Федеральное агентство по образованию Государственное образовательное учреждение высшего профессионального образования Вятский Государственный Университет Факультет технологий, инжиниринга и дизайна Кафедра материаловедения и основ конструирования Привод дискового вакуум-фильтра Пояснительная записка Курсовая работа по дисциплине “Механика” ТПЖА. 303100.0303 ПЗ Разработал студент гр. Руководитель ___________________/Велигорская А.С./ (подпись) _____________________ /Мельчаков М.А./ (подпись) Проект защищён с оценкой «________» «____»_____________2018 г. Члены комиссии__________________(_________________________) __________________(_________________________) __________________(_________________________) Киров 2017 Реферат Велигорская А.С., Привод дискового вакуум-фильтра; ТПЖА 042000.046 ПЗ: Курсовая работа / ВГУ, Кафедра материаловедения и основ конструирования; руководитель Лисовская Ольга Борисовна.; г. Киров 2018; г.ч. 2 л. Ф. А1; П.З. 39 л.; 4 спецификации; 12 источников. ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЬ, ЦИЛИНДРИЧЕСКИЙ РЕДУКТОР, РЕМЕНЬ, ТИХОХОДНАЯ СТУПЕНЬ,БЫСТРОХОДНАЯ СТУПЕНЬ, ПОДШИПНИК, КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ. Объект исследования и разработки – привод к дисковому вакуум-фильтру. Цель работы – обобщение знаний и использование их при решении практических проблем. Курсовой проект по дисциплине “Детали машин” является заключительным этапом подготовки студентов к освоению специальных дисциплин и предполагает творческий подход к решению поставленной задачи. Содержание Введение………….……….….……….……….……….…….…….... 5 1 Кинематический расчет привода……….……….……….………….…….7 2 Расчёт клиноремённой передачи……….……….………..…….……….10 3 Расчет зубчатпередач……….……….……….……….…………….…….….14 3.1 Расчет быстроходной передачи……………………….……………...14 3.2 Геометрические параметры быстроходной передачи………….……15 3.3 Расчет тихоходной передачи…………….…………….……….……….18 3.4 Геометрические параметры тихоходной передачи…………….……20 4 Расчет валов. Предварительный расчет………….….……….……….…...23 4.1.Подбор подшипников………….….……….………………….……….25 4.2.Расчет размеров корпуса цилиндрического редуктора………….…....26 4.3.Расчет размеров цилиндрических зубчатых колc…….…...27 4.4 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов……………….28 4.5 Расчет валов на усталостную прочность……….….……….………...32 5 Расчет подшипников на быстроходном валу.........……….……….….…..37 6 Расчёт шпоночных, шлицевых и штифтовых соединений……….………..38 7 Выбор системы смазки и смазочных материалов……….……….……...39 7.1 Выбор системы смазки……….……….……….….…….…….……….39 7.2 Смазочные материалы……….……….………….……….……….…..39 8 Сборка и разборка редуктора……….……….…......…………….….……40 Заключение……….……….….……….…….……….……….……….……… 41 Приложение А Расчеты подшипников на промежуточном и тихоходном валах Приложение Б библиографический список ТПЖА 042000.046 ПЗ Изм. Лист № докум. Разраб. Велигорская А.С Провер. Мельчаков М.А. ММ.А. Реценз. Н. Контр. Утверд. Ю. Подпись Дата Редуктор двухступенчатый цилиндрический Лит. Лист 5 ВятГУ Листов 39 Введение Цель работы – практическое освоение знаний, полученных при изучении дисциплины «Механика». Данная курсовая работа является первой самостоятельной работой, связанной с изучением основ проектирования, расчёта машин и механизмов. Была поставлена задача разработки наиболее эффективной конструкции, которая должна как можно ближе подходить к заданным условиям работы. Объект исследования и разработки – привод дискового вакуум-фильтра. В работе рассчитывались – силовые расчеты, расчеты зубчатых передач и гибких связей, предварительные расчеты валов и конструктивных размеров, а также рабочие чертежи. Лист ТПЖА. 042000.046 ПЗ Изм. Лист № докум. Подпись Дата 6 1 Выбор электродвигателя и кинематический расчёт. Исходные данные: требуемая мощность на выходном валу Р4=3 кВт, требуемая частота вращения выходного вала nв=24 мин-1, расчётный срок службы 9 лет. Рассчитывается КПД привода – ориентировочный КПД передачи по формуле (1.1). ηобщ= ηрем · η3подш · η2зуб (1.1) подставляя данные в формулу (1.1) получается: ηобщ=0,96 · 0,9953 · 0,972=0,89 где ηобщ – КПД привода; ηрем – КПД ременной передачи; ηзуб – КПД зубчатой цилиндрической передачи; Выбор электродвигателя: Требуемая мощность электродвигателя Рэл.д. рассчитывается по формуле (1.2): Рэл.д= P4 ОБЩ (1.2) подставляя данные в формулу (1.2) получается: Рэл.д=3 / 0,89=3,37 кВт Предварительно принимаем uзуб тх.=16, uзуб бх.=4,5, ременной передачи uрем = 3,15 Частота вращения вала электродвигателя по формуле (1.3) nэ= nв· Uпр (1.3) Uпр = uзуб тх. · uзуб бх. · uрем (1.4) подставляя данные в формулу (1.4) получается: Uпр=3,15·4,5·3,15=44,65 подставляя данные в формулу (1.3) получается: nэ.=24·44,65=1071 об/мин По каталогу выбирается электродвигатель АИР112МВ6/950, для которого: Рэл.д=4 кВт, nэ =950 об/мин. Определение передаточного числа привода и разбивка его по ступеням. Передаточное число привода Uпр=nэ / nв (1.5) подставляя данные в формулу (1.5) получается: Uпр=950 / 24=39,5 Uрем=Uпр / (uзуб тх.· uзуб бх.) (1.6) подставляя данные в формулу (1.6) получается: Uрем=39,5/(3,15·4,5)=2,79 Определение кинематических и силовых характеристик на валах привода. Частоты вращения валов привода. Ведущий вал: n1= nЭ U РЕМ (1.7) подставляя данные в формулу (1.9) получается: ТПЖА. 042000.046 ПЗ Изм. Лист № докум. Подпись Дат а Лист 7 n 1 =950/2,79=340,5 об/мин Промежуточный вал: n2=n1 / uзуб бх. подставляя данные в формулу (1.10) получается: n2=340,5 / 4,5=75,67 об/мин Ведомый вал: n3=n2 / uзуб тх подставляя данные в формулу (1.11) получается: n3=75,6/3,15=24,02 об/мин Угловые скорости валов: Вал электродвигателя: 0 n0 30 подставляя данные в формулу (1.12) получается: ωэ=(3,14·950)/30=99,43 рад/с с-1 Ведущий вал: ω1=(π·n1)/30 подставляя данные в формулу (1.13) получается: (1.8) (1.9) (1.10) (1.11) ω1=(3,14·340,5)/30=35,66с-1 Промежуточный вал: ω2=(π·n2)/30 подставляя данные в формулу (1.14) получается: ω2=(3,14·75,6)/30=7,92с-1 Ведомый вал: ω3=(π·n3)/30 подставляя данные в формулу (1.15) получается: ω3=(3,14·24,02)/30=2,51 рад/с с-1 Мощность на валах: Вал электродвигателя: P0 0 T0 подставляя данные в формулу (1.16) получается: Р0=99,43·(4/99,43)=4 кВт На ведущем валу: Р1=Рэл.