Автор работы: Пользователь скрыл имя, 20 Января 2013 в 21:17, курсовая работа
Объектом курсового проекта является привод с цилиндрическим двухступенчатым горизонтальным редуктором, использующие большинство деталей и узлов общего назначения.
Редуктором называют механизм, выполненный в виде отдельного агрегата, служащего для понижения угловой скорости и соответственно повышения крутящих моментов. В приводах общемашиностроительного назначения, разрабатываемых при курсовом проектировании, редуктор является основным и наиболее трудоемким узлом.
СОДЕРЖАНИЕ
ВВЕДЕНИЕ 3
1 ТЕХНИЧЕСКОЕ ЗАДАНИЕ НА ПРОЕКТИРОВАНИЕ 4
2 КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА 5
3 РАСЧЕТ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ КОСОЗУБОЙ ПЕРЕДАЧИ 7
4 ЦИЛИНДРИЧЕСКАЯ ПРЯМОЗУБАЯ ПЕРЕДАЧА 12
6 РАСЧЕТ ВАЛОВ РЕДУКТОРА 16
6.1 Быстроходный вал 16
6.2 Промежуточный вал 22
6.3 Тихоходный вал 28
7 РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ НА ДОЛГОВЕЧНОСТЬ 33
1.Быстоходный вал 33
2. Промежуточный вал 34
8 РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ 36
ПРИЛОЖЕНИЕ А. ЭПЮРЫ УСИЛИЙ НА БЫСТРОХОДНОМ ВАЛУ 40
ПРИЛОЖЕНИЕ Б. ЭПЮРЫ УСИЛИЙ НА ПРОМЕЖУТОЧНОМ ВАЛУ 42
ПРИЛОЖЕНИЕ В. ЭПЮРЫ УСИЛИЙ НА ТИХОХОДНОМ ВАЛУ 44
Диаметр впадин зубьев:
Ширина колеса:
b2=ψba∙aω =0,25∙250=62,5 мм
Ширина шестерни:
b1=b2+5=67,5 мм
3. Проверим полученные данные:
Проверка контактных напряжений:
При твёрдости HB≤350, =0,982 и несимметричном расположении зубчатых колёс относительно опор:
Определим коэффициент КH:
Так как окружная скорость меньше 10 м/с, то степень точности равна восьми.
Принимаем значение КНα =1
Динамический коэффициент
КН=KHβ∙КНα∙КНv
KHβ = 1,15– из таблицы
КН=1 ∙1,05∙1,15=1,2075
Проверяем контактные напряжения:
sН= < sHдоп
Силы, действующие в зацеплении:
Для шестерни:
Окружная – Ft1=T2/d1= H
Радиальная – Fτ1= Ft1* =3471,56*0,36= 1246,76 Н
Для колеса:
Окружная – Ft2=2T3/dа2= H
Радиальная – Fτ2= Ft2* =3471,56*0,36= 1249,76 Н
Проверка геометрии детали по напряжениям изгиба σF:
Коэффициенты нагрузки:
КFβ=1,23
КFv=1,2
КF=1,476
YF – коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев zv
Для шестерни: zv1=25/1=25 → YF1=3,9
Для шестерни: zv2=157/1=157 → YF2=3,6
Табличное значение σF0limb = 700 МПа для шестерни
σF0limb = 414 МПа для колеса
[S'F]=1,75
[S''F]=1,00
[SF]= [S'F]* [S''F]=1*1,75=1,75
Определяем допустимое напряжение на шестерни:
σF1= σF0limb/[SF]=700/1,75=400 МПа
Определяем допустимое напряжение на колесе:
σF2= σF0limb/[SF]=414/1,75=236,571 МПа
Находим отношение:
Для шестерни, и для колеса:
Дальнейшие расчеты следует вести для зубьев колеса, для которой найденное отношение меньше.
Yβ=1
n=8 – степень точности зубчатых колес
KFa=
KFa=
Проверяем прочность зуба шестерни:
sF1 = =196,76 МПа£[sF2]
[sF2]= 196,76 → условие прочности выполнено
6 РАСЧЕТ ВАЛОВ РЕДУКТОРА
6.1 Быстроходный вал
Материал Сталь 45 ГОСТ 1050–88
Выбор допускаемых напряжений на кручение: [τ]k=10…20 H/мм2.
