База знаний студента. Реферат, курсовая, контрольная, диплом на заказ

h₁– зубчатой передачи.

h₂– муфты.

h1= 0.98 h₂= 0.98

h = h ₁² × h₂ = 0.98² × 0.98 =0,94

3.2 Определение требуемой мощности электродвигателя

R1- мощность на входе привода.

P3- мощность на выходе из привода.

R1=R3 / h = 3,5 / 0,94 = 3,723 К Вт

3.3 Подбор двигателя по мощности (табл.19.27,стр.384)

3.4 Предварительное определение передаточных чисел.

U-общее передаточное число.

n _дв - частота вращения двигателя .

n3 – частота вращения выходного вала.

U= nдв/n3 =2880 / 200 =14,4

U= nдв/n3 =1430 / 200 =7,1

U= nдв/n3 = 950 / 200 = 4,7

U= nдв/n3 = 720 / 200 = 3,6

3.5 Окончательный подбор типа двигателя

Марка100S2

Частота вращения 2880 об/мин

3.6 Произвести разбивку передаточного числа (табл.1,3 стр.9)

U1 – передаточное число быстроходной ступени.

U2 – передаточное число тихоходной ступени.

U2 = 0,88Ö U = 0.88Ö 14,4 = 3,3

U1 = U / U2 = 14,4 / 3,3 = 4,3

3.6 Определение частоты вращения каждого вала

n1 = nдв = 2880 об/мин

n2 = n1 / U1 = 2880 / 4,3 = 669,7 об/мин

n3 = n2 / U2 = 669,7 / 3,3 =202,9 об/мин

3.7 Определение отклонения частоты вращения выходного вала

по заданию n₃^½ = 200 об/мин

по расчетам n₃= 202,9 об/мин

n₃^½ – n₃ / n₃^½ × 100% = 200 – 202,9 / 200 × 100% = -1,45% < 4%

(в пределах нормы).

3.8 Определениеугловой скорости каждого вала

w = П × n / 30

w1 = П × n1 / 30 = 3,14 × 2880 / 30 =301,44 рад/с

w2 = П × n2 / 30 = 3,14 × 669,7 / 30 = 70,1 рад/с

w3 = П × n3 / 30 = 3,14 × 202,9 / 30 = 21,2 рад/с

3.9 Определение мощности на каждом валу

Р1 = Р₁^½ × h муфты = 3,72 × 0,98 = 3,65 К Вт

Р2 = Р1 × h зубчатой передачи = 3,65 × 0,98 = 3,57 К Вт

Р3 = Р2 × h зубчатой передачи = 3,57 × 0,98 = 3,5 К Вт

3.10 Определение вращающего момента на валах

Т = Р / w

Т1 = Р1 / w1 = 3,65 / 301,4 = 12,1 Hм

Т2 = Р2 / w2 = 3,57 / 70,1 = 50,9 Hм

Т3 = Р3 / w2 = 3,5 / 21,2 = 165,2 Hм

4.Расчёт передач

4.1 Первая передача

4.1.1 Исходные данные

Прямозубая закрытая

Вход в передачу Т1 = 12,1 Нм; w1 =301,4 рад/с

Выход Т2 =50,9 Нм

Передаточное число U1 = 4,3

4.1.2 Подбор материала

Выбор материала: Сталь 45 (табл. 6,4 стр.92)

 улучшение паковкой

Твёрдость: шестерни НВ 194 –222

 колеса НВ 180 –192

HBср = 222 + 194 / 2 = 208 (шестерни)

HBср = 180 + 192 / 2 = 186 (колеса)

4.1.3 Определение допускаемых контактных напряжений (табл.6,13 стр. 94)

[sн] = ( sно /Sн ) × КнL = ( 2 × 208 + 70 / 1,1) × 1 = 534,6 (шестерни)

[sн] = ( sно /Sн ) × КнL = ( 2 × 186 + 70 /1,1 ) × 1 = 401,8 (колеса)

4.1.4Определение допускаемых напряжений изгиба

[sF] = (sFo / SF ) КFL = 1,8 × 208 / 1,8 ) × 1 =208 (шестерни)

[sF] = (sFo / SF ) КFL = 1,8 × 186 / 1,8 ) × 1 =186 (колеса)

4.1.5 Определение межосевого расстояния передачи

a_w =49,5 (U +1 )× ³Ö K_HB T₁ / Y_а × U₁ ×[s _н ]²

a_w= 49,5 ×( 4,3 + 1 ) × ³Ö 1 ×12,1 × 10³ / 0,4 × 4,3 × (401,8)³ = 88 мм.

