Содержание Введение 1 Анализ конструкции 2 Выбор электродвигателя 3 Кинематический расчет 4 Проектировочные расчеты 4.1 Расчет цилиндрической косозубой передачи 1-2 4.2 Расчет червячной передачи 3-4 4.3 Выбор муфты 4.4 Расчет ременной передачи 4.5 Расчет валов 4.6 Выбор подшипников 4.7 Расчет основных размеров корпуса и крышки 5 Проверочные расчеты 5.1 Расчет цилиндрической косозубой передачи 1-2 5.2 Расчет червячной передачи 3-4 5.3 Расчет валов 5.4 Расчет подшипников на долговечность 5.5 Расчет соединений передающих крутящий момент 6 Технические условия на эксплуатацию Заключение Перечень ссылок Изм Лис т . Разраб. Пров. Н.контр . Утв. № докум. Подп. Дата Лит. у Лист Листов Реферат Пояснительная записка к курсовому проекту по дисциплине 'Основы конструирования механизмов и машин' содержит: 34 страницы, 2 таблицы, 3 рисунка, 6 источников. Объект исследования: привод к общего назначения. Цель работы: спроектировать редуктор привода к общего назначения. Основные технико-эксплуатационные характеристики привода приведены в таблице 1. Таблица 1 - Технико-эксплуатационные характеристики привода Показатели Значение Электродвигатель - тип 4A132M8У3 - мощность, кВт 5,5 514,29 Частота вращения входного вала, мин-1 5,1 Частота вращения выходного вала, мин-1 71 Масса редуктора, мин-1 Габариты редуктора с электродвигателем 780950390 Способы смазки передач и подшипников окунанием и разбрызгиванием Сорт масла И-40А Объем масла, л 4 Периодичность смены смазки раз в 6 месяцев Срок службы редуктора, ч 13000 В курсовом проекте проведены расчеты входных данных для проектирования привода: передаточных чисел, частот вращения, мощностей вращающих моментов для всех валов редуктора. Проведены проектировочные расчеты передач, валов, подшипников, шпоночных соединений. Подобраны стандартные детали и смазка. Описана конструкция редуктора. Графическая часть курсового проекта состоит из: чертежа общего вида привода (1 л ф. А1), сборочный чертеж в трех проекциях (2л ф. А1) и рабочего чертежа корпусной детали (1 л ф.А1). Все чертежи сопровождаются необходимыми техническими требованиями и спецификациями. РАБОЧИЙ ОРГАН, ПРИВОД, ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЬ, РЕМЕННАЯ ПЕРЕДАЧА, ПОДШИПНИК, ВАЛ-ШЕСТЕРНЯ, КОЛЕСА ЗУБЧАТЫЕ, МОДУЛЬ, МАСЛО Лист Изм. Лист № докум. Подп. Дата Введение Значение машин для человеческого общества чрезвычайно велико. Машины максимально повышают производительность труда, способствуют улучшению качества изготовляемой продукции и снижению ее себестоимости. В современной промышленности машиностроению принадлежит ведущая роль, так как на базе машиностроения развиваются все остальные отрасли промышленности, строительство и сельское хозяйство. Уровень производства машин, степень их технического совершенства - основные показатели развития всех отраслей народного хозяйства, основа технического прогресса государства и благосостояния общества. Всякая машина состоит из деталей. Деталь - изделие, изготовленное из однородного по наименованию и марке материала без применения сборочных операций (вал, гайка, крышка и т.п.). Комплекс совместно работающих деталей, объединенных общим назначением и по конструкции представляющих собой обособленную единицу, называется сборочной единицей (муфта, редуктор, рама). Сборочные единицы и детали, в свою очередь, образуют комплексы (намоточное устройство, транспортер, рабочая клеть). Детали, сборочные единицы и комплексы образуют готовые изделия, подлежащие изготовлению (прокатный стан, рудоразмольная мельница, продольнострогальный станок). При конструировании и изготовлении новых машин экономические показатели должны всегда стоять на одном из первых мест. Стоимость машины, определяемая затратами на материалы, изготовление и сборку, должна быть минимальной. Габариты и масса машины в значительной степени определяются ее кинематической схемой и компоновкой составляющих частей. Компоновка деталей и узлов должна быть такой. чтобы возможно более полно использовалось рабочее пространство несущих деталей (рам, станин, корпусов). Огромное значение для удешевления машин при одновременном повышении качества имеет стандартизация. Широкое внедрение взаимозаменяемых деталей машин значительно облегчает сборку машин и позволяет использовать для их изготовления более передовые методы массового и поточного производства, что позволяет получить большой экономический эффект. Автоматизация работы машины не только содействует повышению производительности, улучшению качества работы, но и до минимума снижает влияние человеческого фактора. Лист Изм. Лист № докум. Подп. Дата 1 АНАЛИЗ КОНСТРУКЦИИ В данном курсовом проекте спроектирован редуктор двухступенчатый цилиндрическо-червячный (см. рис. 1), который состоит из шкива ременной передачи, закрепленного на входном валу посредством шпонки. Рисунок - Кинематическая схема привода Входной вал является валом-шестерней и передает крутящий момент на промежуточный вал посредством цилиндрической косозубой передачи. Материал, из которого изготовлен входной вал, промежуточный и выходной вал – сталь 45. Так как пара зубчатых колес косозубая, осевые силы в зацеплении присутствуют, следовательно, входной и промежуточный вал устанавливаем в опорах на роликоподшипниках конических радиально-упорных однорядных. С промежуточного вала, который является валом-червяком, крутящий момент передается на выходной вал посредством червячной передачи. Так как осевые силы в тихоходной передаче присутствуют выходной вал установлен также в опорах на роликоподшипниках конических радиальноупорных однорядных. В сквозной крышке на входном и выходном валах, которая используется для фиксации подшипников, расположена армированная манжета, предотвращающая вытекание масла. На выходном валу установлен шкив ременной передачи, который закреплен на валу посредством шпоночного соединения. Редуктор