д·ɳподш·ɳрем подставляя данные в формулу (1.17) получается: Р1=4·0,995·0,96=3,82 кВт На промежуточном валу: Р2=Р1·ɳподш·ɳзуб бх. подставляя данные в формулу (1.18) получается: Р2=3,82·0,995·0,97=3,69 кВт На ведомом валу: Р3=Р2·ɳподш·ɳзуб тх. подставляя данные в формулу (1.19) получается: ТПЖА. 042000.046 ПЗ Изм. Лист № докум. Подпись Дата (1.12) (1.13) (1.14) (1.15) (1.16) (1.17) Лист 8 Р3=3,69·0,995·0,96=3,56 кВт Вращающие моменты на валах. На валу электродвигателя: Т0= PЭ 0 Н·м (1.18) подставляя данные в формулу (1.20) получается: Т0=4000/99,43=40,23 Н·м Ведущий вал: Т1=Р1·103/ω1 Н·м подставляя данные в формулу (1.21) получается: Т1=3820/35,6=107,3 Промежуточный вал: Т2=Р2·103/ω2 подставляя данные в формулу (1.22) получается: Т2=3600/7,92=465,5 Н·м (1.19) (1.20) Ведомый вал: Т3=Р3·103/ω3 подставляя данные в формулу (1.23) получается: Т3=3500/2,5=1400 Н·м Вычисленные данные приведены в таблице 1 Таблица 1 Вращающие моменты на валах Вал Частота Угловая Вращающий Мощность вращения скорость момент Р, кВт -1 n, об/мин ω, с Т, Н·м Вал электродвигателя Ведущий вал Промежуточный вал Ведомый вал 950 99,43 40,21 4 340,5 35,66 107,3 3,82 № докум. Передаточное число передач 2,79 4,5 75,67 7,92 465,6 3,69 3,15 24,02 2,51 1414 3,56 ТПЖА. 042000.046 ПЗ Изм. Лист (1.21) Подпись Дата Лист 9 2 Расчёт ремённой передачи Выбираем клиновой ремень сечения В со следующими параметрами Таблица 2 - Параметры клинового ремня Вр, Q, Тип СечеВ0, h, Y0, А, d1, м Т1, Н·м кг ремня Ние мм мм Мм Мм мм м м Нормаль ный 150…45 клиново В 19 22 13,5 4,8 2,3 0,3 200 0 й ремень Т1=40,2 Н·м, n1=950 об/мин Принимаем d1=224 мм Диаметр ведомого шкива d2 , мм d2 = d1 ·U · (1- ) где = 0,02 - коэффициент скольжения ремня.. подставляя данные в формулу (2.1) получается: d2=224·2,79· (1-0,02)=612,46 мм Принимается d2=630 мм Уточняем значение передаточного отношения d2 U d1 (1 ) подставляя данные в формулу (2.2) получается: 630 U 2.86 224 (1 0.002) (2.1) (2.2) Межосевое расстояние а Принимаем К=1, тогда а =d2 ·К подставляя данные в формулу (2.3) получается: a =630·1 = 630 мм Длина ремня L (2.3) 2 d1 d 2 L 2 a 0,5 d 1 d 2 4a (2.4) подставляя данные в формулу (2.4) получается: 2 630 224 L 2 630 0.5 3,14(224 630) 2666,19 мм 4 630 Принимается L=2800 мм ТПЖА. 042000.046 ПЗ Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 10 С учётом стандартной длины уточняем межосевое расстояние a 2 L d1 d 2 2 L d1 d 2 2 8 d 2 d1 2 (2.5) 8 подставляя данные в формулу (2.5) получается: a 2 2800 3,14 224 630 2 2800 3,14224 6302 8630 224 2 8 699,8 мм Принимаем а=700 мм Минимальное расстояние для удобства монтажа и снятия ремней: amin a 0,01 L 7000,012800 671,8 мм Максимальное межосевое расстояние для создания натяжения и подтягивания ремня при вытяжке: amax a 0,025 L 7000,0252800 769 мм Линейная скорость ремней = d1 n 6010 3 (2.6) подставляя данные в формулу (2.6) получается: 3,14 224 950 11,14 м с 60000 [V]=25 м/с – допускаемая скорость для клиновых ремней. Число пробегов ремня U U v 103 U L (2.7) Соблюдение соотношения V≤[V] условно выражает долговечность ремня и его соблюдение гарантирует срок службы ремня 1000…5000 часов. [U]=20-допускаемое число пробегов для клиновых ремней подставляя данные в формулу (2.7) получается: U 11,14 1000 3,98c 1 2800 Частота вращения ведомого вала: n2=d1·n1·(1-ε)/d2=331,02 с-1 Угол обхвата ремнями ведущего шкива по формуле (2.8) = 180 о-60 о· (d2 - d1 )/a (2.8) подставляя данные в формулу (2.8) получается: =180 о- 60 о· (630-224)/700=145 о Т.к. допустимый угол обхвата [ ] =110 о, то условие [ ] выполняется. Определение требуемого числа клиновых ремней. Определяется допускаемая мощность [P], которую может передать в данных условиях эксплуатации один клиновой ремень по формуле (2.9) [P]=(Р0·СL·Сα·∆Ри) ·СР (2.9) где Р0 – мощность, допускаемая на один ремень в типовых условиях u = 1, 1 = 180º, длине и спокойной односменной работе Р0=5,71 кВт ТПЖА. 042000.046 ПЗ Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 11 С коэффициент угла обхвата, С =0,90 С L коэффициент длины ремня CL 6 L L0 (2.10) подставляя данные в формулу (2.10) получается: C L 0,92 C p коэффициент режима нагрузки, C p 0,68 ∆Ри=0,0001·n1·∆Ти (табл) - поправка по мощности ∆Ри=0,855 кВт подставляя данные в формулу (2.9) получается: P (2,62 0,90 0,92 0,31) 0,68 3,79 Определяем число ремней по формуле (2.11) Z P1 P (2.11) где Р1-мощность на ведущем шкиву Р1=(T1·n1)/9550=4 кВт подставляя данные в формулу (2.11) получается: Z 4 1,05 3,79 Принимаем 2 ремня Определяется сила натяжения ремня F0 (Н) для одного клинового ремня по формуле (2.12): F0= 780 P1 v2 Z v C Cp (2.12) Где: Θ=0,3 Н·с2/м2 подставляя данные в формулу (2.12) получается: F0= 780 4 0,3 11,14 2 266 H 2 11,14 0,90 0,68 Р1=4 кВт – номинальная мощность электродвигателя в номинальном режиме работы. Радиальное усилие, действующее на вал клиноремённой передачи: Fr=2•F0·Z·sin(α1/2) (2.13) подставляя данные в формулу (2.13) получается: ТПЖА. 042000.046 ПЗ Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 12 Fr=2•266•2•sin(145/2)=1015,45 H Размеры обода шкивов Lp=19 mm, h=14,3 mm, b=5,7 mm, e=25,5±0,5 mm, f=17,0+3-1 mm, r=1,5 mm, hmin=10 mm, α1=36̊ α2=38̊ De1=d1+2b=224+2*5,7=235,4-диаметр шкива De2=d2+2b=641,4-диаметр шкива M = M=(z'-1)·e+2·f= 59,5 мм- ширина обода шкивов ТПЖА. 042000.046 ПЗ Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 13 3 Расчёт зубчатых передач U=4,5 – передаточное отношение ступени; T2=465,54 Нм – крутящий момент на выходном валу передачи; ω2=7,92 рад/с – угловая скорость вращения на выходном валу передачи. Срок службы передачи – Lг=9 лет. Коэффициент годовой Кгод=0,2, коэффициент суточный Ксут=0,3. Колеса принять косозубые. Выбор твёрдости, термической обработки, материала Для изготовления шестерни принимаем сталь 40ХН,термическая обработка – объемная закалка, твердость – 500; для колеса: сталь 40ХН, термическая обработка – объемная закалка, твердость – 500. 