АвтоАвтоматизацияАрхитектураАстрономияАудитБиологияБухгалтерияВоенное делоГенетикаГеографияГеологияГосударствоДомДругоеЖурналистика и СМИИзобретательствоИностранные языкиИнформатикаИскусствоИсторияКомпьютерыКулинарияКультураЛексикологияЛитератураЛогикаМаркетингМатематикаМашиностроениеМедицинаМенеджментМеталлы и СваркаМеханикаМузыкаНаселениеОбразованиеОхрана безопасности жизниОхрана ТрудаПедагогикаПолитикаПравоПриборостроениеПрограммированиеПроизводствоПромышленностьПсихологияРадиоРегилияСвязьСоциологияСпортСтандартизацияСтроительствоТехнологииТорговляТуризмФизикаФизиологияФилософияФинансыХимияХозяйствоЦеннообразованиеЧерчениеЭкологияЭконометрикаЭкономикаЭлектроникаЮриспунденкция

Министерство образования Республики Беларусь

Читайте также:
  1. E) нормативные постановления Верховного суда Республики Казахстан
  2. I. Анализ состояния туристской отрасли Республики Бурятия
  3. II. Требования к результатам освоения основной образовательной программы начального общего образования
  4. III. Требования к структуре основной образовательной программы начального общего образования
  5. IV. Требования к условиям реализации основной образовательной программы начального общего образования
  6. Автономной некоммерчекой организации «Санкт–Петербургский центр дополнительного профессионального образования»
  7. Аксиология образования
  8. Алгоритм преобразования области в плоскостных координатах
  9. Анализ состояния расчетов по кредиторской задолженности, возникшей в бюджетной и во внебюджетной деятельности, причины её образования, роста или снижения.
  10. Анализ финансирования деятельности и исполнения сметы расходов учреждений образования.
  11. Б) Предотвращение кальциевого и магниевого накипеобразования
  12. Безработица в Республике Беларусь: особенности, причины

 

Учреждение образования

«Минский государственный автомеханический колледж имени

академика М.С.Высоцкого»

 

……………………………………………………………………

(шифр специальности, название специальности)

 

Группа …

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

Техническая механика

 

Проектирование одноступенчатого горизонтального

конического прямозубого редуктора

ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

 

Разработал ……………..

 

Консультант ……………..

 

 

  Содержание  
Введение 1 Выбор электродвигателя и кинематический расчёт 2 Расчёт зубчатой передачи 3 Предварительный расчёт валов редуктора 4 Конструктивные размеры зубчатой пары 5 Размеры элементов корпуса и крышки редуктора 6 Подбор подшипников 7 Проверка прочности шпоночных соединений 8 Уточнённый расчёт валов 9 Выбор посадок 10 Смазка редуктора 11 Описание конструкции и сборки редуктора Заключение Список использованных источников Приложение. (Спецификация)  

 

 
          КП 2-……….…00.ПЗ
         
Изм.ммммммьмммм.. Лист № докум. Подп. Дата
Разраб. …     Редуктор конический одноступенчатый Лит. Лист Листов
Пров. ……     у        
        МГАК …
Н. контр.      
Утв.      
                     

Введение   Одним из важнейших факторов научно-технического прогресса, способствующих скорейшему совершенствованию общественного производства и росту его эффективности, является проблема повышения уровня подготовки специалистов. Решению этой задачи способствует выполнение курсового проекта по «Технической механике», базирующегося на знаниях физико-математических и общетехнических дисциплин: математики, теоретической механики, сопротивления материалов, материаловедении и технологии материалов, инженерной графики,нормирования точности и технических измерений. Объектом курсового проектирования является одноступенчатый редуктор - механизм, состоящий из зубчатой передачи, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины. Назначение редуктора - понижение угловой скорости и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим валом. Редуктор проектируется по заданной нагрузке (моменту на выходном валу) и передаточному числу без указания конкретного назначения, что характерно для специализированных заводов, на которых организовано серийное производство редукторов.    
          КП 2-……….…00.ПЗ Лист
           
Изм. Лист № докум. Подп. Дата

  1 Выбор электродвигателя и кинематический расчёт   1.1 Составляем кинематическую схему  
 
 

 


Рисунок 1 – Кинематическая схема редуктора

1.2 Определяем общий КПД редуктора

η = η3 · ηп2, (1.1)

где η3 – КПД пары зубчатых прямозубых конических колёс, η3 = … [2, с.5];

ηп – КПД, учитывающий потери в одной паре подшипников качения, ηп = … [2, с.5].

η = … · … 2 = …

1.3 Определяем мощность на ведущем валу

η = Р2 / Р1 (1.2)

Р1 = Р2 / η, (1.3)

где Р2 – мощность на ведомом валу, Р2 = … кВт.

Р1 = … / … = … кВт

1.4 Определяем частоту вращения ведущего вала

U = n1 / n2 (1.4)

n 1 = n2 · U, (1.5)

где n2 – частота вращения ведомого вала, n2 = … мин-1;

U – передаточное число редуктора, U = ….