Принять расстояние a_w = 90 мм.

4.1.6 Определение модуля зубьев

m = P1 /p = 3,65 / 3,14 = 1,12

Принять модуль m = 1

4.1.7 Определение числа зубьев

Z_S = 2a_w / m = 2 ×90 / 1 =180

Z₁ = Z_S / ( U + 1 ) = 180 / (4,3 + 1 ) =34 (шестерни)

Z₂ = Z_S - Z₁ = 180 – 34 = 146 (колеса)

4.1.8 Определение передаточного числа редуктора

U = Z₂ / Z₁ = 146 / 34 = 4,3

4.1.9 Основные геометрические размеры передачи: Делительный диаметр d₁ = Z₁ × m = 34 × 1 = 34мм (шестерни)

d₂ = Z₂ ×m = 146 × 1 = 146мм (колеса)

Диаметр вершин зубьев.

d_а1 = d₁ + 2 × m = 34 + 2 × 1 = 36мм (шестерни)

d_а2 = d₂ + 2 × m = 146 + 2 ×1 =148мм (колеса)

Ширина колеса b₂ =Y_a ×a_w = 0,4 × 90 = 36мм

Ширина шестерни b₁ = b₂ + 5 = 36 + 5 = 41мм

4.1.10 Окружная скорость зубчатых колёс

u = w₁ × d₁ / 2 = 301,4 × 34 / 2 = 5,1 м/с.

Принимаем u = 6 м/с.

4.1.11 Окружная сила

F_t1 = 2 × T₁ / d₁ = 2 × 12,1 × 10³ / 34 = 712 H

4.1.12 Принять коэффициенты

K_Hu = 1,2 K_Hb = 1.2

K_Hu = 1,4 K_Fb = 1,52

Y_bd = b₂ / d₁ = 36 / 34 = 1,05

4.1.13 Расчёт контактного напряжения

s_Н = 436 × Ö (F_t / d₁ × b₁) × (U + 1 / U) × K_Hb × K_Hu

s_Н= 436 Ö (712 / 34 ×36) × (4,3 +1 / 4,3) ×1,15 × 1,2 = 419 МПа

4.1.14 Коэффициент формы зуба. (табл. 6,8, стр.101)

для шестерни Z₁ =34 Y_F1 = 3,76

для колеса Z₂ =146 Y_F2 = 3,6

4.1.15Расчётное напряжение изгиба в основании ножки зуба колеса

s_F2 = Y_F2 × (F_t / b₂ ×m) × K_Fb ×K_Fu = 3,6 × (712 / 36 × 1) ×1,52 ×1,4 = 151

151 < [s]_F2

s_F1 = Y_F1 × (F_t / b₂ ×m) × K_Fb ×K_Fu = 3,76 ×(712 / 36 ×1) ×1,52 ×1,4 = 158

158 < [s]_F1

4.2 Вторая передача

4.2.1 Исходные данные

Прямозубая закрытая

Вход в передачу Т₂ = 50,9 Нм

Выход Т₃ = 165,2 Нм

Передаточное число U =3,3

4.2.2 Подбор материала

Выбираем материал: Сталь 45 (табл. 6,4 стр.92)

улучшение паковкой

Твёрдость: шестерни НВ 194 –222

 колеса НВ 180 –192

HBср = 222 + 194 / 2 = 208 (шестерни)

HBср = 180 + 192 / 2 = 186 (колеса)

4.2.3 Определение допускаемых контактных напряжений (табл.6,13 стр. 94)

[sн] = ( sно /Sн ) × КнL = ( 2 × 208 + 70 / 1,1) × 1 = 534,6 (шестерни)

[sн] = ( sно /Sн ) × КнL = ( 2 × 186 + 70 /1,1 ) × 1 = 401,8 (колеса)

4.2.4 Определение допускаемых напряжений изгиба

[sF] = (sFo / SF ) КFL = 1,8 × 208 / 1,8 ) × 1 =208 (шестерни)

[sF] = (sFo / SF ) КFL = 1,8 × 186 / 1,8 ) × 1 =186 (колеса)

4.2.5 Определение межосевого расстояния передачи

a_w = 49,5 ( U₂ +1 )× ³Ö K_HB T₂ / Y_а × U₂ ×[s _н ]²

 a_w = 49,5 ( 3,3 +1) × ³Ö 1 × 50,9 × 10³ / 0,4 × 3,3 × (401,8)³ =132,9мм

 Принять расстояние a_w =134мм.

