- •1. Техническое задание на курсовой проект.
- •2. Энергетический и кинематический расчет привода.
- •2.1 Выбор электродвигателя.
- •2.2 Уточнение передаточных чисел привода.
- •2.3 Определение угловых скоростей и вращающих моментов на каждом валу.
- •3. Силовой и прочностной расчет открытой передачи, определение ее основных параметров.
- •3.1 Проектный расчет.
- •3.2 Проверочный расчет.
- •4.1 Выбор материала колес редуктора.
- •4.3 Расчет быстроходной ступени.
- •4.4 Расчет тихоходной ступени.
- •5. Предварительный расчет валов.
- •5.1 Расчет диаметров ведущего вала.
- •5.2 Расчет диаметров промежуточного вала.
- •5.3 Расчет диаметров ведомого вала.
- •5.4 Первый этап компоновки редуктора
- •5.5 Определение длин валов
- •6. Уточненный расчет валов
- •6.1 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов
6. Уточненный расчет валов
6.1 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов
Рисунок 2
Расчет ведущего вала.
Дано: , , Fоп = 2473Н
, , l1=0,012, l2=0,058, l3=0,15
Определение реакций опор.
R1 = d1 / 2 =0,081 / 2 = 0,0405мм
Плоскость yоz:
Проверка:
Определение суммарных изгибающих моментов относительно оси Y:
М1X = М4X = 0,
М2X = Fоп . l1 = 2473,2 . 0,085 = 210,22 Нм
М3X = Fоп . (l1 + l2) + RAY . l2 = 2473,2*0,143-2488,6*0,058= 209,33 Нм
М3X = RBY . l3 = -2488,6*0,058 = 186,93Нм
Плоскость xоz:
Проверка:
Определение суммарных изгибающих моментов относительно оси X:
М1Y = М2Y = M4Y = 0,
M3Y = RAX . l2 = -746,3*0.052 = -38,8 Нм
Определение крутящих моментов:
Определение суммарных опорных реакций.
Определение суммарного изгибного момента в наиболее нагруженных сечениях:
\
Расчет промежуточного вала.
Дано: , l1=0,06 м, l2=0,078 м, l3=0,073 м.
Определение реакций опор.
R2 = d2 / 2 = 239 / 2 = 119,5мм
Плоскость yоz:
Проверка:
Определение суммарных изгибающих моментов относительно оси Y:
М1x = М4x = 0,
М2x = RAY . l1 = 283,53 .0,06 = 17,01Нм
М2x = M2x - FaБ d2/2 = 17,01-553,1*0,1195 =-49,08 Нм
М3x = RBY . l3 = 945,67 . 0.073 = 69,04 Нм
Плоскость xоz:
Проверка:
Определение суммарных изгибающих моментов относительно оси X:
М1Y = М4Y = 0,
M2Y = RAX . l1 = 4729,6 . 0.06 = 283,77 Hм
М3Y = RВX . l3 = 5372,8 .0.073 = 392,2 Нм
Определение крутящих моментов:
Определение суммарных опорных реакций:
Определение суммарного изгибного момента в наиболее нагруженных сечениях:
Расчет ведомого вала.
Дано: , l1=0,142 м, l2=0,077 м, l3=0,195 м.
Сила от действия консольной нагрузки со стороны муфты.
Плоскость yоz:
Проверка:
Определение суммарных изгибающих моментов относительно оси Х:
М1X = М4X =М3X
М2X = RAY . l1 = -864,9 .0,142 = -122,82 Н
Плоскость xоz:
Проверка:
Определение суммарных изгибающих моментов относительно оси Y:
М1Y = M4Y = 0,
М2Y = RAX . l1 = -5720,4 .0.142 =-812,3 Нм
М3Y=-Fм*l3=-3753,9*0.195=-732,0
Определение крутящих моментов:
Определение суммарных опорных реакций.
Определение суммарного изгибного момента в наиболее нагруженных сечениях:
6.2 Расчёт ведущего вала на выносливость.
Сечение под подшипник
Находим эффективный коэффициент концентрации напряжений
а. Обусловленный проточкой
r = 1 по рис. 5.12 /3/ с. 48
табл. 5.11 /3/ с. 53
Определяем эффективные коэффициенты концентрации напряжений для валов с галтельным переходом по табл. 5.11 /3/ с. 53
К = 2,20, К = 1,75
Эффективные коэффициенты концентрации напряжений для данного сечения вала при отсутствии технологического упрочнения:
Амплитуда и среднее значение номинальных напряжений кручения:
Напряжения изгиба
Определяем пределы выносливости в расчетных сечениях
Коэффициент запаса для нормальных напряжений по формуле /3/ с. 51
Коэффициент запаса для касательных напряжений по формуле /3/ с. 51
Коэффициент запаса при одновременном действии касательных и нормальных напряжений по формуле /3/ с. 51
6.3 Расчёт промежуточного вала на выносливость.