выполнен в разъемном корпусе со стаканом для облегчения сборки. В корпусе выполнен смотровой люк, в котором находится отверстие для пробки-отдушины. Пробка-отдушина служит для выравниЛист Изм. Лист № докум. Подп. Дата вания давления в редукторе в процессе его работы. Редуктор имеет маслоуказатель жезлового типа, а также пробку для слива смазки. Для удобства слива смазки дно корпуса редуктора имеет уклон 2-3° в сторону сливной пробки. Лист Изм. Лист № докум. Подп. Дата 2 ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ Исходные данные Т =5730 Н·м; n =5 об/мин; nc =750 об/мин. Выбор двигателя из каталога производится по потребной мощности на его входном валу Error!, где Рвых - мощность на выходе привода, Error! - суммарный КПД привода. Определяем мощность на выходном валу привода, КПД привода и потребную мощность Крутящий момент на выходном валу определяется по формуле Error!, откуда Error! Error!=3 кВт Error!=Error!·Error!·Error!·Error!·Error!·Error! Error!=0,95 - КПД ременной передачи, Error!=0,99 - КПД пары подшипников качения, Error!=0,98 - КПД зубчатого зацепления 8...9 степени точности, Error!=0,99 - КПД пары подшипников качения, Error! =0,72 - КПД червячного зацепления (принят однозаходный червяк), Error!=0,99 - КПД пары подшипников качения, [2, с.23, табл. 6] Error!=0,95·0,99·0,98·0,99·0,72·0,99= 0,65 Потребная мощность 3;0 Рпотр = 65 =4,62 кВт По каталогу с учетом потребной мощности и заданной синхронной частоты вращения выбираем электродвигатель трехфазный асинхронный короткозамкнутый серии 4А, закрытый, обдуваемый (по ГОСТ 19523-81); исполнение 1M1081 (на лапах): Типоразмер 4A132M8У3; Рном =5,5 кВт; nс =750 об/мин; nном =720 об/мин; Error!=2,2; Лист Изм. Лист № докум. Подп. Дата dв =38 мм. [2, с.13, табл. 2; с.17, табл. 3; с.18, табл. 4; с.20, табл. 5] d30 h31 A A- A l1 h A l31 d10 l10 l30 d1 b10 Лист Изм. Лист № докум. Подп. Дата 3 КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ Исходные данные Error!=514,29 об/мин nвых =5 об/мин Определяем суммарное передаточное число Error!=102,86 Разбиваем передаточное число согласно рекомендациям по разбивке передаточных чисел в двухступенчатых зубчато-червячных редукторах Uб =2...2,5 Error! Error!=45,92 Принимаем по ряду номинальных чисел Uб =2,24, где Uб =Uz1 - z2 Uт =45, где Uт =Uz3 - z4 Фактическое передаточное число редуктора Error!=100,8 Процент ошибки фактического передаточного числа относительно номинального Error!=2% [U%]=4%, расчет выполнен удовлетворительно. Расчет мощности на элементах привода Рэд =4,62 кВт; Ршк1 = Рэд =4,62 кВт; Error!=4,62·0,95=4,39 кВт; Error!=4,39·0,99=4,35 кВт; Error!=4,35·0,98=4,26 кВт; Error!=4,26·0,99=4,22 кВт; Error!=4,22·0,72=3,04 кВт; Error!=3,04·0,99=3,01 кВт; Расчет частоты вращения на элементах привода nэд =720 об/мин; Лист Изм. Лист № докум. Подп. Дата nшк1 = nэд =720 об/мин; Error!=514,29 об/мин; nz1 = nшк2 =514,29 об/мин; Error!=229,59 об/мин; nz3 = nz2 =229,59 об/мин; Error!=5,1 об/мин; nм = nz4 =5,1 об/мин; Расчет вращающего момента на элементах привода Error! Tэд =9550·4,62/720=61,28 Н·м; Tшк1 =9550·4,62/720=61,28 Н·м; Tшк2 =9550·4,39/514,29=81,52 Н·м; Tz1 =9550·4,35/514,29=80,78 Н·м; Tz2 =9550·4,26/229,59=177,2 Н·м; Tz3 =9550·4,22/229,59=175,53 Н·м; Tz4 =9550·3,04/5,1=5692,55 Н·м; Tм =9550·3,01/5,1=5636,37 Н·м; Лист Изм. Лист № докум. Подп. Дата Таблица - Результаты кинематического расчета Ременная передача Редуктор Параметр эд Ступень 1 Ступень 2 м шк1 шк2 z1 z2 z3 z4 P, кВт 4,62 4,39 4,35 4,26 4,22 3,04 3,01 n, об/мин 720 514,29 229,59 5,1 T, Н·м 61,28 81,52 80,78 177,2 175,53 5692,55 5636,37 U 1,4 2,24 45 Лист Изм. Лист № докум. Подп. Дата 4 ПРОЕКТИРОВОЧНЫЕ РАСЧЕТЫ 4.1 Расчет цилиндрической косозубой передачи (1-2) Исходные данные мощность на шестерне P1 = 4,35 кВт; 1 частота вращения шестерни n1 = 514,29 мин ; мощность на колесе P2 = 4,26 кВт; 1 частота вращения колеса n2 = 229,59 мин ; передаточное число U1-2 = 2,24; перегрузочная способность электродвигателя Tmax Tном дв =2,2; номинальная мощность электродвигателя Р дв .кат = 5,5 кВт; потребная мощность электродвигателя режим нагружения: n1 Р дв.потр = 4,62 кВт. t1 P1 t2 P2 t3 P3 3000 P 6000 0,6P 4000 0,3P 1 Проектировочный расчет 1.1 Назначение материалов зубчатых колес пары и расчет контактных допускаемых напряжений Материалы зубчатых колес шестерня 1: Сталь 40Х; улучшение; HB = 250 10; способ получения заготовки поковка; т = 550 МПа; в = 850 МПа; колесо 2: Сталь 40Х; улучшение; HB = 240 10; способ получения заготовки поковка; т = 550 МПа; в = 850 МПа. Допускаемые контактные напряжения н н limb К HL Z R Z V K L K ХН Sн Для шестерни: Предел контактной выносливости Лист Изм. Лист № докум. Подп. Дата н lim b =2HB+70 = 2·250+70 = 570 МПа [3, табл. 10] Коэффициент безопасности Sн =1,1 [3, табл. 11] Базовое число циклов перемены напряжений при HB = 250, N H 0 =17 10 [3, табл. 12] Эквивалентное число циклов перемены напряжений 6 3 P 60 t i n i i NHE = P1 n const = Error!= 136 10 6 1 Коэффициент долговечности К HL =Error! = Error!= 0,71 <1, принимаем К HL = 1 Z R = 1 (ожидается Rа=1,25…0,63); ZV = 1 (ожидается V 5 м/с); K L = 1 (передача обильно смазывается); K ХН = 1 (ожидается диаметр зубчатых колес < 700 мм). Н = 570;1 · 1 · 1 · 1 · 1 · 1 = 518,18 МПа. 1 1 Для колеса: Предел контактной выносливости н lim b = 2HB+70 = 2·240+70 = 550 МПа. Коэффициент безопасности Sн =1,1. Базовое число циклов перемены напряжений при НВ = 240 N H 0 =15,6 10 . Эквивалентное число циклов перемены напряжений 6 Error!= Error!= 61 10 . Коэффициент долговечности 6 К HL =Error! = Error!= 0,80 <1, принимаем К HL = 1 Н = 550;1 · 1 · 1 · 1 · 1 · 1 = 500 МПа. 2 1 Для дальнейших расчетов принимаем Н = Н =500 МПа. 2 1.2 Назначение коэффициентов и ориентировочного угла наклона зуба Лист Изм. Лист № докум. Подп. Дата Ориентировочный угол наклона зуба =16°, cos16°= 0,9613. Коэффициент ширины зубчатого колеса относительно межосевого расстояния ba =0,25 (косозубые, шевронные зубчатые колеса на недлинных жест- ких валах). [3, табл. 13] Коэффициент распределения нагрузки по ширине венца ba U 1 2 = Error!