Размещено на http://www.allbest.ru/

Введение

Курсовое проектирование - самостоятельная работа студента, направленная на решение конкретной задачи в области проектирования машин и механизмов с учетом основных требований, предъявляемых к конструкции изделий. К ним относятся: функционально-эксплуатационные, производственно-технические, технико-экономические и эстетические требования. Этим основным требования должны удовлетворять не только каждая машина или механизм в целом, но и каждая деталь.

Целью курсового проектирования является систематизация, расширение и закрепление теоретических знаний и их практическая реализация. Курсовой проект состоит из пояснительной записки и графической части, в которых с необходимой полнотой представлены расчеты, схемы и чертежи проектируемого объекта.

Согласно заданию на проектирование, привод содержит клиноременную передачу, цилиндрическую закрытую передачу и барабан.

Ременные передачи обладают следующими достоинствами:

· простота конструкции;

· плавность и бесшумность работы;

· невысокие требования к точности расположения деталей передачи;

· предохранение от перегрузки за счет возможности проскальзывания ремня по шкиву.

Наряду с достоинствами ременные передачи обладают и некоторыми существенными недостатками. Это:

· большие габариты;

· непостоянство передаточного числа из-за проскальзывания ремня по шкиву;

· большая нагрузка на валы и опоры;

· низкая долговечность ремней.

Передаваемая мощность - обычно не более 50 кВт, передаточное число до 6.

Во всех отраслях машиностроения и приборостроения наиболее широкое применение нашли зубчатые передачи благодаря ряду их достоинств: постоянству передаточного числа; отсутствию проскальзывания; большой несущей способности при сравнительно малых габаритах и массе; большой долговечности; работе в обширном диапазоне режимов нагружения; сравнительно малым нагрузкам на валы и опоры, высокому КПД, простоте обслуживания и ухода. К недостаткам зубчатых передач можно отнести высокие требования к точности изготовления колес и сборки передач и необходимость повышенной жесткости корпусов, валов, опор; шум, особенно при высоких частотах вращения и недостаточной точности; вибрации; низкую демпфирующую способность.



1. Краткое описание работы привода

Проектируемый привод предназначен для индивидуальной работы с параметрами приводного (рабочего) вала машины:

- мощность на ведомом валу: 2,0 кВт.

- угловая скорость на ведомом валу: 0,6 с-1

Привод электродвигателя 1 к рабочему валу 5 осуществляется ременной передачей 2, червячным редуктором 3 с верхним расположением червяка, парой открытых цилиндрических косозубых передач 4. (рис. 1.1)

Рисунок 1.1 - Кинематическая схема привода



2. Выбор электродвигателя, кинематический расчет привода

В рассматриваемом приводе мощность на ведомом валу , угловая скорость на ведомом валу ?=0,6 с-1.

2.1 Определение мощности на валах привода

В соответствии с кинематической схемой, изображенной на рисунке 2.1, требуемая мощность электродвигателя определяется по формуле [1], с.4:

(2.1)

общий к.п.д. привода от электродвигателя до рабочего вала:

,

где: к.п.д. ременной передачи (принимаем клиноременную); /1 т.1.1 с.5/

к.п.д. закрытой червячной передачи; предварительно принимаем 2-х заходний червяк т.е. ; /1 т.1.1. с.5/

к.п.д. одной пары подшипников качения;

к.п.д. открытой цилиндрической передачи; /1 т.1.1. с.5/



Рисунок 2.1 - Кинематическая схема привода

1 - двигатель; 2 - клиноременная передача; 3 - червячный редуктор; 4 - зубчатые передачи; 5 - выходные валы; 6 - входной вал; 7 - промежуточные валы.

Тогда:

Отсюда:

Приемлемая скорость вращения вала электродвигателя по формуле 1

(2.2)

где угловая скорость вращения рабочего вала

оценочное передаточное отношение привода от электродвигателя к рабочему валу

,



где: среднее значение передаточного отношения клиноременной передачи; [1] т.2.1.

то же закрытой червячной передачи;

то же открытой цилиндрической передачи;

Тогда:

По требуемой мощности электродвигателя предварительно принимаем 2 электродвигателя с мощностью:

4А112МА6УЗ

4А112МВ8УЗ

Асинхронная частота вращения вала двигателя с учетом скольжения при номинальной нагрузке:

(2.3)

где S - скольжение при номинальной нагрузке;

Тогда:

Угловая скорость вращения вала электродвигателя:



Число оборотов рабочего вала:

Общее передаточное отношение привода:

Предпочтение следует отдать электродвигателю 4А112МВ8УЗ с =3 кВт и

Передаточное отношение привода

Разбивка общего передаточного отношения привода по ступеням:

принимаем передаточное отношение клиноременной передачи

червячного редуктора

Тогда передаточное отношение открытой зубчатой передачи:



ГОСТ 2185-66 предусматривает стандартное значение передаточного отношения первого ряда цилиндрической передачи:

Угловые скорости вращения валов и их числа оборотов:

Мощности на валах привода:

2.2 Определение крутящих моментов на валах

Крутящие моменты на валах привода [1]:

(2.4)

где мощность на i валу привода, Вт;

угловая скорость вращения i вала, .



