Размещено на http://www.allbest.ru/

Реферат

42с., 11рис., 8 табл., 5 источников информации.

ПРИВОД, РЕДУКТОР, ЗУБЧАТАЯ ПЕРЕДАЧА, КЛИНОРЕМЕННАЯ ПЕРЕДАЧА, БЫСТРОХОДНЫЙ ВАЛ, ТИХОХОДНЫЙ ВАЛ, МУФТА, СМАЗКА, ПОДШИПНИК, ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЬ.

Цель курсового проекта - обучение методам проектирования; закрепление, расширение и углубление теоретических знаний; развитие навыков по проведению инженерных расчетов по критериям работоспособности конструкции, технико-экономическому обеспечению конструкторских решений, оформлению текстовой и графической частей курсового проекта.

В курсовом проекте приведен расчет механического привода общего назначения, состоящего из электродвигателя, клиноременной и цилиндрической прямозубой передач, зубчатой компенсирующей муфты.

Содержание

ВВЕДЕНИЕ

1. расчет общего коэффициента полезного действия привода и требуемой мощности электродвигателя

2. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ

3. определение кинематических и силовых параметров на валах привода

4. РАСЧЕТ ЗУБЧАТОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ

5. РАСЧЕТ КЛИНОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ

6. ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ

7. ЭСКИЗНАЯ КОМПОНОВКА РЕДУКТОРА

7.1 КОНСТРУИРОВАНИЕ ВАЛОВ

7.2 ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ ВЫБОР ПОДШИПНИКОВ

7.3 выбор способа смазки передачи и подшипников

7.4 ВЫБОР КРЫШЕК ПОДШИПНИКОВЫХ УЗЛОВ И УПЛОТНЕНИЙ

7.5 ГРАФИЧЕСКАЯ ЧАСТЬ ЭСКИЗНОЙ КОМПОНОВКИ РЕДУКТОРА

8. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ВНУТРЕННИХ СИЛОВЫХ ФАКТОРОВ В СЕЧЕНИЯХ ВАЛА

9. ПРОВЕРКА ПОДШИПНИКОВ НА ДОЛГОВЕЧНОСТЬ

10. проверочный расчет быстроходного вала

11. выбор шпонок и проверка их на прочность

11.1 МЕТОДИКА ПРОВЕРКИ ШПОНКИ НА ПРОЧНОСТЬ

11.2 СОЕДИНЕНИЕ ЗУБЧАТОЕ КОЛЕСО - ВАЛ

11.3 ВЫХОДНОЙ УЧАСТОК БЫСТРОХОДНОГО ВАЛА

11.4 ВЫХОДНОЙ УЧАСТОК ТИХОХОДНОГО ВАЛА

12. ВЫБОР И РАСЧЕТ ЗУБЧАТОЙ МУФТЫ

13. РАЗМЕРЫ ЭЛЕМЕНТОВ РЕДУКТОРА

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ

Введение

Механический привод - важная часть современных машин и технологического оборудования. От рациональности выбора кинематической схемы привода и правильности его кинематического и силового расчета во многом зависят такие важные требования, предъявляемые к проектируемым машинам, как увеличение мощности при тех же габаритных размерах, повышение скорости и производительности, повышение коэффициента полезного действия, минимальная масса и низкая себестоимость изготовления. Все конструкции многовариантны. Конструктор всегда стремится найти лучший или оптимальный вариант, в наибольшей степени удовлетворяющий поставленной задаче.

Объектом курсового проекта является механический привод машины общего назначения, состоящий из изделий общемашиностроительного применения: механических передач, валов, подшипников, муфт и других. Основным элементом передаточного механизма привода является одноступенчатый горизонтальный цилиндрический редуктор - законченный механизм, который помимо снижения угловой скорости вращения увеличивает вращающий момент. Редуктор соединяется с двигателем упругой муфтой, а с рабочей машиной цепной передачей. В корпусе редуктора размещена зубчатая передача, неподвижно закрепленная на валах. Валы опираются на подшипники качения, размещенные в гнездах корпуса.

1. РАСЧЕТ ОБЩЕГО КОЭФФИЦИЕНТА ПОЛЕЗНОГО ДЕЙСТВИЯ ПРИВОДА И ТРЕБУЕМОЙ МОЩНОСТИ ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ

Рисунок 1 - Кинематическая схема привода.

электродвигатель вал привод шпонка

Расчет начинаем с нумерации валов привода. Так как силовой поток направлен от двигателя к исполнительному механизму, валы нумеруем в следующем порядке:

При передаче вращательного движения от вала двигателя к валу исполнительного механизма неизбежны потери энергии, обусловленные трением в передачах, подшипниках и муфтах.

Величину потерь энергии оценивают с помощью коэффициента полезного действия (КПД) привода, который в нашем случае будет определяться зависимостью:

, (1)

где - общий КПД привода;

- КПД муфты;

- КПД цилиндрической зубчатой закрытой передачи;

- КПД ременной передачи;

- КПД пары подшипников каждого вала.

