ПРОЕКТ ПРИВОДА НА ОСНОВЕ ЦИЛИНДРИЧЕСКОГО ПРЯМОЗУБОГО РЕДУКТОРА

Курсовая работа 62 л., 3 чертежа ...

Введение 5
1 Литературный обзор 7
2 Кинематическая схема привода. Расчет срока службы редуктора 10
3 Кинематический расчет привода 12
4 Определение параметров зубчатой передачи 16
5 Предварительный расчет валов редуктора 26
6 Конструктивные размеры корпуса и предварительная
компоновка редуктора 32
7 Подбор и проверка долговечности подшипников 36
8 Уточненный расчет валов 49
9 Проверка шпоночных соединений 56
10 Назначение посадок деталей 58
11 Выбор способа смазки и смазочных материалов 59
12 Порядок сборки привода 60
Заключение 61
Список использованных источников 62

Конструирование машин – творческий процесс со свойственными ему закономерностями построения и развития. Основные особенности этого процесса состоят в многовариантности решения, необходимости согласования принимаемых решений с общими и специфическими требованиями, предъявляемыми к конструкциям, а также с требованиями соответствующих государственных стандартов, регламентирующих термины, определения, условные обозначения, систему измерений, методы расчета и т. п.
Детали, узлы, машины изготовляют по чертежам, выполненным на основе проектов – совокупности расчетов, графических материалов и пояснений к ним, предназначенных для обоснования и определения параметров конструкции (кинематических, динамических, геометрических и др.), ее производительности, экономической эффективности. Для особо ответс твенных конструкций проект дополняют макетом или действующей моделью.
Курсовая работа по механике является первой конструкторской работой студента, выполненной на основе знаний общеобразовательных, общетехниче-ских и общеспециальных дисциплин. Здесь есть все: и анализ назначения и условий работы проектируемых деталей; и наиболее рациональные конструк-тивные решения с учетом технологических, монтажных, эксплуатационных и экономических требований; и кинематические расчеты; и определение сил, действующих на детали и узлы; и расчеты конструкций на прочность; и выбор материалов; и процесс сборки и разработки конструкций; и многое другое.
Таким образом достигаются основные цели этой работы:
— овладеть техникой разработки конструкторских документов на различных стадиях проектирования;
— приобрести навыки самостоятельного решения инженерно-технических задач и умения анализировать полученные результаты;
— научиться работать со стандартами, различной инженерной, учебной и справочной литературой;
— уметь обоснованно защитить проект.
В результате приобретенные навыки и опыт проектирования машин и механизмов общего назначения станут базой для выполнения курсовых проектов по специальным дисциплинам и дипломного проекта.

[σ]F2 = KFL2 · [σ]F02, (4.10)
где [σ]F01, [σ]F02 – допускаемые напряжения изгиба, соответствующие пределу изгибной выносливости при числе циклов перемены напряжений NF0;
KFL1, KFL2 – коэффициенты долговечности, равные
KFL1 = ; (4.11)
KFL2 = , (4.12)
где NF0 = 4 · 106 – число циклов перемены напряжений для всех сталей, соответствующее пределу выносливости;
Ni – число циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработка).
Так как N1 > NF0, N2 > NF0, то KFL1 = 1, KFL2 = 1.
Тогда
[σ]F1 = [σ]F01 = 1,03 · HBср1; (4.13)
[σ]F2 = [σ]F02 = 1,03 · HBср2;(4.14)
[σ]F1 = [σ]F01 = 1,03 · 285 = 293,55 Н/мм2;
[σ]F2 = [σ]F02 = 1,03 · 248 = 255,44 Н/мм2.
Расчет модуля зацепления выполняем по меньшему значению [σ]F из полученных для шестерни [σ]F3 и колеса [σ]F4, т. е. по менее прочным зубьям.
Определим главный параметр – межосевое расстояние
aw ≥ Ka · (uцп + 1) · · KHβ, (4.15)
где Ka = 49,5 – вспомогательный коэффициент;
ψa = 0,32 – коэффициент ширины венца колеса;
KHβ = 1 – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба.
aw ≥ 49,5 · (6,3 + 1) · · 1 = 130,5 мм.
Принимаем aw = 140 мм.
Определим модуль зацепления
m ≥ , (4.16)
где Km = 6,8 – вспомогательный коэффициент;
d2 – делительный диаметр колеса;
b2 – ширина венца колеса.
d2 = ; (4.17)
b2 = ψa · aw; (4.18)
d2 = = 241,6 мм;
b2 = 0,32 · 140 = 44,8 мм.
Тогда
m ≥ = 0,78 мм.
Принимаем m = 1 мм.
