Размещено на http://www.allbest.ru/

Министерство образования и науки Российской Федерации

Федеральное государственное автономное образовательное

Учреждение высшего образования

Южно-уральский государственный университет

Национальный исследовательский университет

Институт открытого и дистанционного образования

Кафедра техники, технологии и строительства

КУРСОВАЯ РАБОТА

по курсу «ДЕТАЛИ МАШИН И ОСНОВЫ ПРОЕКТИРОВАНИЯ»

ЮУрГУ 22.03.02.2022.000.66. ПЗ КР

ПРОЕКТИРОВАНИЕ ПРИВОДА К ЛЕСОТАСКЕ

Кравчук А.Е.

Челябинск 2022



МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ

Федеральное государственное автономное образовательное учреждение высшего образования

«ЮЖНО-УРАЛЬСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ УНИВЕРСИТЕТ»

(НАЦИОНАЛЬНЫЙ ИССЛЕДОВАТЕЛЬСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ)

Институт открытого и дистанционного образования

Кафедра техники, технологии и строительства

УТВЕРЖДАЮ

Заведующий кафедрой

ЗАДАНИЕ № 36

на курсовую работу студента

1 Дисциплина «Детали машин и основы конструирования»

2 Тема работы

Привод к лесотаске № 1-4

Срок сдачи студентом законченной работы март 2022 г

4 Перечень вопросов, подлежащих разработке:

4.1 По выданной кинематической схеме привода конвейера с включением следующих механизмов:

4.1.1 Двигатель4А на лапках

4.1.2 Открытая передача - Цепная

4.1.3 Редуктор- Цилиндрический

4.1.4 Муфта _

4.1.5 Исполнительный механизм - Узел звездочек

4.1.6 Рама Сварная

4.2 Рассчитать параметры привода по данным рабочего органа:

Усилие F = 6200, H.

Скорость V= 0,55, м/сек.

Барабан: диаметр D , ширина В,мм.

Угол наклона ременной передачи и, град.

Звездочка: число зубьев Z =8, шаг цепи t =100, мм.

Угол наклона цепной передачи и, град.

Режим работы 3 реверсивный, нереверсивный.

Срок службы 7 часов в смену; смен2 лет_6___.

4.3 Содержание расчетно-пояснительной записки (объем 30...40 листов).

4.3.1 Назначение привода, описание работы.

4.3.2 Расчет мощности электродвигателя, выбор двигателя и эскиз с размерами.

4.3.3 Определение передаточного отношения привода и разбивка его по ступеням, определение момента, частоты вращения каждого вала.

4.3.4 Расчет редуктора: расчет передачи с выполнением расчетных схем, элементов конструкции колес, расчет валов с построением эпюр и эскизов валов с простановкой расчетных размеров, расчет подшипников качения с выполнением эскизов подшипников и узлов опор.

4.3.5 Выполнение эскизной компоновки редуктора.

4.3.6 Выбор смазки редуктора.

4.3.7 Расчет открытой передачи.

4.4 Библиографический список.

5. Разработать, согласно расчетных параметров, чертежи с технической характеристикой и техническими требованиями:

5.1 Редуктор в 3-х проекциях. Формат А1 - 1 лист.

5.2 Рабочие чертежи деталей передач: быстроходной пары или тихоходной пары. Формат А3 - 2 листа.

5.3 На сборочный чертеж редуктора, выполненный согласно ЕСКД составить спецификацию с указанием в графе примечание материала деталей и ГОСТа на материал. В спецификации указать сборочные единицы, детали, стандартные изделия, по группам и по алфавиту по ЕСКД.



6 Календарный план

Наименование разделов курсовой работы	Срок выполнения разделов работы	Подпись руководителя
Расчет и выбор электродвигателя.
Расчет моментов и частоты вращения валов.
Расчет передач редуктора, определение сил и напряжений в зацеплениях.
Расчет открытой передачи, определение сил и напряжений в передаче.
Расчет валов по эквивалентному моменту с построением эпюр.
Расчет и выбор подшипников качения.
Графическая часть проекта
Сборочный чертеж редуктора со спецификацией.
Два рабочих чертежа передач редуктора
Защита работы	24.12.2021

Руководитель работы / В.В. Ахлюстина/ Студент Кравчук А.Е. / /



Аннотация

Кравчук А.Е. Проектирование привода к лесотаске. ЮУрГУ. 22.03.02.2022. ДОз-312, 39 с, 5 илл., 6 табл. Библиография литературы - 8 наименований. Чертежи -5 листов ф. А1.

В данной курсовой работе разработан и спроектирован привод к лесотаске. Приведена кинематическая схема привода, определены условия эксплуатации и сроки службы приводного устройства, выбран двигатель, произведены расчёты закрытой цилиндрической передачи, выбраны подшипники качения, определен порядок смазывания редуктора.