3.1 Расчет быстроходной передачи Допускаемые контактные напряжения шестерни: (3.1.1) Допускаемые контактные напряжения колеса: [σ]Нlim2=2·НВ+70=1070 МПа Расчётное допускаемое контактное напряжение шестерни: [σ]H1= h lim b 1 K HL S H 1 1 (3.1.2) (3.1.3) [σ]Hlim1-предел контактной выносливости SH1=1,1- коэффициент запаса прочности KHL1- коэффициент долговечности принимаем равным 1 K HL1 6 N HO1 N HE1 (3.1.4) NHO1-базовое число циклов NHE1-расчетное число циклов и напряжения N HO1 6 107 N HE1 60 w1 30 L R (3.1.5) 365 K ГОД 24 К СУТ 1 – угловая скорость Lh1 – ресурс работы передачи, ч; Кгод1 – коэффициент работы годовой; К1 – коэффициент работы суточный. подставляя данные в формулу (3.1.5) получается: N HE1 60 7,92 30 4,5 365 9 24 0,2·0,3=9,65 Т.к NHE1>NHO1,то принимаем КHL1=1 подставляя данные в формулу (3.1.3) получается: [σ]H1= 1070 1 = 856 МПа 1,25 ТПЖА. 042000.046 ПЗ Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 14 Расчётное допускаемое контактное напряжение колеса: [σ]H2= 2h lim b K HL2 (3.1.6) SH 2 где [σ]2Hlim-предел контактной выносливости колеса SH2=1,1- коэффициент запаса прочности KHL2- коэффициент долговечности принимаем равным 1 K HL2 6 N HO2 N HE 2 (3.1.7) NHO2-базовое число циклов NHE2-расчетное число циклов и напряжения N HO 2 6 107 N HE 2 60 w2 30 L (3.1.8) R 365 K ГОД 24 К СУТ 2 – угловая скорость Lh – ресурс работы передачи; Кгод – коэффициент работы годовой; Ксут – коэффициент работы суточный. подставляя данные в формулу (3.1.8) получается: N HE 2 60 ((7,92 30) / 3,14) 9 365 0,3·24 0,2 2,14 10 7 подставляя данные в формулу (3.1.6) получается: [σ]H2= 10701,18 = 1010,07МПа 1,25 Общее расчетное допускаемое контактное напряжение: [σн]=0,45(σн1+σн2)=839 МПа 3.2 Геометрические параметры быстроходной передачи Межосевое расстояние, мм аW=К·(Uб+1)• 3 Т 2 103 К Н U б ВА Н 2 (3.2.1) К-коэффициент межосевого расстояния (для косозубых колес и шевронных 43) Т2 –момент на колесе. Uб=4,5 – передаточное число быстроходной передачи КНβ = 1,2 коэффициент, учитывающий неравномерность ba = 0,25 (коэффициент ширины для косозубых колес) [σ]H – расчётное допускаемое контактное напряжение. К- коэффициент нагрузки подставляя данные в формулу (3.2.1) получается: аW=43·(4,5+1)• 3 465,54 103 1,2 4,52 839 2 0,25 =128,3 мм ТПЖА. 042000.046 ПЗ Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 15 Принимаем аW=140 мм Нормальный модуль зацепления: Mб=(0,01...0,02)·аw Mб=1,4…2,8 Принимаем mб=2,5мм Определяем число зубьев шестерни и колеса:̊ ̊ Пусть β=10̊-наклон зубьев (3.2.2) Z 1 2 aW cos / m n (u Б 1) (3.2.3) подставляя данные в формулу (3.2.3) получается: Z1 2 140 cos 10 / 2,5 (4,5 1) 20 z2=z1*uб=90 Т.к. Z1>17, то передачу выполняют без смещения. Cоsβ=(2,5(20+90))/280=0,98 β=10,84 Параметр Шестерни, мм Делительный диаметр Диаметр вершин Диаметр впадин Ширина зубчатого венца d1 Колеса, мм Z1 mn 2,5 = 20 =50,91 cos 0,98 d2 mn 2,5 z2 = 90 =229,09 cos 0,98 da1=d1+2mn=50,91+2·2,5=55,9 df1=d1-2,5mn=50,92,5·2,5=44,6 dа2=d2+2mn=229+2·2,5=234 df2=d2-2,5mn=2292,5·2,5=222,8 b1=b2+5=40 b2 ва aW 0,25 140 =35 Определяем фактическое передаточное число UФ Z2 Z1 (3.2.4) подставляя данные в формулу (3.2.4) получается: UФ 90 4,5 20 Ориентировочное значение окружной скорости: V= w2 d 2 2000 (3.2.5) подставляя данные в формулу (3.2.5) получается: V= 7,92 229,09 =0,9 м/с 2000 Принимаем степень точности зубчатой передачи 9 Проверка аw: аw=(d1+d2)/2=(50,91+229,09)/2=140 -Условие выполнено. Проверка зубьев колес по контактным напряжениям σН= Z K H T2 U б 1 103 [σ]H 2 аW b2 U б 3 (3.2.6) где: Zσ – коэффициент учитывающий вид зубьев колес (270 – для косозубых и шевронных) ТПЖА. 042000.046 ПЗ Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 16 [σ]H=839•106 Па – расчётное допускаемое контактное напряжение. КН- коэффициент нагрузки K H K HV K H K H (3.2.7) K HV =1,01- коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения =1,07- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактной линии K H =1,1- коэффициент распределения нагрузки между зубьями подставляя данные в формулу (3.2.7) получается: Кн=1,33 b2=35 мм; Uб=4,5; aW=140мм подставляя данные в формулу (3.2.6) получается: K H 270 465,54 10 3 1,33 4,5 1 736,13 Мпа σН= 140 35 4,5 2 3 736,13МПа≤839 МПа– условие выполняется Силы в зацеплении Наименование Шестерни, Н Колеса, Н 2 T2 10 2 465,54 1000 = 4064,25 d2 229,09 3 Окружная Ft2= Радиальная Осевая Fr2=Ft2·(tgα/cosβ)=1506,1 Fa = Ft2·tg10̊=778,23 Где α=20̊ Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба (3.2.8) Эквивалентные числа зубьев: (3.2.9) Расчётное напряжение изгиба в зубьях колеса: σF2= K F Ft F 2 [σ]F2 b2 mN (3.2.10) где KF=1,2 YF2=3,6-коэффициент формы зуба колеса Yβ=1-коэффициент, учитывающий угол наклона в прямозубой передаче ТПЖА. 042000.046 ПЗ Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 17 [σ]F2 =285,71 МПа подставляя данные в формулу (3.2.10) получается: σF2= 4064,25 1,2 3,6 214,04 МПа<[σ]F 35 