В Закладки

Главная
Официальная
Новости
Курсовые работы
Дипломные проекты
Лекции и конспекты
Рефераты
Софт
Ссылки
Справочник Студента
Гостевая

Почта


Поиск по сайту:

          


















Курсовая работа по машиностроению. Привод решетки газогенератора.

Курсовая работа по машиностроению. Привод решетки газогенератора.

РОСАТОМ

СЕВЕРСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНОЛОГИЧЕСКИЙ ИНСТИТУТ

Центр дистанционного образования

Кафедра ТМиГ

Курсовой проект

Привод решетки газогенератора

ДМ.0329.11.04.ПЗ

Преподаватель

_________ В.Л. Фирсов

“_____” _________2005г.

Студент гр. З 0329

_________В.А. Шепелев

“_____” _________2005г.

Северск 2005г.

Введение

Раздел “детали машин и основы конструирования” ставит своей целью привить студентам инженерное мышление с точки зрения изучения и совершенствования методов, норм и правил расчёта проектирования и конструирования типовых деталей машин и механизмов.

Механизм – система искусственно соединённых элементарных тел (звеньев), служащих для передачи заданных движений.

Машина – механизм, предназначенный для преодоления сил полезного сопротивления, преобразования энергии запрограммированного контроля или логического решения.

Все машины, в зависимости от их назначения, можно классифицировать так:

1) рабочие машины – служат для изменения формы, свойств, состояния и положения предметов труда;

2) машины-двигатели – служат для преобразования любых видов энергии в механическую работу;

3) машины-преобразователи – служат для преобразования механической работы в любой другой вид энергии;

4) контрольно-управляющие машины – служат для автоматизации и контроля над быстропротекающими технологическими процессами;

5)логические машины – служат для сбора, хранения, обработки и передачи информации.

Из всех перечисленных групп машин в “деталях машин и механизмов” изучаются только рабочие машины, а именно та их часть, которая служит для передачи механического движения – передаточные механизмы.

В “деталях машин” изучаются только типовые детали и составленные на их основе сборочные единицы.

Все эти изделия делятся на специфицированные (состоящие из двух и более частей) и не специфицированные (не имеющие составных частей).

Среди большого разнообразия различных деталей имеются такие, которые встречаются практически во всех деталях и машинах, эти детали называются деталями общего назначения.

Детали общего назначения применяются в машиностроении в очень больших количествах. Следовательно, любые усовершенствования методов расчёта и конструирования этих деталей, которые позволяют уменьшить затраты материала, понизить стоимость производства и т.д.

В связи с тем, что детали общего назначения выпускают очень много, для обеспечения технического прогресса требуется всё более высокая стандартизация и унификация.

Стандартизация – установление обязательных норм, правил, правил, параметров, технических и качественных характеристик, которым должна соответствовать данная деталь.

Унификация – целесообразное сокращение номенклатуры однотипных деталей и сборочных единиц.

Она должна обладать надёжностью и экономичностью. Надёжность – способность детали сохранять свою работоспособность во времени. Экономичность – максимально низкая стоимость детали при сохранении надёжности.

Чтобы деталь была надёжной, она должна соответствовать основным критериям работоспособности. Этих критериев много:

- прочность;

- жёсткость ;

- износостойкость;

- коррозионная стойкость;

- теплостойкость;

- виброустойчивость и т.д.

В зависимости от назначения деталей на первое место может выходить тот или иной критерий работоспособности. Для большинства деталей основным критерием является их прочность.

Под жёсткостью понимается ограничение упругих перемещений деталей в пределах допустимых для конкретных условий работы.

Изнашивание – процесс постепенного изменения размеров деталей в результате трения.

Изнашивание приводит к ухудшению основных характеристик машины:

- мощность;

- КПД;

- надёжность;

- прочность и др.

Всё это связано с непредусмотренным увеличением зазоров между сопряжёнными деталями.

В “деталях машин”, как и в сопромате, при проектировании переходят от реальной детали к её идеализированной модели или расчётной схеме.

Все расчёты “детали машин” делят на два этапа:

а) проектный расчёт (проводится с целью определения размеров детали, удовлетворяющих основным критериям работоспособности).

б) проверочный расчёт (разрабатывается конструкция детали).

В данном курсовом проекте выполняется:

а) кинематический и силовой расчет привода;

б) расчет червячной передачи;

в) расчет клиноременной передачи;

г) ориентировочный расчет валов и конструктивных размеров червячной пары;

д) проверка прочности валов;

е) подбор шпонок и проверочный расчет шпоночных соединений;

ж) подбор подшипников.

2 Расчеты

2.1 Кинематический и силовой расчет привода

Выбор электродвигателя

По таблице 1.1 примем следующие значения КПД:

- для ременной передачи с клиновым ремнем : ?1 = 0,96

- для закрытой червячной передачи : ?2 = 0,75

Общий КПД привода будет :

? = ?1 x ... x ?n x ?подш.2 x ?муфты = 0,96 x 0,75 x 0,992 x 0,98 = 0,692

где ?подш. = 0,99% - КПД одного подшипника.

?муфты = 0,98 - КПД муфты.

Угловая скорость на выходном валу будет

?вых. = ? x nвых. / 30 = 3.14 x 50,0 / 30 = 5,236 рад/с

Требуемая мощность двигателя будет :

Pтреб. = Pвых. / ? = 5,8 / 0,692 = 8,387 кВт

В таблице П2 по требуемой мощности выбираем электродвигатель 160S2 (исполнение IM1081), с синхронной частотой вращения 3000,0 об/мин, с параметрами: Pдвиг.=15,0 кВт.

Номинальная частота вращения с учётом скольжения

nдвиг.=2910,0 об/мин,

угловая скорость

?двиг. = ? x nдвиг. / 30 = 3,14 x 2910,0 / 30 = 304,734 рад/с.

Oбщее передаточное отношение

U = ?двиг. / ?вых. = 304,734 / 5,236 = 58,2

Руководствуясь таблицами 1.2[2] и 1.3[2], для передач выбрали следующие передаточные числа:

U1 = 3,64

U2 = 16,0

Рассчитанные частоты и угловые скорости вращения валов сведены ниже в таблицу 1

Таблица 1- частоты и угловые скорости вращения валов

Вал 1-й n1 = nдвиг. / U1

n1 = 2910,0 / 3,64 = 799,451 об./мин. ?1 = ?двиг. / U1

?1 =304,734 / 3,64 = 83,718 рад/c.

Вал 2-й n2 = n1 / U2

n2 = 799,451 / 16,0 = 49,966 об./мин. ?2 = ?1 / U2

?2 = 83,718 / 16,0 = 5,232 рад/c.

Вращающие моменты на валах будут:

T1 = Tдвиг. x U1 x ?1 x ?подш. = Pтреб. x U1 x ?1 x ?подш. / ?двиг.

T1 = 8,387 x 106 x 3,64 x 0,96 x 0,99 / 304,734 = 95210,586 Нхмм

где ?двиг. = 304,734 рад/с.

T2 = T1 x U2 x ?2 x ?подш.

T2 = 95210,586 x 16,0 x 0,75 x 0,99 = 1131101,758 Нxмм

2.2 Расчет клиноременной передачи

Исходные данные берутся из кинематического и силового расчетов.

Определим вращающий момент на меньшем ведущем шкиве:

T(ведущий шкив) = 27521,837 Нxмм.

По номограмме на рис. 7.3[1] в зависимости от частоты вращения меньшего ведущего шкива n(ведущий шкив) (в нашем случае n(ведущий шкив)=2910,0 об/мин) и передаваемой мощности:

P = T(ведущий шкив) x ?(ведущий шкив) = 27521,837 x 304,734 = 8,387кВт

принимаем сечение клинового ремня А.

