Проектирование механического привода

Размещено на http://www.allbest.ru

Содержание

Введение

1. Исходные данные для курсовой работы

2. Расчет общего коэффициента полезного действия (КПД) привода и требуемой мощности электродвигателя

3. Выбор электродвигателя

4. Определение кинематических и силовых параметров валов привода

5. Расчет зубчатой цилиндрической передачи

6. Расчет цепной передачи

7. Проектный расчет валов

8. Эскизная компоновка редуктора

8.1 Конструирование валов

8.2 Предварительный выбор подшипников

9. Определение внутренних силовых факторов в сечениях вала

10. Проверка подшипников на долговечность

11. Проверочный расчет тихоходного вала

12. Выбор шпонок и проверка их на прочность

Список использованной литературы

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 (КПД), минимальная масса и низкая себестоимость изготовления. Все конструкции многовариантны.

1. Исходные данные для курсовой работы

В задании на курсовую работу в качестве исходных данных выступают мощность Р₄, кВт, и частота вращения n₄, мин -¹, на приводном валу рабочей машины, а также коэффициент перегрузки К_п . Срок службы привода длительный, нагрузка постоянная, работа двухсменная. Исходные данные таковы:

частота вращения на приводном валу рабочей машины n₄ = 110 мин -¹;

мощность на приводном валу рабочей машины Р₄ = 6,2 кВт;

коэффициент перегрузки К_п = 2,2;

нагрузка постоянная;

работа в две смены;

срок службы - 3 года.

2. Расчет общего коэффициента полезного действия (КПД) привода и требуемой мощности электродвигателя

Общий коэффициент полезного действия привода _общ равен отношению полезной мощности Р_вых = Р₄, расходуемой на выполнение заданных технологических операций, к затраченной мощности Р_дв.тр электродвигателя, т.е.

.

КПД - безразмерная величина или может измеряться в процентах. Он меньше единицы (или 100%) за счет потерь на преодоление сил трения при прохождении силового потока от электродвигателя к приводному валу рабочей машины. Чем выше КПД, тем совершеннее машина.

Определим общий КПД рассматриваемого механического привода

_общ = _{м зп цп пп}³ ,

где _м - КПД муфты, принимаем _м = 1 ;

_зп - КПД зубчатой цилиндрической передачи, _зп = 0,97 ;

_цп - КПД цепной передачи, _цп = 0,95;

_пп - КПД пары подшипников, _пп = 0,99.

_общ = 1 0,97 0,95 0,99³ = 0,894.

Требуемая мощность электродвигателя

Р_{дв. тр.} = 6,2 / 0,894 = 6,94 кВт.

3. Выбор электродвигателя

В качестве двигателей в механических приводах наибольшее распространение нашли электродвигатели, которые в большом количестве выпускаются промышленностью. Электродвигатель - один из основных элементов привода, от типа, мощности и частоты вращения которого зависят конструктивные и эксплуатационные характеристики машинного агрегата.

Значение номинальной мощности электродвигателя Р_ном выбирается из таблицы 2, как ближайшее большее к расчетной мощности Р_дв.тр .

Выбранный по мощности электродвигатель имеет четыре типоразмера по частоте вращения, среди которых в дальнейшем необходимо выбрать один. привод электродвигатель цилиндрический шпонка

Затем для четырех выбранных по мощности двигателей рассчитывается U_общ, как отношение номинальной частоты вращения вала электродвигателя n_ном (таблица 2) к заданной в исходных данных частоте вращения вала рабочей машины n_вых= n₄

.

Из дальнейшего рассмотрения исключаются двигатели, для которых U_общ., найденное по формуле , не попадает в рекомендуемый интервал, определенный по формуле. Оставшиеся двигатели из четырех рассматриваемых могут быть применены в заданной кинематической схеме привода, т.е. задача решается неоднозначно.

Однако при окончательном выборе электродвигателя нужно учесть, что двигатели с большой частотой вращения (синхронной 3000 мин^-1) имеют низкий рабочий ресурс, а двигатели с низкими частотами (синхронными 750 мин^-1) имеют повышенные габариты и массу, поэтому их нежелательно применять без особой необходимости в приводах общего назначения.

В таблице 1 выбираем электродвигатели, имеющие ближайшую большую номинальную мощность Р_ном = 7,5 кВт по отношению к требуемой мощности Р_дв.тр = 5,03 кВт, рассчитанной по формуле . Параметры электродвигателей приведем в таблице .