= 0,41 принимаем К н 1,05. [3, табл. 20] при Error! Коэффициент динамичности нагрузки принимаем ориентировочно К нv 1,2. Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями К н 1,1 (косозубая передача) Коэффициент К н К н = К н К нv К н =1,1·1,2·1,05=1,4 1.3 Расчет межосевого расстояния a Error!= =Error!=127 мм, где Kap - средний суммарный коэффициент при расчетах межосевого расстояния с использованием мощности, Kap =8,9·103 (сталь-сталь, косозубая передача) [3, табл. 2] Принимается стандартное а = 125 мм. [3, табл. 14] 1.4 Назначение модуля m=(0,01…0,025)a=(0,01…0,025)125=(1,25…3,125) мм Принимаем стандартный модуль m = 2 мм. [3, табл. 17] 1.5 Назначение чисел зубьев и уточнение угла наклона зуба Error!cos = Error!·0,9613=120,2 Принимаем (z1+z2) =120 Лист Изм. Лист № докум. Подп. Дата =arccosError!= arccosError!= arccos 0,96 =16,26° =16°16’0’’; Error! = Error!=37,0 Принимаем z1 =37 z2 =(z1+z2) –z1 =120–37 =83, Error!= Error!= 2,24 U% Uн Uф Uн U% =2,5 % ·100% = Error!=0,00 % [3, табл. 8] 1.6 Расчет геометрических параметров зубчатых колес b2 = b ba a =0,25·125 =31 мм, по ГОСТ 6636-69 принимаем b2 = 30 мм; Проверка принятой ширины на торцевое перекрытие b2 Error!= Error!= Error!=29 мм – торцевое перекрытие обеспечено; b1 =b2 =30 мм; Error!= Error!=77,083 мм; da1 = d1 + 2m =77,083+2·2 =81,083 мм; df1 = d1 - 2,5m =77,083 - 2,5·2 =72,08 мм; Error!= Error!=172,917 мм; da2 = d2 + 2m =172,917+2·2 =176,917 мм; df2 = d2 - 2,5m =172,917 - 2,5·2 =167,92 мм. 1.7 Назначение степени точности зубчатых колес Error!=Error!= 2,07 м/с Назначаем степень точности 9В (с нормальным зазором) [3, табл. 19] 4.2 Расчет червячной передачи(3-4) Исходные данные мощность на червяке P3 = 4,22 кВт; Лист Изм. Лист № докум. Подп. Дата 1 частота вращения червяка n3 = 229,59 мин ; мощность на червячном колесе P4 = 3,04 кВт; 1 частота вращения червячного колеса n4 = 5,1 мин ; передаточное число U3-4 = 45; перегрузочная способность электродвигателя Tmax Tном дв =2,2; номинальная мощность электродвигателя Р дв .кат = 5,5 кВт; потребная мощность электродвигателя режим нагружения: n1 Р дв.потр = 4,62 кВт. t1 P1 t2 P2 t3 P3 3000 P 6000 0,6P 4000 0,3P 1 Проектировочный расчет Основная цель – определение межосевого расстояния передачи из условия контактной выносливости зубьев червячного колеса. 1.1 Назначение материалов червяка и червячного колеса Принимаем для червяка 3: Сталь 45; закалка ТВЧ; HRC = 55 5; состояние поверхности витков червяка - шлифованные, полированные; т = 550 МПа; в = 750 МПа; Выбор материала зубьев колеса производится в зависимости от величины скорости скольжения в зацеплении s , твердости и чистоты поверхности витков червяка 4 s 3;T4 = Error!= Error!=1,8 м/с 5n3;104 Принимаем для червячного колеса 4: Бр010Ц2; способ отливки - в песчаную форму; в = 220 МПа. 1.2 Определяем допускаемые контактные и изгибные напряжения Допускаемые напряжения без учета режима работы передачи Н =128 МПа; F =35 МПа; Лист Изм. Лист № докум. Подп. Дата Определяем допускаемые контактные напряжения с учетом режима работы передачи HL = Н К HL Базовое число циклов перемены напряжений N H 0 =250·106 (для материалов колеса с хорошими антифрикционными свойствами, если зубья колеса работают в паре с поверхностно упрочненным до твердости HRC 45, шлифованным и полированным червяком) Эквивалентное число циклов перемены напряжений 4 P 60 t i n i i NHE = P1 n const = Error!= 1 10 6 Коэффициент долговечности К HL =Error! = Error!= 1,99 >1,7, принимаем К HL = 1,7 HL =128·1,7=217,6 МПа Определяем допускаемые изгибные напряжения с учетом режима работы передачи FL = F КFL Базовое число циклов перемены напряжений =250 10 (для бронз и латуней) Эквивалентное число циклов перемены напряжений N F0 6 9 P 60 t i n i i N FE = P1 n const = Error!= 1 10 6 . Коэффициент долговечности КFL =Error!=Error!= 1,85 >1,7,принимаем К FL =1,7. FL =35·1,7=59,5 МПа 1.3 Назначение коэффициентов Коэффициенты нагрузки при расчете на контактную (изгибную) выносливость К H К F = К К , где К - коэффициент динамичности, зависящий от степени точно- сти передачи и скорости скольжения; Лист Изм. Лист № докум. Подп. Дата К - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контактной линии; К Принимаем: К = 1,1; =1,07. К H К F =1,1·1,07=1,18. 1.4 Назначаем число заходов червяка, число зубьев колеса, коэффициент диаметра червяка Число заходов червяка z3 =1 (т.к. U3-4 =45) Число зубьев червячного колеса z4 =z3 U3-4 =1·45=45,0, принимаем по ГОСТ 2144-76 «Основные параметры червячных цилиндрических передач» z4 =46 Коэффициент диаметра червяка q=16 (наиболее вероятное значение по ГОСТ 2144-76, при z4 =46) 1.5 Расчет межосевого расстояния a Error!= =Error!=309 мм, где Kap - средний суммарный коэффициент при расчетах межосевого расстояния с использованием мощности, Kap =6,55· 103 (стальбронза) Принимается стандартное а = 315 мм. 1.5 Назначение параметров передачи С учетом принятого а=315 мм и известного номинального передаточного числа U3-4 =45 назначаем параметры передачи по ГОСТ 2144-76: m=10 мм; q=16; =0,5; Uф =46. Лист Изм. Лист № докум. Подп. Дата 1.6 Расчет геометрических и конструктивных параметров передачи Рисунок 1 – Схема зацепления червячной цилиндрической передачи d3=qm=16·10 =160 мм; da3=d3+2m=160+2·10 =180 мм; df3=d3–2,4m=160–2,4·10 =136 мм; d4 =mz4 =10·46 =460 мм; d 4 =d4 +2m =460+2·10·0,5=470 мм; Проверка: a=Error! = Error! = 315 мм. da4 =d 4 +2m=470+2·10=490 мм; df4=d 4 –2,4m=470–2,4·10 =446 мм; dam4 da4 +2m=490+2·10=510 мм; 2 - коэфф. при m b3 (11+0,1 z4 )m=(11+0,1·40)·10=156 мм, принимаем по ряду Ra20 (ГОСТ 6639-69) b3 =200 мм (для шлифуемых червяков ширина венца увеличивается на 35 мм при m= 10 мм); b4 0,75da3=0,75·180=135 мм, по ряду Ra20 (ГОСТ 6639-69) b4 =125 мм. Условный угол обхвата b2; da2– 0 100;306– 0 =arcsin = arcsin = arcsin 0,2577 = 14,93° = 14°56’ 5m 5·8 2 =2·19,34=29,86° = 29°52’ Лист Изм. Лист № докум. Подп. Дата 1.7 Назначение степени точности передачи Угол подъема линии витков на делительном цилиндре червяка =Error!