Курсовая работа: Одноступенчатый горизонтальный цилиндрический редуктор с шевронным зубом и клиноременной передачей

     а) окружная:

            

     б) радиальная:

            

   Проверка зубьев на выносливость /1, формула 3.25/

            

   где Коэффициент нагрузки

   /1, таб. 3.7/ при ψbd=1,62,твердости HB<350 и симметричном расположении колес коэффициент  KFα=1,25.

   /1, таб. 3.8/ для шевронных колес при скорости до 3 м/с коэффициент KFυ=1,1.

                 

  Коэффициент, учитывающий форму зуба, YF зависит от эквивалентного числа зубьев zυ /1, формула 3.25/

   у шестерни 

   у колеса

 

  Коэффициенты YF1=3,7, YF2=3,6  /1, стр 42/

  Определим коэффициенты Yβ  и KFα  /1, формула 3.25/

      

  где средние значение коэффициента торцового перекрытия εα=1,5; степень точности n=8.

             

  Допускаемое напряжение при проверки на изгиб  /1, формула 3.24/

              

  /1, таб. 3.9/ для стали 40Х улучшенной придел выносливости при отнулевом цикле изгиба σoFlim b=1,8HB МПа,

  для шестерни

  для колеса

  Коэффициент безопасности [SF]=[SF]΄[SF]΄΄  /1, формула 3.24/

  /1, таб. 3.9/ [SF]΄=1,75 для стари 40Х улучшенной, коэффициент [SF]΄΄=1 для поковок и штамповок.

                               

  Допускаемые напряжения:

  для шестерни 

  для колеса  

  т.к. реверсивность привода [σF2] уменьшаем на 20%, [σF2]=201,6 МПа.

  Проверку на изгиб следует проводить для зубчатого колеса, для которого отношение [σF]/ YF меньше.

   для шестерни 

   для колеса

  Проверку на изгиб проводим для колеса  /1, формула 3.25/

            

                     σF2≤[σF2]-условие прочности выполнено.

4. ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ РЕДУКТОРА И ВЫБОР    ПОДШИПНИКОВ

4.1 Ведущий вал

  Вращающий момент: Т1=45,4 Н*м.

  Допускаемое напряжение на кручение примем [τк]=20 МПа.

       

  Окончательно принимаем dп1=25 мм.

4.2 Ведомый вал

  Вращающий момент: Т2=240 Н*м,

  Допускаемое напряжение на кручение примем [τк]=25 МПа.

                

  Окончательно принимаем dв2=35 мм.

          

        

  Окончательно принимаем dп1=40 мм.

4.3 Диаметр под зубчатым колесом

             

  где r=2,5

             

  Окончательно принимаем dк=50 мм.

  Принимаем радиальные роликоподшипники легко узкая серия.                                                                                  

Условное обозначение	d	D	B
	Размеры, мм
32205А 32308А	25 40	52 90	15 23

5. КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ  КОЛЕСА

5.1 Определим диаметр и длину ступицы

               

  Принимаем lст=60 мм.

5.2 Определим толщину обода

              

  Принимаем δо=5 мм.

5.3 Определим толщину диска

                     .

  Принимаем С=18 мм.

5.4 Определим диаметр центральной окружности

           

5.5 Определим диаметр отверстия

               

  5.6 Фаска

                       

6. КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ корпуса редуктора

  6.1  Толщина стенок корпуса и крышки

  

Принимаем δ1=4мм.

6.2  Толщина фланцев поясов корпуса и крышки

    верхнего пояса корпуса и пояса крышки

   

    нижнего пояса корпуса

   

Принимаем p=10мм.

6.3 Толчена ребра основания корпуса и крышки

     основания корпуса

      ребер крышки

 

6.4 Диаметр болтов 

      фундаментальных

      

  Принимаем болт М16

     соединяющих основание корпуса с крышкой 

      

   Принимаем болты М8

   6.5 Винты  у крышки подшипника

      

    Принимаем  винт М12

7.ПЕРВЫЙ ЭТАП КОМПОНОВКИ РЕДУКТОРА

Компоновку проводят в два этапа. Первый этап служит для приближенного определения положения зубчатых колес и клиноременной передачи относительно опор для последующего определения опорных реакций и подбора подшипников.

Очерчивая внутреннюю стенку корпуса принимаем :

зазор между торцом колеса и внутренней стенкой корпуса А1=8мм;

зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенкой корпуса А=8мм;

Измерением находим расстояние на ведущем валу  l2=50мм, ведомого l3=50мм. Принимаем окончательно l2= l3=50мм.

Глубина гнезда для подшипника 2505А В=15мм, для подшипника 32308А В=23мм. 

Толщина фланца крышки подшипника ∆=12мм.

