Машиностроению принадлежит ведущая роль среди других отраслей народного хозяйства, т.к. основные производственные процессы выполняют машины. Поэтому и технический уровень всех отраслей народного хозяйства в значительной мере определяется уровнем развития машиностроения. На основе развития машиностроения осуществляются комплексная механизация и автоматизация производственных процессов в промышленности, строительстве, в сельском хозяйстве, на транспорте.
Повышение эксплутационных и качественных показателей, сокращение времени разработки и внедрение новых машин, повышение их надежности и долговечности – основные задачи конструкторов – машиностроителей. Большие возможности для совершения труда конструкторов дает применение ЭВМ, позволяющее освободить конструкторов от не творческих операций, оптимизировать конструкции, автоматизировать значительную часть процесса проектирования.
В данном курсовом проекте произведен расчет цилиндрического соосного редуктора с косозубыми зубчатыми колесами. Привод редуктора осуществляется электродвигателем через ременную передачу.
мощность на ведомом валу привода ,
частота вращения ведомого вала ,
передаточное число редуктора ,
кинематическая схема 1.5[1].
Определяем требуемую мощность на валу двигателя:
;
где КПД привода, - КПД ременной, и 2х цилиндрических зубчатых передач соответственно.
Выбираем двигатель 4А160S6УЗ [2] стр.27, мощностью 11,0кВт; асинхронная частота вращения 975.
Определяем асинхронную частоту вращения:
Определяем угловую скорость двигателя:
Определяем передаточное число привода:
Определяем передаточное число цилиндрической зубчатой передачи:
принимаем 4,0
Определяем передаточное число ременной передачи:
Определяем мощности на валах привода:
Определяем частоту вращения каждого вала:
Определяем угловую частоту вращения каждого вала:
Определяем крутящие моменты на валах привода:
Таблица №1
№вала | Р кВт | n об/мин | рад/с | Т Нм |
1 | 10,9 | 947 | 101,9 | 100 |
2 | 10,46 | 320,1 | 33,51 | 312 |
3 | 10,15 | 80,1 | 8,37 | 1210 |
4 | 9,84 | 20 | 2,09 | 4708 |
Выбираем клиноременную передачу т.к. она передает больший крутящий момент. Выбираем сечение ремня «Б» с минимальным диаметром 125мм.
Определяем диаметр меньшего шкива:
принимаем
Определяем диаметр ведомого шкива:
принимаем 900мм.
Уточняем передаточное отношение
Рассчитываем межосевое расстояние ременной передачи, и назначаем в интервале:
где:
Принимаем межосевое расстояние 1000мм.
Определяем длину ремня по формуле:
Принимаем длину ремня 4000мм.Уточняем межосевое расстояние:
Рассчитываем угол обхвата меньшего шкива:
Выбираем для передачи заданной мощности число ремней:
где:
- допускаемая мощность (кВт) передаваемая одним ремнем [2]стр256. Принимаем 6,67.
- коэффициент, учитывающий длину ремня. Принимаем:
- коэффициент, учитывающий режим работы. Принимаем:
- коэффициент, учитывающий угол обхвата. Принимаем:
- коэффициент учитывающий число ремней. Принимаем:
Принимаем 3 ремня.
Рассчитываем предварительное натяжение ветвей клинового ремня:
где: V скорость в м/с, - коэффициент учитывающий центробежною силу. Принимаем:
Определяем рабочий ресурс ремней:
Число смен 3; режим работы с(р); срок службы 4 года.
Определяем коэффициент долговечности по контактной прочности:
где:
Определяем наработку:
где: - машинное время работы.
где: .
часов.
циклов.
Определяем коэффициент долговечности по изгибу:
Выбираем сталь СТ-45, НВ 200мПа, .Термическая обработка нормализация.
Определяем допускаемые контактные напряжения.
;
где: [2] стр 90
Определяем допускаемые напряжения на изгиб:
;
где: [2] стр 90
где: [2] стр 92
Определяем ориентировочную скорость передачи:
;
где: [2] стр 95 [2] стр 37
.
Выбираем степень точности 8 [2] стр 94.
Определяем отношение для цилиндрической передачи:
По полученному отношению принимаем: [2] стр 93.
Рассчитываем передачу на контактную выносливость:
Рассчитываем передачу на изгибочную выносливость:
По полученным данным принимаем следующие коэффициенты:
Определяем крутящий момент:
Рассчитываем предварительное межосевое расстояние:
выбираем стандартное значение 400мм [2] стр. 51.