Определим диаметр меньшего шкива по формуле 7.25[1]:

d1 = (3...4) x T(ведущий шкив)1/3 = (3...4) x 27521,8371/3 = 90,576...120,768 мм.

Согласно табл. 7.8[1] принимаем d1 = 100,0 мм.

Определим диаметр большого шкива (см. формулу 7.3[1]):

d2 = U x d1 x (1 - ?) = 3,64 x 100,0 x (1 - 0,015 = 358,54 мм.

где ? = 0,015 - относительное скольжение ремня.

Принимаем d2 = 355,0 мм.

Уточняем передаточное отношение:

Uр = d2 / (d1 x (1 - ?)) = 355,0 / (100,0 x (1 - 0,015)) = 3,604

При этом угловая скорость ведомого шкива будет:

?(ведомый шкив) = ?(ведущий шкив) / Uр = 304,734 / 3,604 = 84,553 рад/с.

Расхождение с требуемым (83,718-84,553)/83,718=-0,997%, что менее допускаемого: 3%.

Следовательно, окончательно принимаем диаметры шкивов:

d1 = 100,0 мм;

d2 = 355,0 мм.

Межосевое расстояние Ap следует принять в интервале (см. формулу 7.26[1]):

amin = 0.55 x (d1 + d2) + h = 0.55 x (100,0 + 355,0) + 6,0 = 256,25 мм;

amax = d1 + d2 = 100,0 + 355,0 = 455,0 мм.

где h = 6,0 мм (высота сечения ремня).

Принимаем предварительно значение a? = 527,0 мм.

Расчетная длина ремня по формуле 7.7[1]:

L = 2 x a? + 0.5 x ? x (d1 + d2) + (d2 - d1)2 / (4 x a?) = 2 x 527,0 + 0.5 x 3,142х x(100,0 + 355,0) + (355,0 - 100,0)2 / (4 x 527,0) = 1799,559 мм.

Выбираем значение по стандарту (см. табл. 7.7[1]) 1800,0 мм.

Уточнённое значение межосевого расстояния aр с учетом стандартной длины ремня L (см. формулу 7.27[1]):

aр = 0.25 x ((L - w) + ((L - w)2 - 2 x y)1/2)

где w = 0.5 x ? x (d1 + d2) = 0.5 x 3,142 x (100,0 + 355,0) = 714,712 мм;

y = (d2 - d1)2 = (355,0 - 355,0)2 = 65025,0 мм.

Тогда:aр = 0.25 x ((1800,0 - 714,712) + ((1800,0 - 714,712)2 - 2 x 65025,0)1/2) = 527,227 мм,

При монтаже передачи необходимо обеспечить возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,01 x L = 18,0 мм для облегчения надевания ремней на шкивы и возможность увеличения его на 0,025 x L = 45,0 мм для увеличения натяжения ремней.

Определим угол обхвата меньшего шкива по формуле 7.28[1]:

?1 = 180o - 57 x (d2 - d1) / aр = 180o - 57 x (355,0 - 100,0) / aр = 152,431o

Коэффициент режима работы, учитывающий условия эксплуатации передачи, по табл. 7.10[1]: Cp = 1,2.

Коэффициент, учитывающий влияние длины ремня по табл. 7.9[1]: CL = 1,01.

Коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата (см. пояснения к формуле 7.29[1]): C? = 0,927.

Коэффициент, учитывающий число ремней в передаче (см. пояснения к формуле 7.29[1]): предполагая, что ремней в передаче будет от 4 до 6, примем коэффициент Сz = 0,85.

Число ремней в передаче:

z = P x Cp / (PoCL x C? x Cz) = 8386,853 x 1,2 / (1760,0 x 1,01 x 0,927 x 0,85 = 7,183,

где Рo = 1,76 кВт - мощность, передаваемая одним клиновым ремнем, кВт (см. табл. 7.8[1]).

Принимаем z = 8,0.

Скорость:

V = 0.5 x ?(ведущего шкива) x d1 = 0.5 x 304,734 x 0,1 = 15,237 м/c.

Нажатие ветви клинового ремня по формуле 7.30[1]:

F0 = 850 x P x Cр x CL / (z x V x C?) + ? x V2 = 850 x 8,387 x 1,2 x 1,01 / (8,0 x х15,237 x 0,927) + 0,1 x 15,2372 = 99,656 H.

где ? = 0,1 Hxc2/м2 - коэффициент, учитывающий влияние центробежных сил (см. пояснения к формуле 7.30[1]).

Давление на валы находим по формуле 7.31[1]:

Fв = 2 x F0 x sin(?/2) = 2 x 99,656 x 8,0 x sin(152,431o/2) = 1548,573 H.

Напряжение от силы F0 находим по формуле 7.19[1]:

?1 = F0 / A = 99,656 / 81,0 = 1,23 МПа.

где A = 81,0 мм2 - площадь поперечного сечения ремня.

Напряжение изгиба (формулa 7.19[1]):

?и = Еи x y / d1 = 100 x 3,0 / 100,0 = 3,0 МПа.

где Еи = 100 МПа - для резинотканевых ремней;

y - растояние от нейтральной оси до опасного волокна сечения ремня y = 3,0.

Напряжение от центробежных сил (по формуле 7.19[1]):

?v = ? x V2 x 10-6 = 1100 x 0,0152 = 0,255 МПа.

где ? = 1100 кг/м3 - плотность ремня.

Максимальное напряжение по формуле 7.18[1] будет:

?max = ?1 + ?и + ?v = 1,23 + 3,0 + 0,255 = 4,486 МПа.

Условие прочности ?max <= 7 МПа выполнено.

Проверка долговечности ремня:

Находим рабочий ресурс ремня по формуле 7.22[1]

а) базовое число циклов для данного типа ремня:

Noц = 4600000,0;

б) коэффициент, учитывающий влияние передаточного отношения;

Ci = 1.5 x U1/3 - 0.5 = 1.5 x 3,6041/3 = 1,8;

в) коэффициент, учитывающий характер нагрузки СH = 2 при периодически меняющейся нагрузке от нуля до номинального значения.

H0 = Noц x Lр x Ci x CH x (?-1 / ?max)8 / (60 x ? x d1 x n(ведущий шкив)) = 4600000,0 x 1800,0 x 1,8 x 2,0 x (7,0 / 4,486)8 / (60 x 3,142 x 100,0 x 2910,0) = 19108,907 ч.

При среднем режиме нагрузки рабочий ресурс ремня должен быть не менее 2000 часов

Таким образом условие долговечности выполнено.

Ширина шкивов Вш (см. табл. 7.12[1]):

Вш = (z - 1) x e + 2 x f = (8,0 - 1) x 15,0 + 2 x 10,0 = 125,0 мм.

2.3 Алгоритм расчета червячной передачи

Исходные данные берутся из кинематического и силового расчетов

Число витков червяка z1 принимаем в зависимости от передаточного числа: при U=16 принимаем z1= 2 (см. с.55[1]). Число зубьев червячного колеса:

z2 = z1 x U = 2 x 16,0 = 32,0

Принимаем стандартное значение z2 = 32

При этом фактическое передаточное число Uф = z2 / z1 = 32 / 2 = 16,0

Отличие от заданного:

(Uф - U) x 100 / U = (16,0 - 16,0) x 100 / 16,0 = 0,0%

По ГОСТ 2144-76 допустимо отклонение <= 4%.

Выбираем материал червяка и венца червячного колеса.

Принимаем для червяка сталь 45 с закалкой менее HRC 45 и последующим шлифованием.

Предварительно примем скорость скольжения V=4,315м/c. Тогда по таблицам 4.8 и 4.9[1] выбираем для венца червячного колеса БрА10Ж4Н4Л (отливка в песчаную форму).

В этом случае по табл. 4.8 и 4.9 основное допускаемое контактное напряжение:

[?H] = [?H] x KHL

где [?H] = 173,269 - по табл. 4.9[1], KHL - коэффициент долговечности.

