Автор: Пользователь скрыл имя, 09 Декабря 2011 в 02:28, курсовая работа
При выборе типа редуктора для привода рабочего органа (устройства) необходимо учитывать множество факторов, важнейшими из которых являются: значение и характер изменения нагрузки, требуемая долговечность, надежность, КПД, масса и габаритные размеры, требования к уровню шума, стоимость изделия, эксплуатационные расходы.
Из всех видов передач зубчатые передачи имеют наименьшие габариты, массу, стоимость и потери на трение. Коэффициент потерь одной зубчатой пары при тщательном выполнении и надлежащей смазке не превышает обычно 0,01. Зубчатые передачи в сравнении с другими механическими передачами обладают большой надежностью в работе, постоянством передаточного отношения из-за отсутствия проскальзывания, возможностью применения в широком диапазоне скоростей и передаточных отношений. Эти свойства обеспечили большое распространение зубчатых передач; они применяются для мощностей, начиная от ничтожно малых (в приборах) до измеряемых десятками тысяч киловатт.
Существуют различные типы механических передач: цилиндрические и конические, с прямыми зубьями и косозубые, гипоидные, червячные, глобоидные, одно- и многопоточные и т. д. Это рождает вопрос о выборе наиболее рационального варианта передачи. При выборе типа передачи руководствуются показателями, среди которых основными являются КПД, габаритные размеры, масса, плавность работы и вибронагруженность, технологические требования, предпочитаемое количество изделий.
При выборе типов передач, вида зацепления, механических характеристик материалов необходимо учитывать, что затраты на материалы составляют значительную часть стоимости изделия: в редукторах общего назначения - 85%, в дорожных машинах - 75%, в автомобилях - 10% и т. д.
1 Введение 3
2 Выбор электродвигателя и кинематический расчёт 4
3 Расчёт 1-й клиноременной передачи 7
4 Расчёт 2-й зубчатой конической передачи 11
4.1 Проектный расчёт 11
4.2 Проверочный расчёт по контактным напряжениям 14
4.3 Проверка зубьев передачи на изгиб 14
5 Расчёт 3-й цепной передачи 18
6 Предварительный расчёт валов 22
6.1 Ведущий вал. 22
6.2 2-й вал. 22
6.3 Выходной вал. 22
7 Конструктивные размеры шестерен и колёс 24
7.1 Ведущий шкив 1-й ременной передачи 24
7.2 Ведомый шкив 1-й ременной передачи 24
7.3 Коническая шестерня 2-й передачи 24
7.4 Коническое колесо 2-й передачи 24
7.5 Ведущая звёздочка 3-й цепной передачи 25
7.6 Ведомая звёздочка 3-й цепной передачи 25
8 Проверка прочности шпоночных соединений 26
8.1 Ведущий шкив 1-й клиноременной передачи 26
8.2 Ведомый шкив 1-й клиноременной передачи 26
8.3 Шестерня 2-й зубчатой конической передачи 26
8.4 Колесо 2-й зубчатой конической передачи 27
8.5 Ведущая звёздочка 3-й цепной передачи 27
8.6 Ведомая звёздочка 3-й цепной передачи 28
9 Конструктивные размеры корпуса редуктора 30
10 Расчёт реакций в опорах 31
10.1 1-й вал 31
10.2 2-й вал 31
10.3 3-й вал 32
11 Построение эпюр моментов валов 33
11.1 Расчёт моментов 1-го вала 33
11.2 Эпюры моментов 1-го вала 34
11.3 Расчёт моментов 2-го вала 35
11.4 Эпюры моментов 2-го вала 36
11.5 Расчёт моментов 3-го вала 37
11.6 Эпюры моментов 3-го вала 38
12 Проверка долговечности подшипников 39
12.1 1-й вал 39
12.2 2-й вал 40
12.3 3-й вал 41
13 Уточненный расчёт валов 43
13.1 Расчёт 1-го вала 43
13.2 Расчёт 2-го вала 44
13.3 Расчёт 3-го вала 46
14 Тепловой расчёт редуктора 48
15 Выбор сорта масла 49
16 Выбор посадок 50
17 Технология сборки редуктора 51
18 Заключение 52
19 Список использованной литературы 53
где b=18 мм - ширина шпоночного паза; t1=7 мм - глубина шпоночного паза;
- yt = 0.1 - см. стр. 166[1];
- b = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1].
- kt = 1,7 - находим по таблице 8.5[1];
- et = 0,7 - находим по таблице 8.8[1];
Тогда:
St = 194,532 / ((1,7 / (0,7 x 0,97)) x 4,931 + 0,1 x 4,931) = 15,152.