Таблица 1 - Выбор электродвигателя

Тип двигателя	Номинальная мощность Рном, кВт	Номинальная частота вращения, Nном, мин-1	Общее передаточное число привода Uобщ= nном / n4
112М2 132S4 132M6 160S8	7,5	2895 1440 960 727	26,32 13,09 8,73 6,61

Общее передаточное число привода определяется по формуле

U_общ = u_зп u_цп,

где u_зп - передаточное число зубчатой передачи;

u_цп - передаточное число цепной передачи.

Из таблицы выбираем рекомендуемый интервал передаточных чисел механических передач, входящих в рассматриваемую кинематическую схему привода, и рассчитываем рекомендуемый интервал U_общ

Из таблицы 4 видим, что для 2-го, 3-го и 4-го двигателей общее передаточное число привода попадает в рекомендуемый интервал. Поэтому можно взять любой из этих двигателей для дальнейших расчетов. Однако четвертый двигатель (низкоскоростной) имеет повышенные массу и габариты. Остановимся на третьем двигателе 132М4 с номинальной мощностью Р_ном = 7,5 кВт, частотой вращения вала двигателя n_ном= 960 мин^-1. В этом случае U_общ = 8,73.

4. Определение кинематических и силовых параметров валов привода

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

передаточное число открытой передачи u_откр определится

.

Значение u_откр не округляется до стандартного значения из вышеприведенного ряда, попадает в рекомендуемый интервал для соответствующего типа открытой передачи и обозначаться или u_цп или u_рп. Причем, в целях снижения габаритов привода без особой необходимости не нужно стремиться к максимальным значениям рекомендуемых интервалов передаточных чисел открытых передач, а придерживаться некоторых средних значений.

К кинематическим параметрам валов привода относятся частота вращения вала и его угловая скорость, а к силовым параметрам - мощность и вращающий момент.

Рассчитаем номинальные частоты вращения валов привода :

- вал электродвигателя n₁ = n_ном = 960 мин^-1;

- входной вал редуктора (ведущий вал зубчатой передачи) n₂ = n₁ = 960 мин^-1;

- выходной вал редуктора (ведомый вал зубчатой передачи, ведущий вал цепной передачи) n₃ = n₂ / u_зп = 960 / 4,0 = 240 мин^-1;

- приводной вал рабочей машины n₄ = n₃ / u_цп = 240 / 2,18 = 110 мин^-1.

Рассчитаем номинальные вращающие моменты на валах привода (в соответствии с формулами 16 и 20):

- вал электродвигателя

- входной вал редуктора

- выходной вал редуктора

- приводной вал рабочей машины

5. Расчет зубчатой цилиндрической передачи

По заданию на курсовую работу необходимо спроектировать зубчатую цилиндрическую прямозубую передачу редуктора для привода общего назначения.

В настоящее время при индивидуальном и мелкосерийном производстве цилиндрические прямозубые колеса закрытых передач изготавливают из сталей 40, 45, 40Х, а для упрочнения материала проводят термическую обработку: нормализацию, улучшение, закалку [3]. Твердость материала колес меньше или равна 350 НВ (по шкале Бринелля), что обеспечивает чистовое нарезание зубьев после термообработки, высокую точность изготовления и хорошую прирабатываемость зубьев. Меньшее колесо в паре называют шестерней (при расчетах её параметрам присваивается индекс 1), а колесу присваивается индекс - 2. Для равномерного изнашивания зубьев и лучшей их прирабатываемости твердость шестерни НВ₁ назначается больше твердости колеса НВ₂ на 20…50 единиц [3].

При работе передачи зубья испытывают контактные _H и изгибные _F напряжения. Расчет закрытой цилиндрической прямозубой передачи в курсовой работе проводится только по контактным напряжениям, так как большая статистика расчетов этих передач при средних режимах нагружения и длительном режиме эксплуатации показывает, что при обеспечении контактной прочности изгибная прочность выполняется. При условиях работы передачи, отличных от заданий на курсовую работу, можно воспользоваться источником [4]. В качестве исходных данных для расчета зубчатой передачи в курсовой работе можно принять материалы и механические характеристики шестерни и колеса, приведенные в таблице 5 [2].

Таблица 5 - Материалы колес и их механические характеристики

Характеристики	Шестерня	Колесо
Марка стали	Сталь 40Х ГОСТ 4543-71	Сталь 45 ГОСТ1050-88
Метод получения заготовки	Поковка	Поковка
Термическая обработка	Улучшение	Улучшение
Интервал твердости, НВ	269…302	235…262
Средняя твердость, НВср	285,5	248,5
Предел текучести, Т, Мпа	750	540
Предел прочности, В, Мпа	900	780
Допускаемое контактное напряжение: шестерни - [Н1], колеса - [ Н2], МПа	583	515
Максимально допускаемое напряжение при перегрузках [ Н мах], МПа	2100	1512

Средняя твердость поверхности зуба по Бринеллю

.

