Размещено на http://www.allbest.ru/

Министерство образования и науки Российской Федерации

Федеральное Государственное бюджетное образовательное учреждение

высшего профессионального образования

РАСЧЕТНО-ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

к курсовому проекту по дисциплине «Детали машин» на тему:

Расчет и проектирование привода ленточного конвейера

Задание ДМ-05 Вариант 0

2014



Содержание

Введение

1. Расчет требуемой мощности и выбор электродвигателя

1.1 Определение КПД привода

1.2 Требуемая мощность электродвигателя

1.3 Требуемая частота вращения вала электродвигателя

1.4 Выбор электродвигателя

2. Кинематический расчет привода

2.1 Определение общего передаточного числа привода и распределение его между ступенями

2.2 Определение частот вращения, угловых скоростей, крутящих моментов и мощностей валов

3. Проектный и проверочный расчет передач

3.1 Расчет зубчатых колес быстроходной ступени редуктора

3.1.1 Выбор материалов для изготовления зубчатых колес

3.1.2 Определение допускаемых напряжений

3.1.3 Проектный расчет на контактную выносливость

3.1.4 Проверочный расчет на выносливость по контактным напряжениям

3.1.5 Проверочный расчет на выносливость при изгибе

3.2 Проектный и проверочный расчет червячной передачи

3.2.1 Выбор материалов для червяка и червячного колеса

3.2.2 Определение размеров и параметров червячного зацепления

3.2.3 Проверочные расчеты червячной передачи

3.2.4 Определение сил, действующих в зацеплении

3.2.5 Тепловой расчёт червячной передачи

4. Предварительный расчёт валов из расчета только на кручение

5. Конструктивные размеры колес

6. Выбор муфты

7. Расчет конструктивных элементов корпуса и крышки редуктора

8. Первый этап эскизной компоновки редуктора

9. Проверка долговечности подшипников

9.1 Определение усилий, действующих на валы редуктора

9.2 Определение опорных реакций

9.3 Определение долговечности подшипников

10. Второй этап эскизной компоновки редуктора

11. Проверка прочности шпоночных соединений

12. Уточненный расчёт валов по вращающим и изгибающим моментам

12.1 Уточненный расчет быстроходного вала

12.2 Уточненный расчет промежуточного вала

12.3 Уточненный расчет тихоходного вала

13. Проверочный расчет валов по коэффициентам запаса нормальных и касательных напряжений

13.1 Проверочный расчет быстроходного вала

13.2 Проверочный расчет промежуточного вала

13.3 Проверочный расчет тихоходного вала

14. Выбор отклонений размеров, формы и расположения поверхностей и параметров шероховатостей

15. Выбор систем смазки и смазочного вещества для редуктора и опор

16. Экономическое обоснование заданного раздела курсового проекта

17. Краткое описание конструкции с обоснованием основных конструктивных решений и параметров

18. Краткое описание технологического процесса сборки редуктора

Список использованных источников

Введение

Привод -- это устройство, приводящее в движение машину или механизм. Состоит из источника энергии, передаточного механизма и аппаратуры управления.

Основные требования, предъявляемые к конструируемой машине - высокая надежность, ремонтопригодность, технологичность, минимальные габариты и масса, удобство эксплуатации.

При конструировании задача состоит в создании машин, отвечающих потребностям народного хозяйства, дающих наибольший экономический эффект и обладающих высокими технико-экономическими и эксплуатационными показателями.

В курсовом проекте привод ленточного конвейера состоит из электродвигателя, одной предохранительной муфты и цилиндрическо-червячного редуктора.



1. Расчет требуемой мощности и выбор электродвигателя

1.1 Определение КПД привода

где - КПД муфты, ;

- КПД закрытой зубчатой цилиндрической передачи, ;

- КПД червячной передачи, ;

- КПД подшипниковой пары, ;

1.2 Требуемая мощность электродвигателя

Определяем мощность, затрачиваемую на привод:

где - мощность на рабочем валу.

, кВт,

где F - тяговое усилие ленты, кН;

V - скорость ленты, м/с;

.

1.1. 

1.3 Требуемая частота вращения вала электродвигателя

Требуемая частота вращения вала электродвигателя находится из следующего диапазона частот вращения:

где - частота вращения рабочего вала привода:

здесь - угловая скорость рабочего вала привода, которая определяется по формуле:

Тогда

- диапазон возможных передаточных чисел привода:

здесь - диапазоны рекомендуемых передаточных чисел отдельных ступеней привода.

Рекомендуемые передаточные числа передач равны [5, табл.2.2]:

для быстроходной ступени редуктора ;

для тихоходной ступени редуктора

Исходя из этих значений, определим диапазон возможных передаточных чисел привода:

Тогда диапазон частот вращения вала электродвигателя:

1.4 Выбор электродвигателя

По найденным значениям и выбираем по таблице 2.3 [5, с. 8] электродвигатель АИР132S8.

Таблица 1.1 - Технические характеристики электродвигателя

Тип двигателя	Исполнение	Мощность	Число полюсов	Частота	Тmax/Tmin	Dвала
АИР132S8	1М1081	4	8	716	2,2	38



2. Кинематический расчет привода

2.1 Определение общего передаточного числа привода и распределение его между ступенями

Общее необходимое передаточное число привода при известных характеристиках электродвигателя:

Общее передаточное число привода равно передаточному числу редуктора:

где - передаточное число редуктора.