Подставив выбранные значения в зависимость (1), получим:

Значение общего КПД привода показывает, что потери энергии составят около 11%, то есть требуемая мощность на валу двигателя (на входе привода) должна быть на 11% больше чем мощность на валу исполнительного механизма (на выходе).

Для нашего примера требуемая мощность двигателя составит:

кВт (2)

Таблица 1 - Значения КПД элементов механического привода.

Элемент привода
Закрытая зубчатая цилиндрическая передача	0,97
Ременная передача	0,95
Муфта соединительная	1
Подшипники качения (одна пара)	0,99

2. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ

Для обеспечения требуемой мощности кВт на входе привода следует выбрать электродвигатель ближайшей большей номинальной мощности кВт. Этой мощности соответствуют 4 типоразмера двигателей, из которых нужно выбрать тот, номинальная частота вращения которого ближе остальных подойдет к значению расчетной частоты вращения .

Для расчета частоты вращения электродвигателя (на входе привода) необходимо прежде определить общее передаточное число передаточного механизма. В рассматриваемом примере передаточный механизм составляют две последовательно включенные передачи:

- закрытая зубчатая цилиндрическая передача (редуктор);

- ременная передача.

Выбираем передаточные числа из стандартного ряда:

- передаточное число зубчатой закрытой передачи (редуктора) ;

- передаточное число ременной передачи .

Тогда общее передаточное отношение привода будет равно:

(3)

С учетом выбранных передаточных отношений определяем частоту вращения вала двигателя:

об/мин (4)

Таблица 2 - Выбор электродвигателя.

Тип двигателя	Номинальная мощность, кВт	Номинальная частота вращения, мин.-1
4А132М2У3	11	2930
4А132М4У3	11	1460
4А160S6У3	11	975
4А160М8У3	11	730

В соответствии с рассчитанной мощностью Р=10.11 кВт и частотой вращения n=1125 об/мин подбираем электродвигатель.

Расчетным параметрам наиболее соответствует электродвигатель 4А160S6У3 с мощностью кВт и номинальной частотой вращения об/мин .

3. ОПРЕДЕЛЕНИЕ КИНЕМАТИЧЕСКИХ И СИЛОВЫХ ПАРАМЕТРОВ НА ВАЛАХ ПРИВОДА

Этот расчет необходимо начать с разбивки общего передаточного числа привода u между его ступенями.

В рассматриваемом курсовом проекте в схеме привода есть клиноременная передача, а также одноступенчатый зубчатый цилиндрический редуктор. Для разбивки u необходимо задаться стандартным значением передаточного числа зубчатой передачи редуктора в соответствии с рекомендуемым интервалом из стандартного ряда.

При выборе этого двигателя получим окончательное значение общего передаточного отношения привода:

(5)

Сохраняя для зубчатой закрытой передачи значение передаточного отношения , уточняем передаточное отношение клиноременной передачи:

(6)

Кинематический расчет заключается в определении частот вращения валов привода.

1. Входным валом привода является вал электродвигателя, следовательно, его частота вращения будет равна , то есть:

об/мин (7)

2. Частота вращения второго вала будет равна, при передаточном числе ременной передачи :

об/мин (8)

3. Частота вращения тихоходного вала редуктора через зубчатую передачу при :

об/мин (9)

4. Частота вращения ведущего вала транспортера на одном валу с зубчатым колесом редуктора:

об/мин (10)

Силовой расчет заключается в определении величин вращающих моментов на валах привода.

1. Вращающий момент на входном валу привода (валу электродвига- теля) определяется по зависимости:

(11)

Величины вращающих моментов на остальных валах привода будут определяться с учетом передаточных чисел передач и потерь энергии, обусловленных трением в передачах и подшипниках.

2. Вращающий момент на быстроходном валу редуктора изменится за счет ременной передачи, а также небольшими потерями энергии в подшипниках и ременной передачи:

(12)

3. Вращающий момент тихоходного вала редуктора изменится за счет зубчатой передачи, а также небольшими потерями энергии в подшипниках:

(13)

4. Вращающий момент ведущего вала транспортера будет уже зависеть только от потерь в муфте и подшипниках:

(14)

Таблица 3 - Техническая характеристика привода.

Вращающий момент на выходном валу привода, Н*м	1040
Частота вращения выходного вала, об/мин	90
Общее передаточное число	10.83
Общий КПД привода	0.89

4. РАСЧЕТ ЗУБЧАТОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ

Проектирование зубчатой цилиндрической (редукторной) передачи является вторым этапом проектирования привода общего назначения, в ходе которого определяются геометрические параметры передачи, необходимые для начала эскизной компоновки будущего привода, а также усилия, возникающие в зубчатом зацеплении.

Исходные данные принимаются по результатам предыдущих расчетов:

- номинальный вращающий момент на ведомом валу проектируемой цилиндрической передачи: ;

- номинальная частота вращения ведущего вала передачи об/мин;

- передаточное отношение цилиндрической передачи ;

- коэффициент пиковой нагрузки

- допускаемые контактные напряжения ;

- допускаемые максимальные контактные напряжения:

.