 

 
          КП 2-……….…00.ПЗ Лист
           
Изм. Лист №докум. Подп. Дата
  n1 = … · … =... мин-1 1.5 Подбираем электродвигатель по исходным данным (Р1 = … кВт, n1 = … мин-1), поскольку вал двигателя соединяется с быстроходным валом редуктора муфтой. Примечание: при подборе мощности двигателя допускается его перегрузка до 5…8% при постоянной нагрузке и до 10…12% при переменной нагрузке [3, с.13]; отклонение частоты вращения вала двигателя от заданной допускается ± 3 %. Выбираем электродвигатель с номинальной мощностью равной или несколько превышающей Р1 и с угловой скоростью близкой к n1. Принимаем электродвигатель единой серии 4А тип …….. [3, с.13], [4, с.321], для которого: Рдв = … кВт, nдв = … мин-1, dдв = … мм [3, с.14], [4, с.322]. Окончательно принимаем Р1 = … кВт, n1 = … мин-1. 1.6 Проверяем отклонение частоты вращения вала двигателя от заданной для быстроходного вала редуктора (nдв – n1) / nдв · 100% (1.6) (… – …) / … · 100% = … % 1.7 Определяем мощность на ведомом валу Р2 = Р1 · η (1.7) Р2 = … · … = … кВт 1.8 Уточняем частоту вращения ведомого вала редуктора U = n1 / n2 (1.8) n2 = n1 / U (1.9) n2 = … / … = … мин-1 1.9 Определяем вращающие моменты на ведущем и ведомом валах Те1 и Те2 Те1 = 9,55 · Р1 / n1 (1.10) Те1 = 9,55 · … · 103 / … = … Н·м Те2 = Те1 · U · η (1.11) Те2 = … · … · … = … Н·м    
            КП 2-……….…00.ПЗ Лист
           
Изм. Лист №докум. Подп. Дата
2 Расчёт зубчатой передачи   2.1 Выбор материалов и определение допускаемых напряжений 2.1.1 Поскольку в проектном задании к редуктору не предъявляется жестких требований в отношении габаритов передачи, а изготовление колес осуществляется в условиях мелкосерийного производства, то выбираем материалы со средними механическими качествами. Принимаем для шестерни и колеса одну и ту же марку стали с различной термообработкой. Так как передаваемая мощность невелика и для достижения лучшей приработки, твердость колес должна быть не более 350 НВ. Кроме того, в проектном задании указывается, что редуктор должен быть общего назначения, а для таких редукторов экономически целесообразно применять колеса с твердостью меньше или равной 350 НВ. Учитывая, что число нагружений в единицу времени зубьев шестерни в передаточное число больше числа нагружений зубьев колес, для обеспечения одинаковой контактной выносливости механические характеристики материала шестерни должны быть выше, чем материала колеса [5, с.52]. НВ1 = НВ2 + (20 ÷ 50) (2.1) Для выполнения этой рекомендации назначаем соответствующий режим термообработки, полагая, что диаметр заготовки шестерни не превысит 120 мм, а колеса 300 мм. Шестерня: сталь 40Х, термообработка – улучшение. Принимаем: НВ1 = 270; σу = 690 МПа; σu = 930 МПа [2, с.34]. Колесо: сталь 40Х; термообработка – улучшение. Принимаем: НВ2 = 245; σу = 540 МПа; σu = 830 МПа [2, с.34]. НВ1 – НВ2 = 270 – 245 = 25, что соответствует указанной рекомендации. 2.1.2 Определяем допускаемые контактные напряжения при расчёте на контактную усталость [2, с.33] σнр = (σнlimb · KHL) / SH, (2.2) где σнlimb – предел контактной выносливости поверхности зубьев, соответству-ющий базовому числу циклов напряжений [2, с.34], МПа; σнlimb = 2 · НВ + 70 (2.3) σнlimb1 = 2 · 270 + 70 = 610 МПа σнlimb2 = 2 · 245 + 70 = 560 МПа KHL – коэффициент долговечности, учитывающий срок службы передачи, поскольку в проектном задании указано, что редуктор предназначен для длительной работы, то есть число циклов NN больше базового No, то KHL = 1 [2, c.33];  
          КП 2-……….…00.ПЗ Лист
           
Изм. Лист №докум. Подп. Дата
  SH – коэффициент запаса прочности, для нормализованных и улучшенных сталей SН = 1,1 ÷ 1,2, принимаем SН = 1,2 [2, с.33]. σнр1 = (610 · 1) / 1,2 = 508 МПа σнр2 = (560 · 1) / 1,2 = 467 МПа В качестве расчётного допускаемого контактного напряжения принимаем σнр = σнр2 = 467 МПа 2.2 Проектировочный расчёт передачи на контактную усталость активных поверхностей зубьев 2.2.1 Определяем средний делительный диаметр колеса [2, с.49] ,(2.4) где Кd – вспомогательный коэффициент, Кd = 99 МПа 1/3 для прямозубых передач [2, с.49]; Кнβ – коэффициент неравномерности, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца, выбираем по таблице 3.1 [2, с.32] в зависимости от твердости рабочих поверхностей зубьев, коэффициента Ψвd1 и расположения зубчатых колёс относительно опор; при консольном расположении шестерни Кнβ = 1,2 ÷ 1,35, принимаем Кнβ = 1,35; ΨвRe – коэффициент ширины венца относительно внешнего конусного расстояния, принимаем ΨвRe = 0,285 (рекомендация ГОСТ 12289 – 76). = … мм Принимаем по ГОСТ12289 -76 ближайшее стандартное значение dе2 = … мм [2, с.49]. 2.2.2 Определяем углы делительных конусов [2, с.50] δ2 = arctg U (2.5) δ1 = 90˚ – δ2 (2.6) δ2 = arctg … = … δ1 = 90˚ – … = … 2.2.3 Принимаем по ГОСТ 12289 -76 число зубьев шестерни учитывая, что Z1 = 18 ÷ 32, и определяем число зубьев колеса Принимаем Z1 = …  
            КП 2-……….…00.ПЗ Лист
           
