^6)/(38,23 ∙〖10〗^6 ))=1,14
Принимаем KHI2 = 1
〖[σ〗_(H1 )]= 920/1,2∙0,95∙1=728 МПА
〖[σ〗_(H2 )]= 835/1,1∙0,95∙1=721 МПА
В качестве расчетного принимаем 〖[σ〗_(H )]=721 МПа
Допускаемое напряжение при расчете на усталость по напряжению изгиба
〖[σ〗_(F )]= σ_Flim/S_F ∙Y_R∙K_(FL )∙ K_FC
σ_Flim- коэффициент выносливости зубьев по напряжению изгиба
S_F-коэффициент безопасности
Y_R-коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности зуба
K_(FL )-коэффициент, учитывающий влияние двусторонеего приложения нагрузки
K_FC-коэффициент долговечности
K_HI= √(6&N_FO/N_FE ) m=6
При переменном режиме нагрузки
N_(FE )=60∙ n_1 ∙c ∙ t_(h ) [(T_1/T_max )^m∙t_h1/(t_h )+⋯+(T_i/T_max )^m∙t_hi/(t_h )]
N_(FE1 )=60∙ 594∙1 ∙ 8672,4[(T_1/T_1 )^6∙(0,4t_h)/(t_h )+(〖0,5T〗_1/T_1 )^6∙〖0,6t〗_h/(t_h )]=126∙〖10〗^6
K_FL1= √(6&(87∙ 〖10〗^6)/(126 ∙〖10〗^6 ))= 0,94
Принимаем KFL1 = 1
Эквивалентное число циклов нагружения колеса
N_(FE2 )=60∙ n_2 ∙c ∙ t_(h )∙[(T_1/T_max )^6∙t_h/(t_h )+⋯+(T_i/T_max )^6∙t_h/(t_h )]
N_(FE2 )=60∙154,68∙1∙8672,4[(T_1/T_1 )^6∙(0,4t_h)/(t_h )+(〖0,5T〗_1/T_1 )^6∙〖0,6t〗_h/(t_h )]=32,95∙〖10〗^6
K_FI2= √(6&(68∙ 〖10〗^6)/(32,95 ∙〖10〗^6 ))=1,17
Принимаем KFI2 = 1
Допускаемое напряжение на изгиб зуба шестерни
〖[σ〗_(F1 )]= 850/2∙0,95∙1=447,3 МПА
Допускаемое напряжение на изгиб зуба колеса
〖[σ〗_(F2 )]= 830/2∙0,95∙1=395,25 МПА
Принимаем 〖[σ〗_(F )]=447,3 МПа
a_w= K_a ∙(u+1)∙∛((T_2∙K_Hβ)/(ψ_ba∙u^(2 )∙[σ]^2 ))
K_a-вспомогательный коэффициент для стальных прямозубых колес
K_a=490
u - передаточное число
T_2-вращающий момент на колесе
ψ_ba-коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния
ψ_ba=0,3
K_Hβ-коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатого венца
По таблице 〖 K〗_Hβ=1; K_Fβ=1
a_w= 490 ∙(3,84+1)∙∛((908,81∙1)/(0,3∙〖3,84〗^(2 )∙[721]^2 ))≈174,04
Принимаем a_w=200
2.4 Геометрический расчет передачи
Формулы для расчетов параметров примозубых цилиндрических передач
внешнего зацепления
ПараметрОбозначениеРасчетная формула123Межосевое расстояниеaw200Передаточное числоU4,03Ширина колесаb2,ммb_2=ψ_ba∙a_w=60Ширина шестерниb1,ммb_(1 )=b_2+2=62Модуль нормальныйm,ммm= 2Суммарное число зубьевZ∑Z_(∑ )=Z_1+Z_2=(2∙a_w)/2=117Число зубьев шестерниZ1Z_1=Z_∑/(U+1)=23Число зубьев колесаZ2Z_2=Z_∑-Z_1=94Фактическое передаточное число
UфU_ф=Z_2/Z_1 =4,08Отклонение передаточного числа∆U∆U=(U_ф-U)/U=0,062Делительное межосевое расстояниеαα=(m(Z_2-Z_1))/2=106,5Угол зецепленияαtw20oДелительные диаметрыd1
d2d1 = m∙Z1=69
d2 = m∙Z2 = 282Диаметры вершин зубьевda1
da2da1 = d1+ 2 ∙m = 75
da2= d2+ 2 ∙m = 288Диаметры впадин зубьевdf1
dfidf1 = d1- 2,5 ∙m =61,5
dfi = d2- 2,5 ∙m =275,5
2.5 Кинематические и силовые параметры передачи
Окружная скорость зацепления
V= (πd_1 n_1)/(60∙1000)= (3,14∙69∙594)/60000=2,14 м\с