3. Расчет открытых передач

3.1 Проектный расчет ременной передачи

3.1.1. Исходные данные для расчета ременной передачи: передаточное отношение крутящий момент на валу ведущего шкива:

Рисунок 3.1 - Геометрические и силовые параметры ременной передачи

3.1.2. Предварительно определим диаметр меньшего (ведущего шкива) по формуле [3]:

где - крутящий момент на валу ведущего шкива;

тогда:



3.1.3 Тогда приняв стандартное значение диаметра шкива /1 табл. 7.4/, принимаем сечение ремня Б со следующими параметрами: b0 = 17 мм, bp = 14 мм, h = 10,5 мм. (рисунок 3.1).

Рисунок 3.2 - Параметры клинового ремня

Диаметр ведомого шкива:

где - относительное скольжение ремня; при регулированном напряжении

(3.2)

Принимаем стандартное значение и уточняем передаточное отношение:

(3.3)

Отклонение:

(3.4)



Минимальное межосевое расстояние:

; (3.5)

- высота профиля ремня;

Максимальное межосевое расстояние:

Принимаем значение межосевого расстояния

Определим длину ремня:

(3.6)

Принимаем большее стандартное значение стандартной длины ремня и уточняем межосевое расстояние передачи:

(3.7)

(3.8)

(3.9)

Угол обхвата на меньшем, ведущем шкиву

(3.10)

Требуемое число ремней оопределяется по /2 ф.7.25 с.135/:

(3.11)

где - мощность на валу ведущего шкива;

- коэфф. режима работы; для шкивов мешалок при работе в одну смену /2 т.7.10 с.136/

- коэфф., учитывающий длину ремня; /2 т.7.9/;

- коэфф., учитывающий величину угла обхвата; /2. с.135/

- коэфф., зависящий от числа ремней; при Z=2…3

- мощность, передаваемая ремнем данного сечения при величине ведущего шкива;

Принимаем целое число ремней Z = 2 передачи.

Величина предварительного натяжения ремней определяется по /2 ф.7.30 с.136/:



(3.12)

- коэфф., учитывающий центробежную силу; .

Усилия, действующие на валы:

(3.13)

Определим основные размеры шкивов. Для шкивов диаметром меннее 300 мм. принимается конструкция с диском, имеющим круглые отверстия (рис. 3.3).

Рисунок 3.3 - Конструкция шкива

Наружный диаметр dст (рис. 3.3) определяется по формуле [1]:

dст = (1,6-2)dв;



dст = 2•36 = 72 мм.

Длину ступицы lcт (рис. 3.3) определим по формуле:

lст = B/3+ dв ? 1,54dв;

lст = B/3+ dв

где В - ширина шкива, определяемая по формуле [1]:

В = (n - 1)•e + 2•f;

где z - количество ремней; z = 2.

e - расстояние между осями соседних канавок; е = 19 мм.;

f - расстояние между осью крайней канавки и ближайшим торцем; f = 12,5 мм.

В = (4 - 1)•19 + 2•12,5 = 82 мм.

Тогда:

lст = 82/3+ 36 = 63 мм.

3.2 Проектный расчет зубчатой передачи

3.3.1 Исходные данные для расчета передачи

Крутящий момент на шестерне

Крутящий момент на зубчатом колесе

Передаточное отношение

Угловая скорость шестерни

Угловая скорость зубчатого колеса

Расчет цилиндрических косозубых передач производится в соответствии с ГОСТ 21354-75.

В расчетах принят постоянный режим нагрузки, для которого при длительной работе эквивалентное число циклов перемены напряжений больше базового числа циклов (). Для этого случая коэффициент долговечности , учитывающий влияние срока службы и режима нагрузки, принимается равным

3.3.2 Выбор материала и определение допускаемых напряжений

Зубчатые колеса редукторов в большинстве случаев изготавливают из углеродистой или легированной конструкционной стали. При выборе марок стали учитывают передаваемый крутящий момент, назначение и тип передачи, требования к габаритам и массе, технологию изготовления, экономическую целесообразность (табл. 3.2, 3.3).

Таблица 3.1 - Механические характеристики стали

Марка стали	Механические свойства	Термическая обработка
	Твердость	Предел прочности , МПа	Предел текучести , МПа
	НВ	HRC
Заготовка (поковка, штамповка , прокат )
Сталь 40Х	269-302	-	790	640	Улучшение	1,1	1,75

Таблица 3.2 - Значения пределов контактной и изгибной выносливости зубьев, соответствующие базовому числу циклов напряжений

Материал зубьев	Способ термической или химической обработки	Твердость зубьев	, МПа	, МПа
		На поверхности	В сердцевине у основания
Углеродистые и легированные стали (40Х)	Нормализация, улучшение	180-350 НВ	2НВ+70	1,8НВ



3.3 Проверочный расчёт зубьев на выносливость при изгибе

Открытые передачи рассчитывают только на выносливость зубьев при изгибе, так как абразивный износ поверхности зубьев происходит быстрее, чем усталостное контактное выкрашивание.