=Error!=arctg 0,0625 = 3,58° (cos =cos 3,58° = 0,998) Фактическая скорость скольжения s = Error!= Error!= 1,93 м/с Назначаем степень точности 8. 4.3 Выбор муфты Муфта зубчатая Муфтами называют устройства, с помощью которых соединяют между собой валы или валы с находящимися на них деталями для передачи вращающего момента. В таких соединениях муфты, как правило, должны обеспечить не только передачу крутящего момента, но и иметь возможность компенсировать различного рода смещения геометрических осей соединяемых валов. Осевые и радиальные смещения валов, а также их угловой перекос возникают в результате упругих деформаций деталей под нагрузкой и в результате неточностей изготовления и сборки узлов. В реальных соединениях валов все эти виды смещений наблюдаются одновременно. В данном случае применяется зубчатая муфта. Зубчатые муфты наиболее распространенный вид жестких компенсирующих муфт. Они применяются для соединения горизонтальных соосных валов и способны компенсировать незначительные по величине любые смещения осей валов и в любом их сочетании. Достоинствами зубчатых муфт являются: высокая нагрузочная способность при сравнительно небольших габаритах; способность компенсации любых смещений осей валов; технологичность изготовления - использование для нарезки зубьев нормального зуборезного инструмента. К недостаткам муфта можно отнести: сравнительно низкую стойкость из-за быстрого износа и разрушения зубьев; отсутствие упругодемпфирующих свойств. На работу муфты существенно влияют толчки, удары и колебания, обусловленные характером работы приводимой в движение машины. Поэтому выбор муфты производят не по номинальному моменту на валу машины, а по расчетному: Лист Изм. Лист № докум. Подп. Дата Тр =kр Т=2,62·5636,37=14767,29 Н·м, где Т - номинальный вращающий момент на валу машины, kр - коэффициент режима работы, зависящий от kр = 2,62 (см.предыдущие расчеты). Кроме того, при выборе муфты учитываются диаметры концов сопрягаемых валов. Принимаем зубчатую муфту типа МЗ (для непосредственного соединения валов) по ГОСТ 5006-55 со следующими параметрами: Tном =19000 Н·м; d =120 мм; А =185 мм; D =350 мм; D1 =260 мм; D2 =170 мм; L =285 мм; В =50 мм; l =140 мм; c =5 мм; c1 =25 мм; e =30 мм; n =2120 об/мин. Рисунок 1 - Муфта зубчатая (МЗ) Конструкция муфты (см. рис. 1): муфта состоит из двух обойм с внутренними зубьями 1, находящимися в непосредственном зацеплении с зубчатыми втулками с наружными зубьями. Последние имеют несколько исполнений: с цилиндрической расточкой 3 (исполнение Н), с цилиндрической расточкой и торцовым креплением по валу 4 (исполнение Т), с конусной расточкой 5 (исполнение К). В конструкции муфты также предусмотрен бурт для проверки соосности валов. Поверхности нужных зубьев обточены на окружности выступов по сфере, по этой поверхности центрируются обоймы. Лист Изм. Лист № докум. Подп. Дата Материал втулок и обойм (поковки) - сталь 40 ГОСТ 1050-88; при больших диаметрах вала (d>80…140 мм) - стальное литье марки 45Л группа II ГОСТ 977-65. 4.4 Расчет ременной передачи Исходные данные мощность на ведущем шкиве Р= 4,62 кВт; частота вращения ведущего шкива n= 720 мин-1; передаточное число U= 1,4; количество смен работы – 1; ориентировочный угол наклона передачи – 0°. 1 Выбор ремня Для передачи выбираем ремень текстильный хлопчатобумажный по ГОСТ 6982-75. 2 Ориентировочный диаметр меньшего шкива d1ор=(1100…1350)Error! = (1100…1350) Error! = (204…251) мм; Назначаем d1=224 мм. [6, табл. 7] 3 Ориентировочный диаметр большего шкива d2 Ud1(1- )=1,4·224·(1-0,02)=307 мм, где - коэффициент скольжения, =0,02 (открытая передача); [6, табл. 2] Назначаем d2=315 мм. [6, табл. 7] Фактическое передаточное число передачи Uф= Error!, Uф= Error!= 1,43; U% Uн Uф Uн ·100% = Error!=2,14 % U% =4 %. 4 Назначение межосевого расстояния Лист Изм. Лист № докум. Подп. Дата а=2 (d1+d2)=2 (224+315)= 1078 мм; [6, табл. 2] Тогда =Error!=Error!= 846,23; 1 =Error!=Error!= 2070,25; 2 =2а+ + Error! = 2·1078+846,23+ Error!=3004,15 мм; 1 При назначенном межосевом расстоянии должны выполнятся условия °;1 [ °;1]; 1000 Error! Угол обхвата ремнем меньшего шкива °;1=180°– Error! 60° =180°– Error! 60° = 175° >150°, условие выполняется; Error!= Error!= 8,44 м/с; 1000 Error!=1000· Error!=1688 < 3004,15, условие выполняется. 5 Назначение толщины ремня В соответствии с назначенным диаметром меньшего шкива и рекомендациями принимается толщина ремня =8,5 мм. [6, табл. 3] 6 Допускаемое удельное окружное усилие [P]=P0K0K KvKр, где P0 – допускаемое окружное усилие, передаваемое единицей ши- рины ремня в горизонтальной передаче при угле охвата 1 =180°, скорости v=10 м/с, спокойной работе и нормальных условиях окружающей среды; K0 – коэффициент учитывающий наклон открытой передачи к горизонту; K - коэффициент угла обхвата ремнем меньшего шкива; Kр - коэффициент скорости; Kр - коэффициент режима работы. Принято: 0 =1,6 МПа; [6, табл. 1] P0 =12,9 Н/мм; [6, табл. 9] K0=1,0; [6, табл. 11] K = 0,99; [6, табл. 12] Kv= 1,01; [6, табл. 13] Kр= 0,84; [6, табл. 14] Лист Изм. Лист № докум. Подп. Дата [P]=12,9·1,0·0,99·1,01·0,84=10,83 Н/мм. 7 Потребная ширина ремня Ft =1000Error! = 1000·Error! = 547,39 Н; b = Error! = Error! = 50,54 мм. Назначается b = 100 мм. [6, табл. 3] 8 Назначение ширины шкивов Назначается ширина шкивов bш=100 мм. [6, табл. 7] 9 Усилие, действующее на валы в передаче Q=2S0sinError! =2 0 b sinError!; Q=2·1,6·8,5·100·sinError!