Передаточное число двухступенчатого редуктора равно:

По таблице 2.2 [5, с. 5] принимаем , .

Фактическое передаточное число редуктора равно

Отклонение фактического передаточного числа от необходимого составляет

2.2 Определение частот вращения, угловых скоростей, крутящих моментов и мощностей валов

Частоты вращения валов n, об/мин:

Угловые скорости валов , рад/с:

Передаваемые мощности на валах Р, кВт:

Крутящие моменты Т, Н*м:



3. Проектный и проверочный расчет передач

3.1 Расчет зубчатых колес быстроходной ступени редуктора

Исходные данные: задана прямозубая цилиндрическая передача: передаточное число u=4; крутящий момент на шестерне T₁=53,309 Н·м; крутящий момент на колесе T₂=204,77 Н·м; угловая скорость шестерни ; частота вращения колеса n₂=179 мин^-1.

3.1.1 Выбор материалов для изготовления зубчатых колес

Для колеса принимаем сталь 45, термическая обработка - улучшение, твердость НВ=200, предел прочности у_в=690 МПа, предел текучести у_т=340 МПа [8, табл. 3.3].

Для шестерни принимаем сталь 45,термическая обработка - улучшение, твердость НВ=230, предел прочности у_в=780 МПа, предел текучести у_т=440 МПа [8, табл. 3.3].

3.1.2 Определение допускаемых напряжений

Допускаемые контактные напряжения определяем по формуле [8, с. 33]:

где - предел контактный выносливости поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов напряжений. Он равен [8, табл. 3.2]



для шестерни

для колеса

- коэффициент безопасности зубчатых колес, для улучшенных колес ;

- коэффициент долговечности, для редукторостроения

Для шестерни:

Для колеса:

Расчетное допускаемое контактное напряжение равно меньшему из и .

=427,27 МПа.

Допускаемое напряжение изгиба при расчете на выносливость определим по формуле [5, с. 17]:

где - базовый предел выносливости зубьев при изгибе;

для шестерни: ;

для колеса: ;

S_F - коэффициент безопасности, S_F =1,75;

K_FС - коэффициент, учитывающий реверсивность движения, для нереверсивного движения К_FC = 1,0;

K_FL - коэффициент долговечности, К_FL=1.

Для шестерни:

Для колеса:

3.1.3 Проектный расчет на контактную выносливость

Определим межосевое расстояние, исходя из условия контактной прочности [5, с. 19]:

где С = 310 прямозубых передач;

К_Н -коэффициент нагрузки, для симметричного расположения К_H=1,2;

- коэффициент ширины зубчатых колес, ;

Принимаем a_w =160 мм [8, с. 36].

Модуль зубчатой передачи:

m = (0,01…0,02)·б_w;

m = 0,01·160=1,6 мм.

Принимаем m=2 мм [8, с. 36].

Определяем число зубьев колес.

Суммарное число зубьев шестерни и колеса равно:

Число зубьев шестерни:

Принимаем

Число зубьев колеса:

Определяем фактическое передаточное число:

Расхождение с исходным значением:

Определяем основные геометрические размеры передачи:

1) делительные диаметры

шестерни

колеса

2) диаметр вершин зубьев

шестерни

колеса

3) Диаметр впадин зубьев

шестерни

колеса

4) 

5) ширина венца:

колеса

принимаем

шестерни

Определяем коэффициент ширины шестерни относительно диаметра:

3.1.4 Проверочный расчет на выносливость по контактным напряжениям

Определяем окружную скорость в зацеплении:

Выбираем степень точности - 8 [6, табл.7].

Уточняем коэффициент нагрузки

где - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями [5, табл. 2.12], ;

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца [5, табл. 2.13], ;

- динамический коэффициент [5, табл. 2.14],

Проверяем условие прочности [5, с. 21],:



Недогрузка равна:

что является допустимым, так как не превышает 5%.

3.1.5 Проверочный расчет на выносливость при изгибе

Определяем по ГОСТ 21354 коэффициенты формы зуба и :

и .

Проводим сравнительную оценку прочности на изгиб зубьев шестерни и колеса:

Дальнейший расчет ведем по минимальному значению из этих соотношений - для колеса.

Определяем коэффициент нагрузки при изгибе:

где - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями; - для прямозубых колес;

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца [5, табл. 2.16], ;

- коэффициент динамичности [5, табл. 2.17], .

Проверяем условие прочности по минимальному значению , подставляя параметры колеса в формулу вычисления напряжения изгиба [5, с. 22]:

Условие прочности выполняется.

3.2 Проектный и проверочный расчет червячной передачи

Исходные данные: задана червячная передача; передаточное число U=20; крутящий момент на червяке T₁=204,77 Н •м; крутящий момент на червячном колесе T₂=3040,84 Н•м; частота вращения червяка n₁=179 мин^-1; частота вращения червячного колеса n₂=8,95 мин^-1;

Определяем ожидаемое значение скорости скольжения [2, с. 25]

3.2.1 Выбор материалов для червяка и червячного колеса

Выбираем материал венца червячного колеса.