Степень точности передачи равна 9
Усилия в зацеплении
Окружная скорость Ft
F_t=(2T_1 〖10〗^3)/d_2 =(2∙246,62∙〖10〗^3)/282=1746H
Радиальная сила Fr
F_r = (F_t∙tgα)/cosβ= (1746∙tg〖20〗^0)/1=635H
2.6 Проверочный расчет на контактную выносливость
Расчетное контактное напряжение в полюсе зацепления
σ_H=K∙ (U+1)/(a_w∙u ) √(((U+1)T_2 K_Hα K_Hβ K_Hν)/b_2 )≤[σ_H ]
K-числовой коэффициент, для стальных колес К=310
K_Hα-коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями для прямозубых K_Hα=1 K_Hβ-коэффициент, определяемый по таблице K_Hβ=1
K_Hν-коэффициент динамической нагрузки, возникающий в зацеплении. Определяется по таблице K_Hν=1
σ_H=310∙ (3,84+1)/(175,14∙3,84 ) √(((3,84+1)∙908,81∙1∙1∙1)/62=) 594,229Нм
2.7 Проверочный расчет на выносливость по напряжениям изгиба
σ_FI=(K_Fα K_Fβ K_Fν Y_Fl F_t)/(b_1 m_n ) ≤ [σ_Fl ]
K_Fα-коэффициент учитывающий распределение ангрузки между зубьями для прямозубых передач K_Fα=1 K_Fβ-коэффициент, учитывающий неравномерность распределения н
нагрузки по ширине зубчатого венца K_Fβ=1
K_Fν-коэффициент динамической нагрузки K_Fν=1,1 (по таблице)
Y_Fl-коэффициент формы зуба шестерни Y_Fl=3,6 (по таблице)
σ_FI=(1∙1∙1,1∙3,6∙1746)/(60∙3)=38,41 Нм
38,41Нм < 447,3 Нм
Условие прочности зубьев колеса по напряжениям изгиба имеет вид
σ_F2= σ_F1 (Y_F2/Y_F1 )≤[σ_F2 ]
Y_F2 -коэффициент формы зуба колеса Y_F2=3,6 (по таблице)
σ_F2= 38,41 (3,6/3,6)=38,41 Нм
38,41 Нм < 395,25 Нм
2.8 Проверка прочности зубьев при перезрузках
σ_(H max)= σ_H √(T_пик/T_max ) ≤ [σ_H ]_max
σ_(H ), T_max-расчетные напряжения и момент при расчете по контактной выносливости зубьев
[σ_H ]_max-предельное допускаемое напряжение, Нм
Для нормальных, улучшенных и объемно закаленных зубьев [σ_H ]_max ∙σ_т
[σ_H ]_max=2,8 ∙800=2240 Нм
σ_(H max)= 595,09√(〖1,4T〗_1/T_1 )= 704,12 Нм
704,12Нм < 2240Нм
Максимальные напряжения изгиба
σ_(F max)= σ_F (Т_пик/Т_max ) ≤ [σ_F ]_max
σ_F,Т_max-расчетные напряжения и момент при расчете на усталость при изгибе [σ_F ]_max-предельное допускаемое напряжение изгиба
При НВ<350 [σ_F ]_max= 0,8 ∙ σ_(1 )=0,8∙800=640 Нм
σ_(F max1)= 38, 41(〖1,4Т〗_1/Т_1 )=53,77 Нм 53,77Нм< 640 Нм
σ_(F max2)= 38, 41(〖1,4Т〗_1/Т_1 )=53,77 Нм
53,77 Нм< 640 Нм
Раздел 3. Расчет второй (тихоходной) цилидрической передачи
3.1 Исходные данные
Крутящий момент колеса: T3= 3515,93Нм
Частота вращения вала шестерни: n1=154,68 об\мин
Частота вращения вала шестерни: n2= 38,38 об\мин
Передаточное число: U=4,03
Срок службы в годах: L=6 лет
Периодичность работы: Кгод = 0,5
Ксут = 0,33
Циклограмма нагружения приведена в задании
3.2 Выбор материала и определение допускаемых напряжений
В качестве материала зубчатых колес принимаем Сталь 40Х
Термообратка для шестерни - закалка ТВЧ, для колеса - улучшение. Механические свойства приведены в таблице 2.1