Определяем ширину колеса:
Определяем ширину шестерни:
Определяем действительную скорость:
Определяем фактическое контактное нажатие:
Определяем разницу между фактическими и допускаемыми напряжениями:
Рассчитываем окружную силу:
Определяем модуль:
модуль получился слишком маленький, поэтому принимаем стандартное значение из условия: . Принимаем 5.
Определяем угол подъема линии зуба:
Определяем суммарное число зубьев:
; принимаем 159 зубьев.
Определяем окончательный угол подъема линии зуба.
Определяем фактический коэффициент осевого перекрытия:
Определяем число зубьев шестерни:
принимаем 31 зуб.
Определяем число зубьев колеса:
зубьев
Определяем фактическое передаточное число:
Определяем отклонение фактического передаточного числа от заданного:
Определяем коэффициент наклона зуба:
Определяем эквивалентное число зубьев:
смещение и равно 0; поэтому принимаем [2] стр. 101.
Определяем фактическое напряжение изгиба зубьев шестерни.
Определяем фактическое напряжение изгиба зубьев колеса.
3.6 геометрический расчет цилиндрической передачи.
Проверяем межосевое расстояние:
определяем диаметры вершин зубьев:
определяем впадины зубьев:
3.7 Расчет сил зацепления. Jпределяем осевую силу:
определяем радиальную силу:
определяем нормальную силу:
Определяем коэффициент долговечности по контактной прочности.
где:
; ; ; ; .
Определяем наработку:
Определяем машинное время работы:
где:
принимаем 1
Определяем коэффициент долговечности по изгибу.
принимаем 1
Выбираем сталь СТ-45, НВ-200, , , термообработка нормализация.
Определяем допускаемые контактные напряжения.
где:,
определяем допускаемые напряжения на изгиб:
.
где: , .
где: , .
Определяем действительную скорость зубчатой передачи:
.
Выбираем степень точности «8» [2] стр. 94.
определяем отношение для цилиндрической передачи:
из полученного отношения принимаем коэффициенты:
, . [2] стр. 93.
Рассчитываем передачу на контактную выносливость:
рассчитываем передачу на изгибочную выносливость:
принимаем коэффициенты: , , [2] стр. 96.
Определяем расчетный момент:
определяем ширину колеса и шестерни:
определяем фактическое нажатие:
определяем разницу между фактическими и допускаемыми напряжениями:
рассчитываем окружную силу:
определяем модуль:
принимаем модуль равный 4 [2] стр. 53.
определяем угол подъема линии зуба:
суммарное число зубьев:
зуба.
суммарное число зубьев принимаем: зуба.
определяем окончательный угол подъема линии зуба:
определяем фактический коэффициент осевого перекрытия:
определяем число зубьев шестерни:
зуба. Принимаем зубъев.
определяем число зубьев колеса:
зуба.
определяем фактическое передаточное число:
определяем отклонение фактического передаточного числа от заданного:
определяем коэффициент наклона зубьев:
определяем эквивалентное число зубьев:
смещение и , принимаем 3,63 [2] стр.101
определяем фактическое напряжение изгиба шестерни:
колеса:
определяем делительные диаметры шестерни и колеса:
Проверяем межосевое расстояние:
определяем диаметр вершин зубьев:
определяем впадины зубьев:
определяем осевую силу:
определяем радиальную силу:
определяем нормальную силу:
, , .
, принимаем: .
где:, [2] стр. 296
, принимаем: .
, принимаем: .
Рассчитываем быстроходный вал:
, где: , [3] стр. 25
, диаметр под подшипник принимаем .
, где: , [3] стр. 25.
, диаметр буртика под подшипник принимаем: .
диаметр буртика под шестерню принимаем
Рассчитываем промежуточный вал:
, где: , [3] стр. 25
диметр буртика колеса и шестерни принимаем:.
где:
диаметр под подшипник принимаем: .
.
диаметр буртика под подшипник принимаем: .
Рассчитываем тихоходный вал:
, где: .
, диаметр под подшипник принимаем .
, где .
, диаметр буртика под подшипник принимаем:
6. Эскизная компоновка редуктора.
, , .
, принимаем: .
.
Быстроходный вал:
, , .
Промежуточный вал:
Тихоходный вал.
.
Выбираем шариковые радиально упорные подшипники легкой серии. Они предназначены для восприятия радиальной нагрузки и односторонней осевой. Для фиксации вала в обе стороны устанавливаем подшипники попарно.