Для венца червячного колеса выбираем БрА10Ж4Н4Л с отливкой в кокиль. Допускаемое контактное напряжение [5, табл. 2.18], [у]_Н2 =192 МПа. Допускаемое напряжение изгиба

где - табличное значение допускаемых напряжений изгиба, [5, табл. 2.19];

- коэффициент долговечности:

- базовое число изменений циклов напряжений;

- суммарное число изменений циклов напряжений.

Тогда

Для выбранного материала червячного колеса принимаем червяк из стали 45 с закалкой до твердости HRC45 с последующим шлифованием витков.

3.2.2 Определение размеров и параметров червячного зацепления

Выбираем число заходов червяка [8, с. 55],

Z₁₌ 2 захода.

Определяем число зубьев червячного колеса :

Z₂= Z₁·u=2·20=40 зубьев.

Принимаем расчетные коэффициенты:

1) коэффициент нагрузки К_Н = 1,2;

2) коэффициент диаметра червяка q = 10.

Определяем расчетное минимальное межосевое расстояние из условия контактной прочности [8, с. 61] :

, мм;

Расчетный модуль равен, мм [8, с. 61]:

;

Принимаем стандартные значения а_, m, q, u=z₂/z₁ [5, табл. 2.20]:

m = 10, q = 16, u=20.

Определим основные геометрические размеры передачи:

Диаметры делительных окружностей:

=10·16=160 мм;

=10·40=400 мм;

Диаметры окружностей выступов:



=160+2·10=180 мм;

=400+2·10=420 мм;

Диаметры окружностей впадин:

=160-2,4·10=136 мм;

=400-2,4·10=376 мм;

Длина нарезанной части червяка:

;

b (11+0,06·40)·10+35=169 мм;

Принимаем b=170 мм.

Ширина венца червячного колеса:

, b₂135мм ;

Принимаем b₂=120 мм.

Угол подъема винтовой линии:

=0,125;

Наибольший диаметр червячного колеса:

;

мм.

3.2.3 Проверочные расчеты червячной передачи

Проверяем условие прочности по контактным напряжениям.

Окружная скорость червяка:

=3,14·160·179/(60*1000)=1,5 м/с .

Скорость скольжения:

=1,5/0,9923=1,51 м/с.

Выбираем степень точности 9.

Уточним коэффициент нагрузки:

где - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий: - при спокойной нагрузке;

- коэффициент динамичности , =1,25 [5, табл. 2.23].

Проверим выполнение условия прочности зубьев по контактным напряжениям [8, с. 62]:

;

Недогрузка не превышает 10% , условие прочности выполняется.

Проверим условие прочности зубьев колеса по напряжениям изгиба

[8, с. 63].

Приведенное число зубьев червячного колеса:

=40/0,9923³=40,94.

Определим коэффициент формы зуба,=2,26 [8, с. 63]:

Условие прочности зубьев:

·

Н/мм²;

< [у]_F , условие прочности выполняется.

3.2.4 Определение сил, действующих в зацеплении

Определим силы, действующие в зацеплении.

Окружная сила червяка равна осевой силе колеса:

=2·204,77*1000/160=2560 Н;

Окружная сила колеса равна осевой силе червяка:

=2·3040,84*1000/400=15204 Н;

Радиальные силы:



= 15204·0,36=5534 Н, = 20^о;

Силы нормального давления:

=15204/(0,94·0,998)=16306 Н.

Определим КПД червячной передачи с учетом потерь на разбрызгивание и перемешивание масла [8, с. 58]::

=0,955·0,125/0,17=0,70,

где - приведенный угол трения, = 2,52⁰ [8, с. 59].

3.2.5 Тепловой расчёт червячной передачи

Червячные передачи работают с большим тепловыделением. Тепловой расчет проводят на основе теплового баланса - количество теплоты, выделяющееся в червячной передаче, должно отводится свободной поверхностью корпуса передачи и фланцем крепления к фундаментной плите или раме. По тепловому балансу определяют рабочую температуру масла tм, которая не должна превышать максимально допустимую величину:

[t_м] =80…95?С.

Температура масла:

где t_о=20 ^оС - температура окружающего воздуха;

Р₁ - мощность на червяке, Р₁ = 3838 Вт;

з - КПД передачи, з = 0,70;

А - поверхность теплоотдачи корпуса передачи, в которую включается 50% поверхности ребер, м²:

где а_щ - межосевое расстояние, мм;

Кт - коэффициент теплоотдачи, Кт = 18;

Ш - коэффициент, учитывающий теплоотвод в фундаментную плиту или раму, Ш = 0,2.

Тепловой баланс не нарушен, в дополнительном охлаждении редуктор не нуждается.



4. Предварительный расчёт валов из расчета только на кручение

Предварительный расчет диаметров валов производим по формуле [4, с. 84]:

где T - передаваемый валом крутящий момент:

на быстроходном валу T₁=53,31 Н·м;

на промежуточном валу T₂=204,77 Н·м;

на тихоходном валу T₃=3040,84 Н·м;

[ф]=15…25 Н/мм² - допускаемое условное напряжение при кручении.

Тогда диаметр входного конца быстроходного вала редуктора:

Принимаем по ГОСТ 6636-69 d₁=22 мм.