Проектировочный расчет служит для предварительного определения модуля зацепления. Ориентировочное значение модуля mn (мм) вычисляют по формуле [1]:

где Km - вспомогательный коэффициент для косозубых и шевронных Km = 12;

T1 - крутящий момент на валу шестерни рассматриваемой зубчатой пары, Н·м; Т. к. момент передается двумя потоками T1 = T3 / 2 = 1266,7 / 2 = 633,35 Н·м;

KF? - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине зубчатого венца,определяют по графику (рис.3.2) [1]; KF? = 1,02;

?1 - число зубьев шестерни принимается предварительно по отсутствию подрезания зубьев ?1 ? 17 ? (19 - 21); Принимаем ?1 = 20;

?F1 - коэффициент, учитывающий форму зуба, для шестерни, принимается в соответствии с п. 3.5 [1]; ?F1 = 4,09;

?bd - коэффициент ширины зубчатого венца, принимается в соответствии с п .3.2 [1]; ?bd = 0,4;

[?]F1 , МПа - допускаемые напряжения изгиба зубьев. Определяется в соответствии с п. 3.1.:

где - коэффициент, учитывающий градиент напряжения и чувствительность материала к концентрации напряжений (принимаем) [1],рисунок 3.1;

- коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности (для шлифования при шероховатости не ниже Rz40 принимаем);

- коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса (принимаем) [1];

- предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий эквивалентному числу циклов перемены напряжений, МПа;

- коэффициент безопасности .

Предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий эквивалентному числу циклов перемены напряжений, МПа определяем по формуле [1] c.32 :

, (3.16)

где - предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжеий, МПа [1],;

- коэффициент, учитывающий влияние шлифования переходной поверхности зуба (для зубьев с шлифованной переходной поверхностью при улучшении принимаем );

- коэффициент, учитывающий влияние деформационного упрочнения или электрохимической обработки переходной поверхности (принимаем );

- коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки (принимаем );

- коэффициент долговечности (для длительноработающих передач принимаем ).

Предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжеий равен [1],таблица.2.3:

для шестерни по [1] формуле с. 32:

для зубчатого колеса по [1] формуле с. 32:

Тогда предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий эквивалентному числу циклов перемены напряжений равен:

для шестерни по [1] формуле с. 32:

для зубчатого колеса по [1] формуле с. 32:

Коэффициент безопасности определяют по [1] формуле с. 32:

,

где - коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала зубчатого колеса и ответственность зубчатой передачи (при вероятности неразрушения 0,99 и улучшении );

- коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса (при получении заготовки методом проката принимаем).

Таким образом коэффициент безопасности равен:

Подставляя численные значения в исходную формулу, получаем:

для шестерни:

для зубчатого колеса:

Менее прочным элементом зубчатой передачи является шестерня, следовательно расчёт ведём по ней.

Тогда:

Полученное значения модуля для косозубых и шевронных mn колес округляют до стандартного по табл.3.5 [1]. Принимаем mn = 4,5 мм.

Для стандартного значения модуля уточняют начальные диаметры шестерни и колеса:

dw1 = mZ1/cos? и dw2 = mZ2/cos?;

dw1 = 4,5•20/cos150 = 93,2 мм. и dw2 = 4,5•63/cos150 = 293,5 мм.

Межосевое расстояние:

Окружную скорость:

Рабочую ширину венца:

Полученные значения округляют до целых чисел.

Расчётное напряжение изгиба зубьев ?F,МПа, определяют по формуле [1] c.31:

где - коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев (принимаем c.40);

- коэффициент, учитывающий наклон зуба(принимаем c.40);

- коэфицент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями (принимаем c.40);

- коэфицент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца (принимаем) по таблице 3.7.;

KF? - коэфицент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении (принимаем ) [1],рисунок 3.2.

Условие - выполняется .

3.4 Определение параметров зубчатых колёс

Основные геометрические параметры цилиндрических зубчатых колёс показаны на рисунке 3.2

Рисунок 3.4 -Основные параметры цилиндрических зубчатых колёс

Таблица 3.3 - Основные параметры цилиндрического косозубого колеса

Параметры	Формулы и расчеты
1	2
Высота головки зуба ha, мм
Высота зуба h, мм
Выота ножки зуба hf, мм
Диаметр окружности вершин da зубьев, мм шестерни колеса
Диаметр окружности впадин df зубьев, мм шестерни колеса
Толщина обода , мм
Диаметр ступицы , мм
Длина ступицы , мм
Диаметр вала под ступицей колеса, мм
Толщина диска , связывающего ступицу и обод, мм
Внутренний диаметр обода ,мм
Диаметр отверстий в диске , мм
Диаметр окружности центров отверстий , мм
Ширина уклона , мм
Вписанная дуга окружности , мм	Принимается конструктивно
Толщина выступа , мм

3.5 Определение усилий в зацеплении

Определение усилий в зацеплении зубчатых колёс необходимо для расчёта валов и подбора подшипников.

Окружное усилие в зацеплении Fti, Н, определяют по формуле [1] c.42:

,

где - крутящий момент на валу шестерни и зубчатого колеса, соответственно, Н·мм;

- диаметр делительной окружности шестерни и зубчатого колеса, соответственно, мм.

Рисунок 3.3 - Силы в зацеплении

Подставляя численные значения в формулу 3.14, получаем:

для шестерни:

для зубчатого колеса:

Радиальное усилие в зацеплении Fri, Н, определяют по формуле 1 c.42:

);

где w - угол зацепления (стандартный w=20);

Подставляя численные значения в исходную формулу, получаем:

для шестерни:

для зубчатого колеса:

.

