Содержание

Техническое задание

Кинематическая схема механизма

Выбор электродвигателя

Определение общего передаточного числа и разбивка его по ступеням

Определение мощности, частоты вращения и крутящего момента для каждого вала

Выбор материала и определение допускаемых напряжений тихоходной ступени

Определение основных параметров тихоходной передачи

Выбор материала и определение допускаемых напряжений быстроходной ступени

Определение основных параметров быстроходной передачи

Определение диаметров всех валов

Выбор и проверка подшипников качения по динамической грузоподъёмности

Проверочный расчет тихоходного вала (наиболее нагруженного) на усталостную прочность и выносливость

Расчет шпоночных соединений

Конструирование крышек подшипников

Выбор муфт

Смазка зубчатых зацеплений и подшипников

Сборка редуктора

Список литературы

Техническое задание

Кинематическая схема механизма

Выбор электродвигателя

Мощность на выходе:

кВт, где

тангенциальная нагрузка на выходном звене, Н;

скорость выходного звена привода, м/с.

Мощность электродвигателя:

кВт;

, где

общий КПД;

КПД быстроходной ступени зубчатой передачи;

КПД тихоходной ступени зубчатой передачи;

КПД предохранительной муфты;

КПД подшипников.

КПД упругой муфты

Определение частоты вращения приводного вала:

мин^-1, где

диаметр звездочки, мм.

Определение частоты вращения вала электродвигателя:

-

мы принимаем это значение т. К. рекомендуемое передаточное отношение для данного редуктора равны 12.5………26

Т.е.

Принимаем двигатель: АИР112МВ8

Определение общего передаточного числа и разбивка его по ступеням

, где

общее передаточное число;л

передаточное число редуктора.

- передаточное число тихоходной ступени

- передаточное число быстроходной ступени

Определение мощности, частоты вращения и крутящего момента для каждого вала

№	P, кВт	n, мин-1	T, Н м
1
2
3
4

Выбор материала и определение допускаемых напряжений тихоходной ступени

Выбор стали: Сталь 40ХН.

1.Определение допускаемых напряжений

Колесо (Z4):	Шестерня (Z3):
Сталь 40ХН, улучшение , ,

.	Сталь 40ХН, ТВЧ , ,
Частота вращения вала колеса: . Ресурс передачи: . Передаточное число: . Передача работает с режимом 3.
1. Коэффициент приведения для расчетов на:

а) контактную выносливость б) изгибную выносливость

2. Числа циклов перемены напряжений, соответствующие длительному пределу выносливости для расчетов на :

а) контактную выносливость б) изгибную выносливость

3. Суммарное число циклов перемены напряжений:
4. Эквивалентные числа циклов перемены напряжений
а) контактную выносливость б) изгибную выносливость	Принимаем:
5. Предельные допускаемые напряжения для расчетов на прочность при действии предельных нагрузок. Контактная прочность:
Изгибная прочность:
6. Допускаемые напряжения для расчета на контактную выносливость:

Принимаем наименьшее значение: =775Мпа

7. Допускаемые напряжения для расчета на изгибную выносливость:

Определение основных параметров тихоходной передачи

Крутящий момент на валу колеса: .

Частота вращения вала шестерни: .

Передаточное число: .

1. Предварительное значение межосевого расстояния:

принимаем

коэффициент нагрузки при расчёте на контактную выносливость.

Где коэффициент концентрации нагрузки по ширине зубчатого венца;

коэффициент динамической нагрузки (учитывает внутреннюю динамику передачи).

, (принимаем )

.

Схема передачи 8, с учетом варианта "а" соотношений термических обработок.

Коэффициенты:

=1.1

1.1(1-0.6)+0.6=1.04

Х=0.6

-коэффициент режима, учитывающий влияние режима работы передачи на приработку зубчатых передач.

Окружная скорость:

При этой скорости передача может быть выполнена по 8-й степени точности.

2. Рабочая ширина венца колеса:

Принимаем

3. Рабочая ширина шестерни:

4. Модуль передачи:

, где

Принимаем .

5. Суммарное число зубьев:

Принимаем .

b=

6. Число зубьев шестерни:

Принимаем

7. Число зубьев колеса:

8. Фактическое передаточное число:

Ошибка передаточного числа:

9. Проверка зубьев на изгибную выносливость:

, где

коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями

коэффициент нагрузки при расчёте на изгибную выносливость;

допускаемое напряжение при расчёте зубьев на изгибную выносливость;

коэффициент, учитывающий форму зуба.