Т.к. входной вал сцепляется с валом электродвигателя посредством муфты, диаметр входного конца быстроходного вала редуктора должен быть увязан с диаметром вала электродвигателя, т.е. d₁ = 0,8…1,2 d_эд, то d₁ = (0,8…1,2)*38=30,4…45,6 мм. Принимаем по ГОСТ 6636-69 d₁ =32.

Диаметр промежуточного вала под зубчатым колесом:

Принимаем по ГОСТ 6636-69 d₂=42 мм.

Диаметр выходного конца тихоходного вала:

Принимаем по ГОСТ 6636-69 d₃=95 мм.

Исходя из полученных значений диаметров валов, принимаем конструкции валов редуктора, показанные на рисунке 1. При этом в связи со значительным диаметром червяка (d = 160 мм) принимаем диаметр выходного конца промежуточного вала d₂=60 мм.

Рисунок 1 - Конструкции валов редуктора: а - быстроходного; б - промежуточного; в - тихоходного



5. Конструктивные размеры колес

Шестерню быстроходной ступени выполним заодно с валом.

Конструктивная форма колеса [8, с. 233] для быстроходной ступени показана на рисунке 2а. Диаметр посадочного отверстия . Диаметр ступицы принимаем равным:

Длина ступицы колеса:

Ширина торца зубчатого венца:

Принимаем

Толщина диска:

Принимаем

Диаметр центровой окружности:

Диаметр отверстий:



Принимаем

Конструктивная форма червячного колеса [8, с. 235]для тихоходной ступени показана на рисунке 2б. Диаметр посадочного отверстия Диаметр ступицы принимаем равным

Принимаем .

Длина ступицы колеса:

Принимаем

Ширина торца зубчатого венца:

Ширина торца венца центра:

Толщина диска:

Принимаем



Рисунок 2 - Конструкции колес: а - быстроходной ступени; б - тихоходной ступени



6. Выбор муфты

Для соединения вала электродвигателя с быстроходным валом редуктора принимаем муфту упругую втулочно-пальцевую по ГОСТ 21424-75.

Диаметры соединяемых валов:

Расчетный передаваемый крутящий момент через муфту:

где k - коэффициент режима работы, ;

- передаваемый крутящий момент через муфту,

Исходя из величины и диаметров соединяемых валов принимаем муфту упругую втулочно-пальцевую МУВП 6-250-32-I.2-38-I.2 У3 ГОСТ 21424-75, для которой номинальный крутящий момент равен 250 Н*м.

Для выбранной муфты:

длина муфты:

длина полумуфты:

диаметр муфты

количество пальцев:



7. Расчет конструктивных элементов корпуса и крышки редуктора

Основные элементы корпуса редуктора [6, с.241]:

1. Толщина стенки корпуса и крышки редуктора

где - межосевое расстояние тихоходной ступени редуктора.

Так как должно быть , принимаем .

2. Толщина верхнего пояса (фланца) корпуса

3. Толщина нижнего пояса фланца крышки корпуса

4. Толщина нижнего пояса корпуса (без бобышки)

Принимаем

5. Толщина ребер основания корпуса

Принимаем

6. Толщина ребер крышки

Принимаем

7. Диаметр фундаментальных болтов

Принимаем

8. Диаметр болтов у подшипников

Принимаем

9. Диаметр болтов, соединяющих основание корпуса с крышкой

Принимаем

10. Размеры, определяющие положение болтов d₂

где крепление крышки подшипника

11. Диаметр гнезда

где - диаметр фланца крышки подшипника.

Принимаем

12. Длина гнезда

принимаем

13. Размеры штифта

диаметр

длина

14. Наименьший зазор между наружной поверхностью колеса и стенкой корпуса

15.

по диаметру

принимаем

по торцам

16. Расстояние от стенки корпуса до оси болтов

17. Ширина площадки под болт



8. Первый этап эскизной компоновки редуктора

Компоновочный чертеж выполняем в двух проекциях - разрез по осям червяка и быстроходного вала редуктора, разрез по оси тихоходного вала редуктора перпендикулярно оси червяка.

Первоначально проводим оси валов и вычерчиваем упрощенно передачи. Между поверхностями колес и внутренними поверхностями корпуса оставляем зазор

Намечаем для опор быстроходного вала радиальные шариковые подшипники легкой серии 207 по ГОСТ 8338 -75; для опор промежуточного вала намечаем: для опоры со стороны быстроходной ступени радиальной шариковый подшипник легкой серии 214 ГОСТ 8338-75, для второй опоры - два радиально-упорных конических роликовых подшипника легкой серии 7214 ГОСТ 333-79. Для опор тихоходного вала назначаем радиально-упорные конические роликовые подшипники легкой серии 7220 ГОСТ 333-79.

Наносим на чертеже габариты предварительно выбранных подшипников и их крышек.

Намечаем положение полумуфты на быстроходном валу и барабана конвейера на тихоходном валу.

Измерением по компоновочной схеме определяем расстояние между опорами валов и точками приложения нагрузок. На основании этих данных составляем расчетные схемы для расчета подшипников и валов.



9. Проверка долговечности подшипников

9.1 Определение усилий, действующих на валы редуктора

Со стороны соединительной муфты на быстроходный вал редуктора действует консольная сила, равная [1, с.219]:

В зубчатом зацеплении быстроходной ступени редуктора действуют силы:

- окружная

- радиальная

В зацеплении тихоходной ступени редуктора действуют силы:

- окружная сила на колесе, равная осевой силе на червяке

- окружная сила на червяке, равная осевой силе на колесе

- радиальная сила

Согласно ГОСТ 50891-96 на выходной конец вала червячного колеса действует консольная сила, которая равна

9.1. 