Осевое усилие в зацепление Fai, H, определяем по формуле [1] c.42:

Подставляем численные значения в исходную формулу, получаем:

для шестерни:

для зубчатого колеса:



4. Расчет закрытой червячной передачи

4.1 Выбор материала и допускаемых напряжений

4.1.1 Исходные данные для расчета передачи

Крутящий момент на быстроходном валу

Крутящий момент на валу червячного колеса

Передаточное отношение

угловая скорость вала червяка

4.1.2. Для правильного выбора материалов червячной пары, определим ориентировочное значение скорости скольжения витков червяка по зубу колеса по формуле [3]:

4.1.3 При данной скорости скольжения рекомендуется применение материалов относящихся к 3 группе - серые чугуны

4.1.4 Принимаем для изготовления червячного колеса СЧ - 15, имеющий:

предел прочности ?u = 315 МПа (таблица 5.1 [1]);

материал червяка - сталь 40ХН твердость HRC=45…50 [1].



4.1.5. Допускаемые контактные напряжения для материалов 3 группы при скорости скольжения [1]:

Тогда:

4.1.6. Допускаемые напряжения изгиба [1]:

где КFL - коэффициент долговечности, определяемый по формуле [1]:

где - эквивалентное число циклов нагружений, определяемое по формуле [1]:

где LH - требуемая долговечность передачи; LH = 5 лет.

n3 - частота вращения вала червячного колеса; n3 = 17,1 об/мин.

Тогда:

Тогда:

Подставляя значения в формулу (4.3), получим:

4.2 Проектировочный расчет

Расчетное межосевое расстояние определяют по формуле [1]:

где Z2 - число зубьев червячного колеса, которое определяется по формуле [1]:

Z3 = Z2U; (4.7)

Тогда:

Z3 = 2•20 = 40.

КН - коэффициент динамической нагрузки; КН = 1,1.

q' - коэффициент диаметра червяка. Предварительно примем q' = 10.

Тогда:

Расчетный осевой модуль [1]:

По табл. 5.5 [1] принимаем значение модуля m = 10.

Тогда межосевое расстояние:

Уточняем скорость скольжения:

где d2 - диаметр делительной окружности червяка, определяемый по формуле:

d2 = q•m;

d2 = 10•10=100 мм.

? - угол наклона винтовой линии:

Тогда:

Определим степень точности передачи по формуле [1]:

где d3 - диаметр делительной окружности червячного колеса:

d3 = z3•m;

d3 = 40•10 = 400 мм.

Принимаем 9 степень точности.

Определим ширину зубчатого венца червячного колеса [1]:

Принимаем b3 = 90 мм. Тогда угол обхвата 2? червяка венцом червячного колеса составляет:

4.3 Проверочный расчет на контактную выносливость

Условие прочности по контактным напряжениям имеет вид:

где Кн - коэффициент нагрузки, определяемый по формуле:

Кн = Кн? • КнV (4.16)

где Кн? - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине венца колеса; при постоянной нагрузке Кн? = 1;

КнV - коэффициент динамической нагрузки, определяемый по таблице 5.6 [1]. Принимаем КнV = 1,25.

Тогда:

Кн = 1 • 1,25 = 1,25.

Подставляя значения в формулу (4.15), получаем:

Равенство:

выполняется.

4.4 Проверочный расчет на выносливость при изгибе

Напряжение изгиба зубьев червячного колеса определяется по формуле [1]:

где WFt - удельная окружная динамическая сила;

КF =1,1;

- окружная сила в зацеплении

YF - коэффициент, учитывающий форму зуба. Определяется из таблицы 5.7 [1] по эквивалентному числу зубьев червячного колеса, определяемому по формуле:

Тогда YF = 1,52.

Тогда:

4.5 Определение параметров червячной передачи

Геометрические параметры червяка представлены на рисунке 4.1.

Рисунок 4.1 - Геометрические параметры червяка

Делительный диаметр:

Диаметр окружности выступов:

Диаметр окружности впадин:

Длина нарезанной части червяка:

Для шлифуемых червяков при m=10:

Основные размеры червячного колеса представлены на рисунке 4.2.



Рисунок 4.2 - Геометрические параметры червячного колеса

Делительный диаметр:

Диаметр окружности выступов:

Диаметр окружности впадин:



Ширина венца червячного колеса при :

Наружный диаметр dam3 червячного колеса при :

Толщина обода и диска а:

а = (2 - 4)m; (4.27)

а = 2•10 = 20 мм.

Толщина диска с, связывающего ступицу и обод:

с = (1,0 - 1,2)а; (4.28)

c = 1,2•20 = 24 мм.

Диаметр отверстий в диске Dотв:

Диаметр вала под ступицей dв колеса:

dв = 80 мм.

Диаметр ступицы:

dст = (1,6 - 1,8) dв; (4.30)

dст = 128 мм.

Длина ступицы:

lст = (1,2 - 1,6) dв; (4.31)

lст = 120 мм.

Диаметр крепежного винта:

dвинта = (0,6 - 0,7) a; (4.32)

dвинта = 0,7 • 20 = 12 мм.

Длина крепежного винта:

lвинта = (2,0 - 3,0) a; (4.33)

lвинта = 2 • 20 = 40 мм.

На торцах зубьев выполняют фаски размером f = 0,5m, с округлением до стандартного значения по табл. 8.2 [1]. Угол фаски ??=450.



4.6 Силы в зацеплении

Рисунок 4.3 - Силы, действующие в червячной передаче

Усилия действующие в зацеплении:

Окружное на колесе, равное осевому на червяке:

Окружное на червяке, равное осевому на колесе:

Радиальное на червяке, равное радиальному на колесе:

где - угол профиля.

5. Расчет элементов корпуса редуктора

Корпус редуктора предназначен для размещения в нем деталей передачи, восприятия усилий, возникающих при работе, а также для предохранения деталей передачи от повреждений и загрязнений.