Определим суммарное число зубьев шестерни и колеса
z∑ = z1 + z2 = ; (4.19)
z∑ = = 280.
Определим число зубьев шестерни
z1 = ; (4.20)
z1 = = 38,4.
Принимаем z1 = 38.
Определим число зубьев колеса
z2 = z∑ – z1; (4.21)
z2 = 280 – 38 = 242.
Определим фактическое передаточное число uцп1Ф и проверим его отклонение ∆uцпФ от заданного uцп
uцпФ = ; (4.22)
∆uцпФ = · 100 %. (4.23)
uцпФ = = 6,37;
∆uцпФ = · 100 % = 1,1 % < 4 % ,
Условие выполняется.
Определим фактическое межосевое расстояние
aw = ; (4.23)
aw = = 140 мм.
Определим делительные диаметры шестерни и колеса
d1 = m · z1; (4.24)
d2 = m · z2; (4.25)
d1 = 1 · 38 = 38 мм;
d2 = 1 · 242 = 242 мм.
Определим диаметры вершин зубьев
da1 = d1 + 2 · m; (4.26)
da2 = d2 + 2 · m; (4.27)
da1 = 38 + 2 · 1 = 40 мм;
da2 = 242 + 2 · 1 = 244 мм.
Определим диаметры впадин зубьев
df1 = d1 – 2,4 · m; (4.28)
df2 = d2 – 2,4 · m; (4.29)
df1 = 38 – 2,4 · 1 = 35,6 мм;
df2 = 242 – 2,4 · 1 = 239,6 мм.
Определим ширину венца шестерни. Примем b2 = 45 мм, тогда
b1 = b2 + 3; (4.30)
b1 = 45 + 3 = 48 мм.
Проверим межосевое расстояние
aw = ; (4.31)
aw = = 140 мм.
Проверим пригодность заготовок колес по условиям: Dзаг ≤ Dпред,
Sзаг ≤ Sпред, где Dпред = 125 мм, Sпред = 125 мм.
Определим диаметр заготовки шестерни
Dзаг = da1 + 6; (4.32)
Dзаг = 40 + 6 = 46 мм.
Dзаг < Dпред; (4.33)
46 мм < 125 мм.
Определим толщину диска заготовки колеса
Sзаг = b2 + 4; (4.34)
Sзаг = 45 + 4 = 49 мм.
Sзаг < Sпред; (4.35)
49 мм < 125 мм.
Проверим контактные напряжения σH
σH = K · ≤ [σH], (4.36)
где K = 436 – вспомогательный коэффициент;
KHα – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями колес, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи;
KHυ – коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи;
Ft – окружная сила в зацеплении.
Определим окружную скорость колеса
υ = ; (4.37)
υ = = 1,9 м/с.
Принимаем степень точности 9. Тогда KHα = 1,12; KHυ = 1,1.
Ft = ; (4.38)
Ft = = 1304,1 Н.
Тогда
σH = 436 · = 464,6 Н/мм2.
Определим фактическую недогрузку
∆σH = · 100 %; (4.39)
∆σH = · 100 % = 9,5 % < 10 %.
Проверим напряжения изгиба зубьев шестерни σF1 и колеса σF2
σF2 = YF2 · Yβ · · KFα · KFβ · KFυ ≤ [σ]F2; (4.40)
σF1 = σF2 · ≤ [σ]F1, (4.41)
где KFα = 1 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями колес;
KFβ = 1 – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба;
KFυ = 1,28 – коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи;
YF1 = 3,7 и YF2 = 3,63 – коэффициенты формы зуба шестерни и колеса, определяемые в зависимости от числа зубьев шестерни z1 и колеса z2;
Yβ = 1 – коэффициент, учитывающий наклон зуба.
σF2 = 3,63 · 1 · · 1 · 1 · 1,28 = 134,7 Н/мм2.
Определим фактическую недогрузку
∆σF2 = · 100 %; (4.42)
∆σF2 = · 100 % = 47,3 %.
σF1 = 134,7 · = 137,3 Н/мм2.
Определим фактическую недогрузку
∆σF1 = · 100 %; (4.43)
∆σF1 = · 100 % = 53,2 %.
Условия контактной и изгибной прочности выполняются, следовательно рассчитанное зубчатое зацепление годно к применению.
5 ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ РЕДУКТОРА [1]
В проектируемом редукторе применим в качестве материала для валов сталь 40Х, механические характеристики которой приведены в таблице 5.1.
Таблица 5.1 – Механические характеристики стали марки 40Х
Характеристика
Значение
Термообработка
Улучшение
Твердость
НВ 269…302
σв, МПа
750
σт, МПа
410
σ-1, МПа
900
Для проектного расчета валов выбираем допускаемое напряжение на кручение
Принимаем = 10 МПа; = 20 МПа.