Измерением устанавливаем расстояние l1=84мм, определяющее положение клиноременной передачи относительно ближайшей опоре ведущего вала. Принимаем окончательно l1=84мм.    

8.ПРОВЕРКА ДОЛГОВЕЧНОСТИ ПОДШИПНИКА

8.1 Определим реакции в подшипниках на ведущим валу

   Из предыдущих расчетов имеем Ft=2364,5Н, Fr=971,8Н; из первого этапа компоновки l1=84мм, l2=50мм.

    Нагрузка на валу от клиноременной передачи FВ=798,9Н.

    Составляющие этой нагрузки

      

1.   Горизонтальная плоскость

а) определим опорные реакции, Н

   

        Проверка:

        б) строем эпюру изгибающих моментов относительно оси Y

        

   2. Вертикальной плоскости

       а) определим опорные реакции, Н

        

       Проверка:

       б) строем эпюру изгибающих моментов относительно оси X

          

     3. Строем эпюру крутящих моментов

         

4.Суммарные реакции

     

 5. Подберем подшипники по более нагруженной опоре 1

Намечаем радиальные роликоподшипники 32205А легкой узкой серии/1, таб. П3/ d=25мм; D=52мм; В=15мм; C=28,6кН;C0=15,2кН.

  Эквивалентная нагрузка/1, формула 9.5 /

         

где V=1-т.к вращается внутреннее кольцо подшипника; Кб=1-коэффициент безопасности для приводов ленточных конвейеров                      /1, таб.9.19/; КТ- температурный коэффициент /1, таб.9.20/.

        

         Расчетная долговечность/1, формула 9.1/

                     

          Расчетная долговечность

     

8.2 Определим реакции в подшипниках на ведомом валу

   Ведомый вал несет такие же нагрузки, как и ведущий: Ft=2364,5Н, Fr=971,8Н; из первого этапа компоновки l3=50мм.

1.   Горизонтальная плоскость

а) определим опорные реакции, Н

    

        б) строем эпюру изгибающих моментов относительно оси Y

          

   2. Вертикальной плоскости

       а) определим опорные реакции, Н

         

       б) строем эпюру изгибающих моментов относительно оси X

          

   3. Строем эпюру крутящих моментов

          

4.Суммарные реакции

    
5. Подберем подшипники по более нагруженной опоре 3

    Намечаем радиальные роликоподшипники 32308A средней узкой серии

/1, таб. П3/ d=40мм; D=90мм; B=23мм; C=80,9кН; С0=44,5кН.

  Эквивалентная нагрузка/1, формула 9.5 /

         

где V=1-т.к вращается внутреннее кольцо подшипника; Кб=1-коэффициент безопасности для приводов ленточных конвейеров                      /1, таб.9.19/; КТ- температурный коэффициент /1, таб.9.20/.

         

         Расчетная долговечность/1, формула 9.1/

       

          Расчетная долговечность

      

   Для зубчатых редукторов ресурс работы подшипников может превышать 20 тыс.ч.  подшипник ведомого вала 32205А , а подшипник ведомого 32308A

9. ВТОРОЙ ЭТАП КОМПОНОВКИ РЕДУКТОРА

Второй этап компоновки имеет целью конструктивно оформить зубчатые колеса, валы, корпус, подшипниковые узлы и подготовить данные для  проверки прочности валов и некоторых других деталей.

10. ПРОВЕРКА ПРОЧНОСТИ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ

Шпонки призматические со скругленными торцами.

Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок по СТСЭВ 189-75            /4, таб.21/.

Материал шпонок – сталь 45 нормализованная.Допускаемые напряжения при стальной ступице   

10.1 Ведущий вал

   d=22 b×h=6×6 t1=3,5; длина шпонки l=40мм; момент на ведущем валу Т1=45,5Н·м

     Напряжения смятия и усилия прочности /1,формула 8.22/

    

10.2 Ведомый вал  

      d=50 b×h=16×10 t1=6; длина шпонки l=50мм; момент на ведущем валу Т1=240Н·м

       

       d=36 b×h=10×8 t1=5; длина шпонки l=70мм; момент на ведущем валу Т1=240Н·м

      

- условие выполнено.

11. УТОЧНЕННЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ

Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения – по отнулевому.

Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности s для опасных сечений и сравнении их с требуемыми значениями [S]. Прочность соблюдена при S ≥ [S], где [S]=2,5

11.1 Ведущий вал:

Материал вала сталь 40Х термическая обработка – улучшение.

Диаметр заготовки до 120мм среднее значение  

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба

        

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений

       

Сечение А-А. Концентрация напряжения обусловлена наличием шпоночной канавки /1, таб.8.5/:, ,/1, таб.8.8/;/1, стр.163 и 166/.