Редуктор для удобства сборки и разборки конструируют разъемным. Плоскость разъема проходит через ось вала червяка параллельно плоскости основания. В крышке корпуса для заливки масла, контроля сборки и осмотра редуктора при эксплуатации предусмотрено смотровое окно.

Основные размеры элементов корпуса редуктора отобразим в виде таблицы 5.1, аналогичной табл. 9.5[1]:

Таблица 5.1 - Основные соотношения размеров элементов корпуса редуктора

Наименование элементов корпуса	Обозначение	Ориентировочные соотношения (размеры, мм)
1	2	3
Толщина стенки ?, мм	? =0,04aw+2
Ориентировочная глубина корпуса H, мм	H=dam2/2+6m
Диаметры болтов:
Фундаментных dф, мм	dф=0,036•aw+12
Соединяющих крышку корпуса с основанием редуктора:
а) у подшипников	d1=0.75• dф
б) у прочих	d2=(0.5-0.6)• dф	(d2=12)
Крепящих крышку подшипников с корпусом	d3=(0.4-0.5)• dф	(d3=10)
Крепящих смотровую крышку	d4=(0.3-0.4)• dф	(d4=8)
Размеры элементов фланцев:		Диаметр болта
		М8	М10	М12	М16
Ширина фланца Ki	Ki, мм	24	28	33	39
Расстояние от оси болта до стенки	Сi, мм	13	15	18	21
Диаметр отверстий под болт	d0, мм	9	11	13	17
Диаметр планировки	D0, мм	17	20	26	32
Радиус закругления	R, мм	3	4	4	5
Размеры элементов подшипниковых гнезд:
Диаметр расточки
для червяка	D	90
для колеса		160
Глубина гнезда подшипника	lп	45



6. Проектный расчет и компоновка редуктора

6.1 Выбор, обоснование и проверочный расчет муфты

Муфты служат для продольного соединения рабочего органа мешалки и выходных валов привода, связанных общим крутящим моментом. Все муфты стандартизированы и выбираются в зависимости от условий эксплуатации, величины расчетного крутящего момента и диаметров соединяемых валов.

Расчетный крутящий момент определяем по [1] формула с. 133:

(6.1)

где номинальный момент на валу

коэффициент, учитывающий режим работы привода.

; - по данным таблицы 10,1 [1] с.133.

Выбираем зубчатую муфту МЗ ГОСТ 5006-94 по табл. 6.4 [3] с. 93.

Составляем таблицу параметров муфты в соответствии с таблица 6.4 [3] с.93.

Таблица 6.1 - Параметры и присоединительные размеры зубчатой муфты

T, кНм	Зацепление
	d	D	D1	D2	L	l*	с, не менее	m, мм	Z	b, мм	l1, мм
10000	100	270	200	145	340	165	18	3	56	25	60

?=20°

Нормальная степень точности, так как ?=6,69м/с < 15 м/с.

Радиальная сила, действующая посередине посадочной поверхности конца вала рассчитывается по [3] формула с. 94:

(6.2)

где Ft - окружная сила, Н, рассчитываемая по [2] формула с.94:

(6.3)

где TH - номинальный крутящий момент на валу, Нм;

d - диаметр начальной окружности, мм.

(6.4)

Проверка муфты по условию ограничения износа зубьев по [1] формула с.135:

(6.5)

где b - длина зуба втулки, мм;

d - диаметр делительной окружности, мм;

[q] - допускаемое давление, МПа.

b=25 мм, d=168 мм; [q]=15 МПа.

Условие выполняется.

6.2 Выбор конструкции и ориентировочный расчёт валов

Валы предназначены для установки на них вращающихся деталей и передачи крутящего момента. Конструкция ступенчатого вала представлена на рисунке 6.1.

Рисунок 6.1 - Конструкция ступенчатого вала

Рассмотрим вал червяка.

Выбираем материал вала: Сталь 40Х. Для этого материала допускаемое напряжение кручения МПа.

Определим диаметр вала d1, мм в опасном сечении по [1] формула с. 117:

(6.6)

где - крутящий момент на валу червяка ()



Таблица 6.1

Диаметр вала	Вал,мм
- выходного конца	по формуле (6.6) =30
- под уплотнение
- под внутреннее кольцо подшипника
- под насаживаемую деталь
буртика

Диаметр вала червячного колеса в месте посадки шестерни открытой передачи:

(6.7)

Таблица 6.2

Диаметр вала	Вал, мм
- выходного конца	по формуле (6.7) =63
- под уплотнение
- под внутреннее кольцо подшипника
- под насаживаемую деталь

Диаметр рабочего вала в месте посадки колеса открытой передачи:

(6.8)

Таблица 6.3

Диаметр вала	Вал,мм
- выходного конца	по формуле (6.8) =80
- под уплотнение
- под внутреннее кольцо подшипника
- под насаживаемую деталь

6.3 Предварительный выбор подшипников

Тип подшипника (радиальный, радиально-упорный, упорный) выбирается в зависимости от величины, направления и соотношения сил, действующих на опору, характера нагрузок, частоты вращения вала и требуемого срока службы.

Отношение сил в зацеплении червячной передачи по формуле [1] c.118:

(6.9)

где - радиальное усилие в зацеплении, Н;

- осевое усилие в зацеплении, Н;

Для такого соотношения () соответствуют роликовые радиально-упорные однорядные подшипники. Принимаем радиально-упорные подшипники средней серии. По рекомендации [1] для вала червяка выполним одну опору с установкой радиально-упорного подшипника, а вторую - с установкой радиального роликового подшипника.