Главный геометрический параметр цилиндрической зубчатой передачи - межосевое расстояние . Предварительное его значение рассчитывается из условия контактной выносливости рабочих поверхностей зубьев [3, с. 61] по формуле

,

где Т₂ - вращающий момент на валу колеса (3-й вал привода), Нмм;

K_H - коэффициент концентрации нагрузки. Для прирабатывающихся колес K_H = 1 [3, c. 61];

_а - коэффициент ширины колеса. Для одноступенчатого цилиндрического редуктора при симметричном расположении колес относительно опор _а = 0,4 или 0,5 [4];

u - передаточное число зубчатой передачи, u = u_ЗП;

[ _Н2] - допускаемое контактное напряжение для материала колеса, так как колесо имеет более низкую прочность по сравнению с шестерней.

Рассчитаем предварительное значение межосевого расстояния

.

Значение округляют до ближайшего большего значения по единому ряду главных параметров редуктора [4]: 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. При небольшом превышении над стандартным значением (до 3…5%) допускается выбирать меньшее стандартное значение межосевого расстояния. Поэтому принимаем = 140мм.

Предварительная ширина колеса и шестерни равна

,

Значения b^/ ₁ и b^/ ₂ округляют до ближайших стандартных значений из ряда главных параметров (см. выше): b₁ = 71 мм; b₂ = 63 мм.

Модуль зубчатых колес выбирают в следующем интервале:

m^/ = (0,01…0,02) а = (0,01…0,02) 140 = 1,4…2,8 мм.

Для силовых передач значение модуля m должно быть больше или равно 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 модули.

Выбираем модуль m = 2,0 мм.

Определим числа зубьев колес. Предварительное суммарное число зубьев колес вычисляют из соотношения

Предварительное значение суммарного числа зубьев желательно получить сразу целым числом, чтобы не вводить коррекцию (смещение исходного контура) зубчатых колес. Это можно обеспечить подбором модуля m в интервале по формуле (25).

Предварительное значение числа зубьев шестерни находят из соотношения

.

Полученные значения z^/ и z^/₁ округляют до ближайшего целого значения z = 140 и z₁ = 28. Причем для обеспечения неподрезания ножки зуба прямозубой шестерни необходимо, чтобы значение z₁ было больше или равно 17. После этого вычисляют число зубьев колеса

.

Таким образом, Z₂ =112 и Z₁ = 28.

Уточним фактическое передаточное число передачи

U_ф = z₂ / z₁ = 112 / 28 = 4.

Отклонение фактического передаточного числа составляет

.

Для передач общемашиностроительного применения допускается отклонение фактического передаточного числа от номинального значения в пределах 4%.

Проверка прочности зубьев колес по контактным напряжениям проводится по следующему условию прочности

,

где К_HV2 - коэффициент динамичности нагрузки зубьев колеса при контактных напряжениях. Он зависит от окружной скорости вращения колес V₁ = V₂, рассчитываемой по зависимости

.

Окружная скорость вращения колес определяет их степень точности по ГОСТ 1643-81. Так при окружной скорости V₂ до 2 м/с назначается 9-я степень точности, до V₂ = 6 м/с - 8-я степень точности, до V₂ = 10 м/с - 7-я степень точности.

Значения коэффициента К_HV2 приведены в таблице 2.

По данным рассматриваемого примера V₂ = 2,81 м/с. Этой скорости соответствует 8-я степень точности. Определим значение коэффициента К_HV2 по таблице 6 с помощью линейной интерполяции. Видим, что коэффициент К_HV2 = 1,12.

Таблица 2 - Значения К_HV2 - коэффициента динамичности нагрузки при контактных напряжениях

Степень точности	Окружная скорость V, м/с
	1	2	4	6	8	10
7	-	-	-	1,21	1,29	1,36
8	-	1,08	1,16	1,24	-	-
9	1,05	1,1	-	-	-	-

Действительное контактное напряжение по условию равно

.

Допускаемая недогрузка передачи (_Н2 [ _Н2]) возможна до 15%, а допускаемая перегрузка ( _Н2 [ _Н2]) - до 5%. Если эти условия не выполняются, то необходимо изменить ширину колеса b₂ или межосевое расстояние , и повторить расчет передачи.