ПараметрыШестерняКолесоМарка стали40Х40ХВид термообработкиЗакалка ТВЧУлучшениеТвердость HRC5045σHlim МПа920835σFlim МПа850830σm МПа1300800σb МПа16001000SH1,21,1SF22YR1,11,2NHO87∙10668∙106ZRI0,950,95NFO4∙1064∙106 3.3 Расчет допускаемых напряжений
〖[σ〗_(H )]= σ_Hlim/S_H ∙Z_R∙K_HI
σ_Hlim - предел контактной выносливости
SH - коэффициент безопасности по контактным напряжениям
Z_R - коэффициент, учитывающий шероховатость рабочей поверхности зубьев
K_HI - коэффициент долговечности K_HI= √(6&N_HO/N_HE )
N_HO - эквивалентное число циклов нагружения
N_HE- базовое число циклов нагружения N_(HE1 )=60∙ n_1 ∙c ∙ t_(h ) [(T_1/T_max )^3∙t_h1/(t_h )+⋯+(T_i/T_max )^3∙t_hi/(t_h )]
T_(max )- максимальное из длительнодействующих вращающих моментов, передаваемых рассчитываемым колесом за весь срок службы передачи
Ti - передаваемые зубчатым колесом вращающие моменты
n - частота вращения колеса
с - число колес, находящихся взацеплении с рассчитываемым
th - продолжительность работы передачи под нагрузкой за расчетный срок службы в часах
th = L∙ Кгод ∙ 365 ∙ Ксут ∙ 24 = 6∙0,5∙365∙0,33∙24 = 8672,4 часа
N_(HE1 )=60∙ 594∙1 ∙ 8672,4[(T_1/T_1 )^3∙(0,4t_h)/(t_h )+(〖0,5T〗_1/T_1 )^3∙〖0,6t〗_h/(t_h )]= 146∙〖10〗^6 K_HI1= √(6&(87∙ 〖10〗^6)/(146 ∙〖10〗^6 ))= 0,91
Принимаем KHI1 = 1
N_(HE2 )=60∙ n_2 ∙c ∙ t_(h )∙[(T_1/T_max )^3∙t_h1/(t_h )+⋯+(T_i/T_max )^3∙t_hi/(t_h )]
N_(HE2 )=60∙ 154,68∙1 ∙8672,4[(T_1/T_1 )^3∙(0,4t_h)/(t_h )+(〖0,5T〗_1/T_1 )^3∙〖0,6t〗_h/(t_h )]=38,23∙ 〖10〗^6
K_HI2= √(6&(68∙ 〖10〗^6)/(38,23 ∙〖10〗^6 ))=1,14
Принимаем KHI2 = 1
〖[σ〗_(H1 )]= 920/1,2∙0,95∙1=728 МПА
〖[σ〗_(H2 )]= 835/1,1∙0,95∙1=721 МПА
В качестве расчетного принимаем 〖[σ〗_(H )]=721 МПа
Допускаемое напряжение при расчете на усталость по напряжению изгиба
〖[σ〗_(F )]= σ_Flim/S_F ∙Y_R∙K_(FL )∙ K_FC
σ_Flim- коэффициент выносливости зубьев по напряжению изгиба
S_F-коэффициент безопасности
Y_R-коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности зуба
K_(FL )-коэффициент, учитывающий влияние двусторонеего приложения нагрузки
K_FC-коэффициент долговечности
K_HI= √(6&N_FO/N_FE ) m=6
При переменном режиме нагрузки
N_(FE )=60∙ n_1 ∙c ∙ t_(h ) [(T_1/T_max )^m∙t_h1/(t_h )+⋯+(T_i/T_max )^m∙t_hi/(t_h )]
N_(FE1 )=60∙ 594∙1 ∙ 8672,4[(T_1/T_1 )^6∙(0,4t_h)/(t_h )+(〖0,5T〗_1/T_1 )^6∙〖0,6t〗_h/(t_h )]=126∙〖10〗^6
K_FL1= √(6&(87∙ 〖10〗^6)/(126 ∙〖10〗^6 ))= 0,94
Принимаем KFL1 = 1
Эквивалентное число циклов нагружения колеса
N_(FE2 )=60∙ n_2 ∙c ∙ t_(h )∙[(T_1/T_max )^6∙t_h1/(t_h )+⋯+(T_i/T_max )^6∙t_hi/(t_h )]
N_(FE1 )=60∙ 154,68∙1 ∙8672,4[(T_1/T_1 )^3∙(0,4t_h)/(t_h )+(〖0,5T〗_1/T_1 )^3∙〖0,6t〗_h/(t_h )]=32,95∙ 〖10〗^6
K_FI2= √(6&(68∙ 〖10〗^6)/(32,95 ∙〖10〗^6 ))=1,17
Принимаем KFI2 = 1
〖[σ〗_(F1 )]= 850/2∙0,95∙1=447,3 МПА