Рисунок 2 - Геометрические параметры цилиндрической зубчатой передачи

Предварительное значение межосевого расстояния а (рисунок 2) из условия контактной выносливости рабочих поверхностей зубьев рассчитываем по формуле:

(15)

где - вращающий момент на валу колеса;

- коэффициент ширины колеса, при симметричном

расположении относительно опор: .

Тогда предварительное межосевое расстояние примет значение:

мм

Рассчитанную величину округляем до ближайшего значения по единому ряду главных параметров редуктора: 25, 28, 30, 32, 36, 40, 45, 50, 56, 63, 71, 80, 90, 100, 112, 125, 140, 160, 180, 200, 224, 250, 280, 315, 355, 400.

Принимаем мм

Предварительная ширина зубчатых колес и шестерни соответствует произведению:

мм; (16)

мм. (17)

Полученные расчетные значения округляем и принимаем:

, .

При твердости зубьев НВ 350 нормальный модуль зацепления выбирают из стандартного ряда в рекомендованном интервале:

(18)

Для силовых передач значение модуля m должно быть 1,0 мм и соответствовать по ГОСТ 9565-80 ряду (мм): 1,0; 1,25; 1,5; 1,75; 2,0; 2,25; 2,5; 2,75; 3,0; 3,5; 4,0; 4,5; 5,0; 5,5; 6,0. Жирным шрифтом выделены предпочтительные значения модулей.

Принимаем нормальный модуль зацепления прямозубой цилиндрической передачи .

Предварительное суммарное число зубьев для прямозубых цилиндрических колес вычисляют по отношению:

(19)

Предварительное значение числа зубьев шестерни находят из отношения:

(20)

Принимаем: .

Число зубьев колеса:

(21)

Фактическое передаточное число равно:

(22)

Отклонение фактического передаточного числа от расчетного составляет:

<4% (23)

Отклонение фактического передаточного числа от расчетного находится в допустимых пределах.

Наиболее частый вид разрушения закрытых зубчатых передач - усталостное выкрашивание боковых (рабочих) поверхностей зубьев. С целью исключения возможного отказа передачи по этой причине проводят проверочный расчет на контактную прочность по условию:

(24)

где - коэффициент динамичности нагрузки зубьев колеса при

контактных напряжениях. Он зависит от окружной скорости

вращения колес , рассчитываемой по зависимости:

(25)

Этой скорости соответствует 9-я степень точности. Тогда при скорости 1.57 м/с , 9-й степени точности и твердости зубьев выбираем .

Действительное контактное напряжение равно (24):

т.е. условие поверхностной прочности зубьев при переменном режиме нагружения выполняется.

Разница между расчетными и допускаемыми напряжениями определяют по зависимости:

<15% (26)

- недогрузка передачи составляет 9.86%, что является допустимым, так как находится в пределах 15%.

Также допускается превышение действительного контактного напряжения над допускаемым в пределах 4%.

Расчетное максимальное напряжение при кратковременных перегрузках имеет вид:

< (27)

Поскольку расчетное максимальное напряжение меньше допускаемого, то условие статической контактной прочности при кратковременных перегрузках выполняется.

Делительные диаметры шестерни и колеса составляют:

(28)

Делительные диаметры должны удовлетворять условию:

(29)

Диаметры окружности вершин зубьев шестерни и колеса вычисляют по зависимости:

(30)

Рассчитывают диаметры окружности впадин зубьев:

(31)

В прямозубой цилиндрической передаче при работе появляются силы в зацеплении зубьев, показанные на рисунке 3.

Рисунок 3 - Схема сил в зацеплении цилиндрических прямозубых
зубчатых колес

В зацеплении работающей зубчатой передачи возникает сила нормального давления, которую раскладывают на составляющие:

- окружная сила

(32)

- радиальная сила

(33)

- нормальная сила

(34)

Конструктивные размеры зубчатого колеса показаны на рисунке 4 и приведены в таблице 5. В качестве исходного размера используется диаметр посадочной поверхности вала dК под колесо, который будет получен в пункте 10 расчета.



Рисунок 4 - Цилиндрическое зубчатое колесо

Таблица 5 - Размеры зубчатого колеса, мм.

Параметр	Формула	Расчет
Диаметр ступицы
Длина ступицы		Примем
Толщина обода		Примем
Диаметр обода
Толщина диска
Диаметр центров отверстий в диске
Диаметр отверстий
Фаски

5. РАСЧЕТ КЛИНОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ

Исходными данными для расчета клиноременной передачи, например, являются:

- вращающий момент на валу ведущего шкива (момент на валу электродвигателя), в рассматриваемом примере Т1 = 180000 Н мм;

- мощность на валу ведущего шкива (это требуемая мощность электродвигателя) Р1 = 11 кВт;

- частота вращения ведущего шкива (это номинальная частота вращения вала электродвигателя) n1 = 975 мин-1;

передаточное число передачи u = uРП= 2,16.

Расчет клиноременной передачи начинается с выбора сечения ремня по номограмме на рисунке 6 в зависимости от мощности Р1 и частоты вращения n1. По исходным данным примера подходит клиновой ремень сечения В Выбранному сечению В соответствуют размеры, мм: b0 = 22; bР = 19;

y0 = 5; h = 13.5; площадь сечения А = 230 мм2.