Фактическая недогрузка для рассматриваемого примера составит

,

что меньше 15 %, а значит допустимо.

Расчетное максимальное напряжение при кратковременных перегрузках не должно превышать допускаемого значения

.

Для рассматриваемого примера расчета передачи

.

Определим другие геометрические размеры колес, показанные на рисунке 2. Делительные диаметры равны

,

.

Диаметры вершин зубьев равны

,

.

Диаметры впадин зубьев равны

,

.

Проверим межосевое расстояние зубчатых колес

.

В прямозубой цилиндрической передаче при работе появляются силы в зацеплении зубьев.

Окружные силы определяют по зависимости

Радиальные силы определяют по зависимости

где = 20⁰ - угол зацепления.

Нормальная сила является равнодействующей окружной и радиальной сил в зацеплении и определяется по формуле

Конструктивные размеры зубчатого колеса показаны на рисунке и приведены в таблице 3. В качестве исходного размера используется диаметр посадочной поверхности вала d_К под колесо, который будет получен в пункте 10 учебного пособия.

Таблица 3 - Размеры зубчатого колеса, мм

Параметр (рисунок 4)	Формула	Расчет
Диаметр ступицы	dcт = 1,6 dК	dcт = 1,6 55 = 88
Длина ступицы	Lст = b2 … 1,5 dК	Lст = 42 … 1,5 55 = = 42 … 82. Примем Lст = 82 мм
Толщина обода	о = (2,5…4,0) m	о= (2,5…4,0) 2 = 5…8
Диаметр обода	Dо = dа2 - 2 о- 4,5 m	Dо=219-2 6- 4,5 2=198
Толщина диска	c = (0,2…0,3) b2	с =(0,2…0,3) 42 = 8,4…12,6
Диаметр центров Отверстий в диске	Dотв = 0,5 (Dо+ dcт)	Dотв= 0,5 (198+88) = 143
Диаметр отверстий	dотв = (Dо - dcт) / 4	dотв = (198 - 88) / 4 = 28
Фаски	n = 0,5 m	n = 0,5 2 = 1

6. Расчет цепной передачи

Исходными данными для расчета цепной передачи являются следующие параметры (из пункта 6 учебного пособия):

- вращающий момент на валу ведущей звездочки (он равен моменту на третьем валу привода) Т₁ = 262580 Н мм;

- частота вращения ведущей звездочки (или частота вращения третьего вала привода) n₁ = 240 мин-¹;

- передаточное число цепной передачи u = u_ЦП= 2,18.

Методику расчета цепной передачи с приводной однорядной роликовой цепью проследим на рассматриваемом примере.

Важнейшим параметром цепной передачи является предварительное значение шага цепи t^/, которое рассчитывается по допускаемому давлению в шарнире цепи по зависимости [3, с.92]:

,

где К_Э - коэффициент эксплуатации, который представляет собой произведение пяти поправочных коэффициентов, учитывающих различные условия работы реальной передачи (таблица 4) [3,4]:

.

Выбрав в таблице 4 коэффициенты для условий работы рассчитываемой передачи, рассчитаем коэффициент К_Э :

.

Определим Z^/₁ - предварительное число зубьев ведущей звездочки

Полученное предварительное значение Z^/₁ округляют до целого нечетного числа, что в сочетании с нечетным числом зубьев ведомой звездочки Z₂ и четным числом звеньев цепи L_t обеспечит более равномерное изнашивание зубьев. Принимаем Z₁ = 25. Тогда Z₂ = Z₁ u = 25 2,18 = 54,5. Принимаем Z₂ =55 (нечетное число).

Уточним передаточное число цепной передачи

= Z₂ / Z₁ = 55 / 25 = 2,2.

Допускается отклонение от расчетного значения не более 4 %

.

Если не известны дополнительные данные, то задаются предварительным значением = 2 … 3 м/с. Примем = 2,5 м/с, тогда интерполированием получаем [p] = 20 Н/мм².

Таблица 4 - Значения поправочных коэффициентов К

Условия работы передачи	Коэффициент
	Обозначение	Значение
Динамичность нагрузки	Равномерная Переменная	КД	1 1,2…1,5
Регулировка натяжения цепи	Опорами Натяжными звездочками Нерегулируемые	КРЕГ	1 0,8 1,25
Положение передачи	Наклон линии центров звездочек к горизонту: угол 600 угол 600	К	1 1,25
Способ смазывания	Непрерывный Капельный Периодический	КС	0,8 1 1,5
Режим работы	Односменная Двухсменная Трехсменная	КР	1 1,25 1,5

Рассчитаем по зависимости шаг цепи

.