Содержание

Задание

1. Кинематическая схема

1.1 Условия эксплуатации машинного агрегата

1.2 Срок службы приводного устройства

2. Выбор двигателя, кинематический расчет привода

2.1 Определение мощности и частоты вращения двигателя

2.2 Определение передаточного числа привода и его ступеней

2.3 Определение силовых и кинематических параметров привода

3. Выбор материалов зубчатых передач и определение допускаемых напряжений

4. Расчет закрытой цилиндрической передачи

5. Расчет открытой передачи

6. Нагрузки валов редуктора

7. Разработка чертежа общего вида редуктора

8. Расчетная схема валов редуктора

9. Проверочный расчет подшипников

9.1 Быстроходный вал

9.2 Тихоходный вал

10. Конструктивная компоновка привода

10.1 Конструирование зубчатых колес

10.2 Конструирование валов

10.3 Выбор соединений

10.4 Конструирование подшипниковых узлов

10.5 Конструирование корпуса редуктора

10.6 Конструирование элементов открытых передач

10.7 Выбор муфты

10.8 Смазывание

11. Проверочные расчеты

12. Технический уровень редуктор

Библиографический список



Техническое задание 1

Привод к лесотаске

1 - двигатель, 2 - муфта упругая со звездочкой, 3 - редуктор двухпоточный, 4 - цепная передача, 5 - тяговая цепь, 6 - тяговые звездочки

машинный двигатель цилиндрический зубчатый

Исходные данные:

Тяговая сила цепи F, кН 6,2

Скорость тяговой цепи, м/с 0,55

Шаг тяговой цепи р, мм 100

Число зубьев звездочки z 8

Допускаемое отклонение

скорости грузовой цепи д, % 5

Срок службы привода L_г, лет 6



1. Кинематическая схема машинного агрегата

1.1 Условия эксплуатации машинного агрегата

Проектируемый машинный агрегат служит приводом к лесотаске и используется на предприятиях лесозаготовки. Привод состоит из двух электродвигателей, валы которых через упругую муфту со звездочкой соединены с ведущими валами двухпоточного косозубого цилиндрического редуктора. на ведомый вал редуктора насажена звездочка вертикально расположенной цепной передачи, которая приводит в действие тяговые цепи лесотаски.

1.2 Срок службы приводного устройства

Срок службы привода определяется по формуле

L_h = 365L_ГК_Гt_cL_cK_c

где L_Г = 6 лет - срок службы привода;

К_Г - коэффициент годового использования;

К_Г = 300/365 = 0,82

где 300 - число рабочих дней в году;

t_c = 7 часов - продолжительность смены

L_c = 2 - число смен

К_с = 1 - коэффициент сменного использования.

L_h = 365·6·0,82·7·2·1 =25141 часов

Принимаем время простоя машинного агрегата 15% ресурса, тогда

L_h = 25141·0,85 = 21370 час

Рабочий ресурс принимаем 22000 часов



Таблица 1.1 Эксплуатационные характеристики машинного агрегата

Место установки	Lг	Lс	tс	Lh	Характер Нагрузки	Режим Работы
Лесоперераб. Предприятие	6	2	7	22000	С малыми колебаниями	Нереверсив-ный



2. Выбор двигателя, кинематический расчет привода

2.1 Определение мощности и частоты вращения двигателя

Требуемая мощность рабочей машины

Р_рм = Fv = 6,2·0,55= 3,41 кВт

Частота вращения звездочки

n_рм = 6·10⁴v/zp = 6·10⁴·0,55/8·100= 41 об/мин

Общий коэффициент полезного действия

з = з_мз_цил.пз_пк²з_цеп.пз³_пс,

где з_м = 0,98 - КПД муфты [1c.40],

з_цил.п = 0,97 - КПД закрытой цилиндрической передачи,

з_цеп.п = 0,92 - КПД открытой цепной передачи,

з_пк = 0,995 - КПД пары подшипников качения,

з_пс = 0,99 - КПД пары подшипников скольжения.

з = 0,98·0,97·0,995²·0,92·0,99³ = 0,840.

Требуемая мощность двигателя(с учетом двух параллельно работающих двигателей)

Р_тр = Р_рм/2з = 3,41/2·0,840 = 2,02 кВт.

По табл. К9 выбираем двигатель серии 4А с номинальной мощностью

Р_н =2,2 кВт, применив для расчета четыре варианта типа двигателя:



Таблица

Вариант	Двигатель	Мощность	Синхронная частота вращения, об/мин	Номинальная частота вращения
1	4АМ80B2У3	2,2	3000	2850
2	4AМ90L4У3	2,2	1500	1425
3	4AМ100L6У3	2,2	1000	950
4	4AМ112MА8У3	2,2	750	700

2.2 Определение передаточного числа привода и его ступеней

Общее передаточное число привода

u = n₁/n_рм = 950/41 = 23,1

Рекомендуемые значения передаточных чисел [1c.43]:

- для зубчатой передачи 2ч6,3

- для открытой цепной 2ч5.

Принимаем для зубчатой передачи u₁ = 5, тогда для открытой передачи

u₂ = u/u₁ = 23,1/5 =4,6

Передаточное число	Вариант
	1	2	3	4
Привода	70,2	34,8	23,1	10,2
Редуктора	5	5	5	5
Открытой передачи	14,04	6,98	4,6	2,05

Выбираем асинхронный электродвигатель 4А100L6:

мощность - 2,2 кВт,

синхронная частота - 1000 об/мин,

рабочая частота 950 об/мин.