KHL = (NHO / NH)1/8,

где NHO = 107 - базовое число циклов нагружения;

NH = 60 x n(кол.) x t?

здесь: n(кол.) = 49,966 об/мин. - частота вращения червячного колеса;

t?=16000,0 ч - пордолжительность работы передачи в расчётный срок службы.

Тогда:

NH = 60 x 49,966 x 16000,0 = 47967032,967

В итоге получаем:

КHL = (107 / 47967032,967)1/8 = 0,822

Допустимое контактное напряжение:

[?H] = 173,269 x 0,822 = 142,431 МПа.

Расчетное допускаемое напряжение изгиба:

[?0F] = [?0F]' x KFL

где [?0F]' = 101,0 МПа - основное допускаемое напряжение изгиба для нереверсивной работы по табл. 4.8[1], KFL - коэффициент долговечности.

KFL = (NFO / NF)1/9,

где NFO = 106 - базовое число циклов нагружения;

NF = 60 x n(кол.) x t?

здесь: n(кол.) = 49,966 об/мин. - частота вращения червячного колеса;

t?=16000,0 ч - пордолжительность работы передачи в расчётный срок службы.

Тогда: NF = 60 x 49,966 x 16000,0 = 47967032,967

В итоге получаем:

КFL = (106 / 47967032,967)1/9 = 0,65

Допустимое напряжение изгиба:

[?0F] = 101,0 x 0,84 = 84,852 МПа.

Принимаем предварительно коэффициент диаметра червяка q=8,0, и коэффициент нагрузки K=1,2.

Вращающий момент на колесе:

T(кол.) = T(черв.) x U x ? = 95210,586 x 16,0 x 0,75 = 1131101,758 Нxмм.

Определяем межосевое расстояние из условия контактной прочности [см. формулу(4.9[1])]:

a? = (z2 / q + 1) x (170 x q / (z2 x [?H])2 x T(кол.) x K)1/3 = (2 / 8,0 + 1) x (170 x 8,0 / (32 x 142,431)2 x 1131101,758 x 1,2)1/3 = 247,203 мм.

Округлим: a? = 247,0 мм.

Модуль:

m = 2 x a? / (Z2 + q) = 2 x 247,0 / (32 + 8,0) = 12,35 мм.

Принимаем по ГОСТ 2144-76 (табл. 4.1 и 4.2) стандартные значения m=12,5 мм и q=8,0, а также z1=2 и z2=32.

Тогда пересчитываем межосевое расстояние по стандартным значениям m, q и Z2:

a? = m x (z2 + q) / 2 = 12,5 x (32 + 8,0) / 2 = 250,0 мм.

Основные размеры червяка:

делительный диаметр червяка:

d1 = q x m = 8,0 x 12,5 = 100,0 мм;

диаметр вершин витков червяка:

da1 = d1 + 2 x m = 100,0 + 2 x 12,5 = 125,0 мм;

диаметр впадин витков червяка:

df1 = d1 - 2.4 x m = 100,0 - 2.4 x 12,5 = 70,0 мм.

длина нарезанной части шлифованного червяка (см. формулу 4.7[1]):

b1 >= (11 + 0.06 x z2) x m + 35 = 196,5 мм;

принимаем b1 = 197,0 мм.

делительный угол ? по табл. 4.3[1]: при z1=2,0 и q=8,0 угол ?=14,033o.

Основные размеры венца червячного колеса:

делительный диаметр червячного колеса:

d2 = z2 x m = 32,0 x 12,5 = 400,0 мм;

диаметр вершин зубьев червячного колеса:

da2 = d2 + 2 x m = 400,0 + 2 x 12,5 = 425,0 мм;

диаметр впадин червячного колеса:

df2 = d2 - 2.4 x m = 400,0 - 2.4 x 12,5 = 370,0 мм;

наибольший диаметр червячного колеса:

daM2 <= da2 + 6 x m / (z1 + 2) = 425,0 + 6 x 12,5 / (2 + 2) = 443,75 мм;

принимаем: daM2 = 443,0 мм.

ширина венца червячного колеса (см. формулу 4.12[1]):

b2 <= 0.75 x da1 = 0.75 x 125,0 = 93,75 мм.

принимаем: b2 = 93,0 мм.

Окружная скорость червяка:

V = ? x d1 x n(шест.) / 60 = 3.142 x 100,0 x 10-3 x 799,451 / 60 = 4,186 м/c.

Скорость скольжения:

Vs = V / Cos(?) = 4,186 / cos(14,033o) = 4,315 м/c.

Уточняем КПД редуктора (cм. формулу 4.14[1]).

По табл. 4.4[1] при скорости Vs=4,315 м/c при шлифованном червяке приведённый угол трения ?' = 1,25o. КПД редуктора с учетом потерь в опорах, потерь на разбрызгивание и перемешивание масла:

? = (0.95 ... 0.96) x tg(?) / tg(? + ?') = 0.95 x tg(14,033o) / tg(14,033o + 1,25o) = 86,896%.

По табл. 4.7[1] выбираем 7-ю степень точности передачи и находим значение коэффициента динамичности Kv=1,1.

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки (cм. формулу 4.26[1]):

K? = 1 + (z2 / ?)3 x (1 - ?).

В этой формуле: коэффициент деформации червяка ?=57,0 - по табл. 4.6[1]. При постоянной нагрузке вспомогательный коэффициент ?=1 (см. c.65[1]). Тогда:

K? = 1 + (32,0 / 57,0)3 x (1 - 1) = 1,0.

Коэффициент нагрузки:

K = K? x Kv = 1,0 x 1,1 = 1,1.

Проверяем контактное напряжение (см. формулу 4.23[1]):

?H = 170 x q x (T(кол.) x K x (z2 / q + 1)3 / a?3)1/2 / z2 = 170 x 8,0 x (1131101,758 x 1,1 x (32 / 8,0 + 1)3 / 250,03)1/2 / 32,0 = 134,085 МПа;

?H = 134,085 МПа <= [?h] = 142,431 МПа.

Проверяем прочность зуба на изгиб.

Эквивалентное число зубьев:

Zv = z2 / cos3(?) = 32,0 / cos314,033o) = 35,045.

Коэффициент формы зуба по табл. 4.5[1] Yf=2,32.

Напряжение изгиба:??F = 1.2 x T(кол.) x K x YF / (z2 x b2 x m2) = 1.2 x 1131101,758 x 1,1 x 2,32 / (32 x 93,0 x 12,52) = 7,448 МПа <= [?0F] = 84,852 МПа.

Условие прочности выполнено.

Силы действующие на червяк и червячное колесо:

окружная сила на червячном колесе, равная осевой силе на чевяке:

Ft2 = Fa1 = 2 x T(кол.) / d2 = 2 x 1131101,758 / 400,0 = 5655,509 H;

окружная сила на червяке, равная осевой силе на колесе:

Ft1 = Fa2 = 2 x T(черв.) / d1 = 2 x 95210,586 / 100,0 = 1904,212 H;

радиальные силы на колесе и червяке:

Fr1 = Fr2 = Ft2 x tg(20o) = 5655,509 x tg(20o) = 1904,212 H.

KH? = = 1 +(32 / 121,0)3 x (1 - 0,5) = 1,009

K = 1,1 x 1,009 = 1,009

Тогда расчётное контактное напряжение:

?H = 5350,0 x (8,0 + 2 x 0,0) x (((32 + 8,0 + 2 x 0,0) / (250,0 x (8,0 + 2 x 0,0)))3 x 1,009 x 1131,102)1/2 / 32,0 = 134,085 МПа <= [s]H = 10,179 МПа

Приведённый угол трения (стр. 38[2]): ? = 1,25o.