Изм. Лист №докум. Подп. Дата
  U = Z2 / Z1 (2.7) Z2 = U · Z1 (2.8) Z2 = … · … = … Принимаем Z2 =... 2.2.4 Определяем внешний окружной модуль mе me = de2 / Z2 (2.9) me = … / … = … мм Принимаем mе = … мм. Примечание: округлять mе до стандартного значения для конических колёс не обязательно. 2.2.5 Определяем средний окружной модуль m = me · (1 – 0,5 · ΨвRe) (2.10) m = … · (1 – 0,5 · 0,285) = … мм 2.2.6 Определяем внешнее конусное расстояние Re = 0,5 me √ Z22 + Z22 (2.11) Re = 0,5 · … √ … 2 + …2 = … мм 2.2.7 Определяем ширину зубчатого венца b = ΨвRe · Re (2.12) b = 0,285 · … = … мм Принимаем b = … мм [7, с.172]. 2.2.8 Уточняем внешние и средние делительные диаметры   de = me · Z (2.13) de1 = … · … = … мм de2 = … · … = … мм d = m · Z (2.14) d1 = … · … = … мм d2 = … · … = … мм   2.2.9 Определяем среднее конусное расстояние R = Re – 0,5 · b (2.15) R = … – 0,5 · … = … мм  
            КП 2-……….…00.ПЗ Лист
           
Изм. Лист №докум. Подп. Дата
  2.3 Проверочные расчёты передачи 2.3.1 Проверочный расчет передачи на контактную усталость активных поверхностей зубьев выполняем по условию контактной прочности [2, с.48] (2.16) где КН – коэффициент нагрузки [2, с.49]; КН = KHβ · KHα · КHv, (2.17) где KHβ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагруз-ки между зубьями; уточняем по таблице 3.5 [2, с.39] в зависимости от твердости рабочих поверхностей зубьев, коэффициента Ψвd1 и расположения зубчатых колёс относительно опор; Коэффициент ширины шестерни по среднему диаметру Ψвd1 = b / d1 (2.18) Ψвd1 = … / … = … Принимаем KHβ = … [2, с.39]. KHα – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, для прямозубых колёс по таблице 3.4 [2, с.39] KHα = 1; КHv –коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении до зоны резонанса, выбираем по таблице 3.6 [2, с.40]; Окружная скорость зубчатых колёс V = 0,1· nдв· d1 / 2000 (2.19) V = 0,1 · … · … / 2000 = … м/с При этой скорости принимаем 8 степень точности и тогда КHv = 1,05 [2, с.40]. КН = … · 1 · 1,05 = … = … МПа Определяем процент недогрузки (перегрузки) (σн – σнр) / σнр · 100 % (2.20) (… – 467) / 467 · 100 % = … %, Что допустимо, так как по принятым в машиностроении нормам допускаются отклонения 5% – перегрузка и 10% – недогрузка.    
            КП 2-……….…00.ПЗ Лист
           
Изм. Лист №докум. Подп. Дата
  Примечание: если отклонение выходит за указанные пределы, то размеры и другие параметры передачи необходимо откорректировать. Рекомендуется в небольших пределах изменить ширину колеса (при перегрузках – увеличить, при недогрузках – уменьшить). Выбрать другой режим термообработки поверхностей зубьев и, соответственно, изменить твердость поверхности зубьев, что приводит к увеличению или уменьшению σнр. 2.3.2 Практика показывает, что изгибная выносливость зубьев для колёс из стали с НВ < 350 обеспечивается с большим запасом прочности, поэтому проверку на изгибную выносливость не выполняем. 2.4 Определение геометрических параметров колёс   2.4.1 Внешняя высота головки и ножки зуба hае = me (2.21) hае = … мм hfе = 1,2 · me (2.22) hfе = 1,2 · … = … мм 2.4.2 Внешний диаметр вершин и впадин зубьев dае = de + 2 · hae· cos δ (2.23) dае1 = … + 2 · … · … = … мм dае2 = … + 2 · … · … = … мм dfe = de – 2 · hfe· cos δ (2.24) dfe1 = … – 2 · … · … = … мм dfe2 = … – 2 · … · … = … мм 2.4.3 Угол головки и ножки зуба θа = arctg (hae / Re) (2.25) θа = arctg (… / …) = … θf = arctg (hfe / Re) (2.26) θf = arctg (… / …) = … 2.5 Определение сил, действующих в зацеплении   2.5.1 Окружная сила Ft = 2 · Te1 / d1 (2.27) Ft = 2 · … · 103 / … = … H 2.5.2 Радиальная сила Fr1 = Ft · tg αw · cos δ1, (2.28)  
            КП 2-……….…00.ПЗ Лист
           