= 2717 Н. 4.5 Расчет валов входной вал T;0 81520;0 d 3;2[tau] = 3; 2·20 =27,3 мм; Принимаем диаметр под подшипник dп=35 мм (с учетом действия на вал силы натяжения ременной передачи Q=2717 Н); промежуточной вал T;0 177200;0 d 3;2[tau] = 3; 2·20 =35,4 мм; Принимаем диаметр под подшипник dп=40 мм; выходной вал T;0 d 3;2[tau] = 5692550;0 3; 2·20 =112,5 мм; Лист Изм. Лист № докум. Подп. Дата Принимаем диаметр под подшипник dп=130 мм (с учетом размещения на валу муфты). 4.6 Выбор подшипников входной вал Принимаем роликоподшипники радиально-упорные конические однорядные № 7307 ГОСТ 333-79 d=35 мм; D=80 мм; B=21 мм; C=48100 Н; С0 =35300 Н; промежуточной вал Принимаем роликоподшипники радиально-упорные конические однорядные № 7308 ГОСТ 333-79 d=40 мм; D=90 мм; B=23 мм; C=61000 Н; С0 =46000 Н; выходной вал Принимаем роликоподшипники радиально-упорные конические однорядные № 7526 ГОСТ 333-79 d=130 мм; D=230 мм; B=64 мм; C=387000 Н; С0 =429000 Н; 4.7 Расчет основных размеров корпуса и крышки 4.7.1 Конструирование основных элементов корпуса Толщина стенки основания корпуса Error! = Error! = 9,7 мм , где Tт - максимальный вращающий момент на тихоходном валу. Принимаем =10 мм. Толщина стенки крышки корпуса Error! = 0,9·10=9 мм. Принимаем Error!=9 мм. Лист Изм. Лист № докум. Подп. Дата …………… 4.7.2 Конструирование вспомогательных элементов корпуса Размеры проушин - толщина проушины S = 2 = 2·10 = 20 мм. ……. Лист Изм. Лист № докум. Подп. Дата 5 ПРОВЕРОЧНЫЕ РАСЧЕТЫ 5.1 Расчет цилиндрической косозубой передачи (1-2) 2 Проверочный расчет 2.1 Проверка на усталостную прочность Расчетное условие: н [] н Н = Н =500 МПа (см. проектировочный расчет) 2 Рассчитываем контактное напряжение в полюсе зацепления при номинальной нагрузке Error!, где z н - коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев; z м - коэффициент, учитывающий механические свойства матери- алов сопряженных зубчатых колес; z - коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий. z н =Error!=Error!=1,73; z м =275 (сочетание материалов сталь-сталь); z 1 1 K , =Error!cos =Error!·0,96= 1,685, 1; 1 z = ;685 = 0,77 По известным параметрам передачи уточняем значения коэффициентов при Error!= Error!= 0,39, K н 1,05[3, табл. 20] н 0,002 (зубчатые колеса косозубые или шевронные, прирабатываю- щиеся) [3, табл. 22] q0 [3, табл. 21] 73 Лист Изм. Лист № докум. Подп. Дата a q v v = н 0 U =0,002·73·2,07 Н 125;2 ; 24 =2,3 мм , принимаем v =2,3 (т.к. v не превышает величину vmax ); [3, табл. 23] Ft Н KK K н K н b = Error! = Error!=80,9 мм ; K нv 1 v tp tp =Error!=1,0 К н 1,14 (косозубые или шевронные передачи при степени точности 9) К н = К н К нv К н =1,14·1,0·1,05=1,2 н Error!= 459 МПа. 459<500 – контактная выносливость обеспечена. 2.2 Проверка на изгибную усталостную прочность Расчетное условие: F [] F Допускаемое изгибное напряжение определяем по формуле [ ] F F lim YS YR YXF SF , 0 где F lim = F lim b Fg K Fd K Fe K FL - предел контактной выносливости при эквивалентном числе циклов нагружения; K SF = SF SF - коэффициент безопасности; SF - коэффициент, учитывающий нестабильность свойств мате- риала зубчатого колеса; SF - коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса; YS - коэффициент, учитывающий чувствительность материала к концентрации напряжений; YR - коэффициент, учитывающий шероховатость переходной по- верхности; YXF - коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса; 0F lim b - предел выносливости при отнулевом цикле изгиба; Лист Изм. Лист № докум. Подп. Дата K Fg - коэффициент, учитывающий влияние шлифования переходной поверхности; K Fd - коэффициент, учитывающий влияние деформационного упрочнения или электрохимической обработки переходной поверхности; K Fe - коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего при- ложения нагрузки; K FL - коэффициент долговечности. К FL m N F0 N FE , где N F0 - базовое число циклов перемены напряжений, соответствующее длительному пределу выносливости; N FE - эквивалентное число циклов перемены напряжений; m – показатель степени. Принимаем: YS =1 (модуль m=2,5 мм); YR =1 (принято Rа=1,25…0,63); YXF =1 (диаметр колес < 500 мм); K Fg =1 (переходная поверхность не шлифуется); K Fd =1 (деформационное упрочнение переходной поверхности не предусматривается); K Fe =1 (приложение нагрузки одностороннее). Изгибная прочность зубьев шестерни и колеса в общем случае разная, поэтому для дальнейшего расчета необходимо установить «слабый» элемент, для чего и для шестерни и для колеса рассчитываем отноше[] F ние YF , а «слабым» элементом будет то зубчатое колесо пары, для которого данное отношение меньше. Допускаемое изгибное напряжение для шестерни: =4 10 (для всех сталей) m = 6 (для зубчатых колес с твердостью поверхности зубьев НВ=<350) N F0 6 m P 60 t i n i i N FE = P1 n const = Error!= 101 10 6 . 1 Лист Изм. Лист № докум. Подп. Дата КFL =Error!=Error!= 0,58 <1,принимаем КFL =1. SF =2,2 (вероятность неразрушения свыше 0,99) [3, табл. 24] SF =1 (способ получения заготовки поковка) SF =2,2·1= 2,2 0F lim b =1,8HB=1,8·250= 450 МПа F lim 0F lim b K Fg K Fd K Fe K FL [3, табл. 24] = 450 · 1 · 1 · 1 · 1 = 450 МПа. F =450;2 1 · 1 · 1 = 205 МПа. 1 2 Допускаемое изгибное напряжение для колеса: Предел контактной выносливости при эквивалентном числе циклов нагружения N F0 =4 10 (для всех сталей) 6 Error!= Error!= 45 10 ; m = 6 (для зубчатых колес с твердостью поверхности зубьев НВ=<350) 6 КFL =Error!=Error!= 0,67 <1,принимаем КFL =1. SF =2,2 (вероятность неразрушения свыше 0,99) [3, табл. 24] SF =1 (способ получения заготовки поковка) SF =2,2·1= 2,2 0F lim b =1,8HB=1,8·240= 432 МПа [3, табл. 24] F lim 0F lim b K Fg K Fd K Fe K FL = 432 · 1 · 1 · 1 · 1 = 432 МПа Допускаемое изгибное напряжение F =432;2 1 · 1 · 1 = 196 МПа. 2 2 Определяем более «слабый» элемент YF - безразмерный коэффициент, величина которого зависит от формы зуба (ширины основания, фактической высоты головки, ножки зуба, фактического угла зацепления, формы галтели). Значение коэффициента принимается по ГОСТ 21354-75. YF 1 =3,94 (z1Е = Error!