Рисунок 5 - Геометрические и силовые параметры клиноременной

Передачи.

Минимально допускаемое значение диаметра ведущего шкива d1 зависит от сечения ремня: для сечения А - d1 = 90 мм; для сечения Б - d1 = 125 мм; для сечения В - d1 = 200 мм; для сечения Г - d1 = 315 мм. В целях повышения срока службы ремней рекомендуется принимать в качестве диаметра ведущего шкива следующее (или через одно) значение после минимально допустимого диаметра из стандартного ряда диаметров. Принимаем d1 = 224 мм.

Рисунок 6 - Монограмма для выбора клиновых ремней нормального сечения.

Определим расчетный диаметр ведомого шкива , мм:

(35)

Расчетное значение диаметра округляем до ближайшего стандартного значения. Принимаем d2 = 500 мм.

Определим фактическое передаточное число ременной передачи :

(36)

где = 0,01 … 0,02 - коэффициент скольжения.

Проверим отклонение фактического передаточного числа от заданного передаточного числа :

(37)

Определим предварительное значение межосевого расстояния ременной передачи в интервале :

(38)

(39)

Межосевое расстояние принимается в рассчитанном интервале после эскизной компоновки привода. В курсовой работе она не выполняется, поэтому можно принять среднее значение межосевого расстояния .

Определим расчетную длину ремня:

(40)

Полученное значение длины ремня округляем до ближайшего стандартного значения. Принимаем L = 2500 мм. Уточняем значение межосевого расстояния передачи по стандартной длине ремня L:

(41)

Для монтажа ремней на шкивах необходимо предусмотреть в конструкции привода возможность уменьшения межосевого расстояния передачи на 1…2% и возможность его увеличения на 5,5% для регулировки натяжения ремней при эксплуатации.

Определим угол обхвата ремнем ведущего шкива , град.:

(42)

Определим скорость ремня , м/с

(43)

Определим расчетную мощность , кВт, передаваемую одним клиновым ремнем проектируемой передачи:

(44)

где номинальная мощность, кВт, передаваемая одним клиновым ремнем базовой передачи. Для рассматриваемого примера .

поправочные коэффициенты, выбираемые для условий работы проектируемой передачи.

Определим для рассматриваемого примера поправочные коэффициенты (при отношении) тогда поправочные коэффициенты

Определим мощность, передаваемую одним ремнем, по формуле (44):

Требуемое число ремней Z определяется по формуле:

(45)

где Р1 - мощность передаваемая через передачу, кВт;

- коэффициент числа ремней.

Окончательно выбираем Z = 4 (округляем в большую сторону до целого числа от Z/). В проектируемых передачах малой и средней мощности рекомендуется принимать число клиновых ремней Z меньше или равно 6. При необходимости уменьшить расчетное количество ремней Z следует увеличить диаметр ведущего шкива d1 или перейти на большее сечение ремня.

Определим силу предварительного натяжения одного ремня по формуле:

(47)

где коэффициент, учитывающий влияние центробежных сил.

Определим силу давления на валы передачи , Н, (рисунок 5):

 (48)

Основные геометрические размеры шкива показаны на рисунке 7.

Определяем рабочий ресурс ремней:

Установленный ГОСТ 1284.2-80 ресурс ремней должен быть при легком режиме работы не менее 5000 часов, при среднем режиме 2000 часов, при тяжелом 1000 часов, при тяжелом 500 часов.

Ресурс ремня :

ч.

где ч. - типовой ресурс ремня;

- коэффициент пиковой нагрузки;

- коэффициент климатических условий.

Рассчитаем размеры только ведомого шкива, так как он изображается на чертеже общего вида редуктора (таблица 6). Для расчета параметров ступицы ведомого шкива используется диаметр выходного участка быстроходного вала редуктора dВ1, который будет получен в пункте 10 курсового проекта.

В проектируемых ременных передачах при скорости ремня V до 30 м/с шкивы изготавливаются литыми из чугуна СЧ 15.

Таблица 6 - Размеры ведомого шкива, мм

Параметр (рис. 7)	Формула	Расчет
Диаметр шкива конструктивный	de2 = d2 + 2 t	de2 = 500 + 2 5.7 = 511,4
Ширина шкива	B = (Z-1) p + 2 f	B = (4-1) 25.5 + 2 17 = 110.5
Канавки	Размеры в таблице Б.3[3]
Толщина обода	= (1,1 … 1,3) h	= 1,2 h = 1,2 14.3 = 17.16
Толщина диска	С = (1,2…1,3)	С = 1,25 17.16 = 21.45
Отверстия в диске	См. таблицу 7 [3]
Диаметр ступицы	dcт = 1,6 dВ1	dcт = 1.6 42 = 67.2
Длина ступицы	Lст = (1,0 … 1,5) dВ1	Lст = (1,0 … 1,5) 42 = 42…63
Примечание: размеры t, p, f, h из таблицы Б. 3[3]

Рисунок 7 - Конструкция шкива

6. ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ

Вал при работе испытывает сложное нагружение: деформации кручения и изгиба. Однако проектный расчет валов проводится из условия прочности на чистое кручение, а изгиб вала и концентрация напряжений учитываются пониженными допускаемыми напряжениями на кручение, которые выбираются в интервале [] = 15…20 МПа. Меньшее значение [] принимается для расчета быстроходных валов, большее - для расчета тихоходных валов.