Полученное значение шага округляется до ближайшего большего стандартного значения по таблице Б.1 - t = 31,75мм.

Определим фактическую скорость цепи

Этой скорости цепи в соответствии с вышеприведенным рядом соответствует допускаемое давление [p] = 19 Н/мм².

Рассчитаем действительное давление в шарнире цепи

.

Обязательно должно выполняться условие прочности цепи

.

По таблице Б.1 по шагу выбираем цепь приводную однорядную нормальной серии ПР - 31,75 - 88,5 ГОСТ 13568.

По условию долговечности цепи рекомендуется [3] выбирать межосевое расстояние цепной передачи при эскизной компоновке привода в интервале = (30…50) t. Для курсовой работы можно рассчитать предварительное значение межосевого расстояния

.

Определим число звеньев в цепном контуре

.

Чтобы не применять переходное соединительное звено, полученное значение округляется до целого четного числа, т.е. примем L_t = 120.

После этого необходимо уточнить фактическое значение межосевого расстояния цепной передачи по формуле

Полученное значение не округлять до целого числа.

Выбранная цепь будет иметь следующую длину:

.

Проверим частоту вращения ведущей звездочки по условию [3,с.96]:

.

Сравним расчетное число ударов шарниров цепи о зубья звездочек в секунду с допускаемым значением [3,с.96]. Должно выполняться условие:

.

Определим - расчетное число ударов цепи о зуб звездочки [3]:

.

Определим - допускаемое число ударов цепи о зуб звездочки [3]:

.

Видим, что 3,33 с^-1 16 с^-1. Следовательно, условие выполняется.

Окончательной проверкой для выбранной цепи является сравнение расчетного коэффициента запаса прочности с его допускаемым значением . Должно выполняться следующее условие:

,

,

где F_P - разрушающая нагрузка цепи, Н. Она зависит от шага цепи и выбирается по таблице Б.1. Для примера F_P = 60000 Н;

F_t - окружная сила, передаваемая цепью, Н,

;

К_Д - коэффициент из таблицы ;

F₀ - предварительное натяжение цепи от провисания ведомой ветви (от ее силы тяжести), Н

,

где - коэффициент провисания цепи. Для горизонтальных цепных передач = 6 [3,с. 97];

m - масса одного метра цепи, кг/м. Определяется для выбранной цепи по таблице Б.1. Для разбираемого примера m = 3,8 кг/м;

а - межосевое расстояние передачи, м;

g = 9,81 м/с² - ускорение свободного падения.

Определим предварительное натяжение цепи для рассматриваемого примера

;

F_V - натяжение цепи от центробежных сил, Н

.

Таким образом, фактический коэффициент запаса прочности цепи по зависимости равен

.

Значение допускаемого коэффициента запаса прочности определяется по данным таблицы 5.

Условие выполняется.

Определим силу давления цепи на валы F_П, Н:

.

Таблица 5 - Допускаемый коэффициент запаса прочности [s] для роликовых цепей при z₁ = 15…30 [3, с. 97]

Шаг цепи, t, мм	Частота вращения ведущей звездочки n1, мин -1
	50	100	200	300	400	500	600	800	1000
12,7	7,1	7,3	7,6	7,9	8,2	8,5	8,8	9,4	10,0
15,875	7,2	7,4	7,8	8,2	8,6	8,9	9,3	10,1	10,8
19,05	7,2	7,8	8,0	8,4	8,9	9,4	9,7	10,8	11,7
25,4	7,3	7,8	8,3	8,9	9,5	10,2	10,8	12,0	13,3
31,75	7,4	7,8	8,6	9,4	10,2	11,0	11,8	13,4	-
38,1	7,5	8,0	8,9	9,8	10,8	11,8	12,7	-	-
44,45	7,6	8,1	9,2	10,3	11,4	12,5	-	-	-
50,8	7,7	8,3	9,5	10,8	12,0	-	-	-	-

Основные геометрические размеры звездочек показаны на рисунке . Расчет профиля зубьев звездочек регламентирован ГОСТ 592 - 81. Рассчитаем размеры только ведущей звездочки, так как она изображается на чертеже общего вида редуктора:

- диаметр делительной окружности ведущей звездочки , мм

;

- диаметр окружности выступов ведущей звездочки , мм

,

где К_z1 - коэффициент числа зубьев ведущей звездочки. Он равен

;

- геометрическая характеристика зацепления

,

где d₃ = 15,88 мм- диаметр ролика цепи (выбирается по таблице Б.1).