= Error!= Error!=39) [3, табл. 4] 2 =3,62 (z2Е = Error!= Error!= Error!=86) Error! = Error!= 52; Error! = Error!= 54. [3, табл. 4] YF Лист Изм. Лист № докум. Подп. Дата Более «слабым» элементом является шестерня 1, по которой и ведется дальнейший расчет. Расчетное изгибное напряжение при номинальной нагрузке определяем по формуле F = YF Y Error!=Error!Error!Error!, где K F - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки меж- ду зубьями; K F - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца; K Fv - коэффициент динамичности нагрузки. Принимается: YF = YF 1 =3,94 (см. выше); Y =Error!= Error!=0,88; при Error!= Error!=0,39, K F =1,1 [3, табл. 20] K F =Error!, где n – степень точности по нормам контакта по ГОСТ 1643-72, n=9; - торцевой коэффициент перекрытия, =1,685 (см. выше); K F = 4+(1,685-1)(9-5); 4·1 =1,00 685 q 0 73 [3, табл. 21] F 0,006 (зубчатые колеса косозубые или шевронные) v Fq 0 v a U 0,006·73·2,07 [3, табл. 22] Н 125;2 ; 24 = 7 мм ; принимаем v =7 (т.к. v не превышает величину vmax ); [3, табл. 23] Ft Н K F K F K K b = Error! F F = Error!=77,1 мм ; 1 v 7;77 K Fv tp = 1+ = 1,09. t p 1 Остальные данные см. проектировочный расчет. F = Error!= 145 МПа. 145<205 – изгибная выносливость обеспечена. Лист Изм. Лист № докум. Подп. Дата 2.3 Проверка на контактную прочность при действии максимальных перегрузок Расчетное условие: H max H max Максимальное контактное напряжение H max H K пер где , H = 459 МПа (см. выше); K пер - коэффициент перегрузки, Р Tmax дв .кат K пер Tном дв Р дв .потр = = Error!= 2,62 H max = 459 · ;2 62 = 743 МПа. Допускаемое контактное напряжение H max =2,8бт=2,8·550= 1540 МПа 743 < 1540 – контактная прочность при действии максимальных перегрузок обеспечена. 2.4 Проверка на изгибную прочность при действии максимальных перегрузок Расчетное условие: F max F max Максимальное изгибное напряжение F max F K пер где , F = 145 МПа (см. выше); K пер = 2,62 (см. выше) F max = 145 · 2,62 = 380 МПа. Допускаемое изгибное напряжение F max =2,75HB=2,75·250= 688 МПа, 380 < 688 – изгибная прочность при действии максимальных перегрузок обеспечена. Лист Изм. Лист № докум. Подп. Дата 5.2 Расчет червячной передачи(3-4) 2 Проверочный расчет 2.1 Проверка на контактную выносливость передачи Основная цель – определение контактных напряжений при окончательно принятых параметрах передачи. Эти напряжения не должны превышать напряжений допускаемых. H = Error! HL где zн - коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей; z м - коэффициент, учитывающий механические свойства мате- риалов сопряженных поверхностей. Уточняем исходные данные Фактическая скорость скольжения s =1,93 м/с (см. пункт 1.7) Коэффициент полезного действия передачи =(0,95…0,97) ч.з =0,96Error!=0,96Error!=0,6, - угол трения, зависящий от материала зубьев колеса и червяка и состояния поверхности зубьев червяка, =2,1°. где Мощность на колесе Т3 = Error!= Error!= 175,53 Н·м; n4 = Error!= Error!= 4,99 об/мин; Р4 = Error!= 2,53 кВт Назначаем коэффициенты К H =1,18 (см. выше); z м =8600 (сталь-бронза); zн =Error!=Error!=1,76, где - профильный угол витков червяка в осевом сечении (угол зацепления), =20° Определяем контактные напряжения H = Error!= 197 МПа 197 217,6, контактная выносливость обеспечена. Лист Изм. Лист № докум. Подп. Дата 2.2 Проверка на изгибную выносливость зубьев колеса Основная цель – определение расчетных изгибных напряжений в зубьях колеса. Эти напряжения не должны превышать напряжений допускаемых. F = YF Error! FL , где YF - коэффициент формы зуба червячного колеса. Назначаем коэффициенты К F =1,18 (см. выше); zF4 = Error!= Error! = 46; YF =1,47 Определяем изгибные напряжения F =1,47·Error! = 26 МПа 26 59,5, изгибная выносливость обеспечена. 2.3 Проверка на статическую изгибную прочность зубьев колеса при максимально возможной перегрузке Основная цель – определение расчетных изгибных напряжений в зубьях колеса при действии на передачу наибольших кратковременных (статических) перегрузок. Эти напряжения не должны превышать напряжений допускаемых. F max F K пер F max , где F = 26 МПа (см. выше); K пер - коэффициент перегрузки; Максимальное изгибное напряжение Р Tmax дв .кат K пер Tном дв Р дв .потр = = Error!= 2,62 F max = 26 · 2,62 = 68 МПа. Допускаемое изгибное напряжение F max =0,6 в =0,6·220=132 МПа. 68 < 132 – изгибная прочность при действии максимальных перегрузок обеспечена. Лист Изм. Лист № докум. Подп. Дата 2.4 Проверка на теплостойкость передачи Основная цель – определение расчетной температуры нагрева в процессе эксплуатации передачи. Эта температура не должна превышать температуры, допустимой для выбранного сорта масла. tр =t0 +Error! t max , где t0 - температура окружающего воздуха, t0 =20°С; St - поверхность теплоотдачи, понимается как внешняя часть корпуса, которая омывается или обрызгивается изнутри маслом; Kt - коэффициент теплопередачи; Error! - отношение, которое представляет собой поправку на переменность режима нагружения. При постоянной частоте вращения Error!= Error!= Error! = 0,6; Kt =15 (охлаждение естественное, хорошая циркуляция окружающего воздуха, чистая поверхность корпуса, отсутствие внутренних перегородок, ребер); Поверхность теплопередачи St определяем приближенно как сумму площадей шести граней прямоугольного параллелепипеда (см. рис. 2). Рисунок 2 – К определению площади поверхности корпуса редуктора для теплового расчета Лист Изм. Лист № докум. Подп. Дата а ≈ b3 +100 = 200+100 = 300 мм; b ≈ d 4 +d3+2m+50 = 470+160+2·10+50= 700 мм; c ≈ b4 +80 = 125+80 = 205 мм; St = 2(ab+ac+bc)=2(0,3·0,7+0,3·0,205+0,7·0,205)=0,83 м2. tр = t0 +Error!