Автор работы: Пользователь скрыл имя, 04 Апреля 2013 в 23:41, курсовая работа
Цели и задачи курсового проекта:
1. Дать анализ назначения и условий, в которых находиться каждая проектируемая деталь, и наиболее рациональное 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 привода ……..……...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 предусмотр
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.