Для быстроходного вала [τ]k=15 H/мм2.
Определение размеров ступеней валов редукторов:
Нахождение диаметров:
Под муфту:
Для найденного диаметра запишем необходимые данные для проэктирования:
r= 3; t= 2,8; f= 1,6;
Под подшипник:
Под буртик подшипника:
2.Расстояние между опорами
расстояние от муфты до подшипника:
l1= 103,5 мм
Ширина подшипника по наденному диаметру:
В= 29 мм
Расстояние между подшипником и шестерней:
l2= 69,5 мм
Расстояние между шестернями:
l3= 163,5 мм
Расстояние между внутреннем корпусом и элементами зацепления:
x= 10 мм
Подшипник:
d4 = d2 = 55 мм
D=120 мм
r=3 мм
r1=3 мм
l4=B=29 мм
Предварительный выбор подшипников:
Лёгкая узкая серия.
С=30800Н – динамическая грузоподъемность подшипника
С0=17800Н – статистическая грузоподъемность подшипника
a= 103,5 мм b= 69,5 мм c= 163,5 мм
2. Определение плоскости на изгиб и кручение, постороение эпюр:
Плоскость XY:
ОY: Fa1=-Fa1
OX: -Rax+2*Fr1-Rbx=0
Ma: Fr1*b+Fa1*dш/2+Fr1*(b+c)-Fa1*
Находим неизвестные силы:
1. Fr1*b+Fa1*dш/2+Fr1*(b+c)-Fa1*
Rbx=(Fr1*b+Fa1*dш/2+Fr1*(b+c)-
Rbx= 2899,8696 H
2. -Rax+2*Fr1-Rbx=0
Rax=2*Fr1-Rbx
Rax= 2899,8696 H
Проверка:
Rax+2*Fr1+Rbx= 0
Плоскость ZY:
Оy: Fa1=-Fa1
Oy: Fm-Raz+2*Ft-Rbz=0
Ma: Fm*a-Ft*b-Ft*(b+c)+Rbz*(2*b+c)
Находим неизвестные силы:
1. Fm*a-Ft*b-Ft*(b+c)+Rbz*(2*b+c)
Rbz=-(Fm*a-Ft*b-Ft*(b+c))/(2*
Rbz= 7424,4971 H
2. Fm-Raz+2*Ft-Rbz=0
Raz=Fm-Rbz+2*Ft
Raz= 9701,3018 H
Проверка:
Fm-Raz+2*Ft-Rbz= 0
Построение эпюр:
XY:
I: 0
II: 0
III: (-Rax*b)= -201541 H
IV: (-Rax*b)+Fa1*dш/2= -184572 H
V: (-Rax*(b+c))+Fa1*dш/2+Fr1*c= -184572
VI: (-Rax*(b+c))+Fa1*dш/2+Fr1*c-
VII: (-Rax*(b+c))+Fa1*dш/2+Fr1*c-
ZY:
I: 0
II: Fm*a= 139910 H
III: Fm*(a+b)-Raz*b= -440382 H
IV: Fm*(a+b+c)-Raz*(b+c)+Ft*c= -516002,55 H
V: Fm*(a+2*b+c)-Raz*(2*b+c)+Ft*(
Сторим эпюру крутящих моментов:
Mk=Ft*d/2= 119500 H
Mk/2= 59750,001 H
Эпюры усилий и крутящих моментов быстроходного вала приведены в приложении А.