Сечение под шестерней
Находим эффективный коэффициент концентрации напряжений
r = 1 по рис. 5.12 /3/ с. 48
табл. 5.11 /3/ с. 53
Определяем эффективные коэффициенты концентрации напряжений для валов с галтельным переходом по табл. 5.11 /3/ с. 53
К = 2,05, К = 1,65
Эффективные коэффициенты концентрации напряжений для данного сечения вала при отсутствии технологического упрочнения:
Амплитуда и среднее значение номинальных напряжений кручения:
b=14
t1=5.5
Напряжения изгиба
Определяем пределы выносливости в расчетных сечениях
Коэффициент запаса для нормальных напряжений по формуле /3/ с. 51
Коэффициент запаса для касательных напряжений по формуле /3/ с. 51
Коэффициент запаса при одновременном действии касательных и нормальных напряжений по формуле /3/ с. 51
6.4 Расчёт ведомого вала на выносливость.
1.Сечение под колесом
Находим эффективный коэффициент концентрации напряжений
r = 1,6 по рис. 5.12 /3/ с. 48
табл. 5.11 /3/ с. 53
Определяем эффективные коэффициенты концентрации напряжений для валов с галтельным переходом по табл. 5.11 /3/ с. 53
К = 2,2, К = 1,75
Эффективные коэффициенты концентрации напряжений для данного сечения вала при отсутствии технологического упрочнения:
Амплитуда и среднее значение номинальных напряжений кручения:
b=22
t1=9
Напряжения изгиба
Определяем пределы выносливости в расчетных сечениях
Коэффициент запаса для нормальных напряжений по формуле /3/ с. 51
Коэффициент запаса для касательных напряжений по формуле /3/ с. 51
Коэффициент запаса при одновременном действии касательных и нормальных напряжений по формуле /3/ с. 51
7. ПРОВЕРКА ДОЛГОВЕЧНОСТИ ПОДШИПНИКОВ.
7.1 Расчет подшипников ведущего вала.
Выбираю шариковый радиальный однорядный подшипник №308.
Подшипник А более нагружен, чем подшипник B, поэтому дальнейший расчет производится для подшипника А.
3
X = 0.56; Y = 1.99; V=1 /1/ с.107
Определение эквивалентной динамической нагрузки
/1/ с.106
/1/ с.107
из табл. 7.4 /1/ с.107
Определяем долговечность подшипника по формуле /1/ c. 108
L>LH min
7.2 Расчет подшипников промежуточного вала.
Выбираю шариковый радиальный однорядный подшипник №309.
Подшипник А более нагружен, чем подшипник В, поэтому дальнейший расчет производится для подшипника А.
Y = 1.99; V=1 /1/ с.107
Определение эквивалентной динамической нагрузки
/1/ с.106
/1/ с.107
из табл. 7.4 /1/ с.107
Определяем долговечность подшипника по формуле /1/ c. 108
То же в часах по формуле /1/ c. 108
L>LH min
7.3 Расчет подшипников ведомого вала.
Выбираю шариковый радиальный однорядный подшипник №313
Подшипник А более нагружен, чем подшипник B, поэтому дальнейший расчет производится для подшипника А.
Fa = 0; V=1 /1/ с.107
Определение эквивалентной динамической нагрузки
/1/ с.106
/1/ с.107
из табл. 7.4 /1/ с.107
Определяем долговечность подшипника по формуле /1/ c. 108
L>LH min
8. ПРОВЕРКА ПРОЧНОСТИ ШПОНОЧНОГО СОЕДИНЕНИЯ.
8.1 Колесо промежуточного вала.
Призматическая шпонка: b x h x l
При d = 43мм:
b = 16, h = 10, t1 = 6 табл. 5.19 /3/ с.60
Принимаем полную длину l=50
Определяем рабочую длину шпонки lp:
Проверка шпонки на условие прочности:
Получили шпонку:
Шпонка 16х10х45 Гост 23360 - 78.
8.2 Колесо ведомого вала.
Призматическая шпонка: b x h x l
При d = 71мм:
b = 20, h = 12, t1 = 7.5 табл. 5.19 /3/ с.60
Принимаем полную длину l=75
Определяем рабочую длину шпонки lp:
Проверка шпонки на условие прочности:
Получили шпонку:
Шпонка 20х12х75 Гост 23360 - 78.
8.3 Ведомый шкив ремённой передачи.
Призматическая шпонка: b x h x l
При d = 36мм:
b = 10, h =8, t1 = 5 табл. 5.19 /3/ с.60
Принимаем полную длину l=40
Определяем рабочую длину шпонки lp:
Проверка шпонки на условие прочности:
Получили шпонку:
Шпонка 10х8х50 Гост 23360 - 78.
8.4 Шестерня промежуточного вала.