Результирующий коэффициент запаса прочности:
S = Ss x St / (Ss2 + St2)1/2 = 8,939 x 15,152 / (8,9392 + 15,1522)1/2 = 7,699
Расчётное значение получилось больше минимально допустимого [S] = 2,5.
Проверим вал на статическую прочность.
Проверку будем проводить по допустимым напряжениям. Коэффициент перегрузки Кп = 1,3. Проверка по допустимым напряжениям на статическую прочность проводится по формуле 11.2[2]:
sэкв.max = Kп x sэкв. = Кп x (sv2 + 3 x tv2)1/2 £ [sст.] , где:
[sст.] = sт / [S] = 440 / 2,5 = 176 МПа, здесь sт = 440 МПа; [S]=2.5 - минимально допустимый коэффициент запаса прочности.
Тогда:
sэкв.max = 1,3 x (16,552 + 3 x 4,9312)1/2 = = 24,211 МПа £ [sст.]
Таким
образом сечение полностью
3
- е с е ч е н и
е.
Диаметр вала в данном сечении D = 60 мм. Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом (см. табл. 8.7[1]).
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
Ss = s-1 / ((ks / (es x b)) x sv + ys x sm) , где:
- амплитуда цикла нормальных напряжений:
sv = Mизг. / Wнетто = 394093,8 / 21205,75 = 18,584 МПа,
здесь
Wнетто = p x D3 / 32 =
3,142 x 603 / 32 = 21205,75 мм3
- среднее напряжение цикла нормальных напряжений:
sm = Fa / (p x D2 / 4) = 1160,561 / (3,142 x 602 / 4) = 0,41 МПа, Fa = 1160,561 МПа - продольная сила,
- ys = 0,2 - см. стр. 164[1];
- b = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1];
- ks/es = 3,102 - находим по таблице 8.7[1];
Тогда:
Ss = 335,4 / ((3,102 / 0,97) x 18,584 + 0,2 x 0,41) = 5,636.
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
St = t-1 / ((k t / (et x b)) x tv + yt x tm), где:
- амплитуда
и среднее напряжение
tv = tm = tmax / 2 = 0,5 x Tкр. / Wк нетто = 0,5 x 499662,161 / 42411,501 = 5,891 МПа,
здесь
Wк нетто = p x D3 / 16 =
3,142 x 603 / 16 = 42411,501 мм3
- yt = 0.1 - см. стр. 166[1];
- b = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1].
- kt/et = 2,202 - находим по таблице 8.7[1];
Тогда:
St = 194,532 / ((2,202 / 0,97) x 5,891 + 0,1 x 5,891) = 13,933.
Результирующий коэффициент запаса прочности:
S = Ss x St / (Ss2 + St2)1/2 = 5,636 x 13,933 / (5,6362 + 13,9332)1/2 = 5,225
Расчётное значение получилось больше минимально допустимого [S] = 2,5.
Проверим вал на статическую прочность.
Проверку будем проводить по допустимым напряжениям. Коэффициент перегрузки Кп = 1,3. Проверка по допустимым напряжениям на статическую прочность проводится по формуле 11.2[2]:
sэкв.max = Kп x sэкв. = Кп x (sv2 + 3 x tv2)1/2 £ [sст.] , где:
[sст.] = sт / [S] = 440 / 2,5 = 176 МПа, здесь sт = 440 МПа; [S]=2.5 - минимально допустимый коэффициент запаса прочности.
Тогда:
sэкв.max = 1,3 x (18,5842 + 3 x 5,8912)1/2 = = 27,561 МПа £ [sст.]
Таким образом сечение полностью проходит по прочности.
Крутящий момент на валу Tкр. = 686348,482 Hxмм.
Для данного вала выбран материал: сталь 45. Для этого материала:
- предел прочности sb = 780 МПа;
- предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба
s-1 = 0,43 x sb = 0,43 x 780 = 335,4 МПа;
- предел выносливости стали при симметричном цикле кручения
t-1
= 0,58 x s-1 = 0,58 x 335,4 = 194,532 МПа.
3
- е с е ч е н и
е.
Диаметр вала в данном сечении D = 65 мм. Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом (см. табл. 8.7[1]).
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
Ss = s-1 / ((ks / (es x b)) x sv + ys x sm) , где:
- амплитуда цикла нормальных напряжений:
sv = Mизг. / Wнетто = 413798,49 / 26961,246 = 15,348 МПа,
здесь
Wнетто = p x D3 / 32 =