Курсовая работа: Проектирование деталей машин

половины углов делительных конусов

внешние конусное расстояние и длина зуба

Принимаем

внешний делительный диаметр шестерни

средний делительный диаметр шестерни и колеса

внешние диаметры шестерни и колеса

внешняя высота зуба

внешняя высота головки зуба

внешняя высота ножки зуба

средний окружной модуль

коэффициент ширины шестерни по среднему диаметру

Определяем среднюю окружную скорость колес .

Для конических передач обычно назначают 7-ю степень точности.

Для проверки контактных напряжений определяем коэффициент нагрузки:

По табл. 3.5 [1] при , консольном расположении колес и твердости НВ>350 коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине зуба,.

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между прямыми зубьями, (см. табл. 3,4 [1]).

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении, для прямозубых колес при   (см. таб. 3.6 [1]).

Таким образом,

Проверяем контактное напряжение по формуле 3.27 [1]:

Недогрузка %<5%

Силы в зацеплении:

окружная ;

радиальная для шестерни, равная осевой для колеса,

;

осевая для шестерни, равная радиальной для колеса,

Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба см. форм. 3.31 [1]:

Коэффициент нагрузки

По табл. 3.7 [1] при , консольном расположение колес, валах на роликовых подшипниках и твердости НВ>350, значения .

По табл. 3.8 при твердости НВ>350, скорости и 7-й степени точности  (значение взято для 8-й степени точности в соответствии с указанием на с. 53).Итак .

YF – коэффициент формы зуба выбираем в зависимости от эквивалентных чисел зубьев:

для шестерни

для колеса

При этом YF1 =4,22 и YF2 =3,60 см. с. 42 [1].

Допускаемое напряжение при проверке зубьев на выносливость по напряжениям изгиба

По табл. 3.9 [1] для стали 40Х ТВЧ при твердости НRC48 и HRC45 , для шестерни и равной колесу. Коэффициент запаса прочности [sF ]=1.8.

Допускаемые напряжения при расчете зубьев на выносливость:

для шестерни и равной колесу

Для шестерни отношение ;

для колеса .

Дальнейший расчет ведем для зубьев шестерни, так как полученное отношение для него меньше.

Проверяем зуб шестерни:

5. Конструктивные размеры корпуса и крышек

5.1 Толщина стенки редуктора (т. 11.1 с. 44 [1])

d = 0,025 аw + 3 = 0,025 ∙ 110 + 3 = 5,75 мм → 8 мм

5.2 Толщина верхнего и нижнего фланцев корпуса (т. 11.1 с. 44 [1])

b = 1,5 d = 1,5 ∙ 8 = 12 мм

5.3 Толщина нижнего пояса корпуса (т. 11.1 с. 44 [1])

b2 = 1,5 d = 1,5 ∙ 8 = 12 мм

5.4 Толщина ребер корпуса (т. 11.1 с. 44 [1])

m = d = 8 мм

5.5 Диаметр фундаментных болтов (т. 11.1 с. 44 [1])

dф = 0,03 аw + 12 = 0,03 ∙ 110+ 12 = 16 мм

число болтов – 4

5.6 Диаметры болтов крепления крышки (т. 11.1 с. 44 [1])

dk = 0,7 dф = 0,7 ∙ 16 = 12 мм

5.7 Ширина нижнего пояса основания корпуса (т. 11.1 с. 44 [1])

Кф = 2,5 dф = 2,5 ∙ 16 = 40 мм

5.8 Диаметр штифта (т. 11.1 с. 44 [1])

dш = dк = 8 мм

5.9 Длина штифта (т. 11.1 с. 44 [1])

lш = 2b + 5 = 2 ∙ 12 + 5 = 29 мм по стандарту lш = 30 мм

5.10 Размеры проушины для подъема редуктора (т. 11.1 с. 44 [1])

толщина    S = 2,5 d = 2,5 ∙ 8 = 20 мм

диаметр отверстия d = 2 d = 2 ∙ 8 = 16 мм

5.11 Конструктивные размеры крышки подшипника ведущего вала

По значению D = 62 мм – диаметр отверстия в корпусе под подшипник – выбираем следующие данные (с. 128 [9]):