9.2 Определение опорных реакций

Расчетная схема быстроходного вала показана на рисунке 3. Определим составляющие реакций опор в двух плоскостях.

В горизонтальной плоскости:

В вертикальной плоскости:

Суммарные реакции в опорах:



Рисунок 3 - Расчетная схема быстроходного вала

Реакции от силы F_m:

Реакции опор для расчета подшипников:

Расчетная схема промежуточного вала показана на рисунке 4. Определим составляющие реакций опор в двух плоскостях:

В горизонтальной плоскости:

привод редуктор червячный зубчатый

В вертикальной плоскости:

Рисунок 4 -Расчетная схема промежуточного вала

Суммарные реакции в опорах:

Расчетная схема тихоходного вала показана на рисунке 5. Определим составляющие реакций опор в двух плоскостях:

В горизонтальной плоскости:

В вертикальной плоскости:

Проверка:

Суммарные реакции в опорах:

Сила, действующая на выходной конец вала червячного колеса, равна (согласно ГОСТ 50891-96):

Реакции от силы :

Реакции опор для расчета подшипников:

Рисунок 5 - Расчетная схема тихоходного вала

9.3 Определение долговечности подшипников

Для определения долговечности подшипников используем формулу [8, с. 211]:

где k - показатель степени свободы, для шариковых подшипников , для роликовых подшипников ;

n - частота вращения вала, мин^-1;

С - динамическая грузоподъемность, Н;

Р - эквивалентная нагрузка, которая определяется по формуле [8, с. 212]:

где F_r - радиальная нагрузка;

F_a - осевая нагрузка;

V - коэффициент вращения;

k_б - коэффициент безопасности, k_б=1,3 [8, табл. 9.19];

k_t - температурный коэффициент, k_t=1,0 [8, табл. 9.20];

X, Y - коэффициенты радиальной и осевой нагрузок.

Быстроходный вал

Расчет будем проводить по более нагруженной опоре - B. Для предварительно выбранного шарикоподшипника радиального однорядного легкой серии 207 ГОСТ 8338-75:

С=25500 Н;

F_r = 1567 Н; F_a = 0 Н;

n=716 мин^-1;

X=1,0; Y=0;

Промежуточный вал

Для опоры D предварительно выбрали шарикоподшипник радиальный однорядный легкой серии 214 ГОСТ 8338-75:

С = 61800 Н;

F_r = 6137 Н; F_a = 0 Н;

n=179 мин^-1;

X=1,0; Y=0;

Для опоры С предварительно выбрали два радиально-упорных конических подшипника легкой серии 7214 ГОСТ 333-79:

С = 96000 Н; С₀ = 82000 Н; e = 0,31;

два подшипника в опоре С рассматриваем как один двухрядный подшипник, динамическая грузоподъемность которого равна:

F_r = 1473 Н; F_a = 15204 Н;

n=179 мин^-1;

так как то

.

Тихоходный вал

Для предварительно выбранных подшипников конических однорядных 7220 ГОСТ 27365-87:

C = 185000 Н; С₀ = 146000 Н; e = 0,41; F_rH = 20816 Н; F_rK = 32827 Н; F_a2 = 2560 Н; n=179 мин^-1.

Вычислим осевые составляющие радиальных реакций опор:

Расчетные осевые нагрузки на подшипники в соответствии с условиями нагружения :

Для опоры К:

поэтому осевые силы не учитываем:

Для опоры H:

следовательно .

.

Расчетная долговечность:

Долговечности подшипников удовлетворяют требуемому для общего машиностроения ресурсу .



10. Второй этап эскизной компоновки редуктора

Второй этап компоновки имеет целью конструктивно оформить валы и подготовить данные для проверки прочности валов и шпоночных соединений. Для этого прочерчиваем конструкцию валов. Для шпоночных соединений применяем шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 233360-78. Вычерчиваем шпонки, принимая их длины на 5…10 мм меньше длин соответствующих ступиц.



11. Проверка прочности шпоночных соединений

Для соединения валов с деталями, передающими вращающий момент, применяют шпонки и посадки с натягом.

В индивидуальном и мелкосерийном производстве используют главным образом призматические шпонки, изготовленные из чистотянутой стали с у_см>600 Н/мм².

Длину шпонки выбирают так, чтобы она была меньше длины ступицы насаживаемой детали на 5…10 мм. Сечение шпонки выбирается по величине соответствующего диаметра ступени.

Допустимые напряжения на смятие при спокойной нагрузке рекомендуется принимать для стальной ступицы, устанавливаемой в пазах двух соприкасающихся деталей и препятствующей относительному повороту или сдвигу этих деталей. Шпонки преимущественно применяют для передачи крутящего момента от вала к ступице [у_см]=80...120 МПа.

Условия прочности на смятие:

где Т- крутящий момент на валу, Н·м;

d- диаметр вала, мм;

h -высота шпонки, мм;

t -глубина паза вала, мм;

l_p -рабочая длина шпонки, мм: l_p=l-b,

где l - длина шпонки, мм;

b -ширина шпонки, мм.