- коэффициент учитывающий наклон зуба.

, где

коэффициент концентрации нагрузки по ширине зубчатого венца;

коэффициент динамической нагрузки (учитывает внутреннюю динамику передачи).

При схеме передачи 5, с учетом варианта "а" соотношений термических обработок и , определяем:

X=0.6

, где

При и 8-й степени точности, с учетом варианта "а" соотношений термических обработок, определяем:

Напряжение в опасном сечении зуба колеса:

Напряжение в опасном сечении зуба шестерни:

, где

коэффициент, учитывающий форму зуба шестерни

10. Диаметры делительных окружностей:

Проверка:

11. Диаметры окружностей вершин и впадин зубьев:

12. Силы, действующие на валы от зубчатых колёс:

Окружная сила:

Радиальная сила:

Осевая сила:

Выбор материала и определение допускаемых напряжений быстроходной ступени

1.Определение допускаемых напряжений

Колесо (Z2):	Шестерня (Z1):
Сталь 40ХН, улучшение, , , .	Сталь 40ХН, закалка ТВЧ , , , .
Частота вращения вала колеса: . Ресурс передачи: . Передаточное число: . Передача работает с режимом 3
1. Коэффициент приведения для расчетов на:
а) контактную выносливость б) изгибную выносливость
2. Числа циклов перемены напряжений, соответствующие длительному пределу выносливости для расчетов на :
а) контактную выносливость б) изгибную выносливость
3. Суммарное число циклов перемены напряжений:
4. Эквивалентные числа циклов перемены напряжений
а) контактную выносливость б) изгибную выносливость	Принимаем =
5. Предельные допускаемые напряжения для расчетов на прочность при действии пиковых нагрузок.

Контактная прочность:
Изгибная прочность:
6. Допускаемые напряжения для расчета на контактную выносливость:

Принимаем наименьшее значение: =628Мпа

7. Допускаемые напряжения для расчета на изгибную выносливость:

Определение основных параметров быстроходной передачи

Крутящий момент на валу колеса: .

Частота вращения вала шестерни: .

Передаточное число: .

1. Предварительное значение межосевого расстояния:

принимаем

коэффициент нагрузки при расчёте на контактную выносливость.

Из-за конструктивных особенностей принимаем =100 мм, где

коэффициент концентрации нагрузки по ширине зубчатого венца;

коэффициент динамической нагрузки (учитывает внутреннюю динамику передачи).

, (принимаем )

.

Схема передачи 8, с учетом варианта "а" соотношений термических обработок.

Коэффициенты:

=1.1

1.1(1-0.6)+0.6=1.04

Х=0.6

-коэффициент режима, учитывающий влияние режима работы передачи на приработку зубчатых передач.

Окружная скорость:

При этой скорости передача может быть выполнена по 8-й степени точности.

1. Коэффициент ширины быстроходной ступени:

, где

номинальный крутящий момент на валу колеса быстроходной ступени;

передаточное число быстроходной ступени;

коэффициент нагрузки быстроходной ступени. При этом принимаем;

=1.06

допускаемое напряжение для быстроходной ступени;

межосевое расстояние.

Принимаем

2. Рабочая ширина венца колеса:

3. Рабочая ширина шестерни:

4. Модуль передачи:

, где

Принимаем .

5. Суммарное число зубьев:

Принимаем .

6. Число зубьев шестерни:

Принимаем

7. Число зубьев колеса:

8.Фактическое передаточное число:

Ошибка передаточного числа:

9. Проверка зубьев на изгибную выносливость:

=1-

При схеме передачи 4, с учетом варианта "а" соотношений термических обработок и , определяем:

X=0.6

При и 8-й степени точности, с учетом варианта "а" соотношений термических обработок, определяем:

Коэффициент, учитывающий форму зуба колеса:

Напряжение в опасном сечении зуба колеса:

Напряжение в опасном сечении зуба шестерни:

, где

коэффициент, учитывающий форму зуба шестерни.

10. Диаметры делительных окружностей:

Проверка:

11. Диаметры окружностей вершин и впадин зубьев:

12. Силы, действующие на валы от зубчатых колёс:

Окружная сила:

Радиальная сила:

Осевая сила:

Определение диаметров всех валов

1. Определим диаметр быстроходного вала:

Быстроходный вал это вал-шестерня. Учитывая размеры вала, принимаем

, ,

2) Определим диаметр промежуточного вала:

Принимаем: .