– толщина стенки                       d = 6 мм

– диаметр болтов                       d = 8 мм

– число болтов                           z = 6

Толщина стенки в месте завинчивания (с. 128 [9])

d1 = 1,2 d = 1,2 ∙ 6 = 7 мм

Толщина крышки в месте контакта с подшипником (с. 128 [9])

d2 = 0,9 d = 0,9 ∙ 6 = 5,5 мм

Диаметр крышки (с. 128 [9])

Dф = D + 4 d = 62 + 4 ∙ 8 = 94 мм

Расстояние от края корпуса до оси завинчивания крышки (с. 129 [9])

с = d = 8 мм

5.12 Конструктивные размеры крышки подшипника промежуточного вала

По значению D = 72 мм – диаметр отверстия в корпусе под подшипник – выбираем следующие данные (с. 128 [9]):

– толщина стенки                       d = 5 мм

– диаметр болтов                       d = 8 мм

– число болтов                           z = 6

Толщина стенки в месте завинчивания (с. 128 [9])

d1 = 1,2 d = 1,2 ∙ 5= 6 мм

Толщина крышки в месте контакта с подшипником (с. 128 [9])

d2 = 0,9 d = 0,9 ∙ 5 = 4,5 мм

Диаметр крышки (с. 128 [9])

Dф = D + 4 d = 72+ 4 ∙ 8 = 104 мм

Расстояние от края корпуса до оси завинчивания крышки (с. 129 [9])

с = d = 8 мм

5.13 Конструктивные размеры крышки подшипника ведомого вала

По значению D = 100 мм – диаметр отверстия в корпусе под подшипник – выбираем следующие данные (с. 128 [9]):

– толщина стенки                       d = 7 мм

– диаметр болтов                       d = 8 мм

– число болтов                           z = 6

Толщина стенки в месте завинчивания (с. 128 [9])

d1 = 1,2 d = 1,2 ∙ 7 = 8,5 мм

Толщина крышки в месте контакта с подшипником (с. 128 [9])

d2 = 0,9 d = 0,9 ∙ 7 = 6,5 мм

Диаметр крышки (с. 128 [9])

Dф = D + 4 d = 100 + 4 ∙ 8 = 132 мм

Расстояние от края корпуса до оси завинчивания крышки (с. 129 [9])

с = d = 10 мм

5.14 Конструктивные размеры стакана ведущего вала

По значению D = 62 мм – диаметр отверстия в корпусе под подшипник – выбираем следующие данные (с. 126 [9]):

– толщина стенки                       d = 8 мм

– диаметр болтов                       d = 8 мм

– число болтов                           z = 6

Толщина стенки в месте завинчивания (с. 126 [9])

d1 = 1,2 d = 1,2 ∙ 8= 9,5 мм

Расстояние от края крышки до оси завинчивания (с. 126 [9])

h = 1,1 d = 1,1 ∙ 8 = 9 мм

Диаметр крышки (с. 126 [9])

Dф = D + 4 d = 78 + 4 ∙ 10= 118 мм

Расстояние от края корпуса до оси завинчивания крышки (с. 126 [9])

с = d = 8 мм

Наружный диаметр стакана (с. 126 [9])

Dа = D + 2 d = 62 + 2 ∙ 8 = 78 мм

6. Проверка долговечности подшипников

Ведущий вал. Из предыдущих расчетов имеем

Рассчитаем опорные реакции в горизонтальной плоскости:

;

;

;

Проверка:

=-2813,9+1231+2384,8–801,9 = 0

Cтроим эпюры изгибающих моментов.

для участка:

; ; ;

для участка:

; ;

Рассмотрим вертикальную плоскости.

Проверка:

Cтроим эпюры изгибающих моментов.

для участка:

; ; ;

для участка:

; ; ;

Суммарные реакции

Намечаем роликоподшипники конические однорядные 7206 (см. приложение, табл. П3 [1]):d=30 мм; D=62 мм; B=16 мм; T=17,25 мм; C=31,5кН; C0=22,0Кн.

Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников по формуле 9.9 [1].