Быстроходный вал:

Соединение вал-полумуфта:

Передаваемый крутящий момент: Т₁=53,4 Н·м;

Диаметр вала: d₁=32 мм;

Размеры шпонки: bЧhЧl=10Ч8Ч50 мм.

Промежуточный вал:

Соединение вал-колесо:

Передаваемый крутящий момент: Т₂=204,8 Н·м;

Диаметр вала: d₂=60 мм;

Размеры шпонки: bЧhЧl=18Ч11Ч63 мм;

Соединение вал-червяк:

Передаваемый крутящий момент: Т₂=204,8 Н·м;

Диаметр вала: d₂=80 мм;

Размеры шпонки: bЧhЧl=22Ч14Ч100 мм;

Тихоходный вал:

Соединение: вал-колесо.

Передаваемый крутящий момент: Т₃=3040,8 Н·м;

Диаметр вала: d₃=105 мм;

Размеры шпонки: bЧhЧl=28Ч16Ч110 мм;

Требуется 2 шпонки, расположенные диаметрально противоположно.

Соединение: вал-барабан конвейра.

Передаваемый крутящий момент: Т₃=3040,8 Н·м;

Диаметр вала: d₃=95 мм;

Размеры шпонки: bЧhЧl=25Ч14Ч110 мм;

Требуется 2 шпонки, расположенные диаметрально противоположно.



12. Уточненный расчёт валов по вращающим и изгибающим моментам

По известным опорным реакциям и нагрузкам, действующим на валы, находим и строим эпюры изгибающих моментов в вертикальной и горизонтальной плоскостях, а также изгибающие моменты от действия консольной силы. На основании эпюр М_x, М_y и М_кон строим эпюру результирующего изгибающего момента М. Также строим эпюру крутящих моментов. После этого находим эквивалентный момент в наиболее опасном сечении, т.е. там, где суммарный изгибающий момент имеет наибольшее значение, и определяем необходимый диаметр вала в этом сечении и сравниваем его с проектировочным.

12.1 Уточненный расчет быстроходного вала

Расчетная схема с построенными эпюрами крутящих и изгибающих моментов для быстроходного вала показана на рисунке 7.

Определим силовые факторы для всех сечений.

Сечение I-I

Изгибающие моменты:

- в плоскости XOZ

- в плоскости YOZ

- момент от консольной силы



Суммарный изгибающий момент

Крутящий момент

Сечение II-II

Изгибающий момент



Рисунок 6 -Эпюры изгибающих и крутящих моментов быстроходного вала



Крутящий момент

Сечение III-III

Крутящий момент

Определим эквивалентный момент для наиболее нагруженного сечения - I-I:

Определим диаметр вала в этом сечении:

По конструкции вал в данном сечении имеет диаметр 45 мм. Условие прочности с учетом изгибающих и крутящих моментов выполняется.

12.2 Уточненный расчет промежуточного вала

Расчетная схема с построенными эпюрами крутящих и изгибающих моментов для промежуточного вала показана на рисунке 7.

Сечение I-I

Изгибающие моменты:

- в плоскости XOZ

- в плоскости YOZ слева от сечения



- в плоскости YOZ справа от сечения

Суммарный изгибающий момент



Рисунок 7 - Эпюры изгибающих и крутящих моментов промежуточного вала

Крутящий момент

Сечение II-II

Изгибающие моменты:

- в плоскости XOZ

- в плоскости YOZ

Суммарный изгибающий момент

Крутящий момент

Сечение III-III

Крутящий момент

Определим эквивалентный момент для наиболее нагруженного сечения - I-I:

Определим диаметр вала в данном сечении:



По конструкции вал в данном сечении имеет диаметр 80 мм. Условие прочности с учетом изгибающих и крутящих моментов выполняется.

12.3 Уточненный расчет тихоходного вала

Расчетная схема с построенными эпюрами крутящих и изгибающих моментов для тихоходного вала показана на рисунке 8.

Сечение I-I

Изгибающие моменты:

- в плоскости XOZ



Рисунок 8 - Эпюры изгибающих и крутящих моментов тихоходного вала

- в плоскости YOZ слева от сечения

- в плоскости YOZ справа от сечения

- момент от консольной силы

Суммарный изгибающий момент

Крутящий момент

Сечение II-II

Изгибающий момент

Крутящий момент

Сечение III-III

Крутящий момент

Определим эквивалентный момент для наиболее нагруженного сечения - II-II:

Определим диаметр вала в данном сечении:

По конструкции вал в данном сечении имеет диаметр 100 мм. Условие прочности с учетом изгибающих и крутящих моментов выполняется.



13. Проверочный расчет валов по коэффициентам запаса нормальных и касательных напряжений

В соответствии с рекомендациями, проверочный расчет валов производим в опасном сечении, где действует максимальный изгибающий момент, или имеются концентраторы напряжений.

,

где S_у - коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;

S_ф - коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям.

где у_-1 - предел выносливости материала вала при симметричном цикле изгиба, где - предел прочности;

- эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений;

в - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности;

- масштабный фактор для нормальных напряжений;

- амплитуда цикла нормальных напряжений;

у_m - среднее напряжение цикла нормальных напряжений;

ш_у - коэффициент, характеризующий чувствительность материала к асимметрии напряжений.