Наименьший диаметр выходного участка быстроходного вала dВ1, мм (рисунок 8) равен:

(49)

Наименьший диаметр выходного участка тихоходного вала dВ2, мм, (рисунок 9) равен:

(50)

где Т2, Т3 - номинальные вращающие моменты соответственно на входном (быстроходном) и выходном (тихоходном) валах редуктора.

Полученные расчетные значения диаметров выходных участков валов d/В1, d/В2 округляются до ближайшего большего стандартного значения из ряда, мм: 20, 21, 22, 24, 25, 26, 28, 30, 32, 34, 35, 36, 38, 40, 42, 45, 48, 50, 52, 55, 60, 63, 65, 70, 75, 80, 85, 90, 95, 100, 105, 110, 120, 125.

Окончательно выбираем dВ1 = 42 мм, dВ2 = 63 мм.

Остальные размеры участков валов (рисунки 8, 9) назначаются из выше приведенного ряда стандартных диаметров в сторону увеличения, исходя из конструктивных и технологических соображений.

Для быстроходного вала (рисунок 8):

-диаметр вала под уплотнение и подшипник: ;

-диаметр буртика для упора подшипника: .

Для тихоходного вала (рисунок 9):

-диаметр вала под уплотнение и подшипник: ;

-диаметр под зубчатое колесо: ;

-диаметр буртика для упора колеса: .

Рисунок 8 - Быстроходный вал



Рисунок 9 - Тихоходный вал

7. ЭСКИЗНАЯ КОМПОНОВКА РЕДУКТОРА

7.1 Конструирование валов

Шестерня может быть выполнена с валом как одна деталь (вал шестерня), если выполняется следующее условие

, (51)

где - диаметр окружности впадин шестерни (рисунок 2). Расчет

этого размера проводился в пункте 4;

- диаметр буртика (рисунок 8). Рассчитан в пункте 6.

Для рассматриваемого вала . А . Условие (51) выполняется, следовательно быстроходный вал изготавливается как вал-шестерня.

7.2 Предварительный выбор подшипников

В редукторах применяют в основном подшипники качения. Выбор типа подшипника зависит от нагрузок, действующих на вал. В рассматриваемом случае действуют только радиальные силы, поэтому применяем радиальные шарикоподшипники, параметры которых сведем в таблицу 7. Для быстроходного вала выбираем подшипники средней серии, а для тихоходного - легкой серии.

Таблица 7 - Выбор радиальных шарикоподшипников.

Наименование вала	Обозначение подшипника	Размеры, мм	Грузоподъем-ность, кН
Быстроходный	309	45	100	25	2.5	52.7	30.0
Тихоходный	213	65	120	23	2.5	56.0	34.0

7.3 Выбор способа смазки, передачи и подшипников

Зубчатая цилиндрическая передача в вертикальном редукторе смазывается жидким маслом методом окунания колеса в масляную ванну, роль которой играет корпус редуктора. Так как величина окружной скорости в зацеплении зубчатых колес , то подшипники смазываются пластичной смазкой, а подшипниковые узлы изнутри закрываются мазеудерживающими кольцами (рисунок 10) для предотвращения вымывания пластичного смазочного материала жидким, применяемым для смазывания зацепления. Мазеудерживающее кольцо вращается вместе с валом и имеет две - четыре круговые или винтовые канавки треугольного сечения; зазор между кольцом и корпусом 0,1…0,3 мм (на чертежах не показывается); выход за торец корпуса С = 1…2 мм.

Ширина мазеудерживающего кольца b и ширина его буртиков выбираются конструктивно в зависимости от размеров редуктора.



Рисунок 10 - Подшипниковый узел

7.4 Выбор крышек, подшипниковых узлов и уплотнений

Для герметизации подшипниковых узлов редуктора и осевой фиксации подшипников применяются крышки. Для проектируемого редуктора используем врезные крышки из материала СЧ 15. Размеры крышек определяем в зависимости от диаметра наружного кольца подшипника D.

Для предотвращения вытекания смазочного материала из подшипниковых узлов, а также защиты их от попадания пыли, грязи и влаги, в крышках с отверстием для выходного конца вала размещаемся уплотнение - резиновые армированные манжеты, размеры которых выбираем по диаметру вала под уплотнение.

Во время работы привода происходит нагрев деталей и масла, что приводит к линейному удлинению валов редуктора. Для компенсации этого расширения предусматриваем осевой зазор в подшипниковых узлах , который на чертеже общего вида не показываем. Регулировку осевого зазора производим с помощью набора металлических прокладок, который устанавливаем между подшипником крышкой.

7.5 Графическая часть эскизной компоновки редуктора

Выполнение эскизной компоновки редуктора проводим в несколько этапов.