4.2.6 Определение модуля зубьев.

m = P1 /p = 3,8 / 3,14 = 1,5

 Принять модуль m = 2

4.2.7 Определение числа зубьев

Z_S = 2a_w / m = 2 ×134 / 2 =134

Z₁ = Z_S / ( U + 1 ) = 134 / (3,3 + 1 ) =31 (шестерни)

Z₂ = Z_S - Z₁ = 134 – 31 = 103 (колеса)

4.2.8 Определение передаточного числа редуктора

U = Z₂ / Z₁ = 103 / 31 = 3,3

4.2.9 Основные геометрические размеры передачи: Делительный диаметр d₁ = Z₁ × m = 31 × 2 = 62мм (шестерни)

d₂ = Z₂ ×m = 103 × 2 = 206мм (колеса)

Диаметр вершин зубьев.

d_а1 = d₁ + 2 × m = 31 + 2 × 2 = 66мм (шестерни)

d_а2 = d₂ + 2 × m = 206 + 2 ×2 =210мм (колеса)

Ширина колеса b₂ =Y_a ×a_w = 0,4 × 134 = 54мм

Ширина шестерни b₁ = b₂ + 5 = 54 + 5 = 59мм

4.2.10 Окружная скорость зубчатых колёс

u = w₂ × d₂ / 2 = 70 × 62 / 2 = 2,17 м/с.

Принимаем u = 3 м/с.

4.2.11 Окружная сила

F_t2 = 2 × T₂ / d₁ = 2 × 50,9 × 10³ / 62 = 1642 H

4.2.12 Принять коэффициенты

K_Hu = 1,2 K_Hb = 1.14

K_Hu = 1,4 K_Fb = 1,28

Y_bd = b₂ / d₁ = 54 / 62 = 0.86

4.2.13 Расчёт контактного напряжения

s_Н = 436 × Ö (F_t / d₂ × b₁) × (U + 1 / U) × K_Hb × K_Hu

s_Н= 436 Ö (1642 / 62 ×54) × (3,3 +1 / 3,3) ×1,14 × 1,2 = 408 МПа

4.2.14 Коэффициент формы зуба . (табл. 6,8, стр.101)

для шестерни Z₁ =31 Y_F1 = 3,78

для колеса Z₂ =103 Y_F2 = 3,6

4.1.15Расчётное напряжение изгиба в основании ножки зуба колеса

s_F2 = Y_F1 × (F_t / b₂ ×m) × K_Fb ×K_Fu = 3,6 × (1642 / 54 × 2) ×1,14 ×1,4 = 88

88 < [s]_F2

s_F1 = Y_F2 × (F_t / b₂ ×m) × K_Fb ×K_Fu = 3,76 ×(1642 / 54 ×1) ×1,14 ×1,4 = 92

92 < [s]_F1

5.Орентировочный расчёт валов, подбор подшипников

5.1 Исходные данные

Первая ступень. Вторая ступень.