Коэффициент полезного действия червячной передачи:

? = tg(??) / tg(?? + ?) = tg(57,0o) / tg(57,0o + 1,25o) = 0,0

Силы в зацеплении:

окружная сила на колесе, равная осевой силе на червяке:

Ft2 = Fa2 = 2 x 103 x T2 / d2 = 2 x 103 x 1131,102 / 400,0 = 5655,509 Н

окружная сила на червяке, равная осевой силе на колесе:

Ft1 = Fa2 = 2 x 103T2 / (d?1 x Uф x ?) = 2 x 103 x 1131,102 / (120,0 x 16,0 x 0,0) = 1904,212 Н

Радиальная сила:

Fr = Ft2 x tg(?) / cos(??) = 5655,509 x tg(20o) / cos(14,033o) = 2058,437 Н

Расчётное напряжение изгиба:

?F = K x Ft2 x YF2 x cos(??) / (1,3 x m2 x (q + 2 x x)) <= [?]F

где YF2 - коэффициент формы зуба, который выбирается в зависимости от:

zv2 = z2 / cos3(??) = 32 / cos3(57,0o) = 0,0

По полученному значению выбираем (стр. 39[2]) YF2 = 0,0.

Тогда:??F = 1,009 x 5655,509 x 0,0 x cos(57,0o) / (1,3 x 12,52 x (8,0 + 2 x 0,0)) =

7,448 МПа <= [?]F = 63,096 МПа

2.4 Предварительный расчет валов редуктора

Предварительный расчёт валов проведём на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Диаметр вала при допускаемом напряжении [?кр] = 25 МПа вычисляем по формуле 8.16[1]:

dв >= (16 x Tк / (? x [?к]))1/3

Ведущий вал

dв = (16 x 95210,586 / (3,142 x 25))1/3 = 26,868 мм.

Под 1-й элемент (ведомый) выбираем диаметр вала: 30,0 мм.

Под 2-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: 45,0 мм.

Под 3-й элемент (червяк) выбираем диаметр вала: 60,0 мм.

Под 4-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: 45,0 мм.

Выходной вал

dв = (16 x 1131101,758 / (3,142 x 25))1/3 = 61,307 мм.

Под 1-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: 70,0 мм.

Под 2-й элемент (ведомый) выбираем диаметр вала: 75,0 мм.

Под 3-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: 70,0 мм.

Под свободный (присоединительный) конец вала выбираем диаметр вала: 65,0 мм.

Диаметры участков валов назначаем исходя из конструктивных соображений.

2.4.1 Конструктивные размеры шестерен и колес

Ведущий шкив ременной передачи

Диаметр ступицы: dступ = (1,5...1,8) x dвала = 1,5 x 42,0 = 63,0 мм.

Длина ступицы: Lступ = (1,2...1,5) x dвала = 1,2 x 42,0 = 50,4 мм = 125,0 мм.Толщина обода:?о = (1,1...1,3) x h = 1,1 x 8,7 = 9,57 мм = 10,0 мм.

где h = 8,7 мм - глубина канавки под ремень от делительного диаметра.

Внутренний диаметр обода:

Dобода = d1 - 2 x ?o = 100,0 - 2 x 10,0 = 80,0 мм = 62,6 мм.

Ведомый шкив ременной передачи

Диаметр ступицы: dступ = (1,5...1,8) x dвала = 1,5 x 30,0 = 45,0 мм.

Длина ступицы: Lступ = (1...1,5) x dвала = 1,5 x 30,0 = 45,0 ммТолщина обода:?о = (1,1...1,3) x h = 1,1 x 8,7 = 9,57 мм = 10,0 мм.

Внутренний диаметр обода:

Dобода = d2 - 2 x ?o = 355,0 - 2 x 10,0 = 335,0 мм = 317,6 мм.

Диаметр центровой окружности:

DC отв. = 0,5 x (Doбода + dступ.) = 0,5 x (317,6 + 45,0) = 181,3 мм = 181,0 мм

где Doбода = 317,6 мм - внутренний диаметр обода.

Диаметр отверстий: Dотв. = (Doбода + dступ.) / 4 = (317,6 + 45,0) / 4 = 68,15 мм = 68,0 мм.

Червячное колесо

Диаметр ступицы: dступ = (1,5...1,8) x dвала = 1,5 x 75,0 = 112,5 мм. = 112,0 мм.

Длина ступицы: Lступ = (1,2...1,7) x dвала = 1,2 x 75,0 = 90,0 мм = 93,0 мм.Толщина обода напрессовываемой (рабочей) части червячного колеса:

? = 2 x mn + 0,05 x b2 = 2 x 12,5 + 0,05 x 93,0 = 29,65 мм = 30,0 мм.

где mn = 12,5 мм - модуль зацепления, b2 = 93,0 мм - ширина зубчатого венца червячного колеса.

Толщина обода центральной части червячного колеса:

?о = 1,25 x ? = 1,25 x 30,0 = = 38,0 мм.

Толщина диска: С = (1,2...1,3) x ?o = 1,2 x 30,0 = 36,0 мм = 46,0 мм.

Внутренний диаметр обода:

Dобода = df2 - 2 x (?o + ?) = 370,0 - 2 x (30,0 + 38,0) = 234,0 мм

Диаметр центровой окружности:

DC отв. = 0,5 x (Doбода + dступ.) = 0,5 x (234,0 + 112,0) = 173,0 мм

где Doбода = 234,0 мм - внутренний диаметр обода.

Диаметр отверстий: Dотв. = (Doбода + dступ. - 30) / 4 = (234,0 + 112,0 - 30) / 4 = 79,0 мм = 23,0 мм.

Параметры для стопорных винтов: Dвинт = (1,2...1,4) x m = 1,3 x 12,5 = 0,0 мм.

Подбираем стандартный болт M0.

2.5 Подбор шпонок и расчет шпоночных соединений

Ведущий шкив ременной передачи.

Для данного элемента подбираем шпонку призматическую со скруглёнными торцами 12x8. Размеры сечений шпонки и пазов и длины шпонок по ГОСТ 23360-78 (см. табл. 8,9[1]).

Материал шпоноки - сталь 45 нормализованная.

Напряжение смятия и условие прочности проверяем по формуле 8.22[1].

?см = 2 x Т / (dвала x (l - b) x (h - t1)) = 2 x 27521,837 / (42,0 x (110,0 - 12,0) x (8,0 - 5,0)) = 4,458 МПа <= [?см]

где Т = 27521,837 Нxмм - момент на валу; dвала = 42,0 мм - диаметр вала; h = 8,0 мм - высота шпонки; b = 12,0 мм - ширина шпонки; l = 110,0 мм - длина шпонки; t1 = 5,0 мм - глубина паза вала. Допускаемые напряжения смятия при переменной нагрузке и при стальной ступице [?см] = 75,0 МПа.

Проверим шпонку на срез по формуле 8.24[1].

?ср = 2 x Т / (dвала x (l - b) x b) = 2 x 27521,837 / (42,0 x (110,0 - 12,0) x 12,0) = 1,114 МПа <= [?ср]

Допускаемые напряжения среза при стальной ступице [?ср] = 0,6 x [?см] = 0,6 x 75,0 = 45,0 МПа.

Все условия прочности выполнены.

Ведомый шкив ременной передачи.

Для данного элемента подбираем шпонку призматическую со скруглёнными торцами 8x7. Размеры сечений шпонки и пазов и длины шпонок по ГОСТ 23360-78 (см. табл. 8,9[1]).

Материал шпоноки - сталь 45 нормализованная.

Напряжение смятия и условие прочности проверяем по формуле 8.22[1].