2.3 Определение силовых и кинематических параметров привода

Числа оборотов валов и угловые скорости:

n₁ = n_дв = 950 об/мин ₁ = 950р/30 = 99,5 рад/с

n₂ = n₁/u₁ = 950/5,0 =190 об/мин ₂=190р/30 = 19,9 рад/с

n₃ = n₂/u₂ =190/4,6= 41 об/мин ₃ = 41р/30 = 4,3 рад/с

Фактическое значение скорости вращения рабочего вала

v = zpn₃/6·10⁴ = 8·100·41/6·10⁴ = 0,55 м/с

Отклонение фактического значения от заданного

д = 0 < 5%

Мощности передаваемые валами:

P₁ = P_трз_мз_пк = 2,02·0,98·0,995 = 1,97 кВт

P₂ = 2P₁з_цил.пз_пк = 2·1,97·0,97·0,995 = 3,8 кВт

P₃ = P₂з_цеп.пз_пс³ = 3,8·0,92·0,99³ = 3,46 кВт

Крутящие моменты:

Т₁ = P₁/₁ = 1970/99,5 = 19,8 Н·м

Т₂ = 3800/19,9 = 191 Н·м

Т₃ = 3460/4,3 = 805 Н·м

Результаты расчетов сводим в таблицу

Вал	Число оборотов об/мин	Угловая скорость рад/сек	Мощность кВт	Крутящий момент Н·м
Вал электродвигателя	950	99,5	2,02	39,1
Ведущий вал редуктора	950	99,5	1,97	19,8
Ведомый вал редуктора	190	19,9	3,80	191
Рабочий вал	41	4,3	3,46	805



3. Выбор материалов зубчатых передач и определение допускаемых напряжений

Принимаем, согласно рекомендациям, сталь 45:

шестерня: термообработка - улучшение - НВ235ч262,

колесо: термообработка - нормализация - НВ179ч207.

Средняя твердость зубьев:

НВ_1ср = (235+262)/2 = 248

НВ_2ср = (179+207)/2 = 193

Допускаемые контактные напряжения:

[у]_H = K_HL[у]_H0,

где K_HL - коэффициент долговечности

K_HL = (N_H0/N)^1/6,

где N_H0 = 1·10⁷,

N = 573щL_h = 573·19,9·25·10³ = 28,5·10⁷.

Так как N > N_H0, то К_HL = 1.

[у]_H1 = 1,8HB+67 = 1,8·248+67 = 513 МПа.

[у]_H2 = 1,8HB+67 = 1,8·193+67 = 414 МПа.

[у]_H = 0,45([у]_H1 +[у]_H2) = 0,45(513+414) = 417 МПа.

Допускаемые напряжения изгиба:

[у]_F = K_FL[у]_F0,

где K_FL - коэффициент долговечности

Так как N > N_F0 = 4·10⁶, то К_FL = 1.

[у]_F01 = 1,03HB₁ = 1,03·248 = 255 МПа.

[у]_F02 = 1,03HB₂ = 1,03·193 = 199 МПа.

[у]_F1 = 1·255 = 255 МПа.

[у]_F2 = 1·199 = 199 МПа.

Таблица 3.1 Механические характеристики материалов зубчатой передачи

Элемент передачи	Марка стали	Dпред	Термоо-бработка	НВср	ув	У-1	[у]Н	[у]F
		Sпред			Н/мм2
Шестерня	45	125/80	Улучш.	248	600	260	513	255
Колесо	45	-	Норм-ия	193	780	335	414	199



4. Расчет закрытой цилиндрической передачи

Межосевое расстояние

,

где К_а = 43,0 - для косозубых передач [1c.58],

ш_ba = 0,400 - коэффициент ширины колеса,

К_Нв = 1,0 - для прирабатывающихся колес.

а_w = 43,0(5,0+1)[191·10³·1,0/(417²·5,0²·0,400)]^1/3 = 128,6 мм

принимаем согласно ГОСТ 2185-66 а_w = 140 мм.

Модуль зацепления

m > 2K_mT₂/(d₂b₂[у]_F),

где K_m = 5,8 - для косозубых колес,

d₂ - делительный диаметр колеса,

d₂ = 2a_wu/(u+1) = 2·140·5,0/(5,0 +1) = 233 мм,

b₂ - ширина колеса

b₂ = ш_baa_w = 0,400·140 = 56 мм.

m > 2·5,8·191·10³/233·56·199 = 1,03 мм,

принимаем по ГОСТ 9563-60 m = 2,0 мм.

Основные геометрические размеры передачи

Угол наклона зуба

в_min = arcsin(3,5m/b₂) = arcsin(3,5·2,0/56) = 7,18°

Принимаем предварительно в =10є

Суммарное число зубьев:



z_c = 2a_wcosв/m

z_c = 2·140cos10°/2,0 = 138

Число зубьев шестерни:

z₁ = z_c/(u+1) = 138/(5,0 +1) = 23

Число зубьев колеса:

z₂ = z_c-z₁ = 138 - 23 =115;

уточняем передаточное отношение:

u = z₂/z₁ =115/23 = 5,

Отклонение фактического значения от номинального 0%

Действительное значение угла наклона:

cos = z_cm/2a_W = 1382/2140 = 0,9857 = 9,7°.

Фактическое межосевое расстояние:

a_w = (z₁+z₂)m/2cosв = (138+20)·2,0/2cos 9,7° = 140 мм.

делительные диаметры

d₁ = mz₁/cosв = 2,0·23/0,9857= 46,67 мм,

d₂ = 2,0·138/0,9857= 233,33 мм,

диаметры выступов

d_a1 = d₁+2m = 46,67+2·2,0 = 50,67 мм

d_a2 = d₂+2m = 233,33+2·2,0 = 237,33 мм

диаметры впадин

d_f1 = d₁ - 2,4m = 46,67 - 2,5·2,0 = 41,67 мм

d_f2 = 237,33 - 2,5·2,0 = 228,33 мм

ширина колеса

b₂ = _baa_w = 0,400·140 = 56 мм

ширина шестерни

b₁ = b₂ + (3ч5) = 56+(3ч5) = 60 мм

Окружная скорость

v = щ₂d₂/2000 = 19,9·233,33/2000 = 2,32 м/с

Принимаем 8-ую степень точности.