= 20+ Error! = 101°C. Принимаем авиационное масло, при этом tр < t max =120°C. 5.3 Проверочный расчет валов Основные критерии работоспособности валов - прочность и жесткость. Прочность валов определяют размером и характером напряжений, возникающих под влиянием сил, действующих со стороны установленных на них деталей машин. В общем случае в валах возникает напряжение изгиба (от поперечных сил), нормальные напряжения растяжения-сжатия (от осевых сил) и касательные напряжения кручения (от вращающего момента), т.е. вал находится в условиях сложного напряженно состояния. Нормальные напряжения, а иногда и касательные, изменяются циклически, поэтому основной причиной разрушения валов является усталость материалов. Для валов различают усталостную прочность при номинальных нагрузках (выносливость) и статическую прочность при пиковых нагрузках. Из-за опасности усталостного разрушения валы рассчитывают на усталостную прочность. Валы, работающие с перегрузками, рассчитывают не только на сопротивление усталости, но и на статическую прочность. Для расчета валов составляем расчетную схему (см. рис. ). При этом принимаем, что детали передают валу силы и моменты посередине своей ширины. Собственную массу вала и массу установленных на нем деталей, а также силы трения, возникающие в опорах, не учитываем. входной вал 1 Назначаем материал вала К материалам машинных валов предъявляются требования достаточной прочности, жесткости, ударной вязкости при минимальной чувствительности к концентрации напряжения. Этим требованиям отвечают малоуглеродистые стали марок Ст. 5, Ст. 6 (ГОСТ 380-88), среднеуглеродистые стали - Лист Изм. Лист № докум. Подп. Дата Сталь 35, Сталь 45 (ГОСТ 1050-88), легированные стали - 40Х, 40ХН, 20Х, 12ХНЗА, 18ХГТ, 30ХГТ (ГОСТ 4543-88). Для изготовления вала назначаем материал Сталь 45 ГОСТ 1050-88: - предел прочности по нормальным напряжениям Error!=600 МПа; - предел текучести по нормальным напряжениям Error!=340 МПа; - предел текучести по касательным напряжениям Error!=220 МПа; - предел выносливости по нормальным напряжениям при симметричном цикле для образца Error!=250 МПа; - предел выносливости по касательным напряжениям при симметричном цикле для образца Error!=150 МПа. 2 Определяем силы, действующие на вал К этим силам относятся силы, возникающие в деталях передач и от веса этих деталей, внешние силы на валу от действия шкивов, звездочек, муфт 2.1 Рассчитываем силы в зацеплении цилиндрической косозубой передачи - окружная сила Ft21= Error!= Error!= 2095,92 Н; - радиальная сила Fr21= Error!= Error!= 794,64 Н; - осевая сила Fa21= Ft21tg = 2095,92·0,2917= 611,3 Н; где - угол зацепления в нормальном сечении, =20°; - угол наклона зуба, =16,26°. 2.4 Рассчитываем силу, действующую со стороны шкива Со стороны шкива на вал действует изгибающая сила от натяжения ременной передачи Qшк2 = 2717 Н (см. расчет ременной передачи) 3 Расчет опорных реакций и изгибающих моментов Расчетная схема вала приведена на рисунке. 3.1 Вертикальная плоскость составляем ур-е равновесия относительно опоры 1: Error!=-Fr21·40-Fa21·38,5415+R2z·70=0 откуда R2z=(+Fr21·40+Fa21·38,5415)/70; R2z=(+794,64·40+611,3·38,5415)/70=790,66 Н; составляем ур-е равновесия относительно опоры 2: Error!=+Fr21·30-Fa21·38,5415-R1z·70=0 Лист Изм. Лист № докум. Подп. Дата Рисунок - Расчетная схема Лист Изм. Лист № докум. Подп. Дата Лист Изм. Лист № докум. Подп. Дата откуда R1z=(+Fr21·30-Fa21·38,5415)/70; R1z=(+794,64·30-611,3·38,5415)/70=3,98 Н; проверка: Z=+Fr21-R1z-R2z=+794,64-3,98-790,66=0, следовательно расчет выполнен правильно. рассчитываем изгибающие моменты в сечениях: Ми2 =0 Н·м; Ми1 =0 Н·м; Ми2 =-R1z·0,04=-3,98·0,04=-0,16 Н·м; Ми2 '=-Fa21·0,0385415-R1z·0,04=-611,3·0,0385415-3,98·0,04=-23,72 Н·м; Ми2 =+Fr21·0,03-Fa21·0,0385415-R1z·0,07= =+794,64·0,03-611,3·0,0385415-3,98·0,07=0 Н·м; 3.2 Горизонтальная плоскость составляем ур-е равновесия относительно опоры 1: Error!=+Ft21·40+R2y·70-Qшк2·82=0 откуда R2y=(-Ft21·40+Qшк2·82)/70; R2y=(-2095,92·40+2717·82)/70=1985,1 Н; составляем ур-е равновесия относительно опоры 2: Error!=-Ft21·30+R1y·70-Qшк2·152=0 откуда R1y=(+Ft21·30+Qшк2·152)/70; R1y=(+2095,92·30+2717·152)/70=6798,02 Н; проверка: Y=-Ft21+R1y-R2y-Qшк2=-2095,92+6798,02-1985,12717=0, следовательно расчет выполнен правильно. рассчитываем изгибающие моменты в сечениях: Ми2 =0 Н·м; Ми1 =-Qшк2·0,082=-2717·0,082=-222,79 Н·м; Ми2 =+R1y·0,04-Qшк2·0,122=+6798,02·0,04-2717·0,122=-59,55 Н·м; Ми2 =-Ft21·0,03+R1y·0,07-Qшк2·0,152=-2095,92·0,03+6798,02·0,072717·0,152=0 Н·м; 4 Определяем опасные сечения …………. Лист Изм. Лист № докум. Подп. Дата Расчет подшипников на долговечность 5.4 Расчетное условие: Error! где L0h - долговечность, которую может выработать подшипник; Lhтреб - долговечность, заданная в техническом задании. Расчет подшипников входного вала Тип подшипников, на которых установлен вал: опора 1: 7307 - роликоподшипники радиально-упорные конические однорядные ГОСТ 333-79 C=48100 Н; C0=35300 Н; опора 2: 7307 - роликоподшипники радиально-упорные конические однорядные ГОСТ 333-79 C=48100 Н; C0=35300 Н; Рассчитываем нагрузки, действующие в опорах FR1 = ; F2;R1z + F2;R1y = Error! = 6798,02 Н; FR2 = ; F2;R2z + F2;R2y = Error! = 2136,77 Н; Опора 1 является более нагруженной, по ней и ведем дальнейший расчет. Рассчитываем долговечность подшипника в млн.об. Pэ=FR1·V·Kт·Kб = 6798,02·1·1,5·1=10197,03 Н; где FR1 - суммарная нагрузка на подшипник; V =1, так как вращается внутреннее кольцо подшипника; Kт - коэффициент, учитывающий рабочую температуру нагрева подшипника, Kт =1 (до 100°С); Kб - коэффициент безопасности, Kб =1,5. Error! = Error!=114,41 млн.об где C - динамическая грузоподъемность подшипника; ………….. 5.5 Расчет соединений, передающих крутящий момент Выполним расчет основных соединений, передающих крутящий момент между валом и посаженной на нем деталью Лист Изм. Лист № докум. Подп. Дата Соединения на входном валу - расчет шпоночного соединения (I - шк2) Исходные данные: T=81,52 Н·м; d=30 мм; Lст=50 мм. Назначаем материал шпонки: Сталь 6, Error!