?см = 2 x Т / (dвала x (l - b) x (h - t1)) = 2 x 95210,586 / (30,0 x (40,0 - 8,0) x (7,0 - 4,0)) = 66,118 МПа <= [?см]

где Т = 95210,586 Нxмм - момент на валу; dвала = 30,0 мм - диаметр вала; h = 7,0 мм - высота шпонки; b = 8,0 мм - ширина шпонки; l = 40,0 мм - длина шпонки; t1 = 4,0 мм - глубина паза вала. Допускаемые напряжения смятия при переменной нагрузке и при стальной ступице [?см] = 75,0 МПа.

Проверим шпонку на срез по формуле 8.24[1].

?ср = 2 x Т / (dвала x (l - b) x b) =

2 x 95210,586 / (30,0 x (40,0 - 8,0) x 8,0) = 24,794 МПа <= [?ср]

Допускаемые напряжения среза при стальной ступице [?ср] = 0,6 x [?см] = 0,6 x 75,0 = 45,0 МПа.

Все условия прочности выполнены.

Червячное колесо

Для данного элемента подбираем две шпонки, расположенные под углом 180o друг к другу.Шпонки призматические со скруглёнными торцами 20x12. Размеры сечений шпонки и пазов и длины шпонок по ГОСТ 23360-78 (см. табл. 8,9[1]).

Материал шпоноки - сталь 45 нормализованная.

Напряжение смятия и условие прочности проверяем по формуле 8.22[1].

?см = Т / (dвала x (l - b) x (h - t1)) = 1131101,758 / (75,0 x (80,0 - 20,0) x (12,0 - 7,5)) = 55,857 МПа <= [?см]

где Т = 1131101,758 Нxмм - момент на валу; dвала = 75,0 мм - диаметр вала; h = 12,0 мм - высота шпонки; b = 20,0 мм - ширина шпонки; l = 80,0 мм - длина шпонки; t1 = 7,5 мм - глубина паза вала. Допускаемые напряжения смятия при переменной нагрузке и при стальной ступице [?см] = 75,0 МПа.

Проверим шпонку на срез по формуле 8.24[1].

?ср = Т / (dвала x (l - b) x b) = 1131101,758 / (75,0 x (80,0 - 20,0) x 20,0) = 12,568 МПа <= [?ср]

Допускаемые напряжения среза при стальной ступице [?ср] = 0,6 x [?см] = 0,6 x 75,0 = 45,0 МПа.

Все условия прочности выполнены.

2.6 Конструктивные размеры корпуса редуктора

Для редукторов толщину стенки корпуса, отвечающую требованиям технологии литья, необходимой прочности и жёсткости корпуса, вычисляют по формуле:

? = 1.3 x (T(тихоходная ступень))1/4 = 1.3 x 1131,1021/4 = 7,539 мм

Так как должно быть ? >= 8.0 мм, принимаем ? = 8.0 мм.

В местах расположения обработанных платиков, приливов, бобышек, во фланцах толщину стенки необходимо увеличить примерно в полтора раза:

?1 = 1.5 x ? = 1.5 x 8,0 = 12,0 мм

Плоскости стенок, встречающиеся под прямым углом, сопрягают радиусом

r = 0.5 x ? = 0.5 x 8,0 = 4,0 мм. Плоскости стенок, встречающиеся под тупым углом, сопрягают радиусом R = 1.5 x ? = 1.5 x 8,0 = 12,0 мм.

Толщина внутренних ребер из-за более медленного охлаждения металла должна быть равна 0,8 x ? = 0,8 x 8,0 = 6,4 мм.

Учитывая неточности литья, размеры сторон опорных платиков для литых корпусов должны быть на 2...4 мм больше размеров опорных поверхностей прикрепляемых деталей.

Обрабатываемые поверхности выполняются в виде платиков, высота h которых принимается h = (0,4...0,5) x ?. Принимаем h = 0,5 x 8,0 = 4,0 мм.

Толщина стенки крышки корпуса ?3 = 0,9 x ? = 0,9 x 7,539 = 6,785 мм. Округляя, получим

?3 = 7,0 мм.

Диаметр винтов крепления крышки корпуса вычисляем в зависимости от вращающего момента на выходном валу редуктора:

d = 1,25 x (T(тихоходная ступень))1/3 = 1,25 x 1131,1021/3 = 13,024 мм

Принимаем d = 16,0 мм.

Диаметр штифтов dшт = (0,7...0,8) x d = 0,7 x 16,0 = 11,2 мм. Принимаем dшт = 12,0 мм.

Диаметр винтов крепления редуктора к плите (раме):

dф = 1.25 x d = 1.25 x 16,0 = 20,0 мм. Принимаем dф = 20,0 мм.

Высоту ниши для крепления корпуса к плите (раме) принимаем:

h0 = 2,5 x d = 2,5 x 20,0 = 50,0 мм.

2.7 Выбор подшипников

Первый вал

Выбираем подшипник роликовый конический однорядный (по ГОСТ 333-79) 7309 средней серии со следующими параметрами:

d = 45,0 мм - диаметр вала (внутренний посадочный диаметр подшипника);

D = 100,0 мм - внешний диаметр подшипника;

C = 83,0 кН - динамическая грузоподъёмность;

Co = 60,0 кН - статическая грузоподъёмность.

? = 12,0 Н.

Радиальные нагрузки на опоры:

Pr1 = 3588,1275 H;

Pr2 = 963,4646 H.

Отношение Fa / Co = 5655,5088 / 60000,0 = 0,0943; этой величине (по табл. 9.18[1]) соответствует e = 0,28. Здесь Fa = -5655,5088 Н - осевая сила, действующая на вал.

В радиально-упорных подшипниках при действии на них радиальных нагрузок возникают осевые составляющие S, определяемые по формулам:

S1 = e x Pr1 = 0,28 x 3588,1275 = 1004,6757 H;

S2 = e x Pr2 = 0,28 x 963,4646 = 269,7701 H.

Тогда осевые силы действующие на подшипники, установленные враспор, будут равны (см. стр. 216[1]):

Pa1 = S2 + Fa = 269,7701 + 5655,5088 = 5925,2789 H.

Pa2 = -S2 = -269,7701 H;

Эквивалентная нагрузка вычисляется по формуле:

Рэ = (Х x V x Pr0 + Y x Pa0) x Кб x Кт,

где - Pr0 = 3588,1275 H - радиальная нагрузка; V = 1,0 (вращается внутреннее кольцо подшипника); коэффициент безопасности Кб = 1,1 (см. табл. 9.19[1]); температурный коэффициент Кт = 1,0 (см. табл. 9.20[1]).

Отношение Pa0 / (Pr0 x V) = 5925,2789 / (3588,1275 x 1,0) = 1,6514 > e; тогда по табл. 9.18[1]: X = 0,4; Y = 2,16.

Тогда: Pэ = (0,4 x 1,0 x 3588,1275 + 2,16 x 5925,2789) x 1,1 x 1,0 = 15548,2732 H.

Расчётная долговечность, млн. об. (формула 9.1[1]):

L = (C / Рэ)3 = (83000,0 / 15548,2732)10/3 = 265,8601 млн. об.

Расчётная долговечность, ч.:

Lh = L x 106 / (60 x n1) = 265,8601 x 106 / (60 x 799,4505) = 5542,558 ч,

что больше 10000 ч. (минимально допустимая долговечность подшипника), установленных ГОСТ 16162-85 (см. также стр.307[1]), здесь n1 = 799,4505 об/мин - частота вращения вала.

Рассмотрим подшипник второй опоры:

Отношение Pa / (Pr2 x V) = 223,9092 / (963,4646 x 1,0) = 0,2324 <= e; тогда по табл. 9.18[1]: X = 0,4; Y = 2,16.

Тогда: Pэ = (0,4 x 1,0 x 963,4646 + 2,16 x 223,9092) x 1,1 x 1,0 = 955,9326 H.

