Автор работы: Пользователь скрыл имя, 19 Октября 2013 в 10:51, курсовая работа
Цели и задачи курсового проекта:
1. Дать анализ назначения и условий, в которых находиться каждая проектируемая деталь, и наиболее рационьное конструктивное решение с учетом технологических, монтажных, эксплуатационных и экономических требований.
2. Произвести кинематические расчеты, определить силы, действующие на звенья узла, произвести расчеты конструкций на прочность, решить вопросы, связанные с выбором материала и наиболее технологичных форм деталей, продумать процесс сборки и разборки отдельных узлов машины в целом.
Техническое задание………………………………………………………..……3
Введение…………………………………………………………………………..4
1.Энергетический, кинематический и силовой расчет привод ……..……...5
2.Расчёт передач………………………………………………………………...8
2.1.Расчёт косозубой передачи…………………………………………………..8
2.2.Расчёт прямозубой передачи……………………………………….………..15
3.Составление компоновочной схемы редуктора……………………………..21
4.Расчёт валов…………………………………………………………………....23
5.Выбор подшипников качения……………………………………………...…43
6.Расчёт муфты………………………………………………………………..…46
7.Расчет конструктивных элементов и корпусных деталей…………………..47
8.Выбор смазывающих материалов и системы смазывания …………………48
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ………………………………………………………....49
– площадь поперечного сечения, мм2
- коэффициент перегрузки
- суммарный изгибающий момент, Нм
-крутящий момент, Нм
мм3
мм3
мм2
Н/мм2
Н/мм2
2.Расчет на сопротивление усталости.
Работоспособность вала из условия усталостной прочности будет обеспечена, если
где S-фактический (расчетный) коэффициент запаса прочности.
- допускаемый коэффициент
Запас прочности по пределу текучести при совместном действии нормальных и касательных напряжений:
и - коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям, определяемые зависимостями:
, - пределы выносливости
, -амплитуды напряжений цикла
- суммарный изгибающий момент, Нм
-крутящий момент, Нм
- коэффициенты снижения предела выносливости
, где
- эффективные коэффициенты
- коэффициенты влияния
- коэффициенты влияния качества поверхности,
- коэффициент влияния
- коэффициент чувствительности материала к ассиметрии, .
Нм, Нм
,
,
и
Окончательно, коэффициент запаса прочности будет равен:
Следовательно, вал спроектирован правильно
5. Выбор подшипников качения
Входной вал:
Определяем суммарные
Принимаем шариковый радиальный однорядный подшипник 305 по ГОСТ 8338-75. Оба подшипника вала испытывают радиальную Fr и осевую нагрузку Fa.
Параметры подшипника:
d=25мм ; D=62мм; B=17мм; Cr=11400Н; С0r=22500Н.
, где
С0 – статическая грузоподъёмность подшипника
Эквивалентная динамическая нагрузка:
Для данного подшипника:
Х=0,56 - коэффициент радиальной нагрузки;
Y=1,87 - коэффициент осевой нагрузки;
е=0,23 - коэффициент влияния осевого нагружения;
- осевая нагрузка подшипника;
- радиальная нагрузка
- коэффициент безопасности, температурный коэффициент;
V=1 - коэффициент вращения.
Вычисление отношения:
, , следовательно, номинальная динамическая нагрузка вычисляется по формуле:
По вычисленной эквивалентной динамической нагрузке определяем требуемую динамическую грузоподъёмность:
, где
С’ - динамическая грузоподъёмность
P – эквивалентная нагрузка
n=1435 об/мин. – частота вращения подшипника
Lh=14716,8 ч – долговечность подшипника
Погрешность грузоподъёмности подшипника:
- недогруз
Подшипник пригоден.
Промежуточный вал:
Определяем суммарные
Принимаем шариковый радиальный однорядный подшипник 306 по ГОСТ 8338-75. Оба подшипника вала испытывают радиальную Fr и осевую нагрузку Fa.
Параметры подшипника:
d=30мм ; D=72мм; B=19мм; Cr=28100Н; С0r=14600Н.
, где
С0 – статическая грузоподъёмность подшипника
Эквивалентная динамическая нагрузка:
Для данного подшипника:
Х=0,56 - коэффициент радиальной нагрузки;
Y=1,87 - коэффициент осевой нагрузки;
е=0,23 - коэффициент влияния осевого нагружения;
- осевая нагрузка подшипника;
- радиальная нагрузка
- коэффициент безопасности, температурный коэффициент;
V=1 - коэффициент вращения.
Вычисление отношения:
,следовательно, номинальная
динамическая нагрузка
По вычисленной эквивалентной динамической нагрузке определяем требуемую динамическую грузоподъёмность:
, где
С’ - динамическая грузоподъёмность
P – эквивалентная нагрузка
n=1435 об/мин. – частота вращения подшипника
Lh=14716,8 ч – долговечность подшипника
Погрешность грузоподъёмности подшипника:
- перегруз, что допустимо
Подшипник пригоден.
Выходной вал:
Определяем суммарные
Принимаем шариковый радиальный однорядный подшипник 209 по ГОСТ 8338-75. Оба подшипника вала испытывают радиальную Fr и осевую нагрузку Fa.
Параметры подшипника:
d=45мм ; D=85мм; B=19мм; Cr=33200Н; С0r=18600Н.
Эквивалентная динамическая нагрузка:
Для данного подшипника:
- радиальная нагрузка
- коэффициент безопасности, температурный коэффициент;
V=1 - коэффициент вращения.