=330 МПа. По ГОСТ 23360-78 устанавливаем размеры призматической шпонки: b h=87; L=45 мм. Рассчитываем смятие на рабочей грани шпонки Error! = Error! =52,46 МПа, где K=0,4h=0,4·7=2,8 мм; Lр=L-b=45-8=37 мм; Рассчитываем допускаемое напряжение смятия Error! = Error! = 165 МПа, где [S] - принятый коэффициент запаса прочности, [S]=2; Error! - предел текучести для материала шпонки, Error!=330 МПа. Error! < Error! = 165 МПа, следовательно, шпоночное соединение работоспособно. Соединения на промежуточном валу - расчет шпоночного соединения (II - z2) Исходные данные: T=177,2 Н·м; d=35 мм; Lст=50 мм. Назначаем материал шпонки: Сталь 6, Error!=330 МПа. По ГОСТ 23360-78 устанавливаем размеры призматической шпонки: b h=108; L=45 мм. Рассчитываем смятие на рабочей грани шпонки Error! = Error! =90,41 МПа, Error! < Error! = 165 МПа, следовательно, шпоночное соединение работоспособно. Соединения на выходном валу - расчет шпоночного соединения (III - z4) Исходные данные: T=5692,55 Н·м; d=140 мм; Lст=460 мм. Назначаем материал шпонки: Сталь 6, Error!=330 МПа. По ГОСТ 23360-78 устанавливаем размеры призматической шпонки: b h=3620; L=400 мм. Рассчитываем смятие на рабочей грани шпонки Error! = Error! =27,93 МПа, Лист Изм. Лист № докум. Подп. Дата Error! < Error! = 165 МПа, следовательно, шпоночное соединение работоспособно. - расчет шпоночного соединения (III - м) Исходные данные: T=5636,37 Н·м; d=120 мм; Lст=140 мм. Назначаем материал шпонки: Сталь 6, Error!=330 МПа. По ГОСТ 23360-78 устанавливаем размеры призматической шпонки: b h=3218; L=125 мм. Рассчитываем смятие на рабочей грани шпонки Error! = Error! =140,29 МПа, Error! < Error! = 165 МПа, следовательно, шпоночное соединение работоспособно. Лист Изм. Лист № докум. Подп. Дата 6 ТЕХНИЧЕСКИЕ УСЛОВИЯ НА ЭКСПЛУАТАЦИЮ Для уменьшения потерь мощности на трение и снижения интенсивности изнашивания трущихся поверхностей, а также для предохранения их от заедания, задиров, коррозии и для лучшего отвода теплоты трущиеся поверхности деталей должны иметь надежное смазывание Смазывание передач Для смазывания передач применяем картерную систему. В корпус заливают масло так, чтобы венцы колес были в него погружены. Колеса при вращении увлекают масло, разбрызгивая его внутри корпуса. Масло попадает на внутренние стенки корпуса, откуда стекает в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которая покрывает поверхность расположенных внутри корпуса деталей. ………………………... Смазка подшипников качения Смазка подшипников качения осуществляется тем же маслом что и деталей передач за счет разбрызгивания смазки этими деталями. На плоскости разъема корпуса выполнены специальные каналы, собирающие смазку, стекающую со стенок и направляющие ее в гнезда подшипников. Для свободного проникновения масла полость подшипника открыта внутрь корпуса. Лист Изм. Лист № докум. Подп. Дата Заключение В процессе выполнения работы представлен полный порядок разработки конструкции привода общего назначения и связанной с ним документации. На основе кинематической схемы привода разработаны элементы передач, несущих и опорных элементов и вспомогательных деталей. Разработка конструктивных особенностей привода выполнена с проведением проектировочных и проверочных расчетов деталей и узлов привода, передач (зубчатых зацеплений, муфты, подшипников и т.д.). Описаны технико-экономические и эксплуатационные параметры привода, что позволит наиболее рационально обеспечить его работу при заданных внешних условиях. Работа показала, что создание эффективно работающего привода возможно только с учетом последовательных проектировочных и проверочных расчетов, минимизацией затрат на изготовление, сборку и эксплуатацию привода. Лист Изм. Лист № докум. Подп. Дата Перечень ссылок 1 Расчеты деталей машин: Справ. пособие/А.В. Кузьмин, И.М. Чернин, Б.С. Козинцов. – 3-е изд., перераб. и доп. – Мн.: Выш. шк.., 1986. – 400 с.: ил. 2 Методические указании к курсовому и дипломному проектированию для студентов всех специальностей. Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода / Сост. С.Г. Карнаух. – Краматорск: ДГМА, 2002. – 64 с. 3 Методические указания к курсовому и дипломному проектированию для студентов механических специальностей. Расчеты зубчатых передач в закрытом исполнении / Попов В.Л. – Краматорск: КИИ, 1981. – 113 с. 4 Методические указания к курсовому и дипломному проектированию по дисциплине «Расчет червячных цилиндрических передач с применением ЭВМ» (для всех студентов механических специальностей) / Сост. А.В. Чумаченко, А.И. Гребенюк. – Краматорск: КИИ, 1989. – 40 с. 5 Методические указания к курсовому и дипломному проектированию для студентов всех специальностей. Расчет передачи роликовой цепью / Сост. А.В. Чумаченко, С.С. Сервирог – Краматорск, ДГМА, 2000 – 18 с. 6 Методические указания к курсовому и дипломному проектированию для студентов механических специальностей. Расчеты ременных передач / Попов В.Л. – Краматорск: КИИ, 1981. – 39 с. 7 Методические указания к курсовому и дипломному проектированию для студентов механических специальностей. Расчет ременных передач на ЭВМ / Шишлоков П.В., Новицкая Л.Н. – Краматорск: ДГМА, 1997. – 19 с. 8 Методические указания к расчету валов и осей (для студентов всех специальностей вуза) / Сост. В.Л. Попов, А.В. Чумаченко. – Краматорск: КИИ, 1992. – 47 с. 9 Методические указания к выполнению курсового проекта по дисциплине «Детали машин». Расчет и конструирование сцепных кулачковых муфт (для студентов механических специальностей вуза) / Сост. В.Л. Попов, Л.П. Филимошкина. – Краматорск: КИИ, 1987. – 16 с. 10 Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование: Учеб. пособие для машиностроит. спец. техникумов. – 2-е изд., перераб. и доп. – Высш. шк., 1990.-399 с., ил. Лист Изм. Лист № докум. Подп. Дата