Изм. Лист №докум. Подп. Дата
  где αw – угол зацепления, αw = 20˚. Fr1 = … · 0,364 · … = … H 2.5.3 Осевая сила   Fa1 = Ft · tg αw · cos δ2 (2.29) Fa1 = … · 0,364 · … = … H Fr2 = Fa1 = … Н Fa2 = Fr1 = … Н    
          КП 2-……….…00.ПЗ Лист
           
Изм. Лист №докум. Подп. Дата
3 Предварительный расчёт валов редуктора 3.1 Вал редуктора испытывает совместное действие изгиба и кручения, причём характер изменения напряжений – повторно-переменный, поэтому основным расчётом валов является расчёт на выносливость, но в начале расчёта известны только крутящий момент Т, который численно равен передаваемому вращающему моменту Те. Изгибающие моменты Ми оказывается возможным определить лишь после разработки конструкций вала, когда, согласно чертежу, выявляется его длина. Кроме того, только после разработки конструкции определяются места концентрации напряжений: галтели, шпоночные канавки и т.д. Поэтому, прежде надо сделать предварительный расчёт валов, цель которого – определить диаметры выходных концов валов. Расчёт проводим условно только на кручение, исходя из условия прочности при кручении τ ≤ τadm, (3.1) где τ – касательное напряжение, возникающее в расчётном сечении вала, МПа; , (3.2) где Т – крутящий момент, Н·м; Ведущий вал: Т1 = Тe1 = … Н·м; ведомый вал: Т2 = Те2 = … Н·м. Wр – полярный момент сопротивления сечения при кручении, мм3; Wр = 0,2 · dв³ (3.3) τadm – допускаемое напряжение на кручение, МПа. Поскольку мы заведомо пренебрегаем влиянием изгиба и концентрацией напряжений, то эту ошибку компенсируем понижением допускаемых напряжений. Выбираем материал для валов: ведущий вал – сталь 40Х; ведомый вал – сталь 45, для которых τadm = 25…35 МПа [7, с.294]. Подставляя значения в условие прочности, получим формулу для расчёта диаметров выходных концов ведущего и ведомого валов dв (3.4) Ведущий вал: dв1 = = … мм Ведущий вал редуктора соединяем с валом двигателя. Чтобы осуществить соединение валов стандартной муфтой, необходимо уравнять диаметр ведущего вала с валом двигателя из соотношения dв1 / dдв ≤ 0,75.  
          КП 2-……….…00.ПЗ Лист
           
Изм. Лист №докум. Подп. Дата
  dв1 = 0,75 · dдв (3.5) dв1 = 0,75 · … = … мм   Окончательно принимаем dв1 = … мм, согласуя с ГОСТ 6636–69 [2, с.161, 162]. Ведомый вал: dв2 = = … мм Окончательно принимаем dв2 = … мм, согласуя с ГОСТ 6636–69 [2, с.161, 162]. 3.2 Основные нагрузки, действующие на валы, возникают в зубчатом зацеплении: Fa = … H, Fr = … H, Ft = … H. Собственный вес вала и насаженных на нем деталей не учитываем, поскольку они играют роль лишь в весьма мощных передачах, где сила тяжести деталей выражаются величиной того же порядка, что и силы в зацеплении. Силы трения в опорах не учитываются. Большинство муфт, вследствие неизбежной несоосности соединяемых валов, нагружают вал дополнительной силой Fм. При расчёте валов можно приблизительно считать Fм = 130 √Те2 (3.6) Fм = 130 √ … = … Н На тихоходном валу редуктора, где вращающий момент значителен, должна быть предусмотрена расчетная консольная нагрузка Fм, приложенная к середине выступающего конца вала. Направление силы Fм в отношении окружной силы Ft может быть любым, так как это зависит от случайных неточностей монтажа. Поэтому в расчётных схемах силу Fм направляем так, чтобы она увеличивала напряжение от окружной силы Ft (худший случай). На расчётных схемах все силы, действующие на вал, а так же вращающие моменты как сосредоточенные, приложенные к середине ступиц, хотя в действительности они распределены по длине ступицы. 3.3 Диаметры под подшипники и колесо 3.3.1 Ведущий вал   Диаметр под подшипники dn = dв + 2 · t, (3.7) где t – высота буртика, t = … мм [4, с.37]; dn1 = … + 2 · … = … мм   Принимаем по ГОСТ 8338-75 dn1 = … мм [2, с.402].
          КП 2-……….…00.ПЗ Лист
           
Изм. Лист №докум. Подп. Дата
  3.3.2 Ведомый вал   Диаметр под подшипники определяем по формуле (3.7)   t = … мм [4, с.37]. dn2 = … + 2 · … = … мм Принимаем по ГОСТ 8338-75 dn2 = … мм [2, с.402].   Посадочный диаметр под колесо dk2 = dn2 + 3,2 · r, (3.8) где r – радиус галтели, r = … мм [4, с.37]. dk2 = … + 3,2 · … = … мм Принимаем по ГОСТ 6636–69 dк2 = … мм [2, с.161, 162].  
          КП 2-……….…00.ПЗ Лист
           
