Автор работы: Пользователь скрыл имя, 06 Июня 2013 в 20:29, курсовая работа
Цели и задачи настоящего проектирования – изучение основ расчета и конструирования деталей и сборочных единиц с учетом рационального выбора материалов, технологии изготовления и эксплуатации машин. Проектируемые машины должны иметь наиболее высокие эксплуатационные показатели (производительность, КПД), небольшой расход энергии и материалов при наименьшей массе и габаритах, высокую надежность, иметь не высокую себестоимость при производстве, и экономичность в процессе эксплуатации, быть удобными и безопасными в обслуживании, допускать автоматизацию работы машины и стандартизацию деталей и сборочных единиц.
= 4; .
Вывод: полученные размеры зубчатого зацепления обеспечивают прочность по контактной и изгибной выносливости.
] ]
652,25861 155,5286 139,98350
Рис. 3.1 К расчёту тихоходной ступени
=5,07 кВт;
=5,29 кВт;
=240 кВт;
=730 ;
=3;
=201,79 Н;
=171,4 Н.
3.1.2 Межосевое расстояние.
= ;
Где – коэффициент нагрузки, при контактных расчетах принимаем равным ( предварительно) 1,1…1,3;
- мощность на колесе;
– коэффициент ширины венца колеса, принимаем:
- b/a=(0,2…0,4) – меньшее значение для быстроходной ступени, большее для тихоходной, т.к у нас передача тихоходная, то принимаем
=0,4;
- принимаем меньшее значение из и , т.е равным 770 МПа;
= (+1 ) = 123мм;
Устанавливаем = 125мм.
3.1.3 Расчёт ширины венца колеса и шестерни.
Ширина венца зубчатого колеса:
= a = 0,4 мм;
Ширина венца шестерни:
=+(2…5)=50+2=52мм,
а т.к. передача раздвоенная, то:
=
=
3.1.4 Значение модуля.
m = = = 3,62мм
принимаем стандартный модуль m =4 мм.
ГОСТ 9563-60
3.1.5 Число зубьев шестерни и колеса.
= = = 18,1
Устанавливаем =18, тогда
= = 18 ;
Принимаем: = 44,
Уточнённое придаточное число = = = 2,44.
3.1.6 Диаметры зубчатых зацеплений.
Делительные диаметры колеса и шестерни:
= = 4
= = 4
Диаметры окружностей впадин:
= = 72 – 2,5
= = 176 – 2,5
Диаметры окружностей выступов:
= = 72 + 2
= = 176+ 2
Уточненное межосевое расстояние:
a = = = 124мм;
3.1.7 Скорость и усилия в зацеплении:
- окружное усилие
= = = = = 2802,5 H;
- распорное усилие
;
= = tg = 2802,5∙0,36 = 1020,1Н;
- скорость в зацеплении
v = = = 0,9 м/с.
По v = 0,9 м/с из таблицы 4,6 [1] – 9-ая степень точности изготовления передачи.
3.1.8 Поправочные
коэффициенты находятся по
– учитывает неравномерность распределения нагрузки между зубьями, а так как передача прямозубая то по [1] стр.110
,
- учитывает распределение нагрузки по длине контактных линий.
Исходя из = 0,5 = 0,5 [ 1 ], рис.4.4 кривая, с учётом шестерни HB
= 1,07 ;
,25 ;
учитывают динамическую нагрузку, возникающую в передаче и в соответствии с таблицами 4.8 и 4.9 [ 1 ]
= 1,06 ;
,11 ;
3.1.9 Проверочные
расчёты по контактным и
=
= МПа;
=
= = 155,5МПа;
= =139,98МПа;
Где - коэффициент формы зуба выбирается из [ 1 ] рис. 4.7 по и .
= 4; .
Вывод: полученные размеры зубчатого зацепления обеспечивают прочность по контактной и изгибной выносливости.
] ]
652,25861
Диаметр вала под чашку соединительной муфты назначается в зависимости от 36мм
d=( 0,8…1 ) =(0,8…1)*36=28,8…36мм
принимаем d=30м
Остальные параметры назначаем конструктивно
Диаметр под сальник принимаем d=40
Диаметр под подшипник d=40
Оценка изготовления вала вместе с шестерней или отдельно
=
Здесь =15…25 МПа, принимаем =20 МПа;
Здесь =15…25 МПа, принимаем =20 МПа;
Здесь =15…25 МПа, принимаем =15 МПа;
На промежуточном валу проверяем изготовление его совместно или отдельно с шестерней тихоходной ступеней.