〖[σ〗_(F2 )]= 830/2∙0,95∙1=395,25 МПА
Принимаем 〖[σ〗_(F )]=447,3 МПа
a_w= K_a ∙(U+1)∙∛((T_2∙K_Hβ)/(ψ_ba∙U^(2 )∙[σ]^2 ))
K_a-вспомогательный коэффициент для стальных прямозубых колес
K_a=490
U - передаточное число
T_1-вращающий момент на колесе
ψ_ba-коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния
ψ_ba=0,3
K_Hβ-коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатого венца
По таблице 〖 K〗_Hβ=1; K_Fβ=1
a_w= 490 ∙(4,03+1)∙∛((908,81∙1)/(0,3∙〖4,03〗^(2 )∙[721]^2 ))=175,14
Принимаем aw = 200
3.4 Геометрический расчет передачи
Формулы для расчетов параметров примозубых цилиндрических передач
внешнего зацепления
ПараметрОбозначениеРасчетная формула123Межосевое расстояниеaw200Передаточное числоu4,03Ширина колесаb2,мм60Ширина шестерниb1,мм62Модуль нормальныйm,мм2Суммарное число зубьевZ∑Z_(∑ )=Z_1+Z_2=(2∙a_w)/m=117Число зубьев шестерниZ1Z_1=Z_∑/(U+1)=23Число зубьев колесаZ2Z_2=Z_∑-Z_1=94Фактическое передаточное числоUфU_ф=Z_2/Z_1 =4,08Отклонение передаточного число∆U∆U=(U_ф-U)/U=0,012Делительное межосевое расстояниеαα=(m(Z_2-Z_1))/2=106,5Угол зецепленияαtw20oДелительные диаметрыd1
d2d1 = m∙Z1=69
d2 = m∙Z2 = 282Диаметры вершин зубьевda1
da2da1 = d1+ 2 ∙m = 75
da2= d2+ 2 ∙m = 288Диаметры впадин зубьевdf1
dfidf1 = d1- 2,5 ∙m =61,5
dfi = d2- 2,5 ∙m =275,5
3.5 Кинематические и силовые параметры передачи
Окружная скорость зацепления
V= (πd_1 n_1)/(60∙1000)= (3,14∙69∙594)/60000=2,14 м\с
Степень точности передачи равна 9
Усилия в зацеплении
Окружная скорость Ft
F_t=(2T_2 〖10〗^3)/d_2 =(2∙908,81∙〖10〗^3)/282=6445H
Радиальная сила Fr
F_r = (F_t∙tgα)/cosβ= (6445∙tg〖20〗^0)/1=2345H
2.6 Проверочный расчет на контактную выносливость
Расчетное контактное напряжение в полюсе зацепления
σ_H=K∙ (U+1)/(a_w∙u ) √(((U+1)T_2 K_Hα K_Hβ K_Hν)/b_2 ≤[σ_H ] )
K-числовой коэффициент, для стальных колес К=310
K_Hα-коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями для прямозубых K_Hα=1 K_Hβ-коэффициент, определяемый по таблице K_Hβ=1
K_Hν-коэффициент динамической нагрузки, возникающий в зацеплении. Определяется по таблице K_Hν=1
σ_H=310∙ (4,03+1)/(175,14∙4,03 ) √(((4,03+1)∙908,81∙1∙1∙1)/62=) 629,561Нм
3.7 Проверочный расчет на выносливость по напряжениям изгиба
σ_FI=(K_Fα K_Fβ K_Fν Y_Fl F_t)/(b_1 m_n ) ≤ [σ_Fl ]
K_Fα-коэффициент учитывающий распределение ангрузки между зубьями для прямозубых передач K_Fα=1 K_Fβ-коэффициент, учитывающий неравномерность распределения н
нагрузки по ширине зубчатого венца K_Fβ=1
K_Fν-коэффициент динамической нагрузки K_Fν=1,1 (по таблице)
Y_Fl-коэффициент формы зуба шестерни Y_Fl=3,78 (по таблице)
σ_FI=(1∙1∙1,1∙3,78∙6445)/(60∙3)=148,87 Нм
148,87Нм < 447,3 Нм Условие прочности зубьев колеса по напряжениям изгиба имеет вид
σ_F2= σ_F1 (Y_F2/Y_F1 )≤[σ_F2 ]
Y_F2 -коэффициент формы зуба колеса Y_F2=3,6 (по таблице)