2,5 Расчётное напряжение изгиба в зубьях шестерни: σF1= F 2 YF 1 YF 2 [σ]F1 (3.2.11) где YF1=3,9; YF2=3,6; [σ]F1 =267,4 МПа подставляя данные в формулу (3.2.11) получается: σF1= 214,04 3,9 = 231,8МПа<[σ]F 3,6 Расчет на прочность при действии пиковой нагрузки Предел выносливости шестерни: σFlim1=1,8НВ подставляя данные в формулу (3.2.12) получается: σFlim1=1,8·500= МПа Предел выносливости колеса: (3.2.12) н подставляя данные в формулу (3.2.13) получается: σFlim2=1,8·500=500 МПа 1 Принимаем SF = 1.75 Принимаем SF2=1 (для поковок и штамповок). SF=SF1·SF2=1,75·1=1,75 Допускаемые контактные напряжения: σF= σFlim1/SF Тогда, подставляя данные в формулу (3.2.14) получается: σF1=500/1,75= 285,71Мпа σF2=500/1,75=285,71Мпа Находим отношение F (3.2.14) (3.2.15) YF \ 3.3 Расчёт тихоходной передачи U=3,15 – – крутящий момент на выходном валу передачи; ω3=2,5 рад/с – угловая скорость вращения на выходном валу передачи. Срок службы передачи – Lг=9 лет. Коэффициент годовой Кгод=0,3, коэффициент суточный Ксут=0,2. Колеса косозубые. Для шестерни: Сталь 40ХН, термическая обработка объемная закалка, твердость – 500; для колеса: сталь 40ХН, термическая обработка – объемная закалка, твердость – 500. ТПЖА. 042000.046 ПЗ Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 18 Для шестерни предел контактной выносливости при базовом числе циклов: (3.3.1) Принимаем базовое число циклов NHO1=6107 (при 500) Эквивалентное число циклов: N HE1 60 2,5 30 3,15 365 9 24 0,3 0,2 =2,13 (3.3.2) Коэффициент долговечности определяется по формуле: (3.3.3) Принимаем KHL1=1. Коэффициент безопасности примем S н1 =1,25. Допускаемые контактные напряжения шестерни: (3.3.4) [σН1]=1070/1,25=856 МПа Для колеса: (3.3.5) Принимаем NHO2=610 (при 500) 7 N HE 2 60 2,5 30 365 9 24 0,3 0,2 =0,67 Принимаем KHL2=1, S н 2 =1,25 [σН2]=1070/1,25=856 МПа Общее расчетное допускаемое контактное напряжение: (3.3.6) (3.3.7) [σН]=770,4 МПа Коэффициент формы зуба Ка=43 (для косозубых). Коэффициент учитывающий неравномерность распределения по ширине венца КНβ=1,2. Коэффициент ширины зубчатого венца по межосевому расстоянию ba=0,3 Межосевое расстояние, мм аW=К·(Uт+1)• 3 Т 3 103 К Н U б ВА Н 2 (3.3.8) К-коэффициент межосевого расстояния (для косозубых колес и шевронных 43) Т3 –момент на колесе. Ψва=0,3 – коэффициент ширины Uб=3,15 – передаточное число быстроходной передачи КНβ = 1,25 коэффициент, учитывающий неравномерность распределения [σ]H – расчётное допускаемое контактное напряжение. ТПЖА. 042000.046 ПЗ Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 19 К- коэффициент нагрузки подставляя данные в формулу (3.3.8) получается: аW=43·(3,15+1)• 3 1414,95 103 1,2 3,152 770,42 0,3 =176,1 мм Ближайшее стандартное значение межосевого расстояния aw=180 мм Нормальный модуль зацепления: (3.3.9) Принимаем стандартный модуль mn=3 мм 3.4 Геометрические параметры тихоходной передачи Примем предварительный угол наклона зубьев β=10° и определим числа зубьев шестерни и колеса по формуле: (3.4.1) Тогда, число зубьев колеса: (3.4.2) Уточненное значение угла наклона зубьев: (3.4.3) Итог: β=14,83° Эквивалентные числа зубьев: (3.4.4) Предварительные основные размеры: Параметр Шестерни, мм Колеса, мм Делительный диаметр Диаметр вершин Диаметр впадин ТПЖА. 042000.046 ПЗ Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 20 Ширина зубчатого венца Определяем фактическое передаточное число UФ Z4 Z3 (3.4.5) подставляя данные в формулу (3.4.5) получается: UФ 88 3,15 28 Проверка аwт: аwт=(d1+d2)/2=180 мм -Условие выполнено. Окружная скорость колес: (3.4.6) Υ=2,5·273,1/2000=0,34 м/с Степень точности зубчатых колес – 9 Проверка зубьев колес по контактным напряжениям. (3.4.7) Принимаем KFβ=1,ψbd=0,68, KFυ=1,02 υ=0,34 м/с, для косозубых колес Zσ=270 МПа1/2; KH=1,38; T3=1414 H•м; B2=54мм; Uб=3,15; aW=180мм н н =856 МПа – условие выполняется. Силы в зацеплении. Наименование Шестерни, Н Колеса, Н Окружная Радиальная Осевая Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба. Допускаемые напряжения изгиба: (3.4.8) ТПЖА. 042000.046 ПЗ Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 21 Находим отношение: F YF (3.4.9) Расчётное напряжение изгиба в зубьях колеса: (3.4.10) F F =285,71 МПа – условие выполняется. Условие прочности выполнено. где KF=1,24 Yε=1-коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев YF4=3,6-коэффициент формы зуба колеса Yβ=1-коэффициент, учитывающий угол наклона F F =285,71 МПа – условие выполняется. Условие прочности выполнено. ТПЖА. 042000.046 ПЗ Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 22 4. Расчёт валов. Предварительный расчёт валов. Крутящие моменты валов: На быстроходном валу: Т2=107,16 Н·м На промежуточном валу: Т1=465,41 Н·м На тихоходном валу: Т3=1414,95 Н·м Входной вал. Диаметр входного конца вала d, мм по расчёту на кручение, при допускаемом напряжении на кручение [τ]=18 МПа и крутящем моменте Т=107,16 Н∙м, определяется по формуле (4.1): dвх= 3 Т 10 3 0,2 [ ] мм (4.1) подставляя данные в формулу (4.1) получается: 107,16 103 dвх= = 30,99 мм 0,2 18 3 Принимаем dвх=32 мм. Диаметр под уплотнение определяется по формуле (4.2): (округляется до стандартного ряда диаметров); dупл=dвх(вых)+(1...5) мм (4.2) подставляя данные в формулу (4.2) получается: dупл=32+(1...5)=35 мм Принимаем dупл =36 мм. Диаметр вала под подшипники определяется по формуле (4.3) (принимается кратным 5): dподш=dупл+(1...4) мм (4.3) dподш=36+(1...4)=38 мм Принимаем dподш = 40 мм. Диаметр под ступицу колеса определяется по формуле (4.4) (округляется до стандартного ряда диаметров): dтуп=dподш+(3...8) мм ТПЖА. 042000.046 ПЗ Изм. Лист № докум. Подпись Дата (4.4) Лист 23 подставляя данные в формулу (4.4) получается: dступ=40+(3...8)=45 