5.1 Определение геометрических параметров ступеней быстроходного вала
Диаметр 1-й ступени под полумуфту определим по формуле
((5.1)
где Мк1 = Т1 = 26,1 Н . м – крутящий момент на валу.
Подставив числовые значения, получим
С учетом диаметра выходного конца двигателя принимаем d1 = 24 мм.
Длина ступени под полумуфту определяется из соотношения
((5.2)
Подставив числовые значения, получим
Принимаем
Диаметр 2-й ступени под уплотнение крышки с отверстием и подшипник определим по формуле
((5.3)
где t = 2 мм – высота буртика.
Подставив числовые значения, получим
Принимаем d2 = 30 мм.
Длину 2-й ступени определим по формуле
((5.4)
Подставив числовые значения, получим
Принимаем
Диаметр 3-й ступени под шестерню определим из соотношения
(5.5)
где r – координата фаски подшипника, r = 2 мм.
Подставив числовые значения, получим
Принимаем d3 = 36 мм.
Длина 3-й ступени выбирается согласно эскизной компоновке.
Диаметр 4-й ступени под подшипник определим по формуле
(5.6)
Подставив числовые значения, получим
Длину 4-й ступени определим по формуле
(5.7)
где В – ширина подшипника, В = 16 мм (см. таблицу 5.2);
с – размер фаски, с = 1 мм.
Подставив числовые значения, получим
Эскиз быстроходного вала изображен на рисунке 5.1.
Рисунок 5.1 – Эскиз быстроходного вала редуктора
5.2 Определение геометрических параметров тихоходного вала
Диаметр 1-й ступени под полумуфту определим по формуле
(5.8)
где Мк2 = Т2 = 157,8 Н . м – крутящий момент на валу.
Подставив числовые значения, получим
Принимаем d1 = 34 мм.
Длину 1-й ступени определим по формуле (5.2), получим
Принимаем
Диаметр 2-й ступени под уплотнение крышки с отверстием и подшипник определим по формуле (5.3), получим
Принимаем d2 = 40 мм.
Длину 2-й ступени определим по формуле
(5.9)
Подставив числовые значения, получим
Принимаем l2 = 50 мм.
Диаметр 3-й ступени под колесо определим по формуле (5.5), получим
Принимаем d3 = 48 мм.
Диаметр 4-й ступени определим по формуле (5.6), получим
Длину 4-й ступени определим по формуле (5.7) получим
Эскиз тихоходного вала изображен на рисунке 5.2.
Рисунок 5.2 – Эскиз тихоходного вала
5.3 Подбор подшипников
Выбираем подшипники шариковые радиальные однорядные. Параметры подшипников приведены в таблице 5.2.
Таблица 5.2 – Параметры подшипников
Параметр
Вал
быстроходный
тихоходный
Обозначение
206
208
Диаметр внутреннего кольца, мм
30
40
Диаметр наружного кольца, мм
62
80
Ширина, мм
16
18
Грузоподъемность, кН
Cr
19,5
32
C0r
10
17,8
6 КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ КОРПУСА И ПРЕДВАРИТЕЛЬНАЯ КОМПАНОВКА РЕДУКТОРА [2]
6.1 Расчет конструктивных размеров корпуса редуктора
Размеры основных элементов корпуса определяют в зависимости от значения наибольшего вращающего момента на тихоходном валу редуктора. Для редукторов общего назначения
(6.1)
где Тном = Т2 – вращающий момент на тихоходном валу редуктора.
Подставив числовые значения, получим
Определим толщину стенки нижней части корпуса по формуле
(6.2)
Подставив числовые значения, получим
Учитывая неравенство (6.2), принимаем мм.
Толщина стенки крышки корпуса определяется по формуле
(6.3)
поэтому принимаем = 7 мм.
Диаметр стяжных винтов определим по формуле
(6.4)
Подставив числовые значения, получим
Учитывая неравенство (6.4), принимаем d = 10 мм.
Диаметр фундаментного болта определим по формуле
(6.5)
Подставив числовые значения, получим
Принимаем dф = 12 мм.
Толщину лапы фундаментного болта определим по формуле
(6.6)
Подставив числовые значения, получим
Число фундаментальных болтов при аw < 250 мм zф = 4.
Уклон дна принимаем 1:200.
Элементы корпуса сопряжены одинаковым радиусом, который определяется по формуле
(6.7)
Подставив числовые значения, получим
Принимаем r = 2 мм.
Для исключения сдвига крышки относительно корпуса устанавливаем 2 конических штифта, располагая их как можно дальше друг от друга. Диаметр штифта определим по формуле