Основные размеры подшипников:
Быстроходный вал:
Рассчитываем реакции в опорах:
:
рассчитываем суммарные реакции в опорах:
Промежуточный вал:
Рассчитываем реакции в опорах:
Тихоходный вал:
Рассчитываем реакции в опорах:
Быстроходный вал:
Из отношения: , выбираем подшипник №36212 легкой серии.
Величине отношения: , соответствует значение:
Осевые составляющие от радиальных нагрузок:
т.к. , то
Проверяем отношение: ,
уточняем ,
для первой опоры:
следовательно: , .
Эквивалентная нагрузка:
Для второй опоры:
следовательно: , .
т.к. , проверяем долговечность более нагруженной опоры:
часов.
часов.
Промежуточный вал:
отношение: применяем радиальные шариковые подшипники средней серии №313
, .
т.к. , расчет производим для второй опоры.
часов.
Тихоходный вал:
Осевая нагрузка действует на опору I отношение для этой опоры: применяем радиальные однорядные шариковые подшипники особо легкой серии №120, для которых:, .
, расчет производим для первой опоры:
Для диаметра , выбираем сечение шпонки:, , .
длину шпонки принимаем: .
Проверяем шпонку на смятие:
.
Для диаметра мм выбираем шпонку с сечением:, , .
проверяем шпонку на смятие:
.
Для диаметра мм выбираем шпонку с сечением:, ,
длину шпонки принимаем: .
проверяем шпонку на смятие:
.
Для диаметра мм выбираем шпонку с сечением:, ,
длину шпонки принимаем: .
проверяем шпонку на смятие:
.
Для диаметра мм выбираем шпонку с сечением:, ,
длину шпонки принимаем: .
проверяем шпонку на смятие:
.
ЭПЮРА ВАЛА.
Выбираем сталь ст-45 термообработка нормализация
Нагрузки в сечении I:
Параметры сечения I:
Коэффициенты концентрации:
Параметры цикла напряжения:
Коэффициент влияния асимметрии цикла:
[2] стр.293
Коэффициент запаса прочности:
Нагрузки в сечении II:
Параметры сечения II:
Коэффициенты концентрации:
Выбираем радиус галтели из стандартного ряда:
из отношения:, принимаем коэффициенты:
Параметры цикла напряжения:
Коэффициент влияния асимметрии цикла:
[2] стр.293
Коэффициент запаса прочности:
Нагрузки в сечении III
Параметры сечения III:
Коэффициенты концентрации:
Параметры цикла напряжения:
Коэффициент влияния асимметрии цикла:
[2] стр.293
Коэффициент запаса прочности:
Выбираем посадку для подшипников с натягом, при этом исключается обкатывание кольцом сопрягающихся деталей и как следствие развальцовку посадочных поверхностей, и контактную коррозию.
Поле допуска вал выбираем: . Зубчатые колеса устанавливаются на вал с натягом допуском: и фиксируются на валу через шпонку, поле допуска которой:.
Принимаем картерную систему смазки для зубчатых зацеплений:
где - контактное напряжение
v- окружная скорость м/с
выбираем вязкость V50=220
Тихоходное колесо погружаем на глубину равную , т.е. .
Выбираем масло [3]стр. 148 Индустриальное И-30А. Подшипники будут смазываться этим же маслом, которое разбрызгивается и стекает по стенкам редуктора в подшипники. Масло заливается через смотровой люк, а сливается через коническую пробку размерами:
, , , .
Контроль уровня масла производиться через контрольное отверстие.
Определяем толщину стенки нижней части:
принимаем
толщина стенки крышки корпуса:
принимаем-.
толщина ребра у основания:
диаметр стяжных винтов:
принимаем:
Расстояние между стяжными винтами:
толщина фланца по разъему:
диаметр фундаментного болта:
толщина лапы фундаментного болта:
, то число фундаментных болтов
Высота центров цилиндрического редуктора:
.
Уклон дна составляет:
радиус спрягаемых деталей:
диаметр штифта:
,
2 штифта устанавливаются в удобное место как можно дальше друг от друга.
ширину прилива для подшипников:
,
определяем диаметр крышки под подшипник:
диаметр прилива для повернутой крышки:
.
1. Методические указания.
2. С.А. Чернавский Проектирование механических передач, издательство машиностроение, 1984г. с изменениями.
3. П.Ф. Дунаев. Детали машин курсовое проектирование. Издание переработано и дополнено – высшей школой 1990г.