мм Промежуточный вал При допускаемом напряжении на кручение [τ]=18 МПа и крутящем моменте Т=465,41 Н∙м определяется диаметр промежуточного вала. Подставляя данные в формулу (4.1) получается: 465,41 103 =50,56 мм 0,2 18 dК= 3 Принимаем dК=52 мм Диаметр вала под подшипники определяется по формуле (4.3) (принимается кратным 5): Dподш=dупл+(1…4) мм. (4.3) dподш=52+(1...4)=55 мм Принимаем dподш =55 мм. Диаметр под ступицу колеса определяется по формуле (4.4) (округляется до стандартного ряда диаметров): dтуп=dподш+(3...8) мм (4.4) подставляя данные в формулу (4..4) получается: dступ=55+(3...8)=60 мм. Выходной вал Диаметр входного конца вала d, мм по расчёту на кручение, при допускаемом напряжении на кручение [τ]=18 МПа и крутящем моменте Т=1414,95 Н∙м, определяется по формуле (4.1): Т 10 3 dвых= 3 0,2 [ ] dвых= 3 мм (4.1) 1414,95 103 =73,25 мм 0,2 18 Принимаем dвых=75 мм. ТПЖА. 042000.046 ПЗ Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 24 Диаметр под уплотнение определяется по формуле (4.2)(округляется до стандартного ряда диаметров) ;dупл=dвх(вых)+(1...5) мм (4.2) подставляя данные в формулу (4.2) получается: dупл=75+(1...5)=78 мм Принимаем dупл =80 мм. Диаметр вала под подшипники определяется по формуле (4.3) (принимается кратным 5): dподш=dупл+(1...4) мм. (4.3) dподш=75+(1...4)=82 мм Принимаем dподш =85 мм. Диаметр под ступицу колеса определяется по формуле (4.4) (округляется до стандартного ряда диаметров): dтуп=dподш+(3...8) мм (4.4) подставляя данные в формулу (4. 4) получается: dступ=85+(3...8)=90 мм. 4.1.Подбор подшипников. Для цилиндрических зубчатых передач примем подшипник радиально–упорный шариковый однорядный средней серии (ГОСТ 831–75) по диаметру на входном валу dподш =40 мм. Обозначение 46308 dвнутр, мм 40 Dвнеш, мм В (Т), мм С, кН С0,кН 90 23 50,8 30,1 В (Т), мм 39 С, кН 136 С0,кН 99 По диаметру на выходном валу dподш =80 мм. Обозначение 46316 dвнутр, мм 80 Dвнеш, мм 170 По диаметру на промежуточном валу dподш =80 мм. Обозначение dвнутр, мм Dвнеш, мм В (Т), мм С,кН С0, кН 46311 55 120 29 82,8 51,6 ТПЖА. 042000.046 ПЗ Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 25 Вал 1 2 3 dвх(вых) 32 75 dуп 36 80 dподш 40 55 85 dст 45 60 90 4.2Расчет размеров корпуса цилиндрического редуктора. Размеры рассчитываются по следующим формулам (для двухступенчатых редукторов, межосевое расстояние aw входящее в формулы, берется – наиболее нагруженной ступени – тихоходной). 1.Толщина стенки корпуса: 0,025 (1...5)мм 0,025180 (1...5) 4,5 (1...5) мм принимаем 9мм. 2.Толщина стенки крышки корпуса редуктора: 10,02 (1...5)мм 1=0,02180 (1...5)3,6(1...5) мм принимаем 18мм. 3.Толщина верхнего пояса корпуса редуктора: s1,5 1,59 13,5мм принимаем s14мм . 4. Толщина пояса крышки редуктора: s11,511,5812мм принимаем s112мм. 5. Толщина нижнего пояса корпуса редуктора: t(2...2,5)(2...2,5)9 18...22,5 мм принимаем t 20мм. 6. Толщина ребер жесткости корпуса редуктора: C 0,85 0,859 7.65мм принимаем C 8мм. 7. Диаметр фундаментных болтов: dф(1,5...2,5) (1,5...2,5)9 13,5...22.5мм принимаем dф 18мм. (Болт М18 ГОСТ 7798–70). 8. Диаметр болтов, соединяющих корпус с крышкой редуктора: dк(0,5...0,6) dф(0,5...0,6)18 9...10,8мм . ТПЖА. 042000.046 ПЗ Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 26 принимаем dк 10мм. (Болт М10 ГОСТ 7798–70). 9. Диаметр болтов, соединяющих крышку и корпус редуктора около подшипников: dк.п0,75 dф0,7518 13,5мм принимаем dк.п 12мм. (Болт М12 ГОСТ 7798–70). 10. Диаметр болтов для крепления крышек к редуктору: dп(0,7...1,4)(0,7...1,4)9 6,3...12,6мм для быстроходного и тихоходного валов принимаем dпI =dпII=10мм (Болт М10 ГОСТ 7798–70). 11. Диаметр болтов для крепления крышки смотрового отверстия: dк.с 6...10мм принимаем dк.с 8мм (Болт М8 ГОСТ 7798–70). 12. Диаметр резьбы пробки (для слива масла из корпуса редуктора): d п. р (1,6...2,2) (1,6...2,2)9 14,4...19,8мм принимаем dп.р 16мм (Болт М16х1,5 ГОСТ 16093–81). 13. Конструктивные размеры валов, подшипниковых узлов и компоновка редуктора. Длины входных (выходных) концов: Входной (быстроходный) вал: (1,5...2) dв1 (1,5...2)52 78...104мм , принимаем 1 90мм. Выходной (тихоходный) вал: (1,5...2) dв2 (1,5...2)75 113...150мм , принимаем 2 130мм. 4.3Расчет размеров цилиндрических зубчатых колес. При конструировании принимаем тип колес: «Крупносерийное производство». Исходными данными для расчета являются: m – модуль передачи, мм; d – диаметр ступицы вала под колесом, мм; b – ширина колеса, мм. Диаметр ступицы колеса: dст (1,5...1,55) d мм dст1==(1,5...1,55)·dб=(1,5...1,55)·45=67,5…69,75 мм ТПЖА. 042000.046 ПЗ Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 27 dст2 (1,5...1,55) dт=(1,5...1,55)·90=135…139,5 мм Длина ступицы: ст(1,0...1,2)d мм ст1(1,0...1,2)dб=(1,0...1,2)45=45…54 мм ст2(1,0...1,2)dт=(1,0...1,2)60=60…72 мм Ширина торцов зубчатого венца: S 2,2m 0,05b мм S12,2mб 0,05bб=2,2·2,5+0,05·35=7,25 мм S22,2mт 0,05bт=2,2·3+0,05·54=9,3 мм Толщина диска: C 0,35...0,4b мм C10,35...0,4bб=0,35...0,435=12,2…14 мм C20,35...0,4bт=0,35...0,454=18,9…21,6 мм Фаска: f 0,5...0,6m мм F10,5...0,6mб=0,5...0,62,5=1,25…1,5 мм Принимаем f1=1,2 мм F20,5...0,6mт =0,5...0,63=1,5…1,8 мм Принимаем f2=1,6 мм 4.4 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов Входной вал. Определение реакции опор. Горизонтальная плоскость (относительно точки 1): Ftk a Rx 2 a b Q a b c 0 Н -4064,25·135+1329,59·(135+60)+1015,45·(135+60+90)=0 Н ТПЖА. 042000.046 ПЗ Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 28 RX 2 Ftk a Q a b c 4064,25·135 - 1015,45·(135 + 60 + 90) = =1329,59 Н ab 135 60 Горизонтальная плоскость (относительно точки 2): Ftk b Q c R x1 a b 0 Н -4064,25·60-1015,45·90+1719,2·(135+60)=0 Н Проверка: Rx1+Rx2-Ftk+Q=0 Н 1719,2+1329,59-4064,25+1015,45=0 Н Вертикальная плоскость (относительно точки 1): Frk a Fak dk Ry 2 a b =0 Н 2 1506,1·135+778,23·25-1144,27·(135+60)=0 Н Вертикальная плоскость (относительно точки 2): Ry1 a b Frk b Fak dk =0 Н 2 361,82·(135+60)-1506,1·60+778,23·25=0 Н Проверка: Ry1+Ry2-Frk=0 Н 361,82+1144,27-1506,1=0 Н ТПЖА. 042000.046 ПЗ Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 29 Горизонтальная плоскость: Mг1=232,092 Н·м Mг1=91,39 Н·м Вертикальная плоскость: Мв1=48,86 Н·м Мв2=68,66 Н·м Суммарные: Ms1=237,16 Н·м Ms2=242,04 Н·м Ms3=91,39 Н·м (такие же расчеты для 2х оставшихся валов) 4.5 Расчет валов на усталостную прочность. Проверочный расчет валов на прочность заключается в определении коэффициента запаса прочности в опасном сечении и сравнении его с допустимым значением. Расчет для 1 шпонки выходного вала (по методичке) Материал вала – Сталь 40ХН. Крутящий момент T = 465 Н∙м. Изгибающий момент МS = 396 Н∙м. Допускаемый запас выносливости [s] = 1,8. Диаметр вала d = 60 мм. Материал валов - сталь 40ХН, механические характеристики которой приведены в таблице (3). Таблица 3–Механические свойства стали 40ХН Марка Диаметр Твердость σВ МПа σm МПа σ-1 МПа τ-1 МПа сплава заготовки НВ 40ХН <100 <60 270…300 300…320 903 981 736 785 ТПЖА. 042000.046 ПЗ Изм. Лист № докум. Подпись Дата 461 490 275 294 Лист 30 Расчет для 2-х шпонок промежуточного вала. Материал вала – Сталь 40ХН. Крутящий момент T = 465 Н∙м. Изгибающий момент МS = 594 Н∙м. Допускаемый запас выносливости [s] = 1,8. Диаметр вала d = 60 мм. Шпоночный паз t1 = 4,5 мм, b = 11 мм. Материал валов - сталь 40ХН, механические характеристики которой приведены в таблице (3). Таблица 3–Механические свойства стали 40ХН Марка Диаметр Твердость σВ МПа σm МПа σ-1 МПа τ-1 МПа сплава заготовки НВ 40ХН <60 300…320 981 785 490 294 Находим эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении Kσ = 2,26 Kτ = 2,22 [12, табл. 10.2.3]. Коэффициент состояния поверхности при шероховатости Ra = = 2,5 мкм n n = 1,2 [12, табл. 10.2.8]. Масштабные коэффициенты εσ =0,7; ετ = 0,76 [12, табл. 10.2.9]. Коэффициенты чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений соответственно при изгибе и кручении ψσ = 0,15 и ψτ = 0,1. Эффективные коэффициенты концентрации напряжений для данного сечения вала при отсутствии технологического упрочнения: KQ K nQ 1 K QD Q K K 1 n KD 2,26 1,2 1 = 3,5 0,7 (4.5.13) 2,22 1,2 1 3,2 0,76 (4.5.14) Осевой и полярный моменты сопротивления сечения: W0=0,1·d3- b t1 d t1 11 4,5 60 4,5 0,1·603=20329,4 мм3 2d 2 60 2 2 b t1 d t1 Wρ=0,2·d 2d 3 2 (4.5.15) 11 4,5 60 4,5 0,2 60 41929,4 мм3 2 60 2 3 (4.5.16) Амплитуда номинальных напряжений изгиба: σa=σ= Ms 10 3 594 10 3 29,2 МПа W0 20329,4 (4.5.17) Номинальные напряжения кручения: τ= Т 10 3 465 10 3 = =11 МПа W 41929,4 (4.5.18) Амплитуда и среднее значение номинальных напряжений кручения: 2 τа=τм= =11: 2=5,5 МПа ТПЖА. 042000.046 ПЗ Изм. Лист № докум. Подпись Дата (4.5.19) Лист 34 Запас прочности для нормальных напряжений: nσ= К Д 1 490 =2,3 а м 3,5 29,2 0,15 785 (4.5.20) Запас прочности для касательных напряжений: 1 294 = =16 КД а м 3,2 5,5 0,1 5,5 (4.5.21) Общий запас прочности в сечении: n=nσ·nτ /√n2σ+n2τ = 2,28 > [s]=1,8 Условия запаса прочности выполняются. (4.5.22) nτ= Расчет галтельного перехода для входного вала. Материал вала – сталь 40ХН; Крутящий момент в опасном сечении Т = 107 Н∙м; Изгибающий момент МS = 242 Н∙м; Допускаемый запас выносливости [s] = 1,8; Галтельный переход от диаметра d1 = 54 мм к диаметру d2 = 45 мм. Марка Диаметр Твердость σВ МПа σm МПа σ-1 МПа τ-1 МПа сплава заготовки НВ 40ХН 300…320 <60 981 785 490 294 Коэффициенты чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений соответственно при изгибе и кручении ψσ = 0,15 и ψτ = 0,1. Определяем h r отношения: 4,5 4,5 ; 1 r 1 0,02 d 2 45 Находим эффективные коэффициенты концентрации напряжений в галтели при изгибе и кручении Kσ = 2,5 Kτ = 2,3 [12, табл. 10.2.2]. Коэффициент состояния поверхности при шероховатости галтели Ra = 2,5 мкм n n = 1,19[12, табл. 10.2.8]. Масштабные коэффициенты εσ =0,73; ετ = 0,78 [12табл.10.2.9]. Эффективные коэффициенты концентрации напряжений для данного сечения вала при отсутствии технологического упрочнения: K QD KQ K nQ 1 Q K K 1 n KD 2,5 1,19 1 = 2,71 0,73 2,3 1,19 1 3,19 0,78 (4.5.23) (4.5.24) Амплитуда номинальных напряжений изгиба: ТПЖА. 042000.046 ПЗ Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 35 σa=σ= Ms 10 3 242 10 3 26,6 МПа 0,1 d 3 2 0,1 453 (4.5.25) Номинальные напряжения кручения: τ= Т 10 3 465 10 3 = =25,51 МПа 0,2 d 3 2 0,2 453 (4.5.26) Амплитуда и среднее значение номинальных напряжений кручения: 2 τа=τм= =25,5: 2=12,7 МПа (4.5.27) Запас прочности для нормальных напряжений: nσ= К Д 1 490 =2,6 а м 2,71 26,6 0,15 785 (4.5.28) Запас прочности для касательных напряжений: 1 294 = =7 КД а м 3,19 12,7 0,1 12,7 (4.5.29) Общий запас прочности в сечении: n=nσ·nτ /√n2σ+n2τ = 2,46 > [s]=1,8 Условия запаса прочности выполняются. (4.5.30) nτ= ТПЖА. 042000.046 ПЗ Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 36 5. Расчет подшипников Входной вал. Определить пригодность подшипника средней серии 7312. Параметры подшипника d = 40 мм, D = 90 мм, В = 23 мм, Сr = 50,8 кН, С0r = 30,1 кН. Частота (вращение внутреннего кольца) Радиальная сила на левом подшипнике RS1 = 3400 Н. Радиальная сила на правом подшипнике RS2 = 1500 Н. Осевая сила Fa = 778,23 Н. Требуемый ресурс работы подшипника Lh = 10000 ч α=26̊ Что удовлетворяет условию. См приложение А ТПЖА. 042000.046 ПЗ Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 32 6.