Изм. Лист №докум. Подп. Дата
  4 Конструктивные размеры зубчатой пары   Расчет конструктивных размеров зубчатой пары производится по [2, с.233]. 4.1 Шестерню выполняем за одно целое с валом: b = … мм; de1 = … мм; dae1 = … мм; dfe1 = … мм. 4.2 Колесо кованое: de2 = … мм, dае2 = … мм; dfe2 = … мм. 4.2.1 Диаметр ступицы dст = 1,6 · dk2 (4.1) dст = 1,6 · … = … мм Принимаем dст = … мм. 4.2.2 Длина ступицы Lст = (1,2 ÷ 1,5) · dk2 (4.2) Lст = (1,2 ÷ 1,5) · … = … ÷ … мм Принимаем Lст = … мм. 4.2.3 Толщина обода δо= (3 ÷ 4) · m (4.3) δо = (3 ÷ 4) · … = … ÷ … мм Принимаем δо = … мм. 4.2.4 Толщина диска С = (0,1 ÷ 0,17) · Rе (4.4) С = (0,1 ÷ 0,17) · … = … ÷ … мм Принимаем С = … мм. 4.2.5 Фаска h = 0,5 · m (4.5) h = 0,5 · … = … мм Принимаем h = … мм.  
          КП 2-……….…00.ПЗ Лист
           
Изм. Лист №докум. Подп. Дата
5 Размеры элементов корпуса и крышки редуктора   Расчет конструкций корпусных деталей производится по [2, с.241]. 5.1 Толщина стенок корпуса и крышки δ = 0,05 · Rе + 1 (5.1) δ1 = 0,04 · Rе + 1 (5.2) δ = 0,05 · … + 1 = … мм δ1 = 0,04 · … + 1 = … мм Принимаем δ = … мм, δ1 = … мм. 5.2 Толщина фланцев поясов корпуса и крышки 5.2.1 Верхнего пояса корпуса и пояса крышки b = 1,5 · δ (5.3) b1 = 1,5 · δ1 (5.4) b = 1,5 · … = … мм b1 = 1,5 · … = … мм Принимаем b = … мм, b1 = … мм. 5.2.2 Нижнего пояса корпуса (без бобышек) p = 2,35 · δ (5.5) p = 2,35 · … = … мм Принимаем p = … мм. 5.3 Толщина рёбер основания корпуса и крышки m = (0,85 ÷ 1) · δ (5.6) m1 = (0,85 ÷ 1) · δ1 (5.7) m = (0,85 ÷ 1) · … = … ÷ … мм m1= (0,85 ÷ 1) · … = … ÷ … мм Принимаем m = … мм, m1 = … мм 5.4 Диаметр фундаментных болтов d1 = 0,072 · Re + 12 (5.8) d1 = 0,072 · … + 12 = … мм   Принимаем болты с резьбой М....  
          КП 2-……….…00.ПЗ Лист
           
Изм. Лист №докум. Подп. Дата
  5.5 Диаметр болтов у подшипников d2 = (0,7 ÷ 0,75) · d1 (5.9) d2 = (0,7 ÷ 0,75) · … = … ÷ … мм Принимаем болты с резьбой М …. 5.6 Диаметр болтов, соединяющих крышку с основанием корпуса d3 = (0,5 ÷ 0,6) · d1 (5.10) d3 = (0,5 ÷ 0,6) · … = … ÷ … мм Принимаем болты с резьбой М ….    
          КП 2-……….…00.ПЗ Лист
           
Изм. Лист №докум. Подп. Дата
  6 Подбор подшипников   6.1 Ведущий вал Подбираем подшипники по диаметру цапфы вала dп1 = … мм. Намечаем роликовые конические подшипники лёгкой серии № … по ГОСТ 333-79 [2, с.402], [5, с.436-437], для которых: d = … мм; D = … мм; Т = … мм; В = … мм. Практика показывает, что номинальная долговечность подшипников ведущего вала значительно превышает требуемую (10000 часов), так как диаметр выходного конца ведущего вала, а, соответственно, и диаметр вала под подшипниками, был преднамеренно увеличен. Это обеспечивает работоспособность подшипников ведущего вала с запасом долговечности, поэтому их расчёт не производим. 6.2 Ведомый вал Силы в зацеплении: Ft = … H; Fa = … H; Fr = … H. Средний делительный диаметр зубчатого колеса: d2 = … мм. Из первого этапа компоновки: f1 = … м; c1 = … м; L = … м. Нагрузка от муфты: Fм = … H. 6.2.1 Составляем расчётную схему вала    
 
 

 


Рисунок 2 – Расчётная схема вала

 