Для такого соотношения () соответствуют роликовые радиально-упорные однорядные подшипники.

Для червяка выбираем подшипники №7308 и 308;

Для колеса выбираем подшипники №7315.

Основные размеры и параметры подшипников представлены в таблице 6.4

Таблица 6.4

Условное обозначение подшипника	Размеры, мм	Грузоподъёмность, кН	Факторы приведённой нагрузки
								Динамическая	Статическая
7308	40	90	25,0	23	20	2,5	0,8	66,0	47,5	0,278	2,158	1,187
308	40	90	-	23	-	2,5	-	41,0	22,4	-	-	-
7315	75	160	40,5	37	31	3,5	1,2	180,0	148,0	0,328	1,829	1,006

Отношение сил в зацеплении цилиндрической передачи по формуле [1] c.118:

Для такого соотношения () соответствуют роликовые радиально-упорные однорядные подшипники. Для зубчатого колеса выбираем подшипники №7618. Основные размеры и параметры подшипников представлены в таблице 6.5.

Таблица 6.5

Условное обозначение подшипника	Размеры, мм	Грузоподъёмность, кН	Факторы приведённой нагрузки
								Динамическая	Статическая
7618	90	190	68,0	66,5	53,5	4,0	1,5	370,0	365,0	0,301	1,996	1,198



6.4 Эскизная компоновка редуктора

Эскизная компоновка устанавливает положение зубчатых колес редуктора, элементов открытых передач и муфты относительно опор с целью определения сил, действующих на опоры, и изгибающих моментов, действующих на валы.

Для выполнения компоновки составим таблицу необходимых размеров, аналогичную табл.9.6 [1] с. 126:

Таблица 6.4 - Необходимые размеры для выполнения компоновки

Параметры	Полученные значения, мм
	435
	128
	120
Толщина стенки	12
Ширина шкива В, мм	82
Ширина подшипника В, мм	23
Диаметр вала, на котором устанавливается внутреннее кольцо подшипника, мм:
для червяка	40
для червячного колеса	75
Расстояние между серединами опор на валу червяка, мм	400
Толщина крышки подшипника, мм
Толщина фланца крышки подшипника	7
Зазор между неподвижными вращающимися частями Х, мм	10
Расстояние между торцом подшипника и внутренней стенкой редуктора Y,мм	5



7. Проверочные расчеты

7.1 Определение реакций в опорах валов и построение эпюр изгибающих и крутящих моментов

Схему нагружения валов редуктора см. Приложении В.

Рассмотрим ведомый вал.

Дано:

Горизонтальная плоскость.

Определение реакций опор:

(7.1)

(7.2)

Проверка:

(7.3)

Определение изгибающих моментов:

Сечение 0<z1<90:

(7.4)

=0

=90

Сечение:

(7.5)

=0

=80

Сечение:

(7.6)

=0

=90

Сечение:

(7.7)



=0

=80

Вертикальная плоскость.

(7.8)

(7.9)

Проверка:

Определение изгибающих моментов:

Сечение:

(7.10)

=0

=90

Сечение:

(7.11)

=0

=80

Суммарные радиальные реакции опор:

(7.12)

Суммарные моменты:

(7.13)

Строим эпюру

Графическое изображение эпюр см. Приложение Г



7.2 Проверочный расчет шпоночных соединений

Зубчатые колеса, шкивы, звездочки и другие детали крепятся на валах с помощью шпоночных или шлицевых соединений, предназначенных для передачи крутящих моментов.

В редукторах общего назначения из-за простоты конструкции, сравнительно низкой стоимости и удобства сборки и разборки широко применяются соединения призматическими шпонками.

Схема шпоночного соединения представлена на рисунке 7.1

Рисунок 7.1-Схема шпоночного соединения

Сечение шпонки выбирается в зависимости от диаметра вала по таблице 11.4 [1] с. 148.

Длину шпонки принимают по длине ступицы с округлением в меньшую сторону до стандартной (примечание к таблице 11.4 [1] с. 148).

(7.14)

где - длина шпонки, мм;

- длина ступицы, мм,

Представим в виде таблицы основные размеры призматических шпонок используемых в редукторе, используя материал табл.11.4[1]:

Таблица 7.1- Основные размеры призматических шпонок редуктора

Диаметр вала d,мм	Сечение шпонки	Глубина паза	Длина шпонки l,мм
	B,мм	h,мм	t1,мм	t2,мм
Ведущий вал
22	8	7	4	3,3	40
Вал червяка
30	8	7	4	3,3	40
Вал червячного колеса
80	22	14	9	5,4	110
Рабочий вал
95	25	14	9	5,4	110

После определения размеров шпонок проводим проверочный расчет соединений по напряжениям смятия по [1] формула с. 147:

(7.15)

где - крутящий момент на валу;

- диаметр вала в месте посадки шпонки, мм;

- рабочая длина шпонки, мм;

(7.16)

(h-t1) - сминаемая высота шпонки;

-количество шпонок;

- допускаемые напряжения смятия, при стальной ступице, = 110-190МПа.