где ф_-1 - предел выносливости материала вала при симметричном цикле кручения,

- эффективный коэффициент концентрации напряжений при кручении;

в - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности;

о - масштабный фактор для касательных напряжений;

ф_а - амплитуда цикла касательных напряжений;

ф_m - среднее напряжение цикла касательных напряжений;

ш_ф - коэффициент, характеризующий чувствительность материала к асимметрии напряжений.

13.1 Проверочный расчет быстроходного вала

Крутящий момент на валу

Для данного вала выбран материал сталь 45, для которой:

- предел прочности [3, табл. 10.2];

- предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба [3, табл. 10.2];

- предел выносливости стали при симметричном цикле кручения [3, табл. 10.2];

- коэффициент ш_ф = 0,09 [3, табл. 10.2];

Сечение III-III. Это сечение при передаче вращающего момента через муфту рассчитываем на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.



При по таблице 8.5 [8]

Принимаем [8, табл. 8.5], [8, табл. 8.8] и [8, с. 166].

ГОСТ 16162-78 указывает на то, чтобы конструкция редукторов предусматривала возможность восприятия радиальной консольной нагрузки, приложенной в середине посадочной части вала. Величина этой нагрузки равна [1, с.219]. Длина посадочной части под муфту у ведущего вала равна 58 мм. Находим изгибающий момент в сечении А-А:

Момент сопротивления изгибу [8, табл. 8.5]

Амплитуда нормальных напряжений изгиба



Принимаем [8, табл. 8.5], [8, табл. 8.8] и [8, с. 164].

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

Результирующий коэффициент запаса прочности

Такой большой коэффициент запаса прочности (18,1) объясняется тем, что диаметр вала был увеличен при конструировании для соединения его стандартной муфтой с валом электродвигателя.

По той же причине проверять прочность в сечениях I-I и II-II нет необходимости.

13.2 Проверочный расчет промежуточного вала

Крутящий момент на валу

Для данного вала выбран материал сталь 45, для которой:

- предел прочности [3, табл. 10.2];

- предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба [3, табл. 10.2];

- предел выносливости стали при симметричном цикле кручения [3, табл. 10.2];

- коэффициент ш_ф = 0,09 [3, табл. 10.2].

Наиболее опасным сечением является сечение I-I под червяком, где действует наибольший изгибающий момент и крутящий момент.

Сечение I-I

Диаметр вала в данном сечении равен Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки [8, табл. 8.5 и 8.8]:, , и , [8, с. 164].

Изгибающий момент

Момент сопротивления сечения нетто при , .

Амплитуда нормальных напряжений изгиба

Момент сопротивления кручению сечения нетто

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

Коэффициент запаса прочности

Результирующий коэффициент запаса прочности

Условие прочности выполняется. Проверять остальные сечения нет необходимости, так как при конструировании размеры червячного вала были приняты значительно больше, чем при расчете на кручение.

Проверим стрелу прогиба червяка (расчёт на жёсткость).

Приведённый момент инерции поперечного сечения червяка:

Стрела прогиба

Допускаемый прогиб

Таким образом, жесткость обеспечена, так как

13.3 Проверочный расчет тихоходного вала

Крутящий момент на валу

Для данного вала выбран материал сталь 45, для которой:

- предел прочности [3, табл. 10.2];

- предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба [3, табл. 10.2];

- предел выносливости стали при симметричном цикле кручения [3, табл. 10.2];

- коэффициент ш_ф = 0,09 [3, табл. 10.2].

Сечение II-II

В данном сечении действуют наибольший изгибающий и крутящий моменты. Концентрация напряжений вызвана напрессовкой внутреннего кольца подшипника на вал. Диаметр вала в данном сечении равен

Изгибающий момент

Момент сопротивления сечения

Амплитуда нормальных напряжений изгиба

По таблице 10.13 [2]

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

Полярный момент сопротивления

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

По таблице 10.13 [2]

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

Результирующий коэффициент запаса прочности

Так как , то условие прочности выполняется.



14. Выбор отклонений размеров, формы и расположения поверхностей и параметров шероховатостей

Назначаем следующие посадки для деталей редуктора [4, с. 206]:

-посадка зубчатых колес на валах H7/p6, за исключением колеса быстроходной ступени, для которого с целью облегчения сборки принимаем посадку H7/j_s6;

- посадка крышек подшипников в корпусе H7/j_s6;

- посадка внутренних колес подшипников на валах L0/k6;

- посадка наружных колец подшипников в корпусе H7/l0;

- посадка полумуфты на вал H7/h6;

- посадка шпонки в паз вала N9/h9.

Отклонения формы и взаимного расположения поверхностей назначаем исходя из 5-6 степеней точности.

Принимаем следующие параметры шероховатости поверхностей [4, с. 206]:

- торцы заплечиков валов Ra=1,6 мкм;

- поверхность вала под резиновые манжеты Ra=0,4 мкм;

- рабочие поверхности шпоночных пазов Ra=3,2 мкм;

- центрирующие цилиндрические поверхности Ra=0,8 мкм;

- торцы ступиц зубчатых колес Ra=3,2 мкм;

- профили зубьев Ra=1,6 мкм;

- остальные поверхности Ra=6,3 мкм.