Здесь для подшипников 7206 параметр осевого нагружения . Осевые нагрузки подшипников (см. табл. 9.21 [1]). В нашем случае SA > SB; Fa > 0; тогда Ра2 = SB = 867,4 Н; Ра1 = SA + Fa = = 867,4 + 120 = 987,4 Н.

Рассмотрим левый подшипник.

Отношение , поэтому следует учитывать осевую нагрузку.

Эквивалентная нагрузка по формуле (9.3 [1])

Рэ1 = (XVPrА + YPa1) K6KT;

для заданных условий V= К6 = Кт = 1; для конических подшипников при > е коэффициент X = 0,4 и коэффициентY= 1,565 (см. табл. 9.18 и П7 приложения [1]).

Эквивалентная нагрузка Рэ1 = (0,4 ∙ 2401,3+1,565 ∙ 987,4) = 2505,8 Н = 2,505 кН.

Расчетная долговечность, млн. об [формула (9.3) [1]]

Расчетная долговечность, ч

где п – 1350 об/мин – частота вращения ведущего вала. Рассмотрим правый подшипник.

Отношение , поэтому следует не учитывать осевую нагрузку.

Эквивалентная нагрузка по формуле (9.3 [1])

Рэ2 = XVPrВ K6KT;

для заданных условий V= К6 = Кт = 1; для конических подшипников при < е коэффициент X = 1 и коэффициентY= 0 (см. табл. 9.18 и П7 приложения [1]).

Эквивалентная нагрузка Рэ2 = 1∙2902,8∙1=2902,8 Н=2,902 кН.

Расчетная долговечность, млн. об [формула (9.3) [1]]

Расчетная долговечность, ч

Найденная долговечность приемлема.

Промежуточный вал. Из предыдущих расчетов имеем

Рассчитаем опорные реакции в горизонтальной плоскости

Проверка: -73,4+2690–1447–1169,6 = 0

Cтроим эпюры изгибающих моментов.

для участка:

; ; ;

для участка:

; ;

Рассмотрим вертикальную плоскость.

Проверка:

Cтроим эпюры изгибающих моментов.

для участка:

; ; ;

для участка:

; ; ;

для участка:

; ; ;

Суммарные реакции

Намечаем роликоподшипники конические однорядные 7207 (см. приложение, табл. П3 [1]):d=35 мм; D=72 мм; B=17 мм; T=18,25 мм; C=38,5кН; C0=26,0Кн.

Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников по формуле 9.9 [1].

Здесь для подшипников 7207 параметр осевого нагружения . Осевые нагрузки подшипников (см. табл. 9.21 [1]). В нашем случае SA > SB; Fa > 0; тогде Ра1 = SА = 501,5 Н; Ра2 = SA + Fa1+ Fa2 = 501,5 + 411,6+819 = 1732,1 Н.

Рассмотрим левый подшипник.

Отношение , поэтому следует учитывать осевую нагрузку.

Эквивалентная нагрузка по формуле (9.3 [1])

Рэ2 = (XVPrВ + YPa2) K6KT;

для заданных условий V= К6 = Кт = 1; для конических подшипников при > е коэффициент X = 0,4 и коэффициентY= 1,565 (см. табл. 9.18 и П7 приложения [1]).

Эквивалентная нагрузка Рэ2 = (0,4 ∙ 295,5 + 1,565 ∙ 1732,1) = 2828,9 Н = =2,828 кН.

Расчетная долговечность, млн. об [формула (9.3) [1]]

Расчетная долговечность, ч

где п2 – 380,3 об/мин – частота вращения ведущего вала. Рассмотрим правый подшипник.

Отношение , поэтому следует не учитывать осевую нагрузку.

Эквивалентная нагрузка по формуле (9.3 [1])

Рэ1 = XVPrВ K6KT;

для заданных условий V= К6 = Кт = 1; для конических подшипников при < е коэффициент X = 1 и коэффициентY= 0 (см. табл. 9.18 и П7 приложения [1]).

Эквивалентная нагрузка Рэ1 = 1 ∙ 295,5∙1 = 295,5 Н = 0,295 кН.

Расчетная долговечность, млн. об [формула (9.3) [1]]

Расчетная долговечность, ч

Найденная долговечность приемлема.