Для каждого сечения находим результирующий изгибающий момент:
Mi=
MiI= 0 H
MiII= 139910 H
MiIII= 484308,87 H
MiIV= 548019,55 H
MiV= 184571,94 H
MiVI= 201540,94 H
MiVI= 0 H
Для каждого сечения находим уточнённые диаметры:
d1= 11,54 мм
d2= 30,57 мм
d3= 46,22 мм
d4= 48,16 мм
d5= 33,52 мм
d6= 34,51 мм
d7= 11,54 мм
Минимально допустимые диаметры меньше взятых предварительно, значит принимаем
значит принимаем
kσ - эффективный коэффициент концентрации напряжений при изгибе
εσ - масштабный фактор для нормальных напряжений
kτ - эффективный коэффициент концентрации напряжений при кручении
ετ - масштабный фактор для касательных напряжений
σv - амплитуда цикла нормальных напряжений
σm - среднее напряжение цикла нормальных напряжений
τv - амплитуда цикла касательных напряжений
sσ - коэффициент запаса
прочности по нормальным
sτ - коэффициент запаса
прочности по касательным
τ-1 - предел выносливости стали при симметричном цикле кручения
s - расчетный коэффициент запаса прочности
2. Проверка прочности расчёта:
Проверка прочности
в опасных сечениях:
Коэффициент запаса прочности:
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
β= 1
ψσ= 0,2
ψτ= 0,1
σB= 930 Мпа
σ-1=σВ*0,43= 399,9 Мпа
τ-1=σ-1*0,58= 231,942 Мпа
Сечение I - концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки:
kσ= 1,9 εσ= 0,88 b= 14 t= 5,5
W=0,1*d^3-(b*t1*(d-t1)^2)/2*d= 9610,43698 мм*мм*мм
σv=M/W 0 МПа
σm= 46,712688 МПа
Sσ1= 42,804217
kτ= 1,9 ετ= 0,7
Wr=2*W= 19220,9 мм*мм*мм
τv=Tk/2*Wr= 0 МПа
τv=τm= 0 МПа
Sτ1= 0
Сечение II - концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированым натягом:
kσ/εσ= 4
W=0,1*d^3= 16637,5 мм*мм*мм
σv=M/W 29,109473 МПа
σm= 29,477158 МПа
Sσ2= 3,2689375
kτ/ετ= 2,8
Wr=2*W= 33275 мм*мм*мм
τv=Tk/2*Wr= 0,00359 МПа
τv=τm= 0,0035863
Sτ2= 22301,374
Сечение III - концентрация напряжений обусловлена шлицами:
kσ= 1,7 εσ= 0,88 da= 34,303 df= 26,303
W=0,1*π*df^3/32= 178,565 мм*мм*мм
σv=M/W 44,168918 МПа
σm= 8,2475645 МПа
Sσ3= 4,597829
kτ= 1,55 ετ= 0,77
Wr=2*W= 357,129 мм*мм*мм
τv=Tk/2*Wr= 0,33415 МПа
τv=τm= 0,3341507 МПа
Sτ3= 328,50369
Коэфициенты запаса прочности:
S1=Sσ1= 42,804217 ≥2,5
S2= 3,2689375 ≥2,5
S3= 4,5973787 ≥2,5
Так как коэффициент запаса прочности больше допускаемого, то
расчёт вполнен правильно.
6.2 Промежуточный вал
Материал Сталь 40ХН ГОСТ 1133-71
Для промежуточного вала [τ]k=20 H/мм2.
Определение размеров ступеней валов редукторов:
Нахождение диаметров:
Под колесо:
Для найденного диаметра запишем необходимые данные для проэктирования:
r= 3; t= 2,8; f= 1,6;
Под подшипник:
Под буртик подшипника:
Под вал-шестерню:
Под буртик колеса:
2.Расстояние между опорами промежуточного вала:
Расстояние на окончании вала:
l1= 56,5 мм
Ширина подшипника по наденному диаметру:
В= 18 мм
Расчёт колеса:
= 39,3236 ≈ 40 мм
Диаметр ступицы:
dst= =64 ≈ 65 мм
Длинна ступицы:
lst= = 84,5 ≈ 84 мм
Тощина обода:
δ0= = 8 мм
Толщина диска:
d= 0,3*bk= 8,1 мм
Расстояние между подшипником и колесом:
l2= = 12,352644
Расстояние от колеса до шестерни:
l3=(0,3..0,8)*l2= 5,9292689 мм
Расстояние между внутреннем корпусом и элементами зацепления:
x= 10 мм
Расстояние между опорами:
L=x*3+l2*2+lst+bш+2*l3+2*B= 338,0638 мм
Подшипник:
d4 = d2 = 40 мм
D=80 мм
r=2 мм
r1=2 мм
l4=B=18 мм
Предварительный выбор подшипников:
Серия лёгкая.