d₁ = 34мм d₁ = 62мм

d₂ = 146мм d₂ = 206мм

b₁ = 41мм b₁ =58мм

b₂ = 36 b₂ =54мм

5.1.2 Определение минимального диаметра вала

D_{min 1} = 5 × ³Ö12,1 = 11мм

D_{min 2} = 5 × ³Ö51 = 18мм

D_{min 3} = 5 × ³Ö165 = 26мм

5.1.3 Определение диаметра вала под подшипник

d_П1 = 20

d_П2 = 25

d_П3 = 30

5.2 Выбор подшипников

6.Первая эскизная компановка

7.Конструирование зубчатых колёс и валов

7.1 Конструирование зубчатых колёс

7.1.1 Колесо первой ступени

Делительный диаметр d = 146мм

Диаметр вершин зубьев d_a = d + 2×m = 146 +2×1 = 148мм

Диаметр впадин зубьев d_f = d – 2.5×m = 146 – 2.5×1 = 143,5мм

Диаметр ступицы d_ст = 1,55 × d_в = 1,55 × 30 = 46мм

Толщина обода S = 2,2 × m + 0,05 × b = 2,2 × 1 + 0,05 × 36 = 4мм

Толщина диска С = 0,3 × b =0,3 × 36 = 11мм

7.1.2 Колесо второй ступени

Делительный диаметр d = 206мм

Диаметр вершин зубьев d_a = d + 2×m = 206 +2×2 = 210мм

Диаметр впадин зубьев d_f = d – 2.5×m = 206 – 2.5×2 = 201мм

Диаметр ступицы d_ст = 1,55 × d_в = 1,55 × 36 = 55мм

Толщина обода S = 2,2 × m + 0,05 × b = 2,2 × 2 + 0,05 × 54 = 8мм

Толщина диска С = 0,3 × b =0,3 × 54 = 16мм

7.2 Определение реакций опор.

7.2.1. Исходные данные первого вала:

Ft1 = 712 Н; Fr1 = 259H.

Реакции опор изгибающего момента в вертикальной пл – ти.

Ma = Ft1 0,043 – y2  0,155 = 0

Mc = -Ft1 0,112 + y1  0,155= 0

Y2 = Ft1  0,043 / 0,155 = 712  0,043 / 0,155 = 197,5H

Y1 = -Ft1  0,112 / 0,155 = 712  0,112 / 0,155 = 514,5H

Ma = 0

Mb = y1  0,043 = 514,5  0,043 = 22,12Hм

Mc = y1 0,152 – Ft1  0,112 = 514,5  0,152 – 712  0,112 =0

Реакции опор изгибающего момента в горизонтальной пл – ти. Ma = -Fr1 0,043 – X4  0,155 = 0

Mc = Fr1  0,112 + X3  0,155 = 0

X2 = -Fr1  0,043 / 0,155 = 259  0,043 / 0,155 = 72H

X1 = Fr1  0,112 / 0,155 = 259  0,112 / 0,155 = 187H

Ma = 0

Mb = X1  0,043 = 187  0,043 = 8,041Hм

Mc = X1 0,155 – Fr1  0,112 = 187  0,155 – 259  0,112 =0

7.2.2. Исходные данные второго вала:

Ft1 = 712Н; Ft2 = 1642Н; Fr1 = 259H; Fr2 = 598H

Реакции опор изгибающего момента в вертикальной пл – ти.

Ma = -Ft1  0,043 – Fr2  0,103 +Y4 0,155= 0

Md = -Ft2  0,155 + Ft1  0,112 – Y3  0,155 = 0

Y4 = Ft1  0,043 + Ft1 0,103 / 0,155 = 30,6 +169,1 / 0,155 = 1288,4H

Y3 = Ft2  c + Ft1 (b + c) / a + b +c= 85,32 + 79,74 / 0,155 = 1065,3H

Ma = 0

Mb = -y3  a = 1065,3  0,043 = 45,8Hм

Mc = -y3 0,103 – Ft1  0,06 = - 1065 0,103 + 712  0,06 = -67Нм

Md = -y3 0,155 + Ft1  0,112 + Ft2  0,052= - 165,1 + 79,7 + 85,4 =0

Реакции опор изгибающего момента в горизонтальной пл – ти. Ma = Fr1  0,043 – X4  Fr2 0,103 + X4  0,155 = 0

Md = Fr2  0,052 - Fr1  0,112 - X3  0,155 = 0

X4 = Fr2  0,103 - Fr1 0,043 / 0,155 = 69,5 – 11,13 / 0,155 = 377,2H

X3 = Fr2  0,055 - Fr1  0,112 / 0,155 = 31,1 - 29 / 152 = 13,6H

Ma = 0

Mb = -X3  0,043 = 187  0,043 = -0,6Hм

Mc = -X3 0,103 – Fr1  0,06 = -1,4 – 15,5 = -1б,9Нм

Md = -X3 0,152 – Fr1  0,112 + Fr2  0,052 = -2,1 – 29 +31,1 = 0

7.2.3. Исходные данные тредтего вала:

Ft2 = 1642Н; Fr2 = 598H

Реакции опор изгибающего момента в вертикальной пл – ти.