Силы действующие в зацеплении

- окружная на шестерне и колесе

F_t1 = 2T₁/d₁ = 2·19,8·10³/46,67 =849 H

F_t2 = 2T₂/d₂ = 2·191·10³/233,33 = 1637 H

- радиальная

F_r = F_ttg/cosв = 849tg20є/0,9857= 310 H

- осевая сила:

F_a = F_ttg =849tg 9,7° = 144 Н.

Расчетное контактное напряжение

,

где К = 376 - для косозубых колес [1c.61],

К_Нб = 1,07 - для косозубых колес,

К_Нв = 1,0 - для прирабатывающихся зубьев,

К_Нv = 1,02 - коэффициент динамической нагрузки [1c.62].

у_H = 376[1637(5,0+1)1,07·1,0·1,02/(233,33·56)]^1/2 =398 МПа.

(417-398)100/417 = 4,55% допустимо 5%.

Расчетные напряжения изгиба

у_F2 = Y_F2Y_вF_tK_FбK_FвK_Fv/(mb₂),

где Y_F2 - коэффициент формы зуба,

Y_в = 1 - в/140 = 1 - 9,7/140 = 0,931,

K_Fб = 1,91 - для косозубых колес,

K_Fв = 1 - для прирабатывающихся зубьев

K_Fv = 1,10 - коэффициент динамической нагрузки [1c.64].

Коэффициент формы зуба:

при z₁ = 23 > z_v1 = z₁/(cosв)³ = 23/0,9875³ = 24 > Y_F1 = 3,92,

при z₂ =115 > z_v2 = z₂/(cosв)³ =115/0,9875³ = 120 > Y_F2 = 3,61.

у_F2 = 3,61·0,931·1637·1,0·1,0·1,10/2,0·56 = 54 МПа < [у]_F2

у_F1 = у_F2Y_F1/Y_F2 = 54·3,92/3,61 = 58,6 МПа < [у]_F1.

Так как расчетные напряжения 0,9[у_H] < у_H < 1,05[у_H] и у_F < [у]_F, то можно утверждать, что данная передача выдержит передаваемую нагрузку и будет стабильно работать в нормальных условиях весь срок службы.



5. Расчет открытой цепной передачи

Шаг цепи

где [p] = 28 МПа - допускаемое давление в шарнирах.

К_э - коэффициент эксплуатации

К_э = К_дК_сКК_регК_р,

где К_д = 1 - коэффициент динамической нагрузки,

К_с = 1,5 - смазка периодическая,

К = 1,0 - положение передачи горизонтальное,

К_рег = 1,25 - нерегулируемая передача,

К_р =1 - работа в 1 смену.

К_э = 1,51,25 = 1,88.

z₁ - число зубьев малой звездочки,

z₁ = 29 - 2u = 29 - 24.6 = 20,1

принимаем ближайшее нечетное значение z₁ = 20

р = 2,8(19110³1,88/2028)^1/3 = 29,5 мм

Принимаем ближайшее большее значение р= 31,75 мм:

- разрушающая нагрузка Q = 89,0 кН;

- масса одного метра цепи q = 3,8 кг/м;

- диаметр валика d₁ = 9,53 мм;

- ширина внутреннего звена b₃ = 19,05 мм

Уточняем разрушающую нагрузку [p] = 29,5 МПа [1c.91].

Число зубьев ведомой звездочки:

z₂ = z₁u = 204,6 = 92

Принимаем z₂ = 92

Фактическое передаточное число

u₂ = z₂/z₁ = 92/20 = 4,6

Отклонение фактического передаточного числа от номинального 0%

Межосевое расстояние

а_р = 0,25{L_p-0,5z_c+[(L_p-0,5z_c)² - 8²]^0,5}

где L_p - число звеньев цепи,

z_c - суммарное число зубьев,

z_c =z₁+z₂ = 20+92 = 112

= (z₂ - z₁)/2 = (92 - 20)/2 = 11

L_p = 2a_p+0,5z_c+²/a_p = 240+0,5112 + 11²/40 = 139

где а_р = 40 - межосевое расстояние в шагах (предварительно),

принимаем L_p = 140

а_р = 0,25{140 - 0,5112 +[(140 - 0,5112)² - 811²]^0,5} = 40,5

a = a_pp = 40,531,75 = 1286 мм.

Длина цепи

l = L_pp = 140·31,75 = 4445 мм

Определяем диаметры звездочек

Делительные диаметры

d_д = t/[sin(180/z)]

ведущая звездочка:

d_д1 = 31,75/[sin(180/20)] = 212 мм,

ведомая звездочка:

d_д2 = 31,75/[sin(180/92)] = 934 мм.

Диаметры выступов



D_e = p(K+K_z - 0,31/)

где К = 0,7 - коэффициент высоты зуба

- геометрическая характеристика зацепления,

К_z - коэффициент числа зубьев

= р/d₁ = 31,75/9,53 = 3,33,

К_z1 = ctg180/z₁ = ctg180/20 = 6,31,

К_z2 = ctg180/z₂ = ctg180/92= 22,16,

D_e1 = 31,75(0,7+6,31 - 0,31/3,33) = 220 мм,

D_e2 = 31,75(0,7+22,16 - 0,31/3,33) = 723 мм.