σ_F2= 148,87 (3,6/3,78)=141,78 Нм
141,79 Нм < 395,25 Нм
3.8 Проверка прочности зубьев при перезрузках
σ_(H max)= σ_H √(T_пик/T_max ) ≤ [σ_H ]_max
σ_(H ), T_max-расчетные напряжения и момент при расчете по контактной выносливости зубьев
[σ_H ]_max-предельное допускаемое напряжение, Нм
Для нормальных, улучшенных и объемно закаленных зубьев [σ_H ]_max ∙σ_т
[σ_H ]_max=2,8 ∙800=2240 Нм
σ_(H max)= 595,09√(〖1,4T〗_1/T_1 )= 704,12 Нм
704,12Нм < 2240Нм
Максимальные напряжения изгиба
σ_(F max)= σ_F (Т_пик/Т_max ) ≤ [σ_F ]_max
σ_F,Т_max-расчетные напряжения и момент при расчете на усталость при изгибе [σ_F ]_max-предельное допускаемое напряжение изгиба
При НВ<350 [σ_F ]_max= 0,8 ∙ σ_(1 )=0,8∙800=640 Нм
σ_(F max1)= 148, 87(〖1,4Т〗_1/Т_1 )=208,4 Нм 208,4 Нм< 640 Нм
σ_(F max2)= 141, 78(〖1,4Т〗_1/Т_1 )=198,5 Нм 198,5 Нм< 640 Нм
Раздел 4. Проектный расчет и конструирование валов и выбор подшипников
4.1 Проектный расчет валов
В качестве материала всех валов принимаем сталь 45Х, закалка - улучшенная.
При выборе материала необходимо учитывать, что при более прочном материале расчетный диаметр вала может получиться слишком малым. В результате вал, удовлетворяющий условиям прочности, может оказаться недостаточно жестким. Кроме того, при слишком малом диаметре цапф трудно подобрать подшипники, удовлетворяющие следующим условиям. Поэтому легированную сталь следует применять лишь тогда, когда при повышенных требованиях к прочности вала обеспечивается его достаточная жесткость и возможен выбор подшипника, отвечающего условиям его нагружения. Выбор материала вал-шестерня определяется материалом шестерни.
Валы редуктора и коробок передач можно разделить на входные (быстроходные), выходные (тихоходные) и промежуточные. Входные и выходные валы обычно имеют выступающий из корпуса редуктора консольный участок с диаметром dв , предназначенный для сопряжения с полумуфтой, шкивом, звездочкой или шестерней открытой передачи.
Диаметр консольного участка dв, (мм) выходного и входного валов определяются расчетом на чистое нагружение по пониженным допускаемым напряжениям. [τ]
Диаметр консольного участка dв d_в= ∛((T ∙〖10〗^3)/(0,2∙[τ] ) ) T-крутящий момент, передаваемый валом, Нм
[τ]=30МПа, меньшие значения относятся к входным валам а большие к выходным
Если в консольный участок вала предусматривается установка муфты, то его диаметр d_в должен быть согласован с диаметром отверстия ступицы стандартной муфты. Диаметр консольного участка быстроходного вала, кроме того, согласуются еще и с диаметром dэ вала электродвигателя, присоеденненого к нему с помощью стандартной муфты. В этом случае диаметром консольного участка вала, как правило, принимают равным диаметры вала электродвигателя dв = dэ.