Для найденного диаметра вала выбираем значения:

– приблизительная высота буртика,

– максимальный радиус фаски подшипника,

– размер фасок вала.

Определим диаметр:

Принимаем: .

Определим диаметр посадочной поверхности подшипника:

Принимаем:

Рассчитаем диаметр буртика для упора подшипника:

Принимаем: .

3) Определим диаметр тихоходного вала:

Принимаем: .

Для найденного диаметра вала выбираем значения:

– приблизительная высота буртика,

– максимальный радиус фаски подшипника,

– размер фасок вала.

Определим диаметр посадочной поверхности подшипника:

.

Так как стандартные подшипники имеют посадочный диаметр, кратный пяти, то принимаем .

Рассчитаем диаметр буртика для упора подшипника:

Принимаем: .

Выбор подшипников качения по динамической грузоподъёмности

1. Для быстроходного вала редуктора выберем радиально-упорные однорядные подшипники средней серии по ГОСТ 831-75 №46307.

Для него имеем:

– диаметр внутреннего кольца,

– диаметр наружного кольца,

– ширина подшипника,

– динамическая грузоподъёмность,

- статическая грузоподъемность.

Частота оборотов: .

Требуемый ресурс работы: .

2. Для промежуточногоо вала редуктора выберем радиально-упорные однорядные подшипники средней серии по ГОСТ 831-75 №46307.

Для него имеем:

– диаметр внутреннего кольца,

– диаметр наружного кольца,

– ширина подшипника,

– динамическая грузоподъёмность,

- статическая грузоподъемность.

Частота оборотов: .

Требуемый ресурс работы: .

3. Для тихоходного вала редуктора выберем радиально-упорные однорядные подшипники средней серии по ГОСТ 831-75 №46311.

Для него имеем:

– диаметр внутреннего кольца,

– диаметр наружного кольца,

– ширина подшипника,

– динамическая грузоподъёмность,

– статическая грузоподъёмность,

На подшипник действуют:

– осевая сила,

– радиальная сила.

Частота оборотов: .

Требуемый ресурс работы: .

На подшипник действуют:

– осевая сила,

– радиальная сила

Требуемый ресурс работы: .

Проверка подшипников наиболее нагруженного вала по динамической грузоподъемности

Рассчитываем подшипники тихоходного вала. Для тихоходного вала редуктора выберем радиальные однорядные шарикоподшипники средней серии № 311.

Для него имеем:

– диаметр внутреннего кольца,

– диаметр наружного кольца,

– ширина подшипника,

– динамическая грузоподъёмность,

– статическая грузоподъёмность,

На подшипник действуют:

– осевая сила,

– радиальная сила.

Частота оборотов: .

Требуемый ресурс работы: .Найдём:

– коэффициент безопасности;

– температурный коэффициент;

– коэффициент вращения.

Определяем эквивалентную нагрузку:.

Находим коэффициент осевого нагружения: .

Проверим условие:

Определяем значение коэффициента радиальной динамической нагрузки x=0.44 и коэффициента осевой динамической нагрузки y=2.2.

Определяем эквивалентную радиальную динамическую нагрузку:

Рассчитаем ресурс принятого подшипника:

Или

,

что удовлетворяет требованиям.

Проверочный расчет тихоходного вала (наиболее нагруженного) на усталостную прочность и выносливость

Проведём расчёт тихоходного вала.

Действующие силы:

– окружная сила;

- радиальная сила;

осевая сила

- крутящий момент.

.

,

,

,

,

Определим реакции опор в вертикальной плоскости.

Исходя из симметричности распределения сил относительно опор А и В приходим к выводу что реакции в вертикальной плоскости и равны и противоположны ей по направлению…

Определим реакции опор в горизонтальной плоскости.

3. ;

;

.

Отсюда находим, что .

4. ;

;

.

Отсюда находим, что .

Выполним проверку:

;

;

Равенство выполняется, следовательно, горизонтальные реакции найдены верно.

По эпюре видно, что самое опасное сечение вала находится в точке D, причём моменты здесь будут иметь значения:

;

.

Расчёт производим в форме проверки коэффициента запаса прочности [s], значение которого можно принять [s] = 1,5. При этом должно выполняться условие, что

,

где

S - расчетный коэффициент запаса прочности,

и - коэффициенты запаса по нормальным и касательным

напряжениям, которые определим ниже.

Найдём результирующий изгибающий момент:

.