На первом этапе откладываем межосевое расстояние и вычерчиваем зубчатую цилиндрическую передачу, размеры которой получены в пункте 4.

На втором этапе прочерчиваем границу внутренней стенки редуктора на расстоянии X = 8…12 мм от элементов зубчатой цилиндрической передачи.

На третьем этапе вычерчиваем ступени валов на соответствующих осях по диаметральным размерам, полученным в проектном расчете валов (пункт 6). Длины участков валов , , , , , , , получаем из следующих рассуждений.

Длина участка быстроходного вала под шкив:

(52)

Длина участка быстроходного вала под крышку с уплотнением и подшипник:

(53)

Длины участков валов, находящихся внутри корпуса редуктора:

(54)

Длина участка быстроходного вала под подшипник:

(55)

Длина участка вала под полумуфту:

(56)

Длина участка тихоходного вала под крышку с уплотнением и подшипник (определяем по формуле 52):

(57)

Длина участка тихоходного вала под подшипник (определяем по формуле 55):

(58)

На четвертом этапе дорисовываются подшипники по своим габаритным размерам (таблица 7) и определяются для валов размеры , , которые являются плечами приложенных к валу сил. Определение этих размеров позволяет провести проверочный расчет валов на прочность и расчет подшипников на долговечность.

8. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ВНУТРЕННИХ СИЛОВЫХ ФАКТОРОВ В СЕЧЕНИЯХ ВАЛА

В курсовом проекте проверочный расчет выполняем только для быстроходного вала, как более нагруженного. Расчет вала проводим на совместное действие изгиба и кручения. Для начала необходимо определить внутренние силовые факторы в сечениях вала. Составим расчетную схему вала (рисунок 11а). К быстроходному валу прикладываем силы от зубчатой цилиндрической прямозубой передачи, значения которых получены в пункте 4. Размеры участков быстроходного вала получены после эскизной компоновки редуктора (пункт 7.5)

Рассмотрим вертикальную плоскость xOy (рисунок 11б). Окружную силу в зацеплении зубчатых колес перенесем на ось вала, добавив момент.

(59)

От действия окружной силы возникают реакции в опорах:

(60)

Максимальное значение изгибающего момента в вертикальной плоскости (рисунок 11в), равно

(61)

Рассмотрим горизонтальную плоскость xOz (рисунок 11г).

От действия радиальной силы возникают реакции в опорах:

 (62)

(63)

(64)

(65)

В точке сечения вала В изгибающий момент:

(66)

В точке сечения вала К изгибающий момент:

(67)

Далее необходимо построить суммарную эпюру изгибающих моментов (рисунок 11е) по зависимости:

. (68)

Максимальный суммарный изгибающий момент равен:

.

На участке вала от точки приложения сил от зубчатой передачи до конца выходного участка (рисунок 11а) действует также и крутящий момент , эпюра которого показана на рисунке 11ж.

Рисунок 11 - Схема нагружения быстроходного вала, эпюры внутренних силовых факторов

9. ПРОВЕРКА ПОДШИПНИКОВ НА ДОЛГОВЕЧНОСТЬ

Для проверки подшипников на долговечность необходимо сначала определить суммарные радиальные реакции в опорах вала.

. (69)

. (70)

Выбранные в пункте 7.2 подшипники для быстроходного вала проверяются на долговечность по наиболее нагруженной опоре, т.е. по .

, (71)

где - частота вращения быстроходного вала;

- динамическая грузоподъемность подшипника быстроходного вала, определенная в пункте 7.2;

P - приведенная нагрузка, которая для постоянного режима нагружения определяется по зависимости:

, (72)

где - коэффициент, учитывающий, какое кольцо подшипника вращается. При вращении внутреннего кольца подшипника ;

- коэффициент режима нагрузки, при умеренных колебаниях нагрузки ;

- температурный коэффициент. Так как при работе редуктор не нагревается выше 100, то можно принять .

Приведенная нагрузка по формуле (72) равна:

. (73)

Долговечность подшипника по формуле (71) равна:

(74)

Расчетная долговечность подшипника больше допускаемой

10. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ БЫСТРОХОДНОГО ВАЛА

Цель проверочного расчета состоит в проверке соблюдения следующего неравенства в опасном сечении вала

, (75)

где - расчетный и допускаемый коэффициент запаса прочности

( для валов общего назначения).

Опасным будем считать сечение вала, где возникают наибольшие изгибающие и крутящие моменты. В рассматриваемом случае таким сечением является сечение зубчатого рельефа.

Расчетный коэффициент запаса прочности равен:

, (76)

где - коэффициенты запаса прочности соответственно по нормальным и касательным напряжениям, рассчитываемые по формулам:

; , (77)

где - пределы выносливости материала вала при симметричных циклах изгиба и кручения. Выбираем материал вала - сталь 40Х, термообработка - улучшение: , . Тогда пределы выносливости материала вала определяются по эмпирическим зависимостям:

,

;

- эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении в опасном сечении, которые выбираются по виду концентратора напряжений. Для быстроходного вала t/r =2.5/1.0=2.5, r/d=1/50=0.2, тогда принимаем: ;

- коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности вала, ;

- масштабные факторы для нормальных и касательных напряжений. Для рассматриваемого случая ;

- амплитуды циклов напряжений, МПа;

- средние значения циклов напряжений, МПа;

- коэффициенты, учитывающие влияние среднего напряжения цикла на коэффициент запаса прочности. Для данного случая , .