Расчётная долговечность, млн. об. (формула 9.1[1]):

L = (C / Рэ)3 = (83000,0 / 955,9326)10/3 = 2898473,708 млн. об.

Расчётная долговечность, ч.:

Lh = L x 106 / (60 x n1) = 2898473,708 x 106 / (60 x 799,4505) = 60426370,545 ч,

что больше 10000 ч. (минимально допустимая долговечность подшипника), установленных ГОСТ 16162-85 (см. также стр.307[1]), здесь n1 = 799,4505 об/мин - частота вращения вала.

Второй вал

Выбираем шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ 8338-75) 314 средней серии со следующими параметрами:

d = 70,0 мм - диаметр вала (внутренний посадочный диаметр подшипника);

D = 150,0 мм - внешний диаметр подшипника;

C = 104,0 кН - динамическая грузоподъёмность;

Co = 63,0 кН - статическая грузоподъёмность.

Радиальные нагрузки на опоры:

Pr1 = 3029,329 H;

Pr2 = 4229,3354 H.

Будем проводить расчёт долговечности подшипника по наиболее нагруженной опоре 2.

Эквивалентная нагрузка вычисляется по формуле:

Рэ = (Х x V x Pr2 + Y x Pa) x Кб x Кт,

где - Pr2 = 4229,3354 H - радиальная нагрузка; Pa = Fa = 1904,2117 H - осевая нагрузка; V = 1,0 (вращается внутреннее кольцо подшипника); коэффициент безопасности Кб = 1,1 (см. табл. 9.19[1]); температурный коэффициент Кт = 1,0 (см. табл. 9.20[1]).

Отношение Fa / Co = 1904,2117 / 63000,0 = 0,0302; этой величине (по табл. 9.18[1]) соответствует e = 0,2232.

Отношение Fa / (Pr2 x V) = 1904,2117 / (4229,3354 x 1,0) = 0,4502 > e; тогда по табл. 9.18[1]: X = 0,56; Y = 1,9677.

Тогда: Pэ = (0,56 x 1,0 x 4229,3354 + 1,9677 x 1904,2117) x 1,1 x 1,0 = 6726,9723 H.

Расчётная долговечность, млн. об. (формула 9.1[1]):

L = (C / Рэ)3 = (104000,0 / 6726,9723)3 = 3695,2269 млн. об.

Расчётная долговечность, ч.:

Lh = L x 106 / (60 x n2) = 3695,2269 x 106 / (60 x 49,9657) = 1232588,8505 ч,

что больше 10000 ч. (минимально допустимая долговечность подшипника), установленных ГОСТ 16162-85 (см. также стр.307[1]), здесь n2 = 49,9657 об/мин - частота вращения вала.

2.7.1 Расчет реакций в опорах

Первый вал. (рисунок 1)

Силы, действующие на вал, плечи сил Fa и углы контактов элементов передач:

Fx1 = 1548,573 H

Fx3 = 2058,437 H

Fy3 = -1904,212 H

Fz3 = -5655,509 H

H3 = 50,0 мм

?3 = 180,0o

Из условия равенства суммы моментов сил относительно 1-й опоры:

Rx2 = ( - F3 x Hx3 x - Fx1 x ( L1 + L2 + L3 ) - Fx3 x L3 ) / ( L2 + L3 )

= ( - 0,0 x (-50,0) x - 1548,573 x (85,0 + 235,0 + 235,0) - 2058,437 x 235,0) / (235,0 + 235,0) = -3459,502 H

Ry2 = ( - F3 x Hy3 x ( L1 + L2 + L3 ) - Fy3 x L3 ) / ( L2 + L3 )

Ry2 = ( - 0,0 x 0,0 x (85,0 + 235,0 + 235,0) - (-1904,212) x 235,0) / (235,0 + 235,0)

= 952,106 H

Из условия равенства суммы сил относительно осей X и Y:

Rx4 = - Fx1 - Rx2 - Fx3 = - 1548,573 - (-3459,502) - 2058,437 = -147,508 H

Ry4 = - Ry2 - Fy3 = - 952,106 - (-1904,212) = 952,106 H

Суммарные реакции опор:

R2 = (Rx22 + Ry22)1/2 = ((-3459,502)2 + 952,1062)1/2 = 3588,127 H;

R4 = (Rx42 + Ry42)1/2 = ((-147,508)2 + 952,1062)1/2 = 963,465 H;

Второй вал (рисунок 2)

Силы, действующие на вал, плечи сил Fa и углы контактов элементов передач:

Fx2 = 2058,437 H

Fy2 = 5655,509 H

Fz2 = 1904,212 H

H2 = 200,0 мм

?3 = 180,0o

Из условия равенства суммы моментов сил относительно 1-й опоры:

Rx1 = ( - F2 x Hx2 x - Fx2 x L2 ) / ( L1 + L2 ) = ( - 0,0 x (-200,0) x - 2058,437 x 90,0) / (90,0 + 90,0) = 1086,572 H

Ry1 = ( - F2 x Hy2 x - Fy2 x L2 ) / ( L1 + L2 ) = ( - 0,0 x 0,0 x - 5655,509 x 90,0) / (90,0 + 90,0) = -2827,754 H

Из условия равенства суммы сил относительно осей X и Y:

Rx3 = - Rx1 - Fx2= - 1086,572 - 2058,437 = -3145,009 H

Ry3 = - Ry1 - Fy2= - (-2827,754) - 5655,509 = -2827,754 H

Суммарные реакции опор:R1 = (Rx12 + Ry12)1/2 = (1086,5722 + (-2827,754)2)1/2 = 3029,329 H;

R3 = (Rx32 + Ry32)1/2 = ((-3145,009)2 + (-2827,754)2)1/2 = 4229,335 H;

2.7.2 Уточненный расчет валов

Первый вал

Крутящий момент на валу Tкр. = 95210,586 Hxмм.

Для данного вала выбран материал: сталь 45. Для этого материала:

- предел прочности ?b = 780,0 МПа;

- предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба

?-1 = 0,43 x ?b = 0,43 x 780,0 = 335,4 МПа;

- предел выносливости стали при симметричном цикле кручения

?-1 = 0,58 x ?-1 = 0,58 x 335,4 = 194,532 МПа.

Второе сечение.

Диаметр вала в данном сечении D = 45,0 мм. Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом (см. табл. 8.7[1]).

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

S? = ?-1 / ((k? / (?? x ?)) x ?v + ?? x ?m) , где:

- амплитуда цикла нормальных напряжений:

?v = Mизг. / Wнетто = 131628,669 / 8946,176 = 14,713 МПа,

здесь Wнетто = ? x D3 / 32 = 3,1416 x 45,03 / 32 = 8946,176 мм3

- среднее напряжение цикла нормальных напряжений:

?m = Fa / (? x D2 / 4) = 5655,509 / (3,142 x 45,02 / 4) = 3,556 МПа,

Fa = -5655,509 МПа - продольная сила,

- ?? = 0,2 - см. стр. 164[1];

- ? = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1];

- k?/?? = 4,0 - находим по таблице 8.7[1];

Тогда:

S? = 335,4 / ((4,0 / 0,97) x 14,713 + 0,2 x 3,556) = 5,464.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

S? = ?-1 / ((k ? / (?t x ?)) x ?v + ?t x ?m), где:

- амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:

?v = ?m = ?max /2 = 0,5 x Tкр./ Wк нетто = 0,5 x 95210,586/17892,352 = 2,661 МПа,

здесь Wк нетто = ? x D3 / 16 = 3,1416 x 45,03 / 16 = 17892,352 мм3

- ?t = 0.1 - см. стр. 166[1];

- ? = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1].

- k?/?? = 2,8 - находим по таблице 8.7[1];

Тогда: S? = 194,532 / ((2,8 / 0,97) x 2,661 + 0,1 x 2,661) = 24,481.