Рассчитаем диаметр D_e1, мм, по зависимости

.

Рассчитаем диаметр окружности впадин ведущей звездочки , мм

.

Расчет остальных размеров ведущей звездочки приведен в таблице 6. Для расчета параметров ступицы звездочки используется диаметр выходного участка тихоходного вала редуктора d_В2, который будет получен в пункте 10 учебного пособия.

Таблица 6 - Размеры ведущей звездочки, мм

Параметр (рисунок 6)	Формула	Расчет
Ширина зуба	b = 0,93 b3 - 0,15	b = 0,93 19,05 - 0,15 = 17,57
Угол скоса	= 200	= 200
Фаска зуба	f = 0,2 b	f = 0,2 17,57 = 3,514
Радиус перехода	r = 1,6 … 2,5	Принимаем r = 1,6
Толщина диска	С = b + 2 r	С = 17,57 + 2 1,6 = 20,77
Диаметр проточки	Dс= t ctg(180/z1) 1,3h	Dс = 31,75 сtg(180/25) - -1,3 30,2 = 219,32
Диаметр ступицы	dcт = 1,6 dВ2	d cт = 1,6 42 = 67,2
Длина ступицы	Lст = (1,0…1,5) dВ2	Lст = (1,0…1,5) 42 = 42…63
Примечание: размеры b3, h из таблицы Б.1

7. 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 [4, с. 296]. Меньшее значение [] принимается для расчета быстроходных валов, большее - для расчета тихоходных валов.

Наименьший диаметр выходного участка быстроходного вала d_В1, мм, равен [4]:

.

Наименьший диаметр выходного участка тихоходного вала d_В2, мм, равен:

,

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.

В случае, если быстроходный вал редуктора соединяется с валом электродвигателя муфтой (кинематическая схема рассматриваемого примера), полученный расчетом диаметр d^/_В1 необходимо согласовывать с диаметром вала электродвигателя d₁ (таблица Б. 4) [3]

.

Окончательно выбираем d_В1 = 32 мм, d_В2 = 42 мм.

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

Для быстроходного вала :

d_У1= d_П1= 40 мм -диаметр вала под уплотнение и подшипник. Необходимо учитывать, что значение посадочного диаметра подшипника для данного диапазона кратно пяти (таблица Б. 5). Также величина высоты t, мм, перехода диаметра вала по отношению к предыдущему диаметру должна быть больше или равна размеру фаски f , мм;

d_б1= 45 мм - диаметр буртика для упора подшипника.

Необходимо обеспечить, чтобы величина диаметра d_б1 была больше или равна величине, рассчитанной по формуле d_П1 + 2 t = 32 + 2 2,5 = 37мм. Значения высоты буртика t, мм, приведены в таблице 14. В этом случае величина высоты буртика t должна быть больше или равна величине радиуса закругления подшипника r , мм (таблица 7), что обеспечивает надежное осевое размещение подшипника на валу;

d_f1, d₁, d_a1, b₁ - размеры шестерни .

Для тихоходного вала :

d_У2 = d_П2 = 50 мм - диаметр вала под уплотнение и подшипник. Необходимо учитывать, что значение посадочного диаметра подшипника для данного диапазона кратно пяти (таблица Б.5). Также значение высоты t, мм, перехода диаметра вала по отношению к предыдущему диаметру должно быть больше или равно величине размера фаски f, мм;

d_К = 55 мм - диаметр под зубчатое колесо. Необходимо обеспечить, чтобы величина диаметра d_К была больше или равна величине размера, рассчитанного по формуле d_П2 + 2 t = 55 + 2 2,5 = 60 мм. Высота перехода диаметра t, мм, приведена в таблице 14. В этом случае высота перехода t должна быть больше или равна величине радиуса закругления подшипника r, мм, (таблица 7), что обеспечивает надежное осевое размещение подшипника на валу;

d_б2 = 60 мм - диаметр буртика для упора колеса. С другой стороны колеса для его надежного осевого крепления на валу при сборке устанавливается распорная втулка. Необходимо, чтобы высота перехода диаметра t была больше или равна размеру фаски f (таблица 7).

Длины участков валов определяются после эскизной компоновки редуктора на миллиметровой бумаге непосредственным измерением линейкой или расчетом размерных цепей.