- по данным таблицы 2.1; - по данным таблицы 7.1;

- по расчетам; (h-t1)=(7-4) - по данным таблицы 7.1; принимаем равным 1;

Произведем проверочный расчет соединения по напряжениям смятия:

Шпонки удовлетворяет условиям нагружения:

7.3 Проверочный расчет вала

Проверочный расчет выполняют на совместное действие изгиба и кручения путем определения коэффициентов запаса прочности в опасных сечениях вала и сравнения их с допускаемым значением. Рекомендуется принимать [S] = 1,1-2,5.

Выбираем материал вала, механические характеристики которого отобразим в виде таблицы аналогичной табл.11.5[1] с. 150:



Таблица7.2 - Механические характеристики материала вала

	HB	МПа	МПа	МПа			МПа
Сталь 40Х	200	730	500	200	0,1	0,05	320

Определяем по расчетной схеме опасное сечение вала. Опасное сечение - сечение под подшипниками В. См. приложение.

Коэффициент запаса прочности S определяют по [1] формула с.149:

(7.17)

где S?- коэффициент запаса прочности по изгибным напряжениям;

S?- коэффициент запаса прочности по крутящим напряжениям.

Указанные коэффициенты определим по [1] формулы с.149:

(7.18)

(7.19)

где - пределы выносливости материала вала при симметричном цикле изгиба, МПа;

- амплитудные напряжения, МПа, рассчитываемые по [1] формула с.149:

; (7.20)

; (7.21)



где , -максимальные напряжения в опасном сечении, МПа.

Рассчитываем , по [1] формулы с.152:

(7.22)

(7.23)

где - суммарный изгибающий момент в опасном сечении, Н•мм;

W ? осевой момент сопротивления сечения, мм3. Рассчитаем его по [1] формула из таблицы 11.13 с. 153:

(7.17)

- суммарный момент на валу, Н•мм;

Wp - полярный момент сопротивления сечения вала, мм3. Рассчитаем его по [1] формула из таблицы 11.13 с.153:

(7.24)

, -средние напряжения цикла;

=0,

==3,75 МПа;

- эффективные коэффициенты концентрации напряжений, определяются по [1] формулы с. 150:

(7.25)

(7.26)

где -коэффициент влияния шероховатости поверхности.

=2,3, =2,15 - по данным таблицы 11.10 [1] с. 151; =1,1 по данным таблицы 11.11 [1] с. 152.

-коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения;

-коэффициент влияния поверхностного упрочнения;

- коэффициенты чувствительности к асимметрии цикла напряжений;

, - по данным таблицы 11.5 [1] с.150; , - по расчетам; =0; =3,4 МПа; , - в зависимости от формы детали таблицы 11.8-11.10 [1] с. 151 и шероховатости таблица 11.11 [1] с. 152; - по данным таблицы 11.6 [1] с. 150; - по данным таблицы 11.7 [1] с. 150; , - по данным таблицы 11. [1] с. 150.

Общий коэффициент запаса прочности S:

6,7 > 2,5.

Вал удовлетворяет условиям нагружения.

7.4 Проверочный расчет подшипника

Рассчитаем подшипник.

При установке роликовых конических однорядных подшипников по схеме «враспор» она имеет вид

Рисунок 7.2 - Схема нагружения опор

Осевые составляющие радиальных реакций роликовых подшипников определим по формуле [1] с.145:

(7.27)



Т. к. и , то

Эквивалентная загрузка по формуле [1] с.141:

(7.28)

где по [1] с.141.

Долговечность определяем по более нагруженному подшипнику.

(7.29)

Эквивалентную нагрузку считаем с учётом осевой по формуле [1] с.141

(7.30)

По таблице 11.3 [1] определяем отношение С/P:

? = 2,12.

По формуле [1] находим значение грузоподъемности:

Подшипник пригоден.



8 Выбор способа смазки и смазочного материала для передач и подшипниковых узлов

Подача смазки в редукторе картерная, так как окружная скорость в зацеплении зубчатых передач V<12-15 м/с . Она осуществляется окунанием венцов зубчатых колёс в масло, заливаемое внутрь корпуса. При смазывании окунанием объём масла, заливаемого в картер, определяется из расчёта (0,4-0,8) л масла на 1кВт передаваемой мощности.

Определим объём масла в редукторе по [1] формула с. 170:

(8.1)

где передаваемая мощность, Вт.

Объём масла в редукторе - 1,3 л.

Смазка зубчатого зацепления производится окунанием шестерни в масло, заливаемого внутрь корпуса до уровня обеспечивающего погружение шестерни на hm мм, определяемое по [1] формула с.170:

(8.2)

где - диаметр червячного колеса, мм.

Принимаем hm = 100 мм.

При скорости скольжения 1 < Vs < 2,5 м/c рекомендуемая вязкость масла 266 м2/c (по данным таблицы 13.3 [1] с. 173) при 50С принимают масло «Авиационное МО-22» по ГОСТ 21743 (по данным таблицы 13.4).

Подшипники смазывают пластичной смазкой, которую закладывают в подшипниковые камеры при сборке. Периодически смазку наполняют. Сорт Мазь универсальная тугоплавкая жировая 1-13 по ГОСТ 1631-61 для -60? 110С.

Контроль уровня масла осуществляется жезловым маслоуказателем, представленным на рисунке 8.1.

Рисунок 8.1 - Жезловый маслоуказатель.

Для слива масла из корпуса редуктора предусматривается маслосливное отверстие, размещаемое в нижней части корпуса и закрываемое резьбовой пробкой М16х1,5 представленной на рисунке 8.2.