Расчёт шпоночных, шлицевых и штифтовых соединений Расчет шпоночных соединений. Шпоночные соединения применяются для передачи крутящего момента. В данном курсовом проекте применяются призматические шпонки со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок, пазов, и длины даются по ГОСТ 23360 – 78. Материал шпонок – сталь 45. Основным расчетом для призматических шпонок является условный расчет на смятие в предположении равномерного распределения давления по поверхности контакта боковых граней шпонки с валом и ступицей. Условие прочности шпонки на смятие 2 Т max (6.1) см см d (h t ) (l b) 1 250 МПа. Допускаемые напряжения смятия см Входной вал d=45 мм; b h 14 9 мм; t 5,5 мм; длина шпонки l=45 мм; момент на входном 1 валу Т 107,16 Н∙м. 1 подставляя данные в формулу (6.1) получается: 2 107,16 10 3 max = 43,90 МПа см 45 (9 5,5)(45 14) см . что меньше Промежуточный вал d=60мм; b h 1610 мм; t 6 мм; длина шпонки l=50 мм; момент на 1 ведущем валу Т 465,41 Н∙м. 1 подставляя данные в формулу (5.1) получается: 2 465,4110 3 max = 114,05 МПа см 60 (10 6) (50 16) что меньше . см Выходной вал d=90 мм; b h 2414 мм; t 9 мм; длина шпонки l=70 мм; момент на 1 выходном валу Т1 1414 ,95 Н∙м. подставляя данные в формулу (5.1) получается: 2 1414,95 10 3 max = 136,79 МПа см 90 (14 9)(70 24) см . что меньше ТПЖА. 042000.046 ПЗ Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 33 7. Выбор системы смазки и смазочных материалов 7.1 Выбор системы смазки Для уменьшения потерь мощности на трение и снижения интенсивности износа трущихся поверхностей, а также для предохранения их от заедания, коррозии и лучшего отвода теплоты трущиеся поверхности деталей должны иметь надежную смазку. Так как окружные скорости в зацеплении зубчатых передач не превышают 12,5 м/с, в данном редукторе предусмотрена картерная система смазки. Смазка происходит методом погружения редуктора в масляную ванну. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которые покрывают все поверхности расположенных внутри корпуса деталей. Объем заливаемого масла определяется из ориентировочной зависимости: V=(0,5-0,7) л на 1 кВт передаваемой мощности. Принимается V=2,4 л. Для надёжного смазывания подшипников необходимо, чтобы окружная скорость колеса, погружённого в масляную ванну, превышала 3 м/с. Так как в данной конструкции это условие не выполняется, для смазки подшипников применяется консистентная смазка, закладываемая в опоры на весь период эксплуатации. Для уплотнения выходных концов валов используются резиновые армированные манжеты. Под крышки подшипников устанавливаются бумажные прокладки. На плоскость разъёма перед окончательной сборкой наносят пасту типа «Герметик». Предусмотрены так же маслоуказатель жезлового типа, сливное отверстие, закрываемое пробкой. 7.2 Смазочные материалы Для смазки зубчатой передачи используется индустриальное масло И-30А по ГОСТ 20799-75. Относительно высокая вязкость масла увеличивает его адгезионные свойства. Для смазки подшипников используется Литол-24-МЛи4/12-3 ГОСТ 21150-87, предназначенный для применения в узлах трения машин и промышленного оборудования. Данная смазка изготавливается загущением смеси минеральных масел литиевыми мылами технической кислоты с добавлением присадок. ТПЖА. 042000.046 ПЗ Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 34 8. Сборка и разборка редуктора Перед сборкой внутреннюю полость корпуса тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку редуктора производят в соответствии с чертежом общего вида. Начинают сборку с того, что в промежуточный вал закладывают шпонку и напрессовывают колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку и устанавливают шарикоподшипники, нагретые в масле. Собранный вал укладывают в основание корпуса. В ведущий вал надевают распорную втулку и устанавливают подшипники. Собранный вал вставляют в корпус. На ведомый вал насаживают подшипники, предварительно нагретые в масле. Собранный вал вставляют в корпус. Собранные валы укладываются в основание корпуса редуктора, надевается крышка промежуточной опоры, устанавливаемая на штифты и крепящаяся болтами. Затем надевается крышка корпуса. Для центровки крышка на корпус устанавливается с помощью двух штифтов; затем затягиваются болты, крепящие крышку к корпусу. После этого ставятся крышки подшипников с комплектом прокладок для регулировки. В сквозные крышки перед установкой закладываются манжетные уплотнения. Проворачиванием валов (валы должны проворачиваться от руки) проверяется отсутствие заклинивания подшипников; после чего закрепляются крышки винтами. Затем ввертывается пробка маслоспускного отверстия и маслоуказатель, после чего заливается в корпус масло и закрывается смотровое отверстие крышкой с отдушиной, которая крепится винтами. После всего на ведущий вал устанавливается шкив. При помощи ременной передачи к редуктору присоединяется электродвигатель. Весь привод крепится на плите, и проводятся испытания. Разборка привода осуществляется в обратной последовательности. ТПЖА. 042000.046 ПЗ Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 35 Заключение Курсовой проект по деталям машин является первой самостоятельной конструкторской работой студента. При выполнении его закрепляются знания, развивается умение использовать для практических приложений сведения из ранее изученных дисциплин, приобретаются навыки работы со справочной литературой, государственными и отраслевыми стандартами. Объектом курсового проекта являются механические передачи для преобразования вращательного движения, а также вращательного в поступательное. Наиболее распространенными объектами в курсовом проекте являются передачи цилиндрические, конические, червячные и передачи гибкой связью. Такой выбор связан с большой распространенностью и важностью их в современной технике. В данном проекте был рассмотрен редуктор. Здесь имеются зубчатые колеса, валы, подшипники, корпусные детали, уплотнительные устройства и т.