С=53900 Н – динамическая грузоподъемность подшипника
С0=29500 Н – статистическая грузоподъемность подшипника
a= 62,84 мм b= 81,75 мм
2. Определение плоскости на
Плоскость ZX:
Оx: Fa1=Fa2
Oz: -Raz-2*Fr1-Fr2-Rbz=0
Ma: Fr1*a-Fa1*dk/2+Fr2*(a+b)-Fr1*(
Находим неизвестные силы:
1. -Fr1*a-Fa1*dk/2+Fr2*(a+b)-Fr1*
Rbz=( Fr1*a-Fa1*dk/2+Fr2*(a+b)-Fr1*(
Rbz= 141,80 H
2. -Raz-2*Fr1+Fr2-Rbz=0
Raz=(-Rbz-2*Fr1+Fr2)
Raz= 141,80 H
Проверка:
-Raz-2*Fr1+Fr2-Rbz= 0,00
Плоскость XY:
ОX: 0=0
OY:-Ray+Ft1+Ft2+Ft1-Rby=0
Ma: -Ft1*a-Ft2*(a+b)-Ft2(a+2*b)+
Находим неизвестные силы:
1. -Ft2*(a+b)-Ft2(a+2*b)+Rby(2*a+
Rby=-( -Ft1*a-Ft2*(a+b)-Ft1*(a+2*b))/
Rby= 6522,75 H
2. Ray+Ft1+Ft2+Ft2-Rby=0
Ray=(Ft1+2*Ft2-Rby)
Ray= 6522,75 H
Проверка:
(-Ray)+Ft1+Ft2+Ft1-Rby= 0,00 H
Построение эпюр:
X:
MYI: 0
MYII: -Raz*a= -8910,816
MYIII: -Raz*a+Fa1*dk/2= 2128,35
MYIV: -Raz*(a+b)+Fa1*dk/2-Fr1*b= -101175
MYV: -Raz*(a+2*b)+Fa1*dk/2-Fr1*2*b+
MYVI: -Raz*(a+2*b)+Fa1*dk/2-Fr1*2*b+
MYVII: -Raz*(2*a+2*b)+Fa1*dk/2-Fr1*(
Y:
MYI: 0
MYII: -Ray*a= 409889,30
MYIII: -Ray*(a+b)-Ft1*a= 751388
MYIIII: -Ray*(a+2*b)-Ft1*(a+b)-Ft2*b= 467587,1
MYIV: -Ray*(2*a+2*b)-Ft1*(a+2*b)-
Сторим эпюру крутящих моментов:
Mk=Ft*d/2= 119500 H
Mk/2= 59750,001 H
Эпюры усилий и крутящих моментов быстроходного вала приведены в приложении А.
Для каждого сечения находим результирующий изгибающий момент:
Mi=
MiI= 0 H
MiII= 139910 H
MiIII= 484308,87 H
MiIV= 548019,55 H
MiV= 184571,94 H
MiVI= 201540,94 H
MiVI= 0 H
Для каждого сечения находим уточнённые диаметры:
d1= 11,54 мм
d2= 30,57 мм
d3= 46,22 мм
d4= 48,16 мм
d5= 33,52 мм
d6= 34,51 мм
d7= 11,54 мм
Минимально допустимые диаметры меньше взятых предварительно, значит принимаем
значит принимаем
kσ - эффективный коэффициент концентрации напряжений при изгибе
εσ - масштабный фактор для нормальных напряжений
kτ - эффективный коэффициент концентрации напряжений при кручении
ετ - масштабный фактор для касательных напряжений
σv - амплитуда цикла нормальных напряжений
σm - среднее напряжение цикла нормальных напряжений
τv - амплитуда цикла касательных напряжений
sσ - коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям
sτ - коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
τ-1 - предел выносливости стали при симметричном цикле кручения
s - расчетный коэффициент запаса прочности
2. Проверка прочности расчёта:
Проверка прочности заключается в определении коєффициентов запаса прочности S
в опасных сечениях:
Коэффициент запаса прочности:
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
β= 1
ψσ= 0,2
ψτ= 0,1
Информация о работе Редуктор с раздвоенной тихоходной передачей