Результирующий коэффициент запаса прочности:

S = S? x S? / (S?2 + S?2)1/2 = 5,464 x 24,481 / (5,4642 + 24,4812)1/2 = 5,333

Расчётное значение получилось больше минимально допустимого [S] = 2,5. Сечение проходит по прочности.

Третье сечение

Червячный вал порверять на прочность не следует, так как размеры его поперечных сечений, принятые при конструировании после расчёта геометрических характеристик (d1=100,0мм, da1=125,0мм, df1=70,0мм), значительно превосходят те, которые могли бы быть получены расчётом на кручение.

Проверим стрелу прогиба червяка (расчёт на жёсткость).

Приведённый момент инерции поперечного сечения червяка:

Jпр = (? x df14 / 64) x (0.375 + 0.625 x da1 / df1) = (3,1416 x 70,04 / 64) x (0,375 + 0,625 x 125,0 / 70,0) = 1757359,07 мм4

(формула известна из курса 'Сопротивления материалов' и 'Детали машин')

Стрела прогиба:

f = l3(Fx2 + Fy2)1/2 / (48 x E x Jпр) = 470,03(2058,4372 + 1904,2122)1/2 / (48 x 2,1 x 105 x 1757359,07) = 0,016435 мм,

где l = 470,0 мм - расстояние между опорами червяка; Fx=2058,437H, Fy=1904,212H - силы, действующие на червяк; E=2,1 x 105 Нxмм2.

Допускаемый прогиб:

[f] = (0,005...0,01) x m = 0,063...0,125 мм.

Таким образом, жёсткость червяка обеспечена, так как

f <= [f]

Второй вал

Крутящий момент на валу Tкр. = 1131101,758 Hxмм.

Для данного вала выбран материал: сталь 45. Для этого материала:

- предел прочности ?b = 780,0 МПа;

- предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба

?-1 = 0,43 x ?b = 0,43 x 780,0 = 335,4 МПа;

- предел выносливости стали при симметричном цикле кручения

?-1 = 0,58 x ?-1 = 0,58 x 335,4 = 194,532 МПа.

Второе сечение

Диаметр вала в данном сечении D = 75,0 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием двух шпоночных канавок. Ширина шпоночной канавки b = 20,0 мм, глубина шпоночной канавки t1 = 7,5 мм.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

S? = ?-1 / ((k? / (?? x ?)) x ?v + ?? x ?m) ,

где:??v = Mизг. / Wнетто = 380640,186 / 32304,981 = 11,783 МПа,

- амплитуда цикла нормальных напряжений:

здесь Wнетто = ? x D3 / 32 - b x t1 x (D - t1)2/ D = 3,142 x 75,03 / 32 - 20,0 x 7,5 x (75,0 - 7,5)2/ 75,0 = 32304,981 мм3,

где b=20,0 мм - ширина шпоночного паза; t1=7,5 мм - глубина шпоночного паза;

- среднее напряжение цикла нормальных напряжений:

?m = Fa / (? x D2 / 4) = 1904,212 / (3,142 x 75,02 / 4) = 0,431 МПа,

- Fa = 1904,212 МПа - продольная сила,

- ?? = 0,2 - см. стр. 164[1];

- ? = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1];

- k? = 1,8 - находим по таблице 8.5[1];

- ?? = 0,7 - находим по таблице 8.8[1];

Тогда: S? = 335,4 / ((1,8 / (0,7 x 0,97)) x 11,783 + 0,2 x 0,431) = 10,708.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

S? = ?-1 / ((k ? / (?t x ?)) x ?v + ?t x ?m), где:??v = ?m = ?max / 2 = 0,5 x Tкр. / Wк нетто = 0,5 x 1131101,758 / 73722,463 = 7,671 МПа,

- амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:

здесь Wк нетто = ? x D3 / 16 - b x t1 x (D - t1)2/ D = 3,142 x 75,03 / 16 - 20,0 x 7,5 x (75,0 - 7,5)2/ 75,0 = 73722,463 мм3,

где b=20,0 мм - ширина шпоночного паза;

- t1=7,5 мм - глубина шпоночного паза;

- ?t = 0.1 - см. стр. 166[1];

- ? = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1].

- k? = 1,7 - находим по таблице 8.5[1];

- ?? = 0,59 - находим по таблице 8.8[1];

Тогда:

S? = 194,532 / ((1,7 / (0,59 x 0,97)) x 7,671 + 0,1 x 7,671) = 8,259.

Результирующий коэффициент запаса прочности:

S = S? x S? / (S?2 + S?2)1/2 = 10,708 x 8,259 / (10,7082 + 8,2592)1/2 = 6,54

Расчётное значение получилось больше минимально допустимого [S] = 2,5. Сечение проходит по прочности.

Четвертое сечение

Диаметр вала в данном сечении D = 65,0 мм. Это сечение при передаче вращающего момента через муфту рассчитываем на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

S? = ?-1 / ((k ? / (?t x ?)) x ?v + ?t x ?m), где:??v = ?m = ?max / 2 = 0,5 x Tкр. / Wк нетто = 0,5 x 1131101,758 / 50662,0 = 11,163 МПа,

- амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:

здесь Wк нетто = ? x D3 / 16 - b x t1 x (D - t1)2/ (2 x D) = 3,142 x 65,03 / 16 - 18,0 x 7,0 x (65,0 - 7,0)2/ (2 x 65,0) = 50662,0 мм3

где b=18,0 мм - ширина шпоночного паза; t1=7,0 мм - глубина шпоночного паза;

- ?t = 0.1 - см. стр. 166[1];

- ? = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1].

- k? = 1,7 - находим по таблице 8.5[1];

- ?? = 0,65 - находим по таблице 8.8[1];

Тогда:

S? = 194,532 / ((1,7 / (0,65 x 0,97)) x 11,163 + 0,1 x 11,163) = 6,232.

ГОСТ 16162-78 указывает на то, чтобы конструкция редукторов предусматривала возможность восприятия консольной нагрузки, приложенной в середине посадочной части вала. Величина этой нагрузки для редукторов должна быть 2,5 x Т1/2.

Приняв у ведущего вала длину посадочной части под муфту равной длине полумуфты l = 80 мм, получим Мизг. = 2,5 x Tкр1/2 x l / 2 = 2,5 x 1131101,7581/2 x 80 / 2 = 106353,268 Н*мм.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

S? = ?-1 / ((k? / (?? x ?)) x ?v + ?? x ?m) , где:??v = Mизг. / Wнетто = 106353,268 / 23700,754 = 4,487 МПа,

здесь - амплитуда цикла нормальных напряжений:

Wнетто = ? x D3 / 32 - b x t1 x (D - t1)2/ (2 x D) = 3,142 x 65,03 / 32 - 18,0 x 7,0 x (65,0 - 7,0)2/ (2 x 65,0) = 23700,754 мм3,

где b=18,0 мм - ширина шпоночного паза;

- t1=7,0 мм - глубина шпоночного паза;

- среднее напряжение цикла нормальных напряжений:

?m = Fa / (? x D2 / 4) = 0 / (3,142 x 65,02 / 4) = 0,574 МПа, Fa = 0 МПа - продольная сила,

- ?? = 0,2 - см. стр. 164[1];

- ? = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1];

- k? = 1,8 - находим по таблице 8.5[1];

- ?? = 0,76 - находим по таблице 8.8[1];

Тогда: S? = 335,4 / ((1,8 / (0,76 x 0,97)) x 4,487 + 0,2 x 0,574) = 30,294

.Результирующий коэффициент запаса прочности:

S = S? x S? / (S?2 + S?2)1/2 = 30,294 x 6,232 / (30,2942 + 6,2322)1/2 = 6,104

Расчётное значение получилось больше минимально допустимого [S] = 2,5. Сечение проходит по прочности.