Напряжения изгиба изменяются по симметричному циклу, поэтому амплитуда и среднее значение цикла равны:

,, (78)

где - максимальный изгибающий момент в опасном сечении вала (рисунок 11е), ;

W - момент сопротивления сечения, который равен:

. (79)

Амплитуда цикла напряжения изгиба по формуле (78) равна:

.

Напряжения кручения при нереверсивном вращении вала изменяются по отнулевому циклу, поэтому амплитуда и среднее значение цикла равны:

, (80)

где - крутящий момент в опасном сечении вала (рисунок 9ж),

;

- полярный момент сопротивления сечения, который равен:

, (81)

Амплитуда и среднее значение цикла напряжения кручения по формуле (85) равны:

. (82)

Коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям по формулам (82) равны:

,

. (83)

Расчетный коэффициент запаса прочности по формуле (81) равен:

. (84)

Расчетный коэффициент запаса прочности больше допускаемого по условию (75), значит, вал работоспособен.

11. ВЫБОР ШПОНОК И ПРОВЕРКА ИХ НА ПРОЧНОСТЬ

11.1 Методика проверки шпонки на прочность

Выбор сечения шпонки осуществляем по диаметру вала d. Длину шпонки выбираем на 5…10 мм короче длины ступицы сопрягаемой с валом детали из стандартного ряда. Выбранная шпонка проверяется на смятие по условию прочности:

, (85)

где - расчетное напряжение смятия, определяемое по формуле:

, (86)

где - вращающий момент, передаваемый валом, ;

- размеры соединения, мм;

- расчетная длина шпонки, мм, которая для призматической шпонки с закругленными торцами равна:

; (87)

- допускаемое напряжение смятия, которое для стальной ступицы равно 80…120 МПа.

В конструкции редуктора применено три шпоночных соединения: зубчатое колесо - вал и выходные участки быстроходного и тихоходного вала для крепления шкива клиноременной передачи и полумуфты соответственно. Выберем и проверим эти три шпонки.

11.2 Соединение зубчатое колесо - вал

Для диаметра тихоходного вала под зубчатым колесом выбираем сечение шпонки . Глубина шпоночного паза в тихоходном валу редуктора . Выбираем длину шпонки .

Тогда расчетная длина шпонки по формуле (87) равна:

.

Проверим выбранную шпонку на смятие по формуле (86):

.

Действительное напряжение смятия меньше равно допускаемому, значит, выбранная шпонка работоспособна.

11.3 Входной участок быстроходного вала

Для входного диаметра быстроходного вала выбираем сечение шпонки . Глубина шпоночного паза в быстроходном валу редуктора , . Тогда расчетная длина шпонки по формуле (87) равна: .

Проверим выбранную шпонку на смятие по формуле (86):

.

Действительное напряжение смятия в пределах допустимого, значит, выбранная шпонка работоспособна.

11.4 Выходной участок тихоходного вала

Для выходного диаметра тихоходного вала выбираем сечение шпонки . Глубина шпоночного паза в тихоходном валу редуктора . Длина выходного участка тихоходного вала равна 95 мм, выбираем длину шпонки . Тогда расчетная длина шпонки по формуле (87) равна: .

Проверим выбранную шпонку на смятие по формуле (86):

.

Действительное напряжение смятия в пределах допускаемого, значит, выбранная шпонка работоспособна.

12. ВЫБОР И РАСЧЕТ ЗУБЧАТОЙ МУФТЫ

По заданию дана зубчатая муфта компенсирующая, которая компенсирует все возможные смещения осей валов - осевые, радиальные, угловые, но они не смягчают толчков, поэтому относятся к группе жестких компенсирующих муфт.

Муфта состоит из двух закрепленных на концах валов втулок с наружными зубьями эвольвентного профиля и охватывающей их обоймы с внутренними зубьями. Таким образом, передача вращающего момента осуществляется зубчатыми парами.

Для компенсации смещений валов в муфтах предусмотрены торцевые зазоры , вершины зубьев втулок обрабатываются по сферической поверхности, зубчатое зацепление выполняют с увеличенными боковыми зазорами, а боковым поверхностям зубьев придают бочкообразную форму.

Детали зубчатых муфт изготовляют из стали 40 или из стального литья. Для уменьшения интенсивности изнашивания зубьев в муфту заливают смазочный материал большой вязкости.

Считают, что нагрузка распределяется равномерно между всеми зубьями и что контакт зубьев происходит в пределах всей длины b и рабочей высоты , которая складывается из высот головок зуба втулки и зуба обоймы.

Условие износостойкости:

, (88)

где Р - давление на поверхности зубьев, МПа;

b - длина зуба, мм;

- диаметр делительной окружности, мм: ;

z - число зубьев втулки; m - модуль зацепления, мм;

[P]= 12...15 МПа -- допускаемое давление.