 
          КП 2-……….…00.ПЗ Лист
           
Изм. Лист №докум. Подп. Дата
  6.2.2 Определяем реакции опор в горизонтальной и вертикальной плоскостях Горизонтальная плоскость ΣМ1 = 0; Ft · c1 – Rx2 · (c1 + f1) + Fм · (c1 + f1 + L) = 0 Rx2 = [Ft · c1 + Fм · (c1 + f1 + L)] / (c1 + f1) Rx2 = [ … · … + … · (… + … + …)] / (… + …) = … H ΣМ2 = 0; Fм · L – Ft · f1 – Rx1 · (c1 + f1) = 0 Rx1 = (Fм · L – Ft · f1) / (c1 + f1) Rx1 = (… · … – … · …) / (… + …) = … H Проверка ΣFix = 0; – Rx1 – Ft + Rx2 – Fм = 0 – … – … + … – … = 0 0 = 0 Вертикальная плоскость m = Fa · d2 / 2 (6.1) m = … · … · 10-3 / 2 = … Н·м ΣМ1 = 0; Ry2 · (c1 + f1) – Fr · c1 – m = 0 Ry2 = (Fr · c1 + m) / (c1 + f1) Ry2 = (… · … + …) / (… + …) = … H ΣМ2 = 0; Ry1 · (c1 + f1) + Fr · f1 – m = 0 Ry1 = (m – Fr · f1) / (c1 + f1) Ry1 = (… - … · …) / (… + …) = … H Проверка ΣFiy =0; Ry1 + Fr – Ry2 = 0 0 = 0 Суммарные реакции R = √ Rх2 + Rу2 (6.2) R1 = √ … 2 + … 2 = … Н R2 = √ … 2 + … 2 = … Н 6.2.3 Подбираем подшипники по диаметру цапфы вала dп2 = … мм и рассчитываем правый (нижний) подшипник на долговечность. Намечаем роликовые конические подшипники лёгкой серии № … по ГОСТ 333-79 [2, с.402], [5, с.436-437], для которых: d = … мм; D = … мм; Т = … мм; В = … мм.  
          КП 2-……….…00.ПЗ Лист
           
Изм. Лист №докум. Подп. Дата
    6.2.4 Осевые составляющие от радиальных реакций конических подшипников определяем по формуле S = 0,83 · e · R (6.3) где е – параметр осевого нагружения, е = … [2, с.402], [5, с.436-437]. S1 = 0,83 · … · … = … H S2 = 0,83 · … · … = … H При S2 > S1; Fa < S2 > S1 осевые нагрузки подшипников определяют по формулам Fa1 = S2 - Fa (6.4) Fa2 = S2 (6.5) Fa1 = … - … = … H Fa2 = … Н 6.2.5 Определяем отношение осевой нагрузки к радиальной правого подшипника Fa2 / R2 = … / … = … < e (6.6) Следовательно, при расчёте эквивалентной нагрузки на подшипник осевую нагрузку не учитываем. 6.2.6 Эквивалентная нагрузка Fred = V · R · Kδ · Kт, (6.7) где V – коэффициент вращения кольца, V = 1 при вращении внутреннего кольца подшипника [2, с.212]; Kб – коэффициент безопасности, Kб = … [2, с.214]; Кт – температурный коэффициент, Kт = 1 при рабочей температуре подшипника менее 100º С [2, с.214]. Fred2 = 1 · … · … · 1 = … Н 6.2.7 Расчётная долговечность в миллионах оборотов [2, с.211] (6.8) где С – динамическая грузоподъёмность подшипника, С = … кH [2, с.402], [5, с.436-437]. = … млн.об.
          КП 2-……….…00.ПЗ Лист
           
Изм. Лист №докум. Подп. Дата
  6.2.8 Расчётная долговечность в часах [2, с.211] , (6.9) где n – частота вращения ведомого вала редуктора, n2 = … мин-1. = … часов Номинальная долговечность подшипников лёгкой серии № … превышает требуемую, что обеспечивает их работоспособность в течение требуемого срока службы.    
          КП 2-……….…00.ПЗ Лист
           
Изм. Лист №докум. Подп. Дата
  7 Проверка прочности шпоночных соединений   7.1 Шпонки призматические со скруглёнными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок – по ГОСТ 23360–78 [2, с.169], [5, с.449, 450]. Материал шпонок – сталь 45 нормализованная. Напряжение смятия и условие прочности определяется по формуле [2, с.170] σсм. max σсм.adm, (7.1) где σсм. max – максимальное напряжение смятия, МПа; Т – вращающий момент, Н·м; d – диаметр вала в месте установки шпонки, мм; h – высота шпонки, мм; t1 – глубина паза вала под шпонку, мм; ℓ – длина шпонки, мм; b – ширина шпонки, мм; σсм.adm – допускаемое напряжение смятия, при чугунной ступице σсм.adm = 50…70 МПа; при стальной ступице σсм.adm = 100…120 МПа. 7.2 Ведущий вал: dв1 = … мм; b × h = … × … мм; t1 = … мм; ℓ = … мм; Те1 = … Н·м. σсм. max = … МПа σcм.max < σcм.adm   7.3 Ведомый вал: Из двух шпонок – под зубчатым колесом и на выходном конце вала – более нагружена вторая (меньше диаметр вала и поэтому меньше размеры поперечного сечения шпонки). Проверяем шпонку на выходном конце вала: dв2 = … мм; b × h = … × … мм; t1 = … мм; ℓ = … мм; Те2 = … Н·м. σсм. max = … МПа σcм.max < σcм.adm    
          КП 2-……….…00.ПЗ Лист
           