Входной вал dв = dэ= 48 мм
Промежуточный вал
d_в=∛((908,81 ∙〖10〗^3)/(0,2∙30) )=53,3 мм
d_в=55 мм
Выходной вал
d_в=∛((3515,93 ∙〖10〗^3)/(0,2∙30)= ) 83,6 мм
d_в=85 мм
4.2 Конструирование валов
Валы редуктора, как правило, имеют ступенчатую форму. Образование ступеней на валу связано с фиксацией в осевом направлении, расположенных на нем деталей, а также удобством монтажа этих деталей по валу до места ее посадки. Осевые размеры валом определяются в процессе эскизной компоновки. 1)Входной вал
dп - диаметр вала под подшипник
Значение t выбирают по таблице, в зависимости от диаметра d
t=2,8 мм (по таблице)
dп = 48+2∙2,8= 53,8мм
Принимаем dп =55 мм
dбп - диаметр бурта под подшипник
r=3 мм
dбп = 55+3,2 ∙3=64,9 ≈ 65 мм
2) Промежуточный вал
Диаметр вала под зубчатое колесо
〖d_k=d〗_в=53 мм
Диаметр вала под подшипник r=3 мм
dп = 53-3∙3=44 мм Принимаем dп = 50 мм
Диаметр бурта под колесо f=1,6 Принимаем dбк = 53+3∙1,6= 57,8 мм ≈ 60 мм
Диаметр бурта под подшипник Принимаем dбп = 44+3,2∙3= 53,6 ≈ 55 мм
dбк = 3) Выходной вал
〖d_k=d〗_в = 85 мм t=3 r=3 f=1,6
Диаметр вала под зубчатое колесо dk >dп
dk =95 мм
Диаметр вала под подшипник
Принимаем dп = 85+2∙3=91 ≈ 90 мм
Диаметр бурта под колесо
Принимаем dбк = 95+3∙1,6=99,8≈100 мм
Диаметр бурта под подшипник
Принимаем dбп = 85+3,2*3=88,2≈90 мм
4.3 Выбор подшипников
На входной вал выбираем подшипник шариковый радиальный однорядный
Подшипник 211 ГОСТ8338-75 d=55м D=100мм r=2.5 мм
На промежуточный вал выбираем подшипник шариковый радиальный однорядный
Подшипник 210 ГОСТ8338-75 d=50м D=90мм r=2.0 мм
На выходной вал выбираем подшипник шариковый радиальный однорядный
Подшипник 216 ГОСТ8338-75 d=90м D=140мм r=3.0 мм
Раздел 5. Расчет элементов зубчатых колес
Основные размеры конструктивных элементов
b-ширина зубчатого венца
S-толщина обода
С-толщина диска
d-диаметр посадочного отверстия
m-модуль
f-длина фаски
dст- диаметр ступицы
lст - длина ступицы
СтупениБыстроходнаяТихоходная
Диаметр вершин зубьев,ммda75288Диаметр впадин зубьев, ммdr61,5275,5Делительный диаметрd69282Диаметр ступицы,ммdст = 1,6∙ dв76,48144Длина ступицы, ммlст = 1,3∙ dв62,4117Толщина венца, ммδ = 2m66Толщина обода, ммδ 0 = 2m66Толщина диска, ммC=0,3b18,918,9Диаметр центровой окружности, ммD_отв= (D_0+d_ст)/2226,5226,5Диаметр отверстий, ммd_отв= (D_0-d_ст)/282,582,5Фаска, мм
f=0,5m1,5
1,5
Раздел 6. Расчет элементов корпуса редуктора
Корпус редуктора выполняется из чугуна марка СЧ. В корпусе размещаются детали передач, подшипники и смазочные устройства. Необходимо изготовить корпус достаточно прочным и жестким. Корпус разъмный, с горизонтальным разъмом. ПараметрыОриентировочные соотношенияТолщина стенки корпуса редуктораδ=1,3∜T
δ=1,3∜908,81=7,13ммТолщина стенки крышкиδ_1 = 0,9∙ δ=4,95 ммТолщина верхнего пояса крышкиb1 =1,5∙ δ=10,95 ммТолщина нижнего пояса корпусаb=1,5∙ δ_1=7,425Длина нижнего пояса крышкиl =2∙ δ=14,26 ммДлина верхнего пояса крышкиf=0,5∙ δ_1=2,47 ммДиаметр прилива для привернутой крышкиD_n=d_f+4...6 мм
D_f=d_a+(4...4,4)∙d ммДиаметр болтов, соединяющих крышку с корпусомd=1,25∛T≥10мм
d=1,25∛T=12мм
Диаметр болтов крепления корпусаd=1,25∛T≥10мм
d_f=1,25∙12=15мм
Диаметр болтов, соединяющих крышки подшипников на входном валу с кпусомd=6мм
Число болтов для одной крышки 4Диаметр болтов, соединяющих крышки подшипников на промежуточном валу с корпусомd=6мм
