Техническая механика

Введение 4 1 Выбор электродвигателя и кинематический расчёт 5 2 Расчёт зубчатой передачи 7 3 Предварительный расчёт валов редуктора 16 4 Конструктивные размеры зубчатой пары 19 5 Размеры элементов корпуса и крышки редуктора 20 6 Подбор подшипников 22 7 Проверка прочности шпоночных соединений 28 8 Уточнённый расчёт валов 29 9 Выбор посадок 34 10 Смазка редуктора 35 11 Описание конструкции и сборки редуктора 36 12 Технико-экономические показатели 37 Заключение 40 Список литературы 41 Приложение. Спецификация КП 2 -37 01 06. 05 . 00. ПЗ Изм. Лист № докум. Подпись Дата Разраб. Гореньчик А. Ю Горизонтальный конический прямозубый редуктор Лит. Лист Листов Провер. Сягаева О.М у 3 44 Т. контр. МГАК 061 -У Н. контр. Утв. Введение Одним из важнейших факторов научно-технического прогресса, способствующих скорейшему совершенствованию общественного производства и росту его эффективности, является проблема повышения уровня подготовки специалистов. Решению этой задачи способствует выполнение курсового проекта по «Деталям машин», базирующегося на знаниях физико-математических и общетехнических дисциплин: математики, теоретической механики, сопротивления материалов, технологии металлов, черчения. Объектом курсового проектирования является одноступенчатый редуктор – механизм, состоящий из зубчатой передачи, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины. Назначение редуктора - понижение угловой скорости и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим валом. Редуктор проектируется по заданной нагрузке (моменту на выходном валу) и передаточному числу без указания конкретного назначения, что характерно для специализированных заводов, на которых организовано серийное производство редукторов. КП 2 -37 01 06. 05. 00. ПЗ Лист 4 Изм Лист № докум Подп. Дата 1 Выбор электродвигателя и кинематический расчёт 1.1 Составляем кинематическую схему 1.2 Определяем общий КПД редуктора з = з 3 · з п 2 [5,с.5] где з 3 – КПД пары прямозубых конических зубчатых колёс; з 3 =0,96 [5,с.5]; з п – КПД, учитывающий потери в одной паре подшипников качения; з п =0,99 [5,с.5]. з =0,96·0,99І=0,94 1.3 Определяем мощность на ведущем валу з = Р 2 /Р 1 Р 1 = Р 2 / з Р 1 =3,84 / 0,94= 4,09 кВт 1.4 Определяем частоту вращения ведомого вала U = n 1 / n 2 n 2 = n 1 / U n 2 = 14 50 / 2,8 = 517,86 мин -1 КП 2 -37 01 06. 05. 00. ПЗ Лист 5 Изм Лист № докум Подп. Дата 1.5 Подбираем электродвигатель по исходным данным, поскольку вал двигателя соединяется с быстроходным валом редуктора муфтой. Р 1 = 4,09 кВт; n 1 = 1445 мин -1 . Примечание: при подборе мощности двигателя допускается его перегрузка до 5…8% при постоянной нагрузке и до 10…12% при переменной нагрузке[2,с.5]; отклонение частоты вращения вала двигателя от заданной допускается +3%[5,с.8]. Выбираем электродвигатель с номинальной мощностью равной или несколько превышающей Р 1 и с угловой скоростью близкой к n 1 . Принимаем электродвигатель единой серии 4А тип 100 L 4 , для которого: Р дв =4 кВт; n дв = 1430 мин -1 ; d дв =28 мм. Окончательно принимаем Р 1 =4 кВт. 1.6 Проверяем отклонение частоты вращения вала двигателя от заданной для быстроходного вала редуктора: ( n дв – n 1 )/ n дв ·100% ( 1430-1450 ) /1430·100%= -1 ,4 % Принимаем n 1 = 1430 мин -1 . 1.7 Определяем мощность на ведомом валу: Р 2 =Р 1 · з Р 2 = 4·0,94 =3,76 кВт 1.8 Уточняем частоту вращения ведомого вала редуктора U= n 1 /n 2 n 2 = n 1 /U n 2 = 1430 / 2,8 = 510,71 мин -1 1.9 Определяем вращающие моменты на ведущем и ведомом валах Т е1 и Т е2 Т е1 = 9,55· Р 1 / n 1 Т е1 = 9,55·4·1000 / 1430 = 26,7 Н·м Т е2 = Т е1 · U · з Т е2 = 26,7·2,8 ·0,94= 70 ,3 Н·м КП 2 -37 01 06. 