Изм. Лист №докум. Подп. Дата
8 Уточнённый расчёт валов   8.1 Ведущий вал Выполнение уточнённого расчёта ведущего вала не имеет смысла, так как его диаметр был преднамеренно увеличен для того, чтобы соединить вал двигателя и выходной конец ведущего вала стандартной муфтой, чем был обеспечен запас прочности.   8.2 Ведомый вал Составляем расчётную схему нагружения вала, используя значения реакций опор в двух плоскостях, полученные при подборе подшипников. Устанавливаем два предполагаемых опасных сечения, подлежащих проверке на усталостную прочность: сечение А-А, проходящее через середину венца зубчатого колеса (dk2 = … мм) и сечение Б-Б, проходящее через опору у выходного конца вала (dп2 = … мм). Наиболее опасным сечением, подверженным усталостному разрушению является сечение Б-Б, где концентратором напряжения является прессовая посадка и площадь поперечного сечения вала меньше, чем под колесом, поэтому производим расчёт на усталостную прочность наиболее опасного сечения Б-Б. Для этого сечения должно соблюдаться условие [5, с.267] S ≥ Sadm, (8.1) где S – расчётный коэффициент запаса прочности; Sadm – заданный или требуемый коэффициент запаса прочности, Sadm = 1,6 … 2,1 [5, с.267]. , (8.2) где Sσ, Sτ – коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям; (8.3) , (8.4) где σ-1 и τ–1 – пределы выносливости гладких стандартных цилиндрических образцов при симметричном цикле изгиба и кручения, МПа; Для углеродистых конструкционных сталей  
          КП 2-……….…00.ПЗ Лист
           
Изм. Лист №докум. Подп. Дата
  σ-1 = 0,43 · σu (8.5) τ–1 = 0,58 · σ-1 (8.6) Для стали 45 предел прочности σu = 560 МПа [4, с.125]. σ-1 = 0,43 · 560 = 240,8 МПа τ–1 = 0,58 · 240,8 = 139,7 МПа σа и τа – амплитуды напряжений цикла, МПа; σm и τm – средние напряжения цикла, МПа; Ψσ и Ψτ – коэффициенты чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений, Ψσ = 0,2; Ψτ = 0,1 [2, с.164]; Кσ и Кτ – эффективные коэффициенты концентраций напряжений; Кd – коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения; КF – коэффициент влияния параметров шероховатости поверхности. В расчётах валов принимают, что нормальные напряжения изменяются по симметричному, а касательные по отнулевому циклу. Для симметричного цикла [4, с.126] σm = 0 σa = σи = Mи / Wx, (8.7) где Ми – результирующий изгибающий момент, Н·м; Ми = √ Мх2 + Мy2, (8.8) где Мх, Му – изгибающие моменты в горизонтальной и вертикальной плоскостях, Н·м; Wх – осевой момент сопротивления сечения при изгибе, мм3. Для отнулевого цикла [4, с.126] τа = τm = τ / 2 = T / 2Wp, (8.9) где τ – касательные напряжения кручения, МПа; Т – крутящий момент, Н·м; Wр – полярный момент сопротивления сечения при кручении, мм3. Сечение Б-Б: Концентратор напряжений – прессовая посадка. Кσ / Кd = …; Кτ / Кd = …; КF = … [5, с.272]. (8.10) (8.11)    
          КП 2-……….…00.ПЗ Лист
           
Изм. Лист №докум. Подп. Дата
= … мм3 = … мм3 Для определения изгибающего момента в опасном сечении строим эпюры моментов вала в горизонтальной и вертикальной плоскостях. Горизонтальная плоскость МxI = 0 МxII = – Rx1 · с1 = – … · … = – … Н·м МxIII = – Rx1 · (с1 + f1) – Ft · f1 = – … · (… + …) – … · … = – … Н·м МxIII (спр) = – Fм · L = – … · … = – … Н·м МxIV = 0   Вертикальная плоскость МyI = 0 МyII = Ry1 · с1 = … · … = … Н·м МyII(c) = Ry1· с1 – m = … · … – … = – … Н·м МyII (спр) = – Ry2 · f 1 = – … · … = – … Н·м МyIII = 0 Строим эпюру крутящих моментов. Т = Те2 = … Н·м Из эпюр М xIII = … Н·м МyIII = … МиIII = M xIII = … H·м σa = σи = … · 103 / … = … МПа τ = … · 103 / … = … МПа τа = τm = … / 2 = … МПа   = …   = …   = … S > Sadm  
          КП 2-……….…00.ПЗ Лист
           
Изм. Лист №докум. Подп. Дата
 
 

 

 

 


Рисунок 3 – Расчётная схема вала с эпюрами моментов

 