Таблица 7 - Значения высоты перехода t, ориентировочного радиуса подшипника r и величины фаски f от диаметра вала d

Диаметр вала d, мм	20 … 30	35 … 45	50 … 55	60 … 80	85
t, мм	2	2,5	3	3,5	4
r, мм	2	2,5	3	3,5	4
f, мм	1	1,2	1,6	2	2,5
Примечание: радиус r приведен для подшипников средней серии, для легкой серии он имеет несколько меньшее значение.

8. Эскизная компоновка редуктора

8.1 Конструирование валов

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

,

где - диаметр окружности впадин шестерни;

- диаметр буртика.

Для рассматриваемого примера мм. А мм. Условие (81) выполняется, следовательно, быстроходный вал изготавливается, как вал - шестерня. В противном случае шестерня делается насадной на вал.

Длины выходных участков валов выбираются на 1,0…1,2 мм короче длины ступицы насаживаемой детали.

8.2 Предварительный выбор подшипников

В редукторах применяют в основном подшипники качения. Выбор типа подшипника зависит от нагрузок, действующих на вал. Если действуют только радиальные силы, то применяются радиальные шарикоподшипники (таблица Б. 5). Выбор его типоразмера зависит от диаметра вала под подшипник. Посадочный диаметр подшипника для быстроходного вала d = d_П1, для тихоходного вала - d = d_П2. Выбор подшипников для валов редуктора удобно свести в таблицу. Для рассматриваемого примера в механических передачах возникают только радиальные силы, и нет осевых сил (зубчатая цилиндрическая передача - прямозубая). Поэтому применяем радиальные шарикоподшипники (таблица Б. 5), параметры которых сведем в таблицу 17. В курсовой работе можно выбирать подшипники средней серии для быстроходного вала, а для тихоходного - легкой серии.

Таблица 8 - Выбор радиальных шарикоподшипников

Наименование вала	Обозначение подшипника	Размеры, мм	Грузоподъемность, кН
		d	D	B	R	С	С0
Быстроходный	308	40	90	23	2,5	41,0	22,4
Тихоходный	210	50	90	20	2	35,1	19,8

На чертежах общего вида с одной стороны оси вала подшипники показываются в разрезе. Размеры внутренних элементов подшипника связаны с его габаритными размерами, приведенными в таблице 8. Диаметр окружности, проходящей через центр тел качения , мм, определяется по формуле

.

9. Определение внутренних силовых факторов в сечениях вала

После выполнения эскизной компоновки редуктора необходимо провести проверочные расчеты валов и подшипников.

В курсовой работе проверочный расчет выполняется только для тихоходного вала, как более нагруженного. Расчет вала проводится на совместное действие изгиба и кручения. Для начала необходимо определить внутренние силовые факторы в сечениях вала. Составляем расчетную схему вала . К тихоходному валу прикладываем силы от зубчатой цилиндрической прямозубой передачи и цепной передачи. Необходимо правильно расположить силы в плоскостях в соответствии с кинематической схемой привода. Размеры участков тихоходного вала . Рассмотрим вертикальную плоскость YAX. Окружную силу в зацеплении зубчатых колес F_t перенесем на ось вала, добавляя момент, равный F_t d₂/2.

10. Проверка подшипников на долговечность

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

В опоре А суммарная реакция , Н, равна

.

В опоре В суммарная реакция , Н, равна

.

Выбранные подшипники для тихоходного вала проверяются на долговечность по наиболее нагруженной опоре. В рассматриваемом примере более нагружена опора В, радиальная сила в которой равна .

Долговечность выбранных шарикоподшипников , ч, определяется по формуле [4]:

,

где = 286,4 мин-¹ - частота вращения тихоходного вала;

= 35100 Н - динамическая грузоподъемность подшипника тихоходного вала, определенная в пункте 11.2 (таблица 17);

- приведенная нагрузка, Н, которая для постоянного режима нагружения определяется по зависимости [4]

, (92)

где коэффициент, учитывающий, какое кольцо подшипника вращается. При вращении внутреннего кольца подшипника [4];

коэффициент режима нагрузки ;

температурный коэффициент. Если при работе редуктор не нагревается выше 100⁰, то можно принять [4].

Приведенная нагрузка по формуле (92) равна

.

Долговечность подшипника по формуле (91) равна

.

Расчетная долговечность подшипника должна быть не меньше допускаемой ч [4]. Если расчетная долговечность подшипников меньше допускаемой, то выбираем более тяжелую серию подшипника. Если расчетная долговечность подшипников намного больше срока службы машины, то выбираем более легкую серию подшипника и корректируем расчет.