Подставим значения в формулу (88), получим:

Как видим условие выполняется.

Таблица 8 - Размеры зубчатой муфты [5. табл.17.6]

d, мм	A, мм	D, мм	D1, мм	D2, мм	L, мм	B, мм	l, мм	b, мм	z
63	95	190	143	90	205	31.5	95	20	40

Для повышения износостойкости зубья подвергают термообработке до твердости HRC40 для зубьев полумуфт и HRC35 для зубьев половин обоймы. Тихоходные зубчатые муфты (при v>5 м/с) изготовляют с твердостью зубьев не ниже НВ280. Для уменьшения износа зубьев муфты в ее обойму заливают масло большой вязкости. Размеры зубчатой муфты принимают по таблицам ГОСТа в зависимости от расчетного крутящего момента муфты:

, (89)

где k1 - коэффициент безопасности;

k2 - коэффициент условий работы муфты;

T3 - номинальный крутящий момент, определяемый по формуле.

Значения коэффициента безопасности k1=1...1,8 принимают в зависимости от последствий, которые повлечет за собой поломка муфты.

Значения коэффициента условий работы муфты k2 принимают:

- при спокойной работе - 1;

- при неравномерной работе - 1...1,3;

- при тяжелой работе с ударами - 1,3...1,5.

Тогда по формуле (89) рассчитаем:

Проверочный расчет на прочность зубчатой муфты производят по формуле:

, (90)

где - максимальный кратковременно передаваемый муфтой крутящий момент; значение Тк принимают по ГОСТ 5006-55, принимаем :

Условие выполняется.

13. РАЗМЕРЫ ЭЛЕМЕНТОВ РЕДУКТОРА

Крышки подшипников

(наружный диаметр крышки подшипника быстроходного вала), мм:

, (91)

(наружный диаметр крышки подшипника тихоходного вала), мм:

, (92)

(диаметр окружности, проходящей через центр тел качения), мм:

(93)

Резьбовые соединения

(диаметр отверстий под фундаментные болты), мм:

, (94)

(диаметр болтов у подшипников и на фланцах), мм:

, (95)

(диаметр винтов на крышках подшипников), мм:

, (96)

(диаметр винтов на крышках подшипников), мм:

, (97)

(диаметр окружности шестигранника гайки и болта), мм:

, (98)

(диаметр штифтов), мм:

. (99)

Размеры элементов корпуса редуктора

(радиус скругления корпуса редуктора вокруг шестерни), мм:

, (100)

(радиус скругления корпуса редуктора вокруг зубчатого колеса), мм:

, (101)

(толщина стенки редуктора), мм, принимаем 10мм.

(глубина картера редуктора), мм:

, (102)

(толщина верхнего и нижнего фланца редуктора), мм:

, (103)

(толщина нижнего пояса корпуса редуктора), мм:

, (104)

(толщина ребер корпуса), мм:

, (105)

(высота бобышки корпуса редуктора), мм:

, (106)

(ширина бобышки корпуса редуктора), мм:

, (107)

(расстояние до оси болта у подшипника), мм:

, (108)

(высота уровня масла), мм:

, (109)

(расстояние до центра грузовой петли), мм:

, (110)

(радиус скругления грузовой петли), мм:

, (111)

(диаметр отверстия грузовой петли), мм:

, (112)

(ширина фланца редуктора), мм:

, (113)

(ширина нижнего пояса корпуса редуктора), мм:

(114)

Заключение

В курсовом проекте был рассчитан механический привод общего назначения, состоящий из электродвигателя, клиноременной и цилиндрической прямозубой передач, муфты.

Выполнив курсовой проект я получил навыки в применении методов проектирования; закрепил, расширил и углубил теоретические знания; развил навыки по проведению инженерных расчетов по критериям работоспособности конструкции, технико-экономическому обеспечению конструкторских решений, оформлению текстовой и графической частей курсового проекта.

Список использованных источников

1. Иванов М. Н. Детали машин: Учебник для студентов высших технических учебных заведений. - 5-е изд., перераб. - М.: Высшая школа, 1991. - 383 с.

2. Дунаев П. Ф., Леликов О. П. Конструирование узлов и деталей машин: Учебное пособие для технических специальностей вузов. - 6-е изд., исп. - М.: Высшая школа, 2000. - 447 с.

3. Сутокский В. Г., Журавлева С. Н. Детали машин. Проектирование механического привода общего назначения: Учебное пособие для студентов вузов/Кубанский государственный технологический университет. - Краснодар: Издательство КубГТУ, 2001. - 80 с.

4. Чекмарев А. А., Осипов В. К. Справочник по машиностроительному черчению. - 2-е изд., перераб. - М.: Высшая школа; Изд. центр «Академия», 2001. - 493 с.

5. Справ. пособие / А.В. Кузьмин, И.М. Чернин, Б.С. Козинцев. - 3-е изд., перераб. и доп. - Мн.: Выш. шк. ,1986. - 400 с.: ил.

Размещено на Allbest.ru

...