Ведомый вал. Из предыдущих расчетов имеем

Рассчитаем опорные реакции в горизонтальной плоскости:

Проверка: -765,1+2359–1593,9 = 0

Cтроим эпюры изгибающих моментов.

для участка:

; ; ;

для участка:

; ; ;

Рассмотрим вертикальную плоскости.

Проверка:

Cтроим эпюры изгибающих моментов.

для участка:

; ; ;

для участка:

; ; ;

Суммарные реакции

Намечаем шарикоподшипники радиально-упорные однорядные 36211 (см. приложение, табл. П3 [1]):d=55 мм; D=100 мм; B=21 мм; C=58,4кН; C0=34,2,0Кн.

Осевые составляющие радиальных реакций радиально-упорных подшипников по формуле 9.9 [1].

Здесь для подшипников 36211 параметр осевого нагружения . Осевые нагрузки подшипников (см. табл. 9.21 [1]). В нашем случае SA > SB; Fa > 0; тогда Ра1 = SА = 928,9 Н; Ра2 = SВ + Fa = 399,2 + 361 = 760,2 Н.

Рассмотрим правый подшипник.

Отношение , поэтому следует учитывать осевую нагрузку.

Эквивалентная нагрузка по формуле (9.3 [1])

Рэ2 = (XVPrА + YPa1) K6KT;

для заданных условий V= К6 = Кт = 1; для радиально-упорные подшипников при > е коэффициент X = 0,45 и коэффициентY= 1,04 (см. табл. 9.18 и П7 приложения [1]).

Эквивалентная нагрузка Рэ2 = (0,45 ∙ 1786,4 + 1,04 ∙ 928,9) = 1769,9 Н

Расчетная долговечность, млн. об [формула (9.3) [1]]

Расчетная долговечность, ч

где п3 – 90 об/мин – частота вращения ведущего вала. Рассмотрим правый подшипник.

Отношение , поэтому следует не учитывать осевую нагрузку.

Эквивалентная нагрузка по формуле (9.3 [1])

Рэ1 = XVPrВ K6KT;

для заданных условий V= К6 = Кт = 1; для радиально-упорные подшипников при < е коэффициент X = 1 и коэффициентY= 0 (см. табл. 9.18 и П7 приложения [1]).

Эквивалентная нагрузка Рэ1 = 1 ∙ 767,6∙1 = 767,6 Н = 0,767 кН.

Расчетная долговечность, млн. об [формула (9.3) [1]]

Расчетная долговечность, ч

Найденная долговечность приемлема.

7. Проверочный расчет шпонок

Материал шпонок – сталь 45. Проверим шпонки под зубчатыми колесами и шкивами на срез и смятие. по формуле [8.22]

Условия прочности:

Вал 1  .Шпонка под шкивом:

Вал 2  . Шпонка под колесом быстроходной ступени:

Вал 3 . Шпонка под колесом тихоходной ступени:

 Шпонка под шкивом:

Все шпонки удовлетворяют условию прочности на срез и смятие

8. Подбор и проверка соединительной муфты

По крутящему моменту для соединения выходного вала с рабочим валом винтового транспортера выбираем по значению d=28 мм муфту МУВП со следующими характеристиками:

·  передаваемый момент Т=16 Нм;

·  частота вращения не более n=5700 об/мин;

·  длина полумуфты L=88 мм;

Расчётный момент

Тр =крТ=1,5*16=24 Н м,

где кр – коэффициент режима работы привода.

Проверяем муфту по условию прочности оболочки

 МПа,

где  – допускаемое напряжение на сдвиг МПа;

D0 – диаметр окружности, мм;

< МПа

Окончательно принимаем муфту МУВП

9. Посадки зубчатых колес, шкивов, и подшипников на валы

Посадки назначаются с учетом вида соединения и режима работы деталей.

-Посадка зубчатых колес на валы назначена ,

-Посадка шкива ременной передачи на вал

-Шейки валов под подшипники выполняются с отклонением вала n6, а отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца подшипников по H7

10. Смазка передач и подшипников редуктора

Для уменьшения потерь мощности на трение и снижение интенсивности износа трущихся поверхностей, а также для предохранения их от заедания и лучшего отвода теплоты трущиеся поверхности деталей должны иметь надежную смазку.