 
          КП 2-……….…00.ПЗ Лист
           
Изм. Лист №докум. Подп. Дата
9 Выбор посадок   Выбор посадок основных деталей производим по [2, с.263].   Посадка зубчатого колеса на вал … по ГОСТ 25347-82.   Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала ….   Отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца ….   Отклонения диаметров валов под мазеудерживающие кольца ….   Отклонения диаметра вала под распорную втулку ….   Отклонения диаметров валов под манжеты армированные ….    
          КП 2-……….…00.ПЗ Лист
           
Изм. Лист №докум. Подп. Дата
10 Смазка редуктора   Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием конического зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса на всю длину зуба. Объем масляной ванны V определяем из расчета 0,25 дм3 масла на 1 кВт передаваемой мощности.   V = 0,25 · P1 (10.1) V = 0,25 · … ≈ … дм3   Устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях σH = … МПа и скорости V = … м/с, рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна … · 10-6 м²/с [2, с.253]. Принимаем масло индустриальное … [2, с.253]. Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом УТ-1, периодически пополняем его шприцем через пресс-маслёнки.    
          КП 2-……….…00.ПЗ Лист
           
Изм. Лист №докум. Подп. Дата
11 Описание конструкции и сборки редуктора   Перед сборкой внутреннюю полость редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов. На ведущий вал насаживают мазеудерживающее кольцо и роликоподшипник, предварительно нагретый до 80 … 100° С в масле. Затем устанавливают распорную втулку, которая будет препятствовать перемещению подшипников. Далее устанавливают второй подшипник аналогично первому. Второй подшипник фиксируют гайкой круглой шлицевой и запрессовывают полученный узел в стакан. Закладывают шпонку b × h × ℓ = … × … × … в шпоночную канавку ведомого вала и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала, надевают мазеудерживающие кольца, устанавливают роликоподшипники, предварительно нагретые в масле и устанавливают подшипниковые узлы в стаканы. Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу. После этого на ведомый вал надевают распорные кольца, в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки. Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают манжеты резиновые армированные, пропитанные горячим маслом. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами. Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой из технического картона; закрепляют крышку болтами. Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.    
          КП 2-……….…00.ПЗ Лист
           
Изм. Лист №докум. Подп. Дата
Заключение   В результате выполнения задания по курсовому проектированию была разработана типовая конструкция одноступенчатого горизонтального конического прямозубого редуктора общего назначения. Данный редуктор предназначен для длительной работы. Выполнение задания разделено на 2 этапа. Первым этапом задания является пояснительная записка, а вторым – графическая часть. Пояснительная записка состоит из необходимых расчетов отдельных деталей и узлов редуктора и содержит пояснения этих расчетов. Графическая часть включает в себя два чертежа: один рабочий и один сборочный. Рабочий чертеж выполнен либо на тихоходный вал, либо на зубчатое колесо редуктора. Сборочный чертеж выполнен на полнокомплектный редуктор и сопровождается соответствующей спецификацией. Пояснительная записка и чертежи выполнены в соответствии со всеми требованиями, предъявляемыми к нормативно-технической документации на производстве. В процессе проектирования редуктора были усвоены и закреплены знания по следующим учебным дисциплинам: техническая механика; инженерная графика; нормирование точности и технические измерения; материаловедение и технология материалов. Спроектированный редуктор может применяться для привода различных типов рабочих машин – например ленточных конвейеров – и соответствует всем нормам, предъявляемым к данному типу редукторов.    
          КП 2-……….…00.ПЗ Лист
           
Изм. Лист №докум. Подп. Дата
Список использованных источников   1. ГОСТ 1.105-95. Общие требования к текстовым документам. Минск, 1995. 2. Чернавский, С.А. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов / С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин и др. – 2-е изд., - М.: Высшая школа, 1987. – 416 с. 3. Соколовская, В.П. Техническая механика. Детали машин. Курсовое проек-тирование: пособие / В.П. Соколовская. - Минск: Высшая школа, 2010. – 103с. 4. Дунаев, П.Ф. Детали машин. Курсовое проектирование: Учебное пособие для машиностроительных специальностей техникумов / П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов. - М.: Высшая школа, 1984. – 336с. 5. Шейнблит, А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие / А.Е Шейнблит. - 2-е изд., - Калининград: Янтар. сказ, 2003. – 454 с. 6. ГОСТ 21354 – 87. Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные внешнего зацепления. Расчёт на прочность.
  1. Кузьмин, А.В. Расчёты деталей машин: Справочное пособие / А.В.Кузьмин, М.Н.Чернин, Б.С.Козинцов. – 3-е изд., - Минск: Высшая школа, 1986.- 400с.
  2. Курмаз, Л.В. Детали машин. Проектирование: учебное пособие / Л.В.Курмаз, А.Т.Скойбеда.- 2-е изд., - Минск: УП «Технопринт», 2002.- 290с.
 
          КП 2-……….…00.ПЗ Лист
           
Изм. Лист №докум. Подп. Дата
  Приложение. (Спецификация)  
          КП 2-……….…00.ПЗ Лист
           
Изм. Лист №докум. Подп. Дата
                               

 


1 | 2 |

Поиск по сайту:

Все материалы представленные на сайте исключительно с целью ознакомления читателями и не преследуют коммерческих целей или нарушение авторских прав. Студалл.Орг (0.01 сек.)