11. Проверочный расчет тихоходного вала

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

,

где - расчетный и допускаемый коэффициент запаса прочности ( = 2,5 … 3,0 для валов общего назначения).

Опасным будем считать сечение вала, где возникают наибольшие изгибающие и крутящие моменты. В рассматриваемом примере таким сечением является сечение в опоре В. Также опасным может оказаться сечение под колесом.

Расчетный коэффициент запаса прочности равен [4]

,

где коэффициенты запаса прочности соответственно по нормальным и касательным напряжениям, рассчитываемые по формулам [4]

,

,

где пределы выносливости материала вала при симметричных циклах изгиба и кручения, МПа. Выбираем материал вала - сталь 40Х.

,

;

эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении в опасном сечении, которые выбираются по виду концентратора напряжений в таблице 18. Для рассматриваемого примера определим соотношение размеров (рисунок 13): t/r = 2,5/1,0 = 2,5; r/d = 1/40 = 0,025. Учитывая, что для материала вала = 900 МПа, определим коэффициенты интерполированием.

;

- коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности вала. Его значение выбирают в интервале = 0,9 … 1,0, [4];

- масштабные факторы для нормальных и касательных напряжений, выбираемые интерполированием по данным таблицы 19. Для рассматриваемого примера ;

- амплитуды циклов напряжений, МПа;

- средние значения циклов напряжений, МПа;

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

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

,

где - максимальный изгибающий момент, Н мм, в опасном сечении вала (см. эпюру изгибающих моментов, рисунок 17,е);

- момент сопротивления сечения, мм³, который равен: для круглого сплошного сечения вала , а для сечения со шпоночным пазом

,

где - диаметр вала в опасном сечении, а размеры шпоночного паза приведены в таблице Б.12.

Для рассматриваемого примера (опасное сечение вала - сплошное),

поэтому амплитуда цикла , МПа, определится по формуле

.

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

,

где - крутящий момент в опасном сечении вала, Н мм;

- полярный момент сопротивления сечения, мм³, который равен: для круглого сплошного сечения вала , а для сечения со шпоночным пазом,

где - диаметр вала, мм, в опасном сечении вала, а размеры шпоночного паза приведены в таблице Б.12.

Для рассматриваемого примера (опасное сечение вала - сплошное), для которого

.

Для рассматриваемого примера коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям равны по формулам

;

.

Расчетный коэффициент запаса прочности равен по формуле

.

Расчетный коэффициент запаса прочности больше допускаемого по условию, значит, вал работоспособен. Практика расчетов показывает, что условие всегда выполняется.

12. Выбор шпонок и проверка их на прочность

В соответствии с заданием на курсовую работу в конструкции редуктора применено три шпоночных соединения: зубчатое колесо - вал и выходные участки быстроходного и тихоходного валов для крепления элементов открытых передач и полумуфты.

Выбор сечения шпонки осуществляется по диаметру вала d (таблица Б.12). Длина шпонки выбирается на 5…10 мм короче длины ступицы сопрягаемой с валом детали из стандартного ряда, приведенного в таблице Б.12. Выбранная шпонка проверяется на смятие по условию прочности

,

где - расчетное напряжение смятия, МПа, определяемое по формуле

,

где - вращающий момент, Н мм, передаваемый валом;

- размеры соединения, мм, (таблица Б.12);

- расчетная длина шпонки, мм, (таблица Б.12), которая для призматической шпонки с закругленными торцами равна

;

-допускаемое напряжение смятия, которое для стальной ступицы равно 80 … 120 МПа, для чугунной ступицы - уменьшается вдвое [4].

В курсовой работе выбираются и проверяются все три шпонки. В качестве примера выберем и проверим на прочность шпонку под зубчатым колесом. Для диаметра тихоходного вала под колесом d_к = 50 мм по таблице Б.12 выбираем сечение шпонки b x h = 16 мм x 10 мм. Глубина шпоночного паза в тихоходном валу редуктора t₁ = 6 мм. Длина шпонки согласовывается с длиной ступицы колеса, которая равна 50 мм. Выбираем длину шпонки . Тогда по зависимости (103): мм.

Проверим выбранную шпонку на смятие

.

Видим, что действительное напряжение смятия меньше допускаемого. Значит, выбранная шпонка работоспособна. Если условие не выполняется, то увеличиваем длину шпонки.

Список использованной литературы

1. Сутокский В.Г., Журавлева С. Н. «Детали машин. Проектирование механического привода общего назначения», Уч.пособ., Темплан 2011г., под ред. Горшковой Т.П.

Размещено на Allbest.ru

...