05. 00. ПЗ Лист 6 Изм Лист № докум Подп. Дата 2 Расчёт зубчатой передачи 2.1 Выбор материалов и определение допускаемых напряжений 2.1.1 Поскольку в проектном задании к редуктору не предъявляется жестких требований в отношении габаритов передачи, а изготовление колес осуществляется в условиях мелкосерийного производства, то выбираем материалы со средними механическими качествами. Принимаем для шестерн сталь 40х , для колеса – сталь 50 Так как передаваемая мощность невелика и для достижения лучшей приработки, твердость колес должна быть не более НВ 350. Кроме того, в проектном задании указывается, что редуктор должен быть общего назначения, а для таких редукторов экономически целесообразно применять колеса с твердостью меньше или равной 350НВ. Учитывая, что число нагружений в единицу времени зубьев шестерни в передаточное число больше числа нагружений зубьев колес, для обеспечения одинаковой контактной выносливости механические характеристики материала шестерни должны быть выше, чем материалы колеса. НВ 1 = НВ 2 + (20…70) [6,с.48] Для выполнения этой рекомендации назначаем соответствующий режим термообработки, полагая, что диаметр заготовки шестерни не превысит 100 мм, а колеса 300мм. Шестерн я: сталь 40х ; термообработка – улучшение; НВ 1 =230-260 Принимаем: НВ 1 =250 ; у у = 550 МПа; у u = 850 МПа[5,с.34]. Колесо: сталь 50 ; термообработка – нормализация; НВ 2 =220 [4,с.173]. Принимаем: НВ 2 = 220 ; у у = 350 МПа; у u = 640 МПа[5,с.34]. НВ 1 – НВ 2 = 250-220 = 30 что соответствует указанной рекомендации. 2.1.2 Определяем допускаемые контактные напряжения при расчёте на контактную усталость у нр = ((у н lim в · Z N ) / ) S H ) · Z R · Z V · Z L · Z X [1,с.14] где у н lim в – предел контактной выносливости поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов напряжений. у н lim в = 2· НВ + 70 [1,с.27] КП 2 -37 01 06. 05. 00. ПЗ Лист 7 Изм Лист № докум Подп. Дата у н lim в1 = 2· 250 + 70 = 570 МПа у н lim в2 = 2·220 + 70 = 510 МПа Z N – коэффициент долговечности, учитывающий срок службы передачи. Поскольку в проектном задании указано, что редуктор предназначен для длительной работы, то есть число циклов N N больше базового N o , то Z N =...[5,с.33]; Z V – коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости; Z R – коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей зубьев; Z L – коэффициент, учитывающий влияние вязкости смазочного материала; Z X – коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса. ГОСТ 21357-87 рекомендует для колёс d ‹1000 мм принимать Z R · Z V · Z L · Z X = 0,9 [1,с.57] S H – коэффициент запаса прочности. Для нормализованных и улучшенных сталей S Н = 1,1 [1,с.24]. у нр1 = 570·1/1,1·0,9 = 466 МПа у нр2 =510·1/1,1·0,9 = 417 МПа В качестве расчётного значения для конических передач принимаем: у нр = у нр2 = 417 МПа 2.1.3 Определяем допускаемые изгибающие напряжения при расчете на усталость у FP = у Flim в · Y N / S Fmin · Y R · Y X · Y д [1,с.5] где у Flim в – предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов напряжений. у F lim в = 1,8 · НВ [5,с.45] у F lim в1 = 1,8 · 250 = 450 МПа у F lim в2 = 1,8 · 220 = 396 МПа S Fmin – минимальный коэффициент запаса прочности; S Fmin = 1,4 ... 1,7 [1,с.35]; Принимаем: S Fmin = 1,7 Y N – коэффициент долговечности, зависящий от соотношения базового и эквивалентного циклов; КП 2 -37 01 06. 05. 00. ПЗ Лист 8 Изм Лист № докум Подп. Дата Y N = 1 [5,с.45]; Y R – коэффициент, учитывающий влияние шероховатости переходной поверхности, он отличен от 1 лишь в случае полирования переходной поверхности; Y R = 1 [5,с.46]; Y X – коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса. При d а