Ma = Ft2 0,103 – y6  0,155 = 0

Mc = -Ft1  0,052 + y5  0б155 = 0

Y6 = Ft2  0,103 / 0,155 = 1642  0,103 / 0,155 = 1091H

Y5 = Ft2  0,052 / 0,155 =1642  0,052 / 0,155 = 550,9H

Ma = 0

Mb = y5  0,103 = 550,9  0,103 = 56,7Hм

Mc = y5 0,155 – Ft2  0,052 = 550,9  0,155 – 1642  0,052 =0

Реакции опор изгибающего момента в горизонтальной пл – ти. Ma = Fr2 0,103 – X6  0,155 = 0

Mc = -Fr2  0,052 + X5  0,155 = 0

X6 = -Fr2  0,103 / 0,155 = 598  0,103 / 0,155 = 397,4H

X5 = Fr2  0,052 / 0,155 = 598  0,112 / 0,155 = 200,6H

Ma = 0

Mb = X6  0,103 = 397,4  0,103 = 20,6Hм

Mc = X5  0,155 – Fr2  0,052 = 200,6  0,155 – 598  0,052 =0

8.Схема нагружения валов в пространстве

8.1 Схема нагружения

9.Подбор и проверочный расчет шпонок

9.1 Первый вал

Исходные данные.

 d = 18мм ; Т₂ = 50,9

Размеры шпонки.

b = 6мм; h = 6мм;t₁ =3,5мм;t₂ = 2,8мм;l = 20мм.

9.2 Второй вал

Исходные данные.

d = 30мм ; Т₂ = 50,9

Размеры первой шпонки.

b = 10мм; h = 8мм;t₁ =5мм;t₂ = 3,3мм;l = 20мм.

Размеры второй шпонки.

b = 10мм; h = 8мм;t₁ =5мм;t₂ = 3,3мм;l = 50мм

9.3 Третий вал.

Исходные данные.

d₁ = 36мм ;d₂ =26; Т₂ = 50,9

Размеры первой шпонки.

b = 10мм; h = 8мм;t₁ =5мм;t₂ = 3,3мм;l = 40мм.

b = 10мм; h = 8мм;t₁ =5мм;t₂ = 3,3мм;l = 46мм.

10.Подбор подшипников по динамической грузоподъёмности

10.1Подбор подшипников на первый вал

10.1.1Исходные данные:

w = 301; К_т = 1; К_δ = 1,2; υ = 1; С_r = 15,9.

10.1.2Реакции опор

R₁ = √ X₁² +Y₁² = √ 187² + 154² = 547

R₂ = √ X₂² +Y₂² = √ 72² + 197² = 210

R₁

                                                 R₂

10.1.3Определение эквивалентной нагрузки

R_э = υ ∙ R₁ ∙ К_δ ∙ K_т = 1 ∙ 547 ∙1,2 ∙ 1 = 656

10.1.4Определение срока службы подшипников

L = 10⁶ / 572,4∙w ∙(С_r / R_э)³ = 10⁶ / 572,4 ∙ 301 ∙ (15900 / 656) = =82133 часов

10.2.1Исходные данные:

w = 70,1; К_т = 1; К_δ = 1,2; υ = 1; С_r = 22,5.

10.2.2Реакции опор.

 R₃ = √ X₃² +Y₃² = √ 13,6² + 1065,5² = 1065

 R₄ = √ X₄² +Y₄² = √ 377,2² + 1288,4² = 1342

 R₄

 R₃

10.2.3Определение эквивалентной нагрузки

R_э = υ ∙ R₄ ∙ К_δ ∙ K_т = 1 ∙ 1342 ∙1,2 ∙ 1 = 1610

10.2.4Определение срока службы подшипников

L = 10⁶ / 572,4∙w ∙(С_r / R_э)³ = 10⁶ / 572,4 ∙ 70,1 ∙ (22500 / 1610) = =67937 часов

10.3.1Исходные данные:

w = 21,2; К_т = 1; К_δ = 1,2; υ = 1; С_r = 19,5.

10.3.2Реакции опор

R₅ = √ X₅² +Y₅² = √ 200² + 551² = 554,6

R₆ = √ X₆² +Y₆² = √ 397,4² + 1091² = 1393

 R₆

 R₅

10.3.3Определение эквивалентной нагрузки

R_э = υ ∙ R₆ ∙ К_δ ∙ K_т = 1 ∙ 1393 ∙1,2 ∙ 1 = 1671

10.3.4Определение срока службы подшипников

L = 10⁶ / 572,4∙w ∙(С_r / R_э)³ = 10⁶ / 572,4 ∙ 21,2 ∙ (19,500 / 1671) = =96078 часов

11.Проверочный расчёт валов.