Средние делительные диаметры

d₁ ? 0,857d_e1 = 0,857·220 = 189 мм

d₂ ? 0,857d_e2 = 0,857·723 = 632 мм

Диаметры впадин:

D_f = d_д - (d₁ - 0,175d_д^0,5)

D_f1= 212 - (9,53 - 0,175212^0,5) = 205 мм

D_f2= 934 - (9,53 - 0,175934^0,5) = 930 мм

Ширина зуба:

b = 0,93b₃ - 0,15 = 0,9319,05 - 0,15 = 17,57 мм

Толщина диска:

С = b+2r₄ = 17,57+21,6 = 20,8 мм

где r₄ = 1,6 мм при шаге < 35 мм

Допускаемая частота вращения меньшей звездочки

[n] = 1510³/p = 1510³/31,75= 472 об/мин

Условие n = 190 < [n] = 472 об/мин выполняется.

Число ударов цепи

U = 4z₁n₂/60L_p = 420190/60128 = 2,1

Допускаемое число ударов цепи:

[U] = 508/p = 508/31,75 = 16

Условие U < [u] выполняется.

Фактическая скорость цепи

v = z₁pn₂/6010³ = 2031,75190/6010³ = 2,01 м/с

Окружная сила:

F_t = Р₂/v = 3,8·10³/2,01 = 1890 H

Давление в шарнирах цепи

p = F_tK_э/А,

где А - площадь проекции опорной поверхности в шарнирах цепи.

А = d₁b₃ = 9,5319,05 = 182 мм³.

р = 18901,88/182 = 19,5 МПа.

Условие р < [p] = 29,5 МПа выполняется.

Коэффициент запаса прочности

s = Q/(k_дF_t+F_v+F₀)

где F_v - центробежная сила

F₀ - натяжение от провисания цепи.

F_v = qv² = 3,82,01² =15 H

F₀ = 9,8k_fqa = 9,813,81,258 = 47 H

где k_f = 1 - для вертикальной передачи.

s = 89000/(11637+15+ 47) = 52,3 > [s] = 8,6 [1c.94].

Сила давления на вал

F_в = k_вF_t+2F₀ = 1,151637+247 = 1977 H.



где k_в = 1,15 - коэффициент нагрузки вала.

Так как условия р < [p] и s > [s] выполняются, то можно утверждать, что данная передача выдержит передаваемую нагрузку и будет стабильно работать в нормальных условиях весь срок службы.



6. Нагрузки валов редуктора

Силы действующие в зацеплении цилиндрической косозубой передачи

окружная

F_t1= 849 Н; F_t2= 1637 Н

радиальная

F_r = 310 H

осевая

F_a = 144 H

Консольная сила от муфты действующая на быстроходный вал

F_м = 100·Т₁^1/2 = 100·19,8^1/2 = 445 Н

Консольная силы действующие на тихоходный вал

F_в = 1977 H.

Рис. 6.1 - Схема нагружения валов двухпоточного редуктора



7. Проектный расчет валов. эскизная компоновка редуктора

Материал быстроходного вала - сталь 45,

термообработка - улучшение: у_в = 780 МПа;

Допускаемое напряжение на кручение [ф]_к = 10ч20 МПа

Диаметр быстроходного вала

где Т - передаваемый момент;

d₁ = (16·19,8·10³/р10)^1/3 = 25 мм

Ведущий вал редуктора соединяется с помощью стандартной муфты с валом электродвигателя диаметром d_дв= 32 мм,

d₁ = (0,81,2)d_дв = (0,81,2)32 = 2538 мм

принимаем диаметр выходного конца d₁ = 30 мм;

длина выходного конца:

l₁ = (1,01,5)d₁ = (1,01,5)30 = 3045 мм,

принимаем l₁ = 40 мм.

Диаметр вала под уплотнением:

d₂ = d₁+2t = 30+22,2 = 34,4 мм,

где t = 2,2 мм - высота буртика;

принимаем d₂ = 35 мм:

длина вала под уплотнением:

l₂ 1,5d₂ =1,535 = 52 мм.

Диаметр вала под подшипник:

d₄ = d₂ = 35 мм.

Вал выполнен заодно с шестерней

Диаметр выходного конца тихоходного вала:

d₁ = (16·191·10³/р20)^1/3 = 42 мм

принимаем диаметр выходного конца d₁ = 42 мм;

Диаметр вала под уплотнением:

d₂ = d₁+2t = 42+22,5 = 47,0 мм,

где t = 2,5 мм - высота буртика;

принимаем d₂ = 45 мм

Длина вала под уплотнением:

l₂ 1,25d₂ =1,2545 = 56 мм.

Диаметр вала под подшипник:

d₄ = d₂ = 45 мм.

Диаметр вала под колесом:

d₃ = d₂ + 3,2r = 45+3,22,5 = 53,0 мм,

принимаем d₃ = 55 мм.

Выбор подшипников

Предварительно назначаем радиальные шарикоподшипники легкой серии №207 для быстроходного вала и средней серии №309 для тихоходного вала.

Условное обозначение подшипника	D Мм	D мм	B Мм	С кН	С0 кН
№207	35	72	17	25,5	13,7
№309	45	100	25	52,7	30,0



8. Расчетная схема валов редуктора

8.1 Быстроходный вал

Рис. 8.1 - Схема нагружения быстроходного вала.