Число болтов для одной крышки 4Диаметр болтов, соединяющих крышки подшипников на выходном валу с корпусомd=6мм
Число болтов для одной крышки 4Наименьший зазор между наружной стенкой поверхности колеса и стенкой корпусаa=∛l+3
a=∛15+3=5,46ммРасстояние между дном корпуса и поверхностью колесаbo = 3a = 16,38 мм
Раздел 7. Выбор смазки и уплотнительных материалов
Смазочные материалы в редукторах применяют в целью уменьшения интенсивности изнашивания, снижения сил трения, отвода от трущихся поверхностей теплоты и продуктов изнашивания, а также для предохранения деталей от коррозии. Снижение сил трения благодаря смазке обеспечивает повышение КПД редуктора. Кроме того, большая стабильность эффекта трения и демфирующие устройства слоя смазочного материала между взаимодействующими поверхностями способствуют снижению динамических нагрузок, увеличению и точности работы редуктора. Экономичность и долговечность редуктора в большей степени зависят от правильности выбора смазочного материала, но вместе с тем повышают гидромеханические потери на перемещение смазочного материала. Вопрос правильного выборамасла сводится к определению некоторого оптимального ее значения на основе опыта изготовления и эксплуатации узлов редуктора.
Требуемую вязкость масла определяют в зависимости от контактного наряжения и окружной скорости колес:
Окружная скорость зацепления
V=(πd_1 n_1)/(60∙1000)=(3,14∙96∙594)/6000=2,98 м\с
σн = 594 Нм
В корпус редуктора заливается индустриальное масло И-Г-А ТУ38101413
h_max≤0,25∙d_2=0,25∙282=70,5 мм
Для предотвращения вытекания смазочного материала из корпуса редуктора или выноса его в виде масленого тумана и брызг применяют резиновые манжеты уплотнения. (ГОСТ 8752-70). Манжеты предотвращают вынос масла из корпуса и припятствуют попаданию в него пыли и влаги. Металлический каркас придает жесткость манжете и позволяет обеспечить полную и гермитичную посадку ее в корпус. 8. Список используемой литературы
П.Ф. Дунаев О.П. Леликов "Конструирование узлов и деталей машин" Москва, Высшая школа, 1998
Слесарев Е.Н. Кинематический расчет: Методические указания. - Миасс: Миасский филиал ЮУрГУ, 2005. - 20с.
Слесарев Е.Н. Расчет цилиндрических зубчатых передач: Методические указания. - Миасс: Миасский филиал ЮУрГУ, 2003. - 20 с.
Слесарев Е.Н. Расчет валов: Методические указания. - Миасс: Миасский филиал ЮУрГУ, 2001. - 22с.
МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ
Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего профессионального образования "Южно-Уральский государственный университет"
(национальный исследовательский университет) Филиал в г. Миассе
Факультет "Электротехнический"
Кафедра "Прикладная математика и ракетодинамика"
Редуктор двухступенчатый цилиндрический
ЭТФ-364 09.02.10.00
Пояснительная записка к курсовой работе
по дисциплине "Детали машин"
Контролер Руководитель проекта
________/ Пяткин В.А./ ________/ Пяткин В.А./ "___" ________ 201__г. "___" ________ 201__г.
Автор проекта
Студент группы 364
__________________ /Короткова Ю.А./
"___" ________ 201__г.
Проект защищен
С оценкой ___________
"___" ________ 201__г.
Миасс 2013
Документ
Категория
Рефераты
Просмотров
134
Размер файла
126 Кб
Теги
1/--страниц
Пожаловаться на содержимое документа