11.1 Вал № 1

11.1.1Сечение 1 -1 d = 18мм. Сталь 40Х.

М_х = 0

М_у = 0

М_z = Т₁ = 12,1 Нм.

b = 6мм – ширина шпонки.

h = 6мм – высота шпонки.

Механические характеристики:

δ_в =800 МПа; δ_-1 = 360 МПа; τ_-1 = 210 МПа таб.12.7 стр.208

К_d = 0,77– коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения таб.12.12 стр.213

K_f = 1,12 - коэффициент влияния шероховатости таб.12,13 стр. 213

К_σ = 2,025 Н/мм² – эффективный коэффициент концентрации напряжения таб. 12,16 стр. 214

К_V =1 - коэффициент влияния поверхностного упрочнения таб.12,14 стр,214

ψ_τ = 0,05

11.1.2 Коэффициент концентрации напряжения:

(К_δ)_D = ((К_σ / К_d) + K_f – 1)∙1 / К_V = 2,7

11.1.3 Предел выносливости вала:

(δ_-1)_D = τ_-1 / (К_δ)_D = 133.3 Н/мм².

11.1.4 Полярный момент сопротивления:

W_k = (П / 16)∙d³ – (b∙h (2 ∙ b – h)²) / 16 ∙ d = 1032,03мм²

11.1.5 Среднее напряжение цикла:

τ_а = τ_m = M_z / 2 ∙ W_k = 8,6 МПа.

11.1.6 Коэффициент запаса прочности:

S = S_τ =(τ_-1)_D / τ_а + ψ_τ ∙ τ_m = 8,5

11.2 Вал № 2

11.2.1Сечение 1 -1 d = 30мм. Сталь 40Х.

М_х = 0

М_у = 0

М_z = Т₁ = 50,9 Нм.

b = 10мм – ширина шпонки.

h = 8мм – высота шпонки.

Механические характеристики:

δ_в =800 МПа; δ_-1 = 360 МПа; τ_-1 = 210 МПа таб.12.7 стр.208

К_d = 0,77– коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения таб.12.12 стр.213

K_f = 1,12 - коэффициент влияния шероховатости таб.12,13 стр. 213

К_σ = 2,025 Н/мм² – эффективный коэффициент концентрации напряжения таб. 12,16 стр. 214

К_V =1 - коэффициент влияния поверхностного упрочнения таб.12,14 стр,214

ψ_τ = 0,05

11.2.2 Коэффициент концентрации напряжения:

(К_δ)_D = ((К_σ / К_d) + K_f – 1)∙1 / К_V = 2,7

11..3 Предел выносливости вала:

(δ_-1)_D = τ_-1 / (К_δ)_D = 133.3 Н/мм².

11.2.4 Полярный момент сопротивления:

W_k = (П / 16)∙d³ – (b∙h (2 ∙ b – h)²) / 16 ∙ d = 4970мм²

11.2.5 Среднее напряжение цикла:

τ_а = τ_m = M_z / 2 ∙ W_k = 5,1 МПа.

11.2.6 Коэффициент запаса прочности:

S = S_τ =(τ_-1)_D / τ_а + ψ_τ ∙ τ_m = 5

11.3 Вал № 3

11.3.1Сечение 1 -1 d = 36мм. Сталь 40Х.

М_х = 0

М_у = 0

М_z = Т₁ = 165 Нм.

b = 10мм – ширина шпонки.

h = 8мм – высота шпонки.

Механические характеристики:

δ_в =800 МПа; δ_-1 = 360 МПа; τ_-1 = 210 МПа таб.12.7 стр.208

К_d = 0,77– коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения таб.12.12 стр.213

K_f = 1,12 - коэффициент влияния шероховатости таб.12,13 стр. 213

К_σ = 2,025 Н/мм² – эффективный коэффициент концентрации напряжения таб. 12,16 стр. 214

К_V =1 - коэффициент влияния поверхностного упрочнения таб.12,14 стр,214

ψ_τ = 0,05

11.3.2 Коэффициент концентрации напряжения:

(К_δ)_D = ((К_σ / К_d) + K_f – 1)∙1 / К_V = 2,7

11.3.3 Предел выносливости вала:

(δ_-1)_D = τ_-1 / (К_δ)_D = 133.3 Н/мм².