Призматическая шпонка: b x h x l
При d = 42мм:
b = 16, h = 10, t1 = 6табл. 5.19 /3/ с.60
Принимаем полную длину l=60
Определяем рабочую длину шпонки lp:
Проверка шпонки на условие прочности:
Получили шпонку:
Шпонка 16х10х65 Гост 23360 - 78.
8.5 Под полумуфту
Призматическая шпонка: b x h x l
При d = 62мм:
b = 18, h = 11, t1 = 7 табл. 5.19 /3/ с.60
Принимаем полную длину l=90
Определяем рабочую длину шпонки lp:
Проверка шпонки на условие прочности:
Получили шпонку:
Шпонка 18х11х90 Гост 23360 - 78.
9 СМАЗКА, ГЕРМЕТИЗАЦИЯ, ВЕНТИЛЯЦИЯ
Для редуктора применяем непрерывное смазывание жидким маслом картерным непроточным способом
Сорт масла выбираю по табл. 10.29 /2/ с. 255 – Индустриальное И-Г-А-46.
Уровень масла контролируем с помощью маслоуказателя, т. к. у него простая конструкция и он достаточно надежен.
При работе масло загрязняется продуктами износа деталей передач, и его сливают и меняют. Для этой цели в корпусе предусмотрено сливное отверстие, закрываемое пробкой.
При длительной работе в связи с нагревом масла и воздуха повышается давление внутри корпуса, это приводит к просачиванию масла через уплотнения и стыки. Для избежания этого существует отдушина в верхней части корпуса редуктора, закрываемая пробкой.
Смазывание подшипников происходит из картера в результате разбрызгивания масла колесами, образованием масляного тумана и растекания масла по валам.
10. ВЫБОР МУФТЫ
Выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую, т.к. она обладает лучшей податливостью и мало требовательна в соосности валов. Материал полумуфт – сталь Ст3 (ГОСТ 21425-93).
Расчетный момент муфты:
Н∙м,
где Кр - коэффициент режима нагрузки (табл. 10.26 /2/), Тт – вращающий момент на тихоходном валу (см. п.1.3)
Принимаем муфту 2000–63–2.1 ГОСТ 21425-93
11. КОНСТРУИРОВАНИЕ КОРПУСНЫХ ДЕТАЛЕЙ
И КРЫШЕК
11.1. В качестве материала корпуса и крышки корпуса выбираем серый чугун СЧ 15
11.2.Определяем толщину стенок корпуса, отвечающих требованиям технологии литья, необходимой прочности и жесткости корпуса δ
мм,
принимаем δ=8 мм; значение Тт см. п.1.3
11.3.Определяем внутренний r и внешний R радиусы сопряжений плоскостей стенок корпуса
мм,
принимаем r=4 мм
мм,
принимаем R=12 мм
11.4.Определяем толщину платиков обрабатываемых поверхностей h
мм,
принимаем h=3 мм
11.5.Определяем диаметры приливов для подшипниковых гнезд D
мм
мм,
мм,
где D – диаметры наружных колец подшипников соответствующих валов (см. табл. 6)
11.6.Определение размеров конструктивных элементов крепления крышки редуктора к корпусу
1.Определяем диаметры винтов крепления крышки d
мм,
принимаем d=12 мм
2.Определяем ширину фланцев К
мм,
принимаем К=40 мм
3.Определяем расстояние от внешнего края фланца до оси винта С
мм,
принимаем С=15 мм
4.Определяем диаметр штифтов dшт
мм,
принимаем dшт=8 мм
11.7.Определяем диаметры винтов крепления болтов крепления редуктора к плите dк
мм,
принимаем dк=16 мм
11.8.Определяем толщину проушин S
мм
Размеры корпусных деталей таблица 8
Параметр |
Значение,мм |
Толщина стенок корпуса δ |
8 |
Внутренний радиус сопряжения плоскостей стенок корпуса r |
4 |
Внешний радиус сопряжения плоскостей стенок корпуса R |
12 |
Высота платиков обрабатываемых поверхностей h |
3 |
Диаметр прилива для подшипникового гнезда подшипника быстроходного вала Dпб |
122,5 |
Диаметры приливов для подшипниковых гнезд подшипников промежуточного вала Dпп |
135 |
Диаметр прилива для подшипникового гнезда подшипника тихоходного вала Dпт |
185 |
Диаметры винтов крепления крышки d |
12 |
Ширина фланцев К |
40 |
Расстояние от внешнего края фланца до оси винта С |
15 |
Диаметр штифтов dшт |
8 |
Диаметры винтов крепления болтов крепления редуктора к плите dк |
16 |
Толщина проушин S |
16 |
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1. Дунаев П. Ф., Леликов О. П. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для техн. спец. вузов. – 5-е изд., перераб. и доп. – М.: Высш. шк., 1998.
Шейнблит А. Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие. Изд-е 2-е, перераб. и дополн. – Калининград: Янтар. сказ, 1999.