=
Так как || - то шестерня изготавливается совместно с валом
Определяем конструктивные элементы корпуса редуктора
5.1 Толщина стенки основания и крышки
мм;
мм, устанавливаем мм и мм.
мм, устанавливаем мм;
мм, устанавливаем мм.
5.3 Толщина нижнего пояска основания корпуса (под фундамент)
мм, устанавливаем 28 мм.
5.4 Толщина ребер основания и крышки
, устанавливаем мм и мм.
5.5 Диаметр болтов
- фундаментных
мм, устанавливаем М10, а отверстий мм;
- у подшипников
мм, устанавливаем М14;
- соединяющих основание с крышкой по периметру
мм, устанавливаем М10;
- крепящих смотровую крышку
мм, устанавливаем М6.
5.6 Ширина пояса
- верхнего основания и крышки у подшипников
мм, устанавливаем 46 мм;
- также по периметру болтов
мм, устанавливаем 36 мм;
- нижнего пояска основания (под фундамент)
мм, устанавливаем 60 мм.
5.7 Минимальный
зазор между вращающимися
- вершинами зубьев колес
мм, устанавливаем 10 мм;
- торцами шестерен
мм, устанавливаем 10 мм;
- торцами колес
мм, устанавливаем 12 мм.
5.8 Так как окружная скорость быстроходной ступени , что , то подшипники будут смазываться пластичным смазочным материалом. В этом случае подшипник отодвигаться вглубь отверстия на расстояние мм.
5.9 Основные (предварительные)
размеры крышки подшипника со
стороны ведущей шестерни
принимаем мм;
мм;
мм.
5.10 С учетом высоты головки винтов М10, равной 6 мм и толщины пружинной шайбы мм, размер от середины подшипника до середины шестерни будет составлять
мм.
5.11 Зазор между шестерней мм и головкой болта устанавливаем мм для исключения касания шестерней головок болтов крышки подшипника.
Рисунок 5.1 К определению основных размеров основания и крышки корпуса редуктора
Рис. 6.1 схема нагружения
6.2 Расстояния между опорами и серединами зубчатых зацеплений (см. рис. 6.1)
6.2.1 Размер a
6.2.2 Размер b
6.2.3 Размер c
6.2.4 Размер d
6.2.5 Размер e
6.2.6 Размер g
6.2.7 Размер h
В расчёте использованы:
В – ширина подшипника,
- ширина зацепления
7. ПРЕКТНЫЙ РАСЧЁТ ВАЛОВ.
Справочно: ( Проектный расчет валов выполняется после разработки эскизной компоновки, представляющая собой первичное представление конструкции редуктора и определение расстояний между точками приложения сил (середина шкива, середина звездочки, середина колеса, шестерни и середина опор ). Составляя расчетные схемы надо вал рассматривать как балку на жестких шарнирных опорах.
Расчёт проводится в следующем порядке:
- вычерчивается расчетная схема вала;
- наносятся силы, нагружающие
вал в двух взаимно
- выписываем с предыдущих расчётов данные ( значения сил, крутящего момента, делительные диаметры при наличии осевого нагружения).
- определяем известными способами реакции в опорах, строятся эпюры изгибающих и крутящих моментов.
- из анализа эпюр определяется
наибольшие нагруженные
- по значениям эквивалентных
моментов определяем диаметры
валов в этих сечениях и
сравниваем с ранее
7.1 Ведущий ( входной ) вал.
Данные к расчету:
Вал-шестерня.
Определяем реакции в опорах:
- горизонтальная плоскость
Проверка:
Слева под подшипником:
Справа под подшипником:
Обуславливаем сосредоточенным моментом от:
- вертикальная плоскость:
Проверка:
Слева под подшипником:
Справа под подшипником:
Эквивалентный момент:
Так как , то для более нагруженного сечения вала ( под колесом ) приняв =40 МПа;
7.2 Промежуточный вал.
Расчетные данные:
Вал-шестерня.
Определяем реакции в опорах:
- горизонтальная плоскость
Проверка:
Слева под подшипником:
Слева под шестерней:
Справа под подшипником:
- вертикальная плоскость:
Проверка:
Слева под подшипником:
Слева под шестерней:
Справа под подшипником:
Анализ эпюр
Определяем суммарные моменты:
Под колесом :
Эквивалентный момент:
Так как , то для более нагруженного сечения вала ( под колесом ) приняв =40 МПа;