Горизонтальная плоскость. Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры А

m_A = 54F_t -108B_X + F_м 80 = 0

Отсюда находим реакцию опоры В в плоскости XOZ

B_X = [849·54 + 445·80]/108=754 H

Реакция опоры А в плоскости XOZ

AX =B_X + F_м - F_t = 754 + 445 - 849 = 350 H

Изгибающие моменты в плоскости XOZ

M_X1 = 754·54 = 40,7 Н·м M_X2 = 445·80 = 35,6 Н·м

Проверка

A_X - B_X - F_М + F_t = 350 -754 - 445 +849 =0

Вертикальная плоскость. Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры А

m_А =54F_r -108B_Y - F_a1d₁/2 = 0

Отсюда находим реакцию опор В в плоскости YOZ

B_Y = (310·54 -144·46,67/2)/108=124 H

m_В = 54F_r - 108А_Y + F_a1d₁/2 = 0

Отсюда находим реакцию опор A в плоскости YOZ

A_Y = (310·54 +144·46,67/2)/108=186 H

Проверка

A_Y + B_Y - F_r = 186 + 124 - 310 = 0

Изгибающие моменты в плоскости YOZ

M_Y = 124·54 =6,6 Н·м

M_Y = 186·54 = 10 Н·м

Суммарные реакции опор:

А = (А_Х² + А_Y²)^0,5 = (350² + 186²)^0,5 = 396 H

B= (B_Х² + B_Y²)^0,5 = (754² + 124²)^0,5 =764 H

Схема нагружения тихоходного вала

F_t1 = F_t2 = 849 Н F_r1 = F_r2 =310 Н F_a1 =F_a2 =144 Н F_в =1977 Н



Рис. 8.2 - Схема нагружения тихоходного вала.

Горизонтальная плоскость. Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры С

m_С = 190F_в -110D_X - 55F_t2= 0

Отсюда находим реакцию опоры D в горизонтальной плоскости

D_X = (190·1977-55·849 )/110 = 2990 H

Реакция опоры А в плоскости XOZ

m_D = 80F_в -110C_X + 55F_t2= 0

C_X = (55·849 + 80·1977)/110 = 1862 H

Проверка

- F_в - С_Х + F_t+D_x = -1977-1862+ 849 + 2990 = 0

Изгибающие моменты в плоскости XOZ

M_X1 =-1862·55 =-102 Н·м

M_X2 =-1977·80 =-158 Н·м

Вертикальная плоскость. Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры С

m_С =-55F_r2 + 110D_Y - 2F_ad₂/2 = 0

m_D =55F_r2 + 110C_Y - 2F_ad₂/2 = 0

Отсюда находим реакцию опоры C и D в плоскости XOZ

D_Y = (55·310+2·144·233,33/2)/110= 460 H

C_Y = (-55·310+2·144·233,33/2)/110= -150 H

Проверка

С_Y -F_r2+D_y = -150-310+460 = 0

Изгибающие моменты в плоскости XOZ

M_Y1 = -150·55 = -8 Н·м

M_Y2 = 310·55 = 17 Н·м

Суммарные реакции опор:

C = (1862² + 150²)^0,5 =1868 H

D = (2990² + 460²)^0,5 =3025 H



9. Проверочный расчет подшипников

9.1 Быстроходный вал

Эквивалентная нагрузка

Отношение F_a/C_o = 144/13,710³ = 0,010 е = 0,17 [1c. 131]

Проверяем наиболее нагруженный подшипник В.

Отношение F_a/B =144/764= 0,18 > e, следовательно Х=0,56; Y= 2,2

P = (XVF_r + YF_a)K_бК_Т

где Х - коэффициент радиальной нагрузки;

V = 1 - вращается внутреннее кольцо;

F_r = В - радиальная нагрузка;

Y - коэффициент осевой нагрузки;

K_б =1,5- коэффициент безопасности

К_Т = 1 - температурный коэффициент.

Р = (0,56·1·682+2,2•144)1.5·1 = 1049 Н

Требуемая грузоподъемность подшипника

С_тр = Р(573щL/10⁶)^1/m,

где m = 3,0 - для шариковых подшипников

С_тр = 1049(573·99,5·22000/10⁶)^1/3 =11315 Н < C = 25,5 кН

Расчетная долговечность подшипников

= 10⁶(25,510³ /1049)³/60950 = 252010 часов,

больше ресурса работы привода, равного 22000 часов.



9.2 Тихоходный вал

Отношение F_a/C_o = 144/30,010³ = 0,005 е = 0,17[1c. 131]

Проверяем наиболее нагруженный подшипник D.

Отношение F_a/D =144/3025= 0,03 < e, следовательно Х=1,0; Y= 0

Эквивалентная нагрузка

Р = (1,0·1·3025+ 0)1,5·1 = 4538 Н

Требуемая грузоподъемность подшипника

С_тр = Р(573щL/10⁶)^1/m,

где m = 3,0 - для шариковых подшипников

С_тр = 4538(573·19,9·22000/10⁶)^1/3 = 28620 Н < C = 52,7 кН

Расчетная долговечность подшипников

= 10⁶(52,710³ /4538)³/60190 = 137852 часов,

больше ресурса работы привода, равного 22000 часов.



10. Конструктивная компоновка привода

10.1 Конструирование зубчатых колес

Конструктивные размеры колеса

Диаметр ступицы:

d_ст = 1,55d₃ = 1,55·55 = 85 мм.

Длина ступицы:

l_ст = b = 56 мм,

Толщина обода:

S = 2,2m+0,05b₂ = 2,22+0,05·56=7,2 мм

принимаем S = 8 мм

Толщина диска:

С = 0,25b = 0,25·50 = 14 мм

10.2 Конструирование валов

Основные размеры ступеней валов (длины и диаметры) рассчитаны в пункте 7.