Определим механические характеристики материала вала (Сталь 35ХМ):

- временное сопротивление (предел прочности при растяжении);

и - пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручении;

и - коэффициенты чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений.

Определим отношение следующих величин:

;

, где

и - эффективные коэффициенты концентрации напряжений;

- коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения.

Найдём значение коэффициента влияния шероховатости .

Вычислим коэффициент запаса

, где

;

.

, где

Найдём расчётное значение коэффициента запаса прочности и сравним

его с допускаемым:

> - условие выполняется.

Расчет шпоночных соединений

1. Тихоходный вал:

, где

- длина шпонки;

- рабочая длина шпонки;

- ширина шпонки.

, где

- крутящий момент на тихоходном валу;

h - высота шпонки;

d – диаметр вала;

- допускаемое напряжение.

Первая шпонка:

;

; ;

.

Принимаем стандартный размер .

Глубина паза вала , ступицы - .

Вторая шпонка:

;

Принимаем стандартный размер

2. Промежуточный вал:

,

; ;

.

Принимаем стандартный размер .

Глубина паза вала , ступицы - .

3. Быстроходный вал:

;

Принимаем стандартный размер

Глубина паза вала ; ступицы-

Конструирование крышек подшипников

1. Для быстроходного вала

Выбираем в зависимости от диаметра отверстия D=35 =5м

Размеры других элементов крышки:

S=

C=0.5*S=2мм

b=3 мм

l=2.5b=7.5мм

2. Для промежуточного вала:

Выбираем в зависимости от диаметра отверстия D=35мм =5.

Размеры других элементов крышки:

S=

C 0.5*S=2мм

b=3 мм

l=2.5b=7.5мм

3. Для тихоходного вала:

Выбираем в зависимости от диаметра отверстия D=55мм =6мм

Размеры других элементов крышки:

S=

C=0.5*S=3м

b=5 мм

l=2.5b=12.5мм

Выбор муфт

Для соединения концов электродвигателя и быстроходного вала и передачи крутящего момента используем упруго-компенсирующую муфту с резиновой торообразной оболочкой по нормали МН 5809-65.Для соединения концов приводного вала и тихоходного вала используем комбинированную муфту.

Смазка зубчатых зацеплений и подшипников

Смазочные материалы в машинах применяют с целью уменьшения интенсивности изнашивания, снижения сил трения, отвода от трущихся поверхностей теплоты, а также для предохранения деталей от коррозии. Снижение сил трения благодаря смазке обеспечивает повышение КПД машины, кроме того снижаются динамические нагрузки, увеличивается плавность и точность работы машины. Принимаем масло И-Г-А-32 ТУ88 101413-78

Глубина погружения зубчатых колес в масло должно быть не менее 10 мм от вершин зубьев.

Сборка редуктора

Применим радиальную сборку конструкции выбранного редуктора. Корпус редуктора состоит из 2-х частей с разъемом в плоскости перпендикулярной плоскости осей зубчатых колес. Части корпуса фиксируются одна относительно другой контрольными штифтами. Эта конструкция характеризуется сложностью механической обработки. Посадочное отверстие под подшипники валов обрабатываются в сборе половинок корпуса, соединенных по предварительно обработанным плоскостям разъёма.

Список литературы

1. Буланже А.В., Палочкина Н.В., Часовников Л.Д., под редакцией Решетова Д.Н. Методические указания по расчету зубчатых передач и коробок скоростей по курсу "Детали машин". МГТУ им Н.Э. Баумана, 1980.

2. Витушкина Е.А., Стрелов В.И. Расчет валов редукторов. МГТУ им Н.Э. Баумана, 2005.

3. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин. - М.: Высшая школа, 1985.

4. Иванов В.Н., Баринова В.С. Выбор и расчеты подшипников качения. Методические указания по курсовому проектированию. МГТУ им Н.Э. Баумана, 1981.

5. Иванов М.Н., Иванов В.Н. Детали машин: Курсовое проектирование. - М.: Высшая школа, 1975.

6. Д.Н. Решетова Методические указания по расчету зубчатых передач редукторов и коробок скоростей. М.: 2005.

7. Д.Н. Решетова Методические указания по курсовому проектированию. М.: 1981.

8. Стрелов В.И. Методические рекомендации по составлению расчетно-пояснительной записки к курсовому проекту по "Деталям машин". КФ МГТУ им. Н.Э. Баумана, 1988.

9. Суворов Н.И. Методическое пособие по расчету валов. Калуга: 1987.