Вычисление отношения:
номинальная динамическая нагрузка вычисляется по формуле:
По вычисленной эквивалентной динамической нагрузке определяем требуемую динамическую грузоподъёмность:
, где
С’ - динамическая грузоподъёмность
P – эквивалентная нагрузка
n=82 об/мин. – частота вращения подшипника
Lh=14716,8 ч – долговечность подшипника
Погрешность грузоподъёмности подшипника:
- недогруз
Подшипник пригоден.
6. Расчет муфты
Для соединения выходных концов двигателя и быстроходного вала редуктора, установленных на общей раме применяют упругие втулочно-пальцевые муфты. Эти муфты получили широкое распространение благодаря относительной простоте конструкции и удобству замены упругих элементов, обладают достаточными упругими свойствами и малым моментом инерции для уменьшения пусковых нагрузок на соединяемые валы.
На входном валу по заданию устанавливается муфта упругая втулочно-пальцевая (МУВП).
4.1 Муфта упругая втулочно-пальцевая.
По ГОСТ 21424-75 в соответствии с диаметром выходного вала редуктора и моментом на этом валу выбираем длину полумуфты l=36мм, количество пальцев Z=6; диаметр и длина пальцев dп=10 мм ln=15мм, диаметр расположения пальцев D=71 мм.
Проверочный расчет пальцев на изгиб и упругих элементов на смятие
, где
dn – диаметр пальца, мм;
l – длина втулки, мм;
Z – число пальцев, мм;
D – диаметр окружности отверстия под упругим элементом, мм;
[σ]CM=2,0 МПа – допускаемое напряжение смятия;
– вращающий момент, нагружающий муфту в приводе
K = 1,1...1,4 – коэффициент режима работы
Тн – номинальный длительно действующий момент
- напряжение смятия упругих элементов
Материал пальцев муфты – сталь 45 , (ГОСТ 1050-88)
Расчет пальцев на изгиб:
, где
С=4 мм – зазор между полумуфтами;
Тк – вращающий момент, нагружающий муфту в приводе
dn – диаметр пальца, мм;
l – длина втулки, мм;
Z – число пальцев, мм;
D – диаметр окружности отверстия под упругим элементом, мм;
[σ]и– допускаемое напряжение смятия;
- напряжение изгиба пальцев муфты
4.2 Выбор муфты на выходной вал
Для соединения вала двигателя и быстроходного вала редуктора, примем упругую втулочно-пальцевую муфту. Эти муфты получили широкое распространение благодаря относительной простоте конструкции и удобству замены упругих элементов, обладают достаточными упругими свойствами и малым моментом инерции для уменьшения пусковых нагрузок на соединяемые валы.
Размеры муфты подбираем исходя из заданного момента и диаметра.
Нам подходит муфта упругая втулочно-пальцевая(ГОСТ 21424-75) с диаметром отверстия 40 мм и моментом 500 Нм.
7. Расчет конструктивных элементов и корпусных деталей
При установке колес на валах необходимо обеспечить надежное базирование колеса на валу, передачу вращающего момента от колеса к валу или от вала к колесу, решить вопросы, связанные с фиксированием колес на валах и при необходимости предусмотреть регулирования осевого положения колес. Для передачи вращающего момента чаще всего используют призматические шпонки.
Длина шпонки:
где lр -рабочая длина ,мм
b-ширина шпонки, мм
Расчётное напряжение смятия:
, где
Т-момент на валу, Н×м
d - внутренний диаметр колеса, мм
h-высота шпонки, мм
lр -рабочая длина, мм
t1 – глубина паза вала, мм
- рабочая длина шпонки
, что меньше
Мпа - допускаемые напряжения смятия для стали ;
Шпонка под зубчатое колесо тихоходной ступени:
Т=340,07 Н×м, d=48мм
Принимаем по ГОСТ 23360-78 шпонку
- рабочая длина шпонки
, что меньше
8. Выбор смазывающих материалов и системы смазывания
Для уменьшения потерь мощности на трение, снижение интенсивности изнашивания трущихся поверхностей, их охлаждения и очистки от продуктов износа, а также для предохранения от заедания, задиров, коррозии должно быть обеспечено надежное смазывание трущихся поверхностей.
Выбор масла:
Контактные напряжения
V до 2 м/с для зубчатых колес при 400 С
Кинематическая вязкость .
Для данной вязкости выбираем индустриальное масло И-Г-А-32 ГОСТ 20799-88.
Определяем объем масляной ванны:
где В, L - ширина и длина внутренней полости редуктора, дм
В=17дм; L=35,3дм
Глубина погружения колеса в масло:
По чертежу замеряем H=6дм
л
Выбираем смазку для подшипниковых узлов:
Для смазывания подшипниковых узлов принимаем смазку ЛИТОЛ-24
ГОСТ 21150-75.
Контроль масла:
Уровень масла, находящегося в корпусе редуктора, контролируют различными маслоуказателем.
При работе передач масло постепенно загрязняется продуктами износа деталей передач. С течением времени оно стареет, свойства его ухудшаются, потому оно периодически должно меняться. Для этой цели в корпусе предусматривают сливное отверстие, закрываемое пробкой с цилиндрической резьбой.
При длительной работе в связи с нагревом масла и воздуха, повышается давление внутри корпуса. Это приводит к просачиванию масла через уплотнения и стыки. Чтобы избежать этого, внутреннюю полость корпуса сообщают с внешней средой путем установки отдушины в его верхних точках.
Список литературы.