Переходные участки между ступенями выполняются в виде канавки шириной b = 3 мм или галтели радиусом r = 1 мм.

Шестерня выполняется заодно с валом.

Размеры шестерни: dа1 = 50,67 мм, b1 = 60 мм, в = 9,7°.

Фаска зубьев: n = 0,5m = 0,5•2,0 = 1,00 мм, принимаем n = 1,0 мм.

10.3Выбор соединений

В проектируемом редукторе для соединения валов с деталями, передающими вращающий момент, применяются шпоночные соединения.

Используем шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78. Длина шпонки принимается на 5…10 мм меньше длины ступицы насаживаемой детали. Посадка для косозубого колеса Н7/r6.

10.4Конструирование подшипниковых узлов

В проектируемом редукторе используется консистентная смазка подшипниковых узлов. Для изолирования подшипникового узла от внутренней полости редуктора применяются стальные уплотнительные шайбы толщиной 0,3 мм, а изоляция выходных участков валов от окружающей среды достигается с помощью манжетных уплотнений по ГОСТ 8752-79. Внутренне кольцо подшипника упирается в уплотнительную шайбу, а наружное фиксируется распорной втулкой между подшипником и врезной крышкой подшипника.

10.5 Конструирование корпуса редуктора /2/

Толщина стенок корпуса и крышки редуктора

= 0,025а_т + 3 = 0,025·140 + 1 = 4,5 мм принимаем = 8 мм

Толщина фланцев

b = 1,5 = 1,5·8 = 12 мм

Толщина нижнего пояса корпуса

р = 2,35 = 2,35·8 = 20 мм

Диаметр болтов:

- фундаментных

d₁ = 0,036a_т + 12 = 0,036·140 + 12 = 17 мм

принимаем болты М16;

- крепящих крышку к корпусу у подшипников

d₂ = 0,75d₁ = 0,75·20 = 15 мм

принимаем болты М16;

- соединяющих крышку с корпусом

d₃ = 0,6d₁ = 0,6·20 = 12 мм

принимаем болты М12.

10.6 Конструирование элементов открытых передач

Ведущая звездочка

Делительный диаметр звездочки d_д1 = 212 мм

Ширина зуба b = 17,6 мм

Толщина диска С = 20,8 мм

Диаметр проточки

D_c = p•ctg(180/z) - 1,5h = 31,75ctg(180/20) - 1,5•30,2 = 165 мм

Диаметр ступицы внутренний d = d₁ = 42 мм

Диаметр ступицы наружный d_ст = 1,55d = 1,55•42 = 65 мм

Длина ступицы l_ст = (0,8…1,5)d = (0,8…1,5)42 = 34…63 мм

принимаем l_ст = 60 мм.

Ведомая звездочка

Делительный диаметр звездочки d_д1 = 934 мм

Диаметр проточки

D_c = p•ctg(180/z) - 1,5h = 31,75ctg(180/90) - 1,5•30,2 = 863 мм

Диаметр вала под звездочкой

= (16·805·10³/р20)^1/3 = 60,5 мм

Диаметр ступицы внутренний d = 63 мм

Диаметр ступицы наружный d_ст = 1,55d = 1,55•63 = 98 мм

принимаем d_ст =100 мм

Длина ступицы l_ст = (0,8…1,5)d = (0,8…1,5)63 = 50…95 мм

принимаем l_ст = 80 мм.



10.7Выбор муфты

Для соединения выходного конца ведущего вала редуктора с валом электродвигателя применяется упругая муфта со звездочкой по ГОСТ 14084-76 с допускаемым передаваемым моментом [T] =125 Н·м.

Расчетный вращающий момент передаваемый муфтой

Тр = kТ1 = 1,8·19,8 = 36 Н·м < [T]

где k = 1,8 - коэффициент режима нагрузки.

Условие выполняется

10.8Смазывание

Смазка зубчатого зацепления

Смазка зубчатого зацепления осуществляется путем окунания зубчатых колес в масляную ванну. Объем масляной ванны

V = (0,50,8)N = (0,5 0,8)5,82 3,0 л

Рекомендуемое значение вязкости масла при v = 2,3 м/с и контактном напряжении у_в=422 МПа =28·10^-6 м²/с. По этой величине выбираем масло индустриальное И-Г-А-68 ГОСТ 17479.4-87.

Смазка подшипниковых узлов.

Так как надежное смазывание подшипников за счет разбрызгивания масла возможно только при окружной скорости больше 3 м/с, то выбираем пластичную смазку по подшипниковых узлов - смазочным материалом УТ-1.



11. Проверочные расчеты

11.1 Проверочный расчет шпонок

Выбираем шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78.

Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.

Напряжение смятия и условие прочности

где h - высота шпонки;

t₁ - глубина паза;

l - длина шпонки

b - ширина шпонки.

Быстроходный вал.

Шпонка на выходном конце вала: 8Ч7Ч32.

Материал полумуфты - чугун, допускаемое напряжение смятия [у]_см = 50 МПа.

у_см = 2·19,8·10³/28(7-4,0)(32-8) = 19,6 МПа.

Тихоходный вал.

Шпонка под колесом 16Ч10Ч50. Материал ступицы - сталь, допускаемое напряжение смятия [у]_см = 100 МПа.

у_см = 2·191·10³/55(10-6,0)(50-16) = 52 МПа

Шпонка на выходном конце вала: 12Ч8Ч50. Материал ступицы - сталь, допускаемое напряжение смятия [у]_см = 100 МПа.