В настоящее время в машиностроении для смазывания передач широко применяют картерную смазку. Масло заливают так, чтобы венцы колес были в него погружены.

Объем масла заливаемого в масляную ванну

V = 0,8N =0,8∙2=1,6дм3

где N – мощность, передаваемая редуктором.

Рекомендуемая кинематическая вязкость масла (т. 10.8 с. 253 [1])

V = 0,8 м/с; sН = 804 МПа –> 60 ∙ 10-6 м2/с

Марка масла (т. 10.10. с. 253 [1])

И – 70А

Предельно допустимые уровни погружения колес в масляную ванну (с. 148 [9])

hм = m…0,25 d2

hм = 3…0,25 ∙ 180 = 3… 45 мм

Камеры подшипников заполняются пластичным смазочным материалом УТ-1 (см. табл. 9.14 [1]), периодически пополняем его шприцем через пресс-масленки.

11. Сборка редуктора

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают масляной краской.

Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора начиная с узлов валов.

На ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца и шарикоподшипники предварительно нагретые в масле до 80…100 0C.

На ведомый и промежуточный валы закладывают шпонки и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала, затем надевают распорную втулку, мазеудерживающие кольца и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле. Собранные валы закладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, предварительно покрыв поверхность стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов затягивают болты, крепящие крышку к корпусу. После этого на ведомый вал надевают распорные кольца, в подшипниковые камеры крышки закладывают солидол, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки.

Затем проверяется проворачивание валов, отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами. Потом ввертывают пробку масло спускного отверстия с прокладкой и устанавливают маслоуказатель.

Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой из технического картона, закрепляют крышку болтами.

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

12. Установочные рамы и плиты, крепление к полу

При монтаже приводов следует соблюдать определенные требования точности положения одной сборочной единицы относительно другой, например, электродвигателя и редуктора.

Для обеспечения этого требования механизмы привода устанавливают на сварные рамы или литые плиты.

Рамы выполняют сварными из листовой стали и профильного проката (уголков, швеллеров).

При выполнении сварных рам из швеллеров учитывают, что для удобства постановки болтов, эти швеллеры надо установить полками наружу. На внутреннюю поверхность полки накладывают косые шайбы или наваривают косые накладки, которые выравнивают опорную поверхность под головки болтов.

Опорные поверхности – платики, на которые устанавливают редукторы и электродвигатели, создаются привариванием узких полосок стали высотой 5…6 мм.

Так, как рама при сварке коробится, то все базовые (опорные) поверхности, на которые устанавливают механизмы привода, обрабатывают после сварки.

Литые плиты дороже сварных рам, потому они меньше распространены.

Толщину стенок S плит рекомендуют определять в зависимости от габарита отливки

S=10 мм

где l=0,327 – длина плиты, (м)

в =0,033 – ширина плиты, (м)

h= 0,022 – высота плиты, (м)

Сборочные единицы крепят к плите болтами.

Конфигурация и размеры рамы зависят от типа и размеров редуктора и эл. дв.

Расстояние между ними зависит от подобранной соединительной муфты.

Крепление рамы к полу цеха ведут фундаментными болтами.

кинематический приводной станция подшипник

Список использованных источников

1. Чернавский С.А. и др. Курсовое проектирование деталей машин. - М.; «Машиностроение», 1987

2. Подскребко М.Д. и др. Задания и методические указания к курсовому проекту по деталям машин. – Мн.: ротапринт БАТУ, 1993

3. Иванов М.Н. Детали Машин. – М.: Высшая школа, 1991

4. Кузьмин А.В. и др. Курсовое проектирование деталей машин ч. 1. Мн.: Вышэйшая школа, 1982

5. Кузьмин А.В. и др. Курсовое проектирование деталей машин ч. 2. Мн.: Вышэйшая школа, 1982

6. Подскребко М.Д. и др. Методические указания к лабораторным работам по деталям машин. Мн.: ротапринт БИМСХ, 1991