Рисунок 8.2 - Пробка резьбовая

Во время работы редуктора повышается давление внутри корпуса в связи с нагревом масла и воздуха. Это приводит к выбрасыванию масла из корпуса через уплотнения и стыки. Чтобы избежать этого, внутреннюю полость корпуса соединяют с внешней средой путем установки сборной пробки-отдушины: М16х2, представленной на рисунке 8.3.



Рисунок 8.3 - Пробка - отдушина



9. Выбор посадок и квалитетов точности для сопряжений редуктора

Для обеспечения правильной сборки и нормальной работы изделия, действительные размеры деталей имеют некоторое рассеяние относительно номинальных размеров.

Номинальным размером называют размер изделия, полученный по расчету или выбранный по конструктивным соображениям.

Для того чтобы изделие отвечало своему целевому назначению, его размеры должны выдерживаться между двумя допустимыми предельными размерами, разность которых образуют допуск.

Зону между наибольшими и наименьшими предельными размерами называют полем допуска.

К различным соединениям предъявляют неодинаковые требования к условиям точности. Поэтому система допусков содержит 19 квалитетов: 01, 0, 1, 2, 3,..., 17 (в порядке убывания точности). Характер соединения деталей называют посадкой. Посадку характеризует разность размеров деталей до сборки. Посадки могут обеспечить в соединении зазор и натяг. Переходные посадки могут иметь зазор или натяг. Посадки характеризуются наибольшими зазором Smax и натягом Nmax . Деталь, у которой положение поля допуска остается без изменения и не зависит от вида посадки, называют основной деталью системы. Если этой деталью является отверстие, то соединение выполнено в системе отверстия. Основные отклонения обозначают буквами латинского алфавита:

- для отверстий - прописными буквами A, B, C, D и т.д.

- для валов - строчными буквами a, b, c, d, и т.д.

Преимущественно назначают посадки в системе отверстия с основным отверстием H.

Для посадок с зазором рекомендуют применять не основные валы f, g, h; для переходных посадок - js, k, m, n; для посадок с натягом - p, r, s.

Согласно рекомендации таблицы 14.1 [1] применены следующие посадки:

- посадки с зазором:

а) крышки торцовые узлов на подшипниках качения - посадка H8/h7,

б) наружные кольца подшипников качения в неподвижном корпусе - H7/10,

в) кольца распорные - посадка H8/h8,

г) шейки валов под манжеты - посадка h8.

- посадки с натягом:

а) внутренние кольца подшипников качения на валах - посадку LO/k6;

б) для соединения ступицы червячного колеса с валом (дополнительное крепление шпонкой) - посадка H7/р6;

- переходная посадка:

а) крепление полумуфты на вал - посадка H7/k6.

Допуск формы и расположения поверхностей указывают условными обозначениями по ГОСТ 2308 - 79.

редуктор зубчатый привод смазка



Заключение

При выполнении курсового проекта по “Деталям машин” были закреплены знания, полученные за прошедший период обучения в таких дисциплинах, как теоретическая механика, сопротивление материалов, материаловеденье.

Целью данного проекта является проектирование привода мешалок, который состоит как из стандартных (двигатель, муфта, болты, подшипники и т.д.) деталей, так и из деталей форма и размеры которых определяются на основе конструктивных, технологических, экономических и других нормативов (корпус и крышка редуктора, валы и др.).

В ходе решения поставленных задач, была основана методика выбора элементов привода, получены навыки проектирования, позволяющие обеспечить необходимый технический уровень, надёжность и долгий срок службы механизма.

Опыт и навыки, полученные в ходе выполнения курсового проекта, будут востребованы при выполнении как курсовых проектов по специальным дисциплинам, так и при выполнении дипломного проекта.



Реферат

Целью выполнения курсового проекта является проектирование привода мешалок.

В данной расчётно-пояснительной записке приведены кинематические расчёты проектируемого привода, расчёты основных параметров открытых ременной и зубчатой цилиндрической передач и закрытой червячной. Также приведены проверочные расчёты зубчатой передачи на контактную выносливость и расчёт зубьев на выносливость при изгибе. Произведен подбор подшипников входного и выходного валов закрытой передачи. Выполнен подбор смазки передач и подшипников. Произведен проверочный расчет валов, подшипников и шпонок.

В результате спроектирован привод мешалок оптимальных размеров и долговечностью узлов не менее 8 тыс. часов.

Графическая часть включает:

- сборочный чертёж редуктора - 1 лист А1;

- рабочие чертежи деталей - 3 листа А3.



Список использованных источников

1 Детали машин и основы конструирования: учебн. пособие по курсовому проектированию / сост. Дулевич А.Ф., Осоко С.А., Лось А.М., Царук Ф.Ф., Бельский С.Е. - Минск: БГТУ, 2006. - 230 с.

2 Атлас конструкций деталей и узлов механических приводов. / сост. Дулевич А.Ф., Сурус А.И. - Минск: БГТУ, 2009.

3 Дунаев П.Ф. Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: учеб. / П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов - М.: Высшая школа, 1998. - 444 с.

4 Курмаз Л.В. Детали машин. Проектирование. - учебн. пособие / Л.В. Курмаз, А.Т. Скойбеда - Минск: УП “Технопринт”, 2001. - 290 с.

5 СТП БГТУ 002-2007 / сост. М. М. Ревяко. - Минск: БГТУ, 2007. - 36 с.

Размещено на Allbest.ur

...