Изгибающий момент (положим x1=37мм.)

        

Момент сопротивления сечения нетто при d=22мм, b=6, t1=6.

        

Амплитуда нормальных напряжений изгиба

        

Момент сопротивления кручению сечения нетто

         

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

         

      Коэффициент запаса прочности

        

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А-А

       

     S ≥[S]-условие выполнено

Такой большой коэффициент запаса прочности объясняется тем , что диаметр вала был увеличен при конструкции  для соединения его со стандартным шкивом клиноременной передачи.

По той же причине проверять прочность в сечениях Б-Б и В-В нет необходимости.

 11.2 Ведомый вал:

Материал вала сталь 40Х термическая обработка – улучшение.

Диаметр заготовки до 120мм среднее значение  

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба

        

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений

       

Сечение А-А. Концентрация напряжения обусловлена наличием шпоночной канавки /1, таб.8.5/:, ,                     /1, таб.8.8/; /1, стр.163 и 166/.          

Изгибающий момент в горизонтальной плоскости /рис.2/

       

Изгибающий момент в вертикальной плоскости

       

      Суммарный изгиб моментов в сечении А-А

        

Момент сопротивления изгибу сечения нетто при d=50мм, b=16, t1=10

      

Момент сопротивления кручению сечения нетто

         

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

        

Амплитуда нормальных напряжений изгиба

        

Коэффициент запаса прочности

        

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А-А

       

Сечение Б-Б. Это сечение при передачи вращающего момента от ведомого вала через муфту. Концентрация напряжения обусловлена наличием шпоночной канавки /1, таб.8.5/:, ,                     /1, таб.8.8/; /1, стр.163 и 166/.          

Изгибающий момент

        

Момент сопротивления изгибу сечения нетто при d=36мм, b=10, t1=8

      

Момент сопротивления кручению сечения нетто

         

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

        

       Амплитуда нормальных напряжений изгиба

        

       Коэффициент запаса прочности

        

      Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А-А

       

Результаты поверки:

Сечение	А-А	Б-Б
Коэффициент запаса S	14,05	5,4

Во всех сечениях S>[S]

12. ПОДБОР МУФТЫ

  /1, таб. 11.5/  выбираем упругую втулочно-пальцевую муфту (МУВП):   d=35 мм; D=140 мм; тип I.

  (по ГОСТ 21424-75, с сокращением)

  Муфтами называют устройство, предназначенные для соединения соосно вращающихся валов и передачи между ними вращающих моментов сил.

  Типоразмер муфты выбирают по диаметру вала и по величине расчетного вращающего момента.

                       

  где к=2,5÷3-коэфициент, учитывающий условие эксплуатации; Тном=47,4 Н*м.

                       

  Окончательно выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую ГОСТ 2124-75

  Материал полумуфты чугун марки СЧ-20; пальцев- сталь марки

Заключение.

  В ходе работы рассчитали спроектировали и сконструировали одноступенчатый горизонтальный цилиндрический редуктор с шевронным зубом и клиноременную передачу.

  Выбрали электродвигатель типа 4А112М2У3 с синхронной частотой              3000 об/мин и номинальной частотой nдв=2900 об/мин. Провели кинематический расчет в ходе которого определили КПД редуктора ηдв=0,912, угловые скорости, момент и мощность на волах.

  Рассчитывая зубчатые колеса редуктора определили допускаемое контактное напряжение, межосевое расстояние аw=125 мм, провели проверку на изгиб и кручения.

  В предварительном расчете волов редуктора определили диаметр волов и подобрали подшипники dв1=22 мм, dп1=25 мм, dв2=35 мм, dп2=40 мм,        dк=50 мм. Подобрали подшипники на ведущем валу 32205А на ведомом валу 32308A

  Определили размеры шестерни и колеса: диаметр d1=37мм, d2=203мм; ширина b1=60мм, b2=65мм;

   Проверили подшипники на долговечность и определили, что подшипники будут работать на ведущем валу на ведомом валу 

 

Литература.

1.   Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов/С.А Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин и др – 2-е изд., перераб. и доп. – М.: Машиностроение, 1988. -416 с. 

2.   Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие/Шейнблит А.Е. Изд-у 2-е, перераб. и дополни. Калининград: Янтар. сказ, 2002.-454с.:ил., чурт. – Б.ц.

3.    Оформление конструкторской документации курсового проект: Методические указания к курсовому проектированию по технической и прикладной механике для студентов всех специальностей./Составитель Глазов А.Н.  Томск: изд-во ТПУ,2003.-38с.     

4.   Цахнович Л.И., ПетриченкоТ.П. Атлас конструкций редукторов. – учеб. Пособие для вузов. Киев: «Вища школа». Головное изд-во, 1979.-128с.