д. Мне понравилось заниматься черчением в Автокаде и считать на компьютере. При проектировании редуктора нашли практическое приложение такие важнейшие сведения из курса, как расчеты на контактную изгибную прочность, кинематические расчеты, выбор материалов, масел, посадок и т.д. Таким образом, курсовое проектирование по "Механике" является важным этапом обучения. ТПЖА. 042000.046 ПЗ Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 36 Приложение А (справочное) Расчет подшипников промежуточного вала. Определить пригодность подшипника средней серии 7312. Параметры подшипника: d = 55 мм, D = 120 мм, В = 29 мм, Сr = 82,8 кН, С0r=51,6 кН. Частота (вращение внутреннего кольца)=75,7 об/мин = 1719,2 2 361,82 2 =1756,87 = 1329,59 2 1144,27 2 =1754,19 Расчет подшипника при действии радиальной и осевой нагрузки [13] Исходные данные: Наименование Источник Величина Радиальная нагрузка действующая на левом подшипнике 6546,51 Н Rs1 Радиальная нагрузка действующая на правом 8087,71 Н подшипнике Rs2 Осевая нагрузка Fa 1964,8 Н 75,67 Частота вращения n об/мин-1 Необходимый ресурс работы Lh 4500 ч Коэффициент вращения V 1 таблица Температурный коэффициент Кт 1 12.2.6 таблица Коэффициент безопасности Кб 1,3 12.2.5 таблица Коэффициент надеждности а1 1 12.2.1 Обобщенный коэффициент совместного влияния таблица 0,75 качества металла и условий эксплуатации а2,3 12.2.2 Подшипник: Номер подшипника 46311 Тип подшипника Шариковый радиально-упорный Серия подшипника средняя Внутренний диаметр подшипника d 55 мм Наружний диаметр подшипника D 120 мм Ширина подшипника В 29 мм Показатель степени β 3 Угол контакта α 26°0'0'' Динамическая грузоподъемность Cr 82,8 кН Статическая грузоподъемность C0r 51,6 кН Расчеты: Наименование Источник Левый подшипник Правый подшипник Коэффициент минимальной таблица 12.2.3 0,68 0,68 осевой нагрузки е' Осевая составляющая S=е'·Rs 4451,6268 H 5499,6428 H радиальной нагрузки S Эквивалентная осевая сила таблица 12.2.4 7464,4428 H 7464,4428 H FA Коэффициент минимальной таблица 12.2.3 0,68 осевой нагрузки е Коэффициент радиальной таблица 12.2.3 1 0,45 динамической нагрузки X Коэффициент осевой таблица 12.2.3 0 1,125 динамической нагрузки Y Эквивалентная нагрузка Pэ Pэ=(X·V·Rs·+Y·FA)·Kб·Kт 8510,46 H 11241,81 H β Ресурс работы L L=a1·a2, 3·(Cr/Pэ) 690,7 299,67 6 Ресурс работы Lh Lh=10 ·L/(60·n) 152129,86 66003,7 Подшипник проходит по ресурсу работы Расчет подшипников выходного вала. Определить пригодность подшипника средней серии 36302. Параметры подшипника: d = 80 мм, D = 170 мм, В = 29 мм, Сr = 136 кН, С0r=99 кН. Частота (вращение внутреннего кольца) =24,02 об/мин = 3651,412 (408,8) 2 =3674,22 = 6710,712 4310,26 2 =7975,7 Расчет подшипника при действии радиальной и осевой нагрузки [13] Исходные данные: Наименование Радиальная нагрузка действующая на левом подшипнике Rs1 Радиальная нагрузка действующая на правом подшипнике Rs2 Осевая нагрузка Fa Источник Величина 3674,22 Н 7975,7 Н 2743,6 Н 24,02 об/мин-1 3000 ч 1 Частота вращения n Необходимый ресурс работы Lh Коэффициент вращения V Температурный коэффициент Кт Коэффициент безопасности Кб Коэффициент надеждности а1 таблица 12.2.6 таблица 12.2.5 таблица 12.2.1 Обобщенный коэффициент совместного таблица влияния качества металла и условий 12.2.2 эксплуатации а2,3 1 1 1 0,75 Подшипник: Номер подшипника 36302 Тип подшипника Шариковый радиально-упорный Серия подшипника средняя Внутренний диаметр подшипника d 85 мм Наружний диаметр подшипника D 180 мм Ширина подшипника В 41 мм Показатель степени β 3 Угол контакта α 12°0'0'' Динамическая грузоподъемность Cr 13,6 кН Статическая грузоподъемность C0r 6,8 кН Расчеты: Наименование Коэффициент минимальной осевой нагрузки е' Осевая составляющая радиальной нагрузки S Эквивалентная осевая сила FA Коэффициент минимальной осевой нагрузки е Коэффициент радиальной динамической нагрузки X Коэффициент осевой динамической нагрузки Y Эквивалентная нагрузка Pэ Ресурс работы L Ресурс работы Lh Источник Левый Правый подшипник подшипник таблица 12.2.3 0,499 S=е'·Rs 1833,43578 H таблица 12.2.4 0,581 4633,8817 H 7377,4817 7377,4817 H H таблица 12.2.3 0,533 таблица 12.2.3 1 0,45 таблица 12.2.3 0 1,066 Pэ=(X·V·Rs·+Y·FA)·Kб·Kт L=a1·a2, 3·(Cr/Pэ)β Lh=106·L/(60·n) 3674,22 H 38,03 26387,73 5543,51 H 11,07 7681,1 Подшипник проходит по ресурсу работы Приложение В (справочное) Библиографический список 1 Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. В 3-х т.М.:Машиностроение, 1979. - т.1 - 728 с., т.2 - 559 с., т.3 - 557 с. 2 Дунаев П. Ф., П. Конструирование узлов и деталей машин.-М.: Высшая школа, 1985. - 416 с. 3 Иванов М. Н. Детали машин. - М.: Высшая школа, 1991. - 383 с. 4 Кудрявцева В. Н. Детали машин. - Л.: Машиностроение, 1980. - 404 с. 5 Решетов Д. Н., Детали машин. - М.: Машиностроение, 1989. 6 Иванов М. Н., Иванов В. Н. Детали машин. Курсовое проектирование. -М.: Высшая школа, 1975. - 552 с. 7 Детали машин в примерах и задачах. /С.Н. Нечупорчук, М. И. Корженцевский, В. Ф. Калачев и др. - Мн.: Высшая школа, 1981.- 432 с. 8 Курсовое проектирование деталей машин. /В. Н. Кудрявцев, Ю. А. Державец, И. И. Арефьевич и др.-Л.: Машиностроение, 1983. - 400 с. 9 Расчеты деталей машин: Справочное пособие /А. В. Кузьмин, И. М. Чернин, Б. С. Козинцов. - Мн.: Высшая школа, 1986. - 400 с. 10 Ценхович Л. И., Петриченко Н. Н. Атлас конструкций редукторов. - Киев: Вища школа, 1979. – 128 с. 11 Детали машин. Атлас конструкций / Под ред. Д. Н. Решетова. – М.: Машиностроение, 1979. – 367 с. 12 Программа для расчетов и построения эпюр. Мельчаков М.А.
