Курсовая работа: Одноступенчатый горизонтальный цилиндрический редуктор с шевронным зубом и клиноременной передачей
а) окружная:
б) радиальная:
Проверка зубьев на выносливость /1, формула 3.25/
где Коэффициент нагрузки
/1, таб. 3.7/ при ψbd=1,62,твердости HB<350 и симметричном расположении колес коэффициент KFα=1,25.
/1, таб. 3.8/ для шевронных колес при скорости до 3 м/с коэффициент KFυ=1,1.
Коэффициент, учитывающий форму зуба, YF зависит от эквивалентного числа зубьев zυ /1, формула 3.25/
у шестерни
у колеса
Коэффициенты YF1=3,7, YF2=3,6 /1, стр 42/
Определим коэффициенты Yβ и KFα /1, формула 3.25/
где средние значение коэффициента торцового перекрытия εα=1,5; степень точности n=8.
Допускаемое напряжение при проверки на изгиб /1, формула 3.24/
/1, таб. 3.9/ для стали 40Х улучшенной придел выносливости при отнулевом цикле изгиба σoFlim b=1,8HB МПа,
для шестерни
для колеса
Коэффициент безопасности [SF]=[SF]΄[SF]΄΄ /1, формула 3.24/
/1, таб. 3.9/ [SF]΄=1,75 для стари 40Х улучшенной, коэффициент [SF]΄΄=1 для поковок и штамповок.
Допускаемые напряжения:
для шестерни
для колеса
т.к. реверсивность привода [σF2] уменьшаем на 20%, [σF2]=201,6 МПа.
Проверку на изгиб следует проводить для зубчатого колеса, для которого отношение [σF]/ YF меньше.
для шестерни
для колеса
Проверку на изгиб проводим для колеса /1, формула 3.25/
σF2≤[σF2]-условие прочности выполнено.
4. ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ РЕДУКТОРА И ВЫБОР ПОДШИПНИКОВ
4.1 Ведущий вал
Вращающий момент: Т1=45,4 Н*м.
Допускаемое напряжение на кручение примем [τк]=20 МПа.
Окончательно принимаем dп1=25 мм.
4.2 Ведомый вал
Вращающий момент: Т2=240 Н*м,
Допускаемое напряжение на кручение примем [τк]=25 МПа.
Окончательно принимаем dв2=35 мм.
Окончательно принимаем dп1=40 мм.
4.3 Диаметр под зубчатым колесом
где r=2,5
Окончательно принимаем dк=50 мм.
Принимаем радиальные роликоподшипники легко узкая серия.
Условное обозначение | d | D | B |
Размеры, мм | |||
32205А 32308А |
25 40 |
52 90 |
15 23 |
5. КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ КОЛЕСА
5.1 Определим диаметр и длину ступицы
Принимаем lст=60 мм.
5.2 Определим толщину обода
Принимаем δо=5 мм.
5.3 Определим толщину диска
.
Принимаем С=18 мм.
5.4 Определим диаметр центральной окружности
5.5 Определим диаметр отверстия
5.6 Фаска
6. КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ корпуса редуктора
6.1 Толщина стенок корпуса и крышки
Принимаем δ1=4мм.
6.2 Толщина фланцев поясов корпуса и крышки
верхнего пояса корпуса и пояса крышки
нижнего пояса корпуса
Принимаем p=10мм.
6.3 Толчена ребра основания корпуса и крышки
основания корпуса
ребер крышки
6.4 Диаметр болтов
фундаментальных
Принимаем болт М16
соединяющих основание корпуса с крышкой
Принимаем болты М8
6.5 Винты у крышки подшипника
Принимаем винт М12
7.ПЕРВЫЙ ЭТАП КОМПОНОВКИ РЕДУКТОРА
Компоновку проводят в два этапа. Первый этап служит для приближенного определения положения зубчатых колес и клиноременной передачи относительно опор для последующего определения опорных реакций и подбора подшипников.
Очерчивая внутреннюю стенку корпуса принимаем :
зазор между торцом колеса и внутренней стенкой корпуса А1=8мм;
зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенкой корпуса А=8мм;
Измерением находим расстояние на ведущем валу l2=50мм, ведомого l3=50мм. Принимаем окончательно l2= l3=50мм.
Глубина гнезда для подшипника 2505А В=15мм, для подшипника 32308А В=23мм.
Толщина фланца крышки подшипника ∆=12мм.
Измерением устанавливаем расстояние l1=84мм, определяющее положение клиноременной передачи относительно ближайшей опоре ведущего вала. Принимаем окончательно l1=84мм.
