Курсовая работа: Расчет привода с трехступенчатым редуктором
Рассчитаем геометрические
параметры третьей передачи
Параметр |
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 расчет
тихоходной ступени редуктора
Проверим зубчатое
зацепление на контактные напряжения по формуле:
;
где К- вспомогательный.
Для прямозубых передач К=436;
Ft=2T2∙103/d2 – окружная сила в зацеплении, Н
KHα – коэффициент, учитывающий
распределение нагрузки между зубьями. Для прямозубых колёс KHα=1,
KHv – 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 KHv=1,23
Вычисляем окружную силу в
зацеплении, после чего проверяем контактные напряжения:
Ft =2∙2827∙103/476=11900Н,
, т,е, условие прочности
выполнено.
Проверим напряжения
изгиба зубьев шестерни σf1
и колеса σf2, Н/мм2
σf2=YF2Yβ(Ft/b2m)KFαKfβKFv<[σ]f2[3,1]
σf1= σf2
YF1/ YF2<[σ]f1[3,1]
где KFα – коэффициент, учитывающий
распределение нагрузки между зубьями. Для прямозубых колес KFα=1;
Kfβ – коэффициент неравномерности
нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихся зубьев колес Kfβ=1;
KFv – коэффициент динамической нагрузки,
зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи, в данном
случае KFv =1,23.
YF1 и YF2
– коэффициенты формы зуба шестерни и колеса, в данном случае YF1=4,27, YF2=3,6,
Yβ – коэффициент учитывающий форму
зуба, 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 геометрических
параметров валов редуктора
7.1 Ориентировочный
расчет геометрических параметров валов редуктора
Ориентировочные диаметры
валов 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 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=0,003awt+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 nσ – коэффициент запаса прочности по
нормальным напряжениям;
nτ – 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;
kσ, kτ – эффективные коэффициенты
концентрации напряжений при изгибе и при кручении;
εσ,
ετ – масштабные факторы для нормальных и касательных
напряжений;
σv, σт, τv, τт – амплитуда и
среднее напряжение цикла соответственно нормальных и касательных напряжений;
ψσ,
ψτ – 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 (σи=Ми/W, где Ми – суммарный изгибающий момент) в
рассматриваемом сечении
σv= σт
Т.к. вал не испытывает
осевой нагрузки, можно считать, что нормальные напряжения, возникающие в
поперечном сечении вала, изменяются по симметричному циклу, т.е. σт=0
В данном случае
принимают, что напряжения кручения изменяются по пульсирующему циклу; тогда
где Мк –
крутящий момент;
Wk- 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
kσ=1,6, kτ=1,5
εσ=
ετ=0,73
ψσ=0,20,
ψτ=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: 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 изгибающих
моментов в характерных сечениях:
Мх1=0; Мх2=
Rby l2=40100∙0.125=5011 Нм;
Мх2= Ray l1=16700∙0.3=5011 Нм
2 Горизонтальная
плоскость
а) определяем опорные
реакции, 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 изгибающих
моментов 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 крутящих
моментов:
Мк=Твых=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 σи и τm:
σи=5011/1.3∙10-4
=38.5∙106 Н/м2;
τm=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 Ft – окружная сила на шестерне,
Асм =(0,94h-t1)lp –
площадь смятия, мм2. Здесь lp=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 Мкр 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<Мкр/Мраб
где К1 -
коэффициент учитывающий степень ответственности механизма, К1=1;
К2 - коэффициент
учитывающий условия работы К2 =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<1,3
Условие прочности
выполнено.
9.2 Выберем муфту на
тихоходном валу редуктора
Поскольку Мкр 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<Мкр/Мраб.
где К1 -
коэффициент учитывающий степень ответственности механизма, К1=1;
К2 - коэффициент
учитывающий условия работы К2 =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<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:
Cr=468кН,
Сор=310кН,
10.1 Проверочный расчет
подшипников
Пригодность подшипников
определяется сопоставлением расчетной динамической Сrp, с базовой Cr, или базовой долговечности L10h, с требуемой Lh.
Сrp < Cr; L10h≥ Lh
Расчетная динамическая
грузоподъёмность и базовая долговечность определяются по формулам:
, Н
,ч
где Re – эквивалентная динамическая
нагрузка, Н
ω – угловая скорость
соответствующего вала;
m –показатель степень: для роликовых подшипников
m=3.33.
Определяем эквивалентную
динамическую нагрузку:
Re=VRrKбКт;
где V – коэффициент вращения, при
вращающемся 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 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 (аw(dв2)), 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 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 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.
|