у_см = 2·191·10³/40(8-5,0)(50-12) = 83,7 МПа

Во всех случаях условие у_см < [у]_см выполняется, следовательно устойчивая работа шпоночных соединений обеспечена.

11.2 Проверочный расчет стяжных винтов подшипниковых узлов

Стяжные винты рассчитывают на прочность по эквивалентным напряжениям на совместное действие растяжения и кручения.

Сила приходящаяся на один винт

F_в = 0,5D_x = 0,5•3025 =1512 H

Принимаем коэффициент затяжки К_з = 1,5 - постоянная нагрузка, коэффициент основной нагрузки х=0,3 - для соединения чугунных деталей без прокладки.

Механические характеристики материала винтов: для стали 30 предел прочности у_в = 500 МПа, предел текучести у_т = 300 МПа; допускаемое напряжение:

[у] = 0,25у_т = 0,25•300 = 75 МПа.

Расчетная сила затяжки винтов

F_p = [K_з(1 - х) + х]F_в = [1,5(1 - 0,3) + 0,3]1512 = 2041 H

Определяем площадь опасного сечения винта

А = рd_p²/4 = р(d₂ - 0,94p)²/4 = р(12 - 0,94•1,75)²/4 = 84 мм²

Эквивалентное напряжение

у_экв = 1,3F_p/A = 1,3•3377/84 = 52,2 МПа < [у] = 75 МПа



11.3 Уточненный расчет валов

Быстроходный вал

Рассмотрим сечение, проходящее под опорой А. Концентрация напряжений обусловлена подшипником посаженным с гарантированным натягом.

Материал вала сталь 45, улучшенная: _В = 780 МПа [2c34]

Пределы выносливости:

при изгибе _-1 0,43_В = 0,43780 = 335 МПа;

при кручении _-1 0,58_-1 = 0,58335 = 195 МПа.

Суммарный изгибающий момент

М_и = М_х = 36,5 Н·м

Осевой момент сопротивления

W = рd³/32 = р35³/32 = 4,21·10³ мм³

Полярный момент сопротивления

W_p = 2W = 2·4,21·10³ = 8,42·10³ мм³

Амплитуда нормальных напряжений

у_v = M_и/W = 36,5·10³/4,21·10³ =8,7 МПа

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

_v = _m = T₁/2W_p = 19,8·10³/2·8,42·10³ = 2,4 МПа

Коэффициенты:

k_у/_у = 3,5; k/ = 0,6 k_у/_у + 0,4 = 0,6·3,5 + 0,4 = 2,5

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

s_у = у_-1/(k_уу_v/_у) = 335/3,5·8,7 = 11

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

s = _-1/(k_v/ + _m) = 195/(2,50·2,4 + 0,1·2,4) = 31,2

Общий коэффициент запаса прочности

s = s_уs/(s_у² + s²)^0,5 = 11·31,2/(11² + 31,2²)^0,5 = 10,4 > [s] = 2,5

Тихоходный вал

Рассмотрим сечение, проходящее под опорой D. Концентрация напряжений обусловлена подшипником посаженным с гарантированным натягом.

Суммарный изгибающий момент

М_и = 158 Н·м.

Осевой момент сопротивления

W = рd³/32 = р45³/32 = 8,95·10³ мм³

Полярный момент сопротивления

W_p = 2W = 2·8,95·10³ =17,9 мм

Амплитуда нормальных напряжений

у_v = M_и/W = 158·10³/8,95·10³ = 17,7 МПа

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

_v = _m = T₂/2W_p =191·10³/2·17,9·10³ = 5,4 МПа

Коэффициенты:

k_у/_у = 3,6; k/ = 0,6 k_у/_у + 0,4 = 0,6·3,6 + 0,4 = 2,6

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

s_у = у_-1/(k_уу_v/_у) = 335/3,6·5,4 = 17,2

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

s = _-1/(k_v/ + _m) = 195/(2,60·5,4 + 0,1·5,4) = 13,4

Общий коэффициент запаса прочности

s = s_уs/(s_у² + s²)^0,5 = 13,4·17,2/(17,2² + 13,4²)^0,5 = 10,5 > [s] = 2,5



12. Технический уровень редуктор

Условный объем редуктора

V = LBH = 450•168•340 = 26•106 мм3

L = 450 мм - длина редуктора;

В = 168 мм - ширина редуктора;

Н = 340 мм - высота редуктора.

Масса редуктора

m = цсV•10-9 = 0,43•7300•26•106•10-9 = 82 кг

где ц = 0,43 - коэффициент заполнения редуктора

с = 7300 кг/м3 - плотность чугуна.

Критерий технического уровня редуктора

г = m/T2 = 82/191 = 0,42

При г > 0,2 технический уровень редуктора считается низким, а редуктор морально устаревшим.



Библиографический список

1. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. Т.1-3 - М.: Машиностроение, 1978

2. Альбом деталей машин.

3. Дунаев Н.В. Детали машин. Курсовое проектирование. - М.: Высш. шк., 2002.

4. Курсовое проектировании деталей машин. /С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин и др. - М.: Машиностроение, 1988. - 416 с.

5. Леликов О.П. Курсовое проектирование. - М.: Высш.шк.,1990.

6. Федоренко В.А., Шошин А.И. Справочник по машиностроительному черчению. - Л.: Машиностроение, 1988

7. Чернилевский Д.В. Проектирование деталей машин и механизмов. - М.: Высш. шк. 1980.

8. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин. -М.: Высш. шк., 1991.-432 с.

Размещено на Allbest.ru

...