8.ПРОВЕРКА ДОЛГОВЕЧНОСТИ ПОДШИПНИКА
8.1 Определим реакции в подшипниках на ведущим валу
Из предыдущих расчетов имеем Ft=2364,5Н, Fr=971,8Н; из первого этапа компоновки l1=84мм, l2=50мм.
Нагрузка на валу от клиноременной передачи FВ=798,9Н.
Составляющие этой нагрузки
1. Горизонтальная плоскость
а) определим опорные реакции, Н
Проверка:
б) строем эпюру изгибающих моментов относительно оси Y
2. Вертикальной плоскости
а) определим опорные реакции, Н
Проверка:
б) строем эпюру изгибающих моментов относительно оси X
3. Строем эпюру крутящих моментов
4.Суммарные реакции
5. Подберем подшипники по более нагруженной опоре 1
Намечаем радиальные роликоподшипники 32205А легкой узкой серии/1, таб. П3/ d=25мм; D=52мм; В=15мм; C=28,6кН;C0=15,2кН.
Эквивалентная нагрузка/1, формула 9.5 /
где V=1-т.к вращается внутреннее кольцо подшипника; Кб=1-коэффициент безопасности для приводов ленточных конвейеров /1, таб.9.19/; КТ- температурный коэффициент /1, таб.9.20/.
Расчетная долговечность/1, формула 9.1/
Расчетная долговечность
8.2 Определим реакции в подшипниках на ведомом валу
Ведомый вал несет такие же нагрузки, как и ведущий: Ft=2364,5Н, Fr=971,8Н; из первого этапа компоновки l3=50мм.
1. Горизонтальная плоскость
а) определим опорные реакции, Н
б) строем эпюру изгибающих моментов относительно оси Y
2. Вертикальной плоскости
а) определим опорные реакции, Н
б) строем эпюру изгибающих моментов относительно оси X
3. Строем эпюру крутящих моментов
4.Суммарные реакции
5. Подберем
подшипники по более нагруженной опоре 3
Намечаем радиальные роликоподшипники 32308A средней узкой серии
/1, таб. П3/ d=40мм; D=90мм; B=23мм; C=80,9кН; С0=44,5кН.
Эквивалентная нагрузка/1, формула 9.5 /
где V=1-т.к вращается внутреннее кольцо подшипника; Кб=1-коэффициент безопасности для приводов ленточных конвейеров /1, таб.9.19/; КТ- температурный коэффициент /1, таб.9.20/.
Расчетная долговечность/1, формула 9.1/
Расчетная долговечность
Для зубчатых редукторов ресурс работы подшипников может превышать 20 тыс.ч. подшипник ведомого вала 32205А , а подшипник ведомого 32308A
9. ВТОРОЙ ЭТАП КОМПОНОВКИ РЕДУКТОРА
Второй этап компоновки имеет целью конструктивно оформить зубчатые колеса, валы, корпус, подшипниковые узлы и подготовить данные для проверки прочности валов и некоторых других деталей.
10. ПРОВЕРКА ПРОЧНОСТИ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ
Шпонки призматические со скругленными торцами.
Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок по СТСЭВ 189-75 /4, таб.21/.
Материал шпонок – сталь 45 нормализованная.Допускаемые напряжения при стальной ступице
10.1 Ведущий вал
d=22 b×h=6×6 t1=3,5; длина шпонки l=40мм; момент на ведущем валу Т1=45,5Н·м
Напряжения смятия и усилия прочности /1,формула 8.22/
10.2 Ведомый вал
d=50 b×h=16×10 t1=6; длина шпонки l=50мм; момент на ведущем валу Т1=240Н·м
d=36 b×h=10×8 t1=5; длина шпонки l=70мм; момент на ведущем валу Т1=240Н·м
- условие выполнено.
11. УТОЧНЕННЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ
Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения – по отнулевому.
Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности s для опасных сечений и сравнении их с требуемыми значениями [S]. Прочность соблюдена при S ≥ [S], где [S]=2,5
11.1 Ведущий вал:
Материал вала сталь 40Х термическая обработка – улучшение.
Диаметр заготовки до 120мм среднее значение
Предел выносливости при симметричном цикле изгиба
Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений
Сечение А-А. Концентрация напряжения обусловлена наличием шпоночной канавки /1, таб.8.5/:, ,/1, таб.8.8/;/1, стр.163 и 166/.
Изгибающий момент (положим x1=37мм.)