2.8 Выбор муфты

Расчётный момент найдём по формуле:

,

где Т - номинальный момент, передаваемый муфтой

- коэффициент режима работы, принимаем по рекомендации /2, таблица П58/.

Тогда .

Принимаем стальную втулочную муфту.

Проверяем втулку муфты на кручение, при [?к]=25МПа.

,

где D- наружный диаметр муфты:

;

.

При d=61мм D=(1,7…1,5)•61=103,7…91,5мм, принимаем D=100мм.

.

.

Получаем .

2.9 Тепловой расчет редуктора

Червячный редуктор в связи с невысоким КПД и большим выделением теплоты должен проверяться на нагрев.

Мощность (Вт) на червяке:

P = 0.1 x T(червяч. колесо) x n(червяч. колесо) / ? = 0.1 x 1131101,758 x 49,966 / 0,75 = 7535499,346 Вт

Температура нагрева масла (корпуса) при установившемся тепловом режиме без искусственного охлаждения:

tраб. = (1 - ?) x P / (Kт x A x (1 + ?)) + 20o = (1 - 0,75) x (15,0 x 1,14 x (1 + 0,3) + 20o = 84764,707oC > [t]раб. = 95oC

где ? = 0,3 - коэффициент, учитывающий отвод теплоты от корпуса редуктора в металлическую плиту или раму;

Kт = 15,0Вт/(м2xoC - коэффициент теплоотдачи для чугунных корпусов при естественном охлаждении;

[t]раб. = 95oC - минимально допустимая рабочая температура.

Для уменьшения ?t следует соответсвенно увеличить теплоотдающую поверхность корпуса редуктора пропорционально отношению:

tраб. / [t]раб. = 84764,707 / 95 = 892,26, сделав корпус ребристым.

2.10 Выбор смазки

Смазывание элементов передач редуктора производится окунанием нижних элементов в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение элемента передачи примерно на 10-20 мм. Объём масляной ванны V определяется из расчёта 0,25 дм3 масла на 1 кВт передаваемой мощности:

V = 0,25 x 8,387 = 2,097 дм3.

По таблице 10.8[1] устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях ?H = 134,085 МПа и скорости v = 4,186 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 28,0 x 10-6 м/с2По таблице 10.10[1] принимаем масло авиационное МС-22 (по ГОСТ 20799-75*).

Выбираем для подшипников качения пластичную смазку УТ-1 по ГОСТ 1957-73 (см. табл. 9.14[1]). Камеры подшинпиков заполняются данной смазкой и периодически пополняются ей.

2.11 Посадка деталей

Посадки элементов передач на валы - Н7/р6, что по СТ СЭВ 144-75 соответствует легкопрессовой посадке.

Посадка муфты на выходной вал редуктора - Н8/h8.

Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала k6.

Остальные посадки назначаем, пользуясь даннми таблицы 8.11[1].

2.12 Сборка 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.

Начинают сборку с того, что на червячный вал надевают крыльчатки и шариковые радиально – упорные подшипники, предварительно нагрев их в масле до 80 – 100 градусов Цельсия. Собранный червячный вал вставляют в корпус.

Вначале сборки вала червячного колеса закладывают шпонку и напрессовывают колесо до упора в бурт вала; за тем надевают распорную втулку и устанавливают роликовые конические подшипники, нагретые в масле. Собранный вал укладывают в основание корпуса и надевают крышку корпуса, покрывая , предварительно поверхности стыка фланцев спиртовым лаком.

Для центровки крышку устанавливают на корпус с помощью двух конических штифтов и затягивают болты.

Закладывают в подшипниковые сквозные крышки резиновые манжеты и устанавливают крышки с прокладками. Затем ввёртывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и маслоуказатель.

Заливают в корпус масло через смотровое окно и закрывают его крышкой с прокладкой из картона, крышку закрепляют болтами.

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

Заключение

В ходе работы над курсовым проектом были произведены кинематические расчеты, определены силы, действующие на детали и звенья сборочных единиц, на основании действующих стандартов и норм, а также справочных данных, выполнены расчеты изделия на прочность, решены вопросы, связанные с выбором материалов и наиболее технологичных форм деталей. Выполнены эскиз компоновки редуктора и рабочие чертежи червячного колеса, тихоходного вала и сборочный чертеж редуктора.

Литература

[1]. Чернавский С.А., Боков К.Н., Чернин И.М., Ицкевич Г.М., Козинцов В.П. 'Курсовое проектирование деталей машин': Учебное пособие для учащихся. М.:Машиностроение, 1988 г. 416с.

[2]. Дунаев П.Ф. ,Леликов О.П. 'Детали машин. Курсовое проектирование', М.: Высшая школа, 2003. 495 c.

[3]. Березовский Ю.Н., Чернилевский Д.В., Петров М.С. 'Детали машин', М.: Машиностроение, 1983. 384 c.

[4]. Боков В.Н., Чернилевский Д.В., Будько П.П. 'Детали машин: Атлас конструкций.' М.: Машиностроение, 1983. 575 c.

[5]. Гузенков П.Г., 'Детали машин'. 4-е изд. М.: Высшая школа, 1986. 360 с.

[6]. Детали машин: Атлас конструкций / Под ред. Д.Р.Решетова. М.: Машиностроение, 1979. 367 с.

[7]. Дружинин Н.С., Цылбов П.П. Выполнение чертежей по ЕСКД. М.: Изд-во стандартов, 1975. 542 с.

[8]. Кузьмин А.В., Чернин И.М., Козинцов Б.П. 'Расчеты деталей машин', 3-е изд. - Минск: Вышейшая школа, 1986. 402 c.

[9]. Куклин Н.Г., Куклина Г.С., 'Детали машин' 3-е изд. М.: Высшая школа, 1984. 310 c.

[10]. 'Мотор-редукторы и редукторы': Каталог. М.: Изд-во стандартов, 1978. 311 c.

[11]. Перель Л.Я. 'Подшипники качения'. M.: Машиностроение, 1983.588 c.

[12]. 'Подшипники качения': Справочник-каталог / Под ред. Р.В. Коросташевского и В.Н. Нарышкина. М.: Машиностроение, 1984. 280 с.

[13]. 'Проектирование механических передач' / Под ред. С.А. Чернавского, 5-е изд. М.: Машиностроение, 1984. 558 c.

[14]. Фирсов В.Л. Задание на курсовое проектирование по прикладной механике.- Северск: СТИ ТПУ, 1997,-28с.

Содержание

Введение …………………………………………………………………………

1 Задание для выполнения курсовой работы…………………………..

1.1 Схема привода решетки газогенератора………………………………

1.2 Расчеты …………………………………………………………………….

2.1 Кинематический и силовой расчет привода………………………….

2.2 Расчет клиноременной передачи………………………………………

2.3 Алгоритм расчета червячной передачи……………………………….

2.4 Предварительный расчет валов редуктора…………………………..

2.4.1 Конструктивные размеры шестерен и колес………………………….

2.5 Подбор шпонок и расчет шпоночных соединений……………………

2.6 Конструктивные размеры корпуса редуктора…………………………

2.7 Выбор подшипников……………………………………………………….

2.7.1 Расчет реакций в опорах………………………………………………….

2.7.2 Уточненный расчет валов…………………………………………………

2.8 Выбор муфты………………………………………………………………..

2.9 Тепловой расчет редуктора……………………………………………….

2.10 Выбор смазки………………………………………………………………..

2.11 Посадка деталей…………………………………………………………….

2.12 Сборка редуктора……………………………………………………………

Заключение…………………………………………………………………….……

Литература…………………………………………………………………………..

Приложение 1 - Эскизная компоновка редуктора

Приложение 2 - Рабочий чертеж тихоходного вала

Приложение 3 - Рабочий чертеж червячного колеса

Приложение 4 - Сборочный чертеж редуктора