11.3.4 Полярный момент сопротивления:

W_k = (П / 16)∙d³ – (b∙h (2 ∙ b – h)²) / 16 ∙ d = 5940мм²

11.3.5 Среднее напряжение цикла:

τ_а = τ_m = M_z / 2 ∙ W_k = 3,7 МПа.

11.3.6 Коэффициент запаса прочности:

S = S_τ =(τ_-1)_D / τ_а + ψ_τ ∙ τ_m = 3,5

11.4.1Сечение 1 -1 d = 25мм. Сталь 40Х.

М_х = 0

М_у = 0

М_z = Т₁ = 165 Нм.

b = 8мм – ширина шпонки.

h = 7мм – высота шпонки.

Механические характеристики:

δ_в =800 МПа; δ_-1 = 360 МПа; τ_-1 = 210 МПа таб.12.7 стр.208

К_d = 0,77– коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения таб.12.12 стр.213

K_f = 1,12 - коэффициент влияния шероховатости таб.12,13 стр. 213

К_σ = 2,025 Н/мм² – эффективный коэффициент концентрации напряжения таб. 12,16 стр. 214

К_V =1 - коэффициент влияния поверхностного упрочнения таб.12,14 стр,214

ψ_τ = 0,05

11.4.2 Коэффициент концентрации напряжения:

(К_δ)_D = ((К_σ / К_d) + K_f – 1)∙1 / К_V = 2,7

11.4.3 Предел выносливости вала:

(δ_-1)_D = τ_-1 / (К_δ)_D = 133.3 Н/мм².

11.4.4 Полярный момент сопротивления:

W_k = (П / 16)∙d³ – (b∙h (2 ∙ b – h)²) / 16 ∙ d = 2810мм²

11.4.5 Среднее напряжение цикла:

τ_а = τ_m = M_z / 2 ∙ W_k = 3,5 МПа.

11.4.6 Коэффициент запаса прочности:

S = S_τ =(τ_-1)_D / τ_а + ψ_τ ∙ τ_m = 3

12Расчет и конструирование элементов корпуса редуктора.

12.1 Определение толщины стенки корпуса редуктора.

δ = 1,8 ∙ ⁴√Т₃ ≥ 6мм

δ = 1,8 ∙⁴√162,5 = 7 мм

12.2 Определение диаметра стяжных болтов.

d = 1,25 ∙ ³√Т₃ ≥ 10мм

d = 1,25 ∙ ³√162,5 = 10мм

d – диаметр болта.

d₂ – диаметр отв. под цилиндрическую головку.

t₁ – глубина отв. под головку.

d₀ – диаметр отв. стяжных болтов

t₁ = 13мм d₂ = 18мм d₀ = 11мм

12.3 Определение диаметра фундаментных болтов.

d_ф = 1,25 ∙ d

d_ф = 1,25 ∙ 10 = 12,5мм округляем до 12мм.

12.4 Определение размера бобышки.

δ₁ δ₁ = (0,9…1) ∙ δ = 1 ∙ 7 = 7мм

b₁ l b = 1,5 ∙ δ = 1,5 ∙ 7 = 10,5мм

b b₁ = 1,5 ∙ δ₁ = 1,5 ∙ 7 = 10,5мм

f f = 0,5 ∙ δ₁ = 0,5 ∙ 7 = 3,5мм

δ l = (2...2,2) ∙ δ = 2∙ 7 ≈15мм

14.Подбор и проверочный расчёт муфты.

 L_вт

 D

 d₀

 d₁

 D

 D₀

 L_цил L_кон

 L

Размеры: таб. 15.2 стр. 127

Муфта №1

При Т₁ = 12,1 Нм, n₁ = 2880 об/мин.

d = 16мм. d₁ = 18мм. L_цил= 28мм. L_кон = 18мм. d_п = 10мм. L_вт =15мм. Z = 4 d₀ =20мм. L = 60мм. D = 90мм. D₀ = 63мм.