Момент сопротивления сечения нетто при d=22мм, b=6, t1=6.
Амплитуда нормальных напряжений изгиба
Момент сопротивления кручению сечения нетто
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений
Коэффициент запаса прочности
Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А-А
S ≥[S]-условие выполнено
Такой большой коэффициент запаса прочности объясняется тем , что диаметр вала был увеличен при конструкции для соединения его со стандартным шкивом клиноременной передачи.
По той же причине проверять прочность в сечениях Б-Б и В-В нет необходимости.
11.2 Ведомый вал:
Материал вала сталь 40Х термическая обработка – улучшение.
Диаметр заготовки до 120мм среднее значение
Предел выносливости при симметричном цикле изгиба
Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений
Сечение А-А. Концентрация напряжения обусловлена наличием шпоночной канавки /1, таб.8.5/:, , /1, таб.8.8/; /1, стр.163 и 166/.
Изгибающий момент в горизонтальной плоскости /рис.2/
Изгибающий момент в вертикальной плоскости
Суммарный изгиб моментов в сечении А-А
Момент сопротивления изгибу сечения нетто при d=50мм, b=16, t1=10
Момент сопротивления кручению сечения нетто
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений
Амплитуда нормальных напряжений изгиба
Коэффициент запаса прочности
Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А-А
Сечение Б-Б. Это сечение при передачи вращающего момента от ведомого вала через муфту. Концентрация напряжения обусловлена наличием шпоночной канавки /1, таб.8.5/:, , /1, таб.8.8/; /1, стр.163 и 166/.
Изгибающий момент
Момент сопротивления изгибу сечения нетто при d=36мм, b=10, t1=8
Момент сопротивления кручению сечения нетто
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений
Амплитуда нормальных напряжений изгиба
Коэффициент запаса прочности
Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А-А
Результаты поверки:
Сечение | А-А | Б-Б |
Коэффициент запаса S | 14,05 | 5,4 |
Во всех сечениях S>[S]
12. ПОДБОР МУФТЫ
/1, таб. 11.5/ выбираем упругую втулочно-пальцевую муфту (МУВП): d=35 мм; D=140 мм; тип I.
(по ГОСТ 21424-75, с сокращением)
Муфтами называют устройство, предназначенные для соединения соосно вращающихся валов и передачи между ними вращающих моментов сил.
Типоразмер муфты выбирают по диаметру вала и по величине расчетного вращающего момента.
где к=2,5÷3-коэфициент, учитывающий условие эксплуатации; Тном=47,4 Н*м.
Окончательно выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую ГОСТ 2124-75
Материал полумуфты чугун марки СЧ-20; пальцев- сталь марки
Заключение.
В ходе работы рассчитали спроектировали и сконструировали одноступенчатый горизонтальный цилиндрический редуктор с шевронным зубом и клиноременную передачу.
Выбрали электродвигатель типа 4А112М2У3 с синхронной частотой 3000 об/мин и номинальной частотой nдв=2900 об/мин. Провели кинематический расчет в ходе которого определили КПД редуктора ηдв=0,912, угловые скорости, момент и мощность на волах.
Рассчитывая зубчатые колеса редуктора определили допускаемое контактное напряжение, межосевое расстояние аw=125 мм, провели проверку на изгиб и кручения.
В предварительном расчете волов редуктора определили диаметр волов и подобрали подшипники dв1=22 мм, dп1=25 мм, dв2=35 мм, dп2=40 мм, dк=50 мм. Подобрали подшипники на ведущем валу 32205А на ведомом валу 32308A
Определили размеры шестерни и колеса: диаметр d1=37мм, d2=203мм; ширина b1=60мм, b2=65мм;
Проверили подшипники на долговечность и определили, что подшипники будут работать на ведущем валу на ведомом валу
Литература.
1. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов/С.А Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин и др – 2-е изд., перераб. и доп. – М.: Машиностроение, 1988. -416 с.
2. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие/Шейнблит А.Е. Изд-у 2-е, перераб. и дополни. Калининград: Янтар. сказ, 2002.-454с.:ил., чурт. – Б.ц.
3. Оформление конструкторской документации курсового проект: Методические указания к курсовому проектированию по технической и прикладной механике для студентов всех специальностей./Составитель Глазов А.Н. Томск: изд-во ТПУ,2003.-38с.
4. Цахнович Л.И., ПетриченкоТ.П. Атлас конструкций редукторов. – учеб. Пособие для вузов. Киев: «Вища школа». Головное изд-во, 1979.-128с.