Смещение осей валов. Δ = 0,2 γ = 1⁰30’

Муфта №2

При Т₃ = 165 Нм, n₃ = 6700 об/мин

d = 32мм. d₁ = 35мм. L_цил= 58мм. L_кон = 38мм. d_п = 14мм. L_вт =25мм. Z = 6 d₀ =28мм. L = 120мм. D = 140мм. D₀ = 105мм.

Смещение осей валов. Δ = 0,3 γ = 1⁰

δ_см = 2 ∙ Т / Z ∙ D₀ ∙ d_п ∙ L_вт = 0.77 Н/м.

Т – вращающий момент; d_п – диаметр пальца; L_вт – длинна упругого элемента; D₀ –диаметр расположения пальцев; Z – число пальцев.

15.Выбор смазки редуктора

Для уменьшения потерь мощности на трение и снижение интенсивности и изнашивания трущихся поверхностей, а также для предохранения их от заедания , задирав, коррозии и для лучшего отвода теплоты трущихся поверхности должны иметь надежное смазывание.

Смазка зубчатых передач.

В настоящее время в машиностроении для смазывания передач широко используется картерная система смазывания. В корпус редуктора, коробки передач заливают масло так, чтобы венцы колес были в него погружены.При их вращении масло ухватывается зубьями, разбрызгивается попадает на внутренние стенки редуктора, откуда стекает в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которыми покрываются поверхности расположенных внутри корпуса детали.

Выбор смазочного материала основан на опыте эксплуатации машин. Принцип назначения сорта масла следующий: чем выше контактные давления в зубьях, тем большей вязкостью должно обладать масло, чем выше окружная скорость колеса, тем меньше должна быть вязкость масла.

Поэтому требуемую вязкость масла определяют в зависимости от контактного напряжения и окружной скорости колес.

Смазывание подшипников.

Подшипники смазываются пластичными смазывающими материалами.

Например: ЛИТОЛ 24

Для подачи в подшипники пластического смазочного материала используют пресс – масленки. Смазочный материал подают под давлением специальным шприцем. Для удобства подвода шприца в некоторых случаях применяют переходные штуцера.

При смазывание колес погружением на подшипники попадают брызги масла. Подшипники защищают маслозащитными шайбами.

Табл. 8.1 стр. 135 выбираем масло марки И Г А 32

δ_n = 436 МПа υ = 6 м/с

И – индустриальное масло.

Г – для гидравлических систем.

А – масло без присадок.

32 – класс кинематической вязкости.

16        Подбор посадок сопряженных поверхностей.

16.1 Посадка подшипников

Внутренние кольца к валу – К6

Внешнее кольцо в корпусе – Н7

16.2 Установка колеса к валу производится с натягом

Для предотвращения смещения на валу предусмотрен буртик и установлена дистанционная втулка, посадка – D9/d9.

Для установления шпонки на колесо, выбирают переходную посадку – N10/n10.

16.3 Крышки подшипников:

Крышки подшипников закладные посадка – Н11/h11. наружный диаметр, посадка – H7/h8.

16.4 Муфта на валу.

Для обеспечения надежного закрепления выбор посадки – H7/p6.

16.5 Шплинты:

Шплинты устанавливаются в корпусе, посадка должна предотвращать смещение, посадка – H7/h7.

17. Сборка и разборка редуктора

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку производят в соответствии с чертежом общего вида редуктора, начиная с узлов валов:

·           на ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца и шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80 -100ºС;

·            в ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала;

·            надевают распорную втулку, мазеудерживающие кольца и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле;

·           собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов;

·           затягивают болты, крепящие крышку к корпусу;

·           на ведомый вал надевают распорное кольцо, в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических пластинок;

·           регулируют тепловой зазор, подсчитанный по формуле

·           проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников;

·           на конец ведомого вала в шпоночную канавку закладывают шпонку;

·           ввертывают пробку маслосливного отверстия с прокладкой;

·           заливают в корпус масло и закрывают смотровое окно крышкой с прокладкой и закрепляют ее болтами

Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.

18Список используемой литературы

·           Дунаев П.Ф., Леликов О.П. «Детали машин курсовое проектирование». 1990 г.

·           Куклин Н.Г., Куклина Г.С. «Детали машин».1979 г.

·           Издательство Москва «Машиностроение» 1979г.» Курсовое проектирование детали машин».

 [u1]