15. Выбор систем смазки и смазочного вещества для редуктора и опор

Окружная скорость для быстроходной ступени составляет 2,4 м/с, поэтому в качестве способа смазывания принимаем картерную смазку. При этом червяк остается не погруженным в масло, а для смазывания зацепления червяка с колесом на червяке устанавливаем разбрызгиватели. Объем масляной ванны принимаем равной 8 литрам. Поскольку окружная скорость погружаемых в масло деталей больше 1 м/с, то подшипники будут смазываться образующимися брызгами тумана.

Цилиндрическая передача

Контактное напряжение =427 МПа, окружная скорость V=2,4 м/с.

Тогда принимаем кинематическую вязкость масла н₅₀=28 *10^-6 м²/с [6, с.253, табл. 10.8]. Выбираем сорт масла индустриальное И-Г-А-46 [3, с. 126, табл.2.60].

Червячная передача

Контактное напряжение =185,3 МПа, скорость скольжения V=1,5 м/с.

Тогда принимаем кинематическую вязкость масла для тихоходной ступени н₁₀₀=25*10^-6 м²/с [6, с.253, табл. 10.8]. Выбираем марку масла И-Т-Д-220 [3, с. 126, табл.2.60].

Заливают масло либо через отверстия, закрываемые пробками, либо через люки, которые одновременно служат для контроля сборки зацепления и его состояния в эксплуатации. Слив масла осуществляют через отверстия, расположенные в нижней части редуктора. Контроль уровня масла, находящегося в корпусе редуктора, производим с помощью жезлового маслоуказателя.



16. Экономическое обоснование заданного раздела курсового проекта

При разбивке передаточного числа между ступенями необходимо обеспечить максимальную производительность и надежность редуктора и его узлов, а так же оптимальные габариты, вес и себестоимость. Выбранные передаточные числа обеспечивают устойчивую работу редуктора, и привода в целом, на протяжении всего срока эксплуатации, при оптимальных финансовых затратах на материалы и обслуживание. При выборе данных передаточных чисел, спроектированный редуктор не будет уступать по выше перечисленным параметрам уже апробированным в этой области.



17. Краткое описание конструкции с обоснованием основных конструктивных решений и параметров

Редуктор горизонтальный. Передаточное число быстроходной ступени u=4,0, тихоходной ступени: u=20. Частота вращения быстроходного вала n₂=716 об/мин; крутящий момент на выходном валу Т₄=3041 Н·м. Корпус редуктора имеет разъем по оси центра тихоходного вала. Для заправки редуктора маслом, а также контроля зацепления червячной передачи в верхней части редуктора предусмотрен люк со встроенным сапуном (дыхательным клапаном), и для контроля зацепления цилиндрической передачи, на боковой стенке верхней части корпуса предусмотрен люк, и отдельно сапун в верхней части корпуса. Уровень масла в картере редуктора проверяется с помощью маслоуказателя из орг. стекла (под червяком) и трубчатого маслоуказателя. Для слива отработанного масла в нижней части корпуса редуктора имеются две сливные пробки.



18. Краткое описание технологического процесса сборки редуктора

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора очищаем и покрываем маслостойкой краской.

Сборку производим в соответствии со сборочным чертежом, начиная с узлов валов. При напрессовке подшипников их предварительно нагреваем в масле до 80…100^?С.

Так как диаметр червяка значительно больше диаметра отверстия под стакан подшипникового узла промежуточного вала, то придется насаживать червяк на вал внутри корпуса редуктора. Опускаем в корпус червяк с разбрызгивателями, вставляем в отверстие промежуточный вал. Соединяем червяк с валом с помощью призматической шпонки. Насаживаем разбрызгиватели на вал. Напрессовываем втулки и подшипники. Монтируем стакан с крышкой.

После этого устанавливаем колесо быстроходной ступени и закрепляем его гайкой со стопорной шайбой. Затем устанавливаем и закрепляем боковую крышку корпуса. Поверхность стыка корпуса и крышки при этом покрываем тонким слоем герметика.

Далее устанавливаем узел быстроходного вала, манжету и крышку подшипника с регулировочными прокладками на этот вал. Крышку подшипника закрепляем винтами. Затем устанавливаем собранный узел тихоходного вала. После этого устанавливается верхняя крышка корпуса редуктора. Поверхность разъема при этом покрывается тонким слоем герметика. Для центровки крышку на основание редуктора устанавливаем с помощью двух штифтом и затем затягиваем болты, крепящие крышку к корпусу.

Далее устанавливаем крышки подшипников с прокладками и манжетой. С помощью прокладок осуществляем регулировку осевого зазора в подшипниках. Закрепляя крышки подшипников, проверяем отсутствие заклинивания подшипников проворачиванием валов.

На концы быстроходного и тихоходного валов устанавливаем шпонки. Ввертываем пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и устанавливаем маслоуказатель. В редуктор заливаем масло и закрываем смотровое окно крышкой с прокладкой. Крышку закрепляем винтами.

Собранный редуктор обкатываем и подвергаем испытанию на стенде по программе, установленной техническими условиями.



Список использованных источников

1. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин. М.: Высшая школа, 1985.

2. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование. М.: Высшая школа, 1990.

3. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин. М.: Академия, 2003.

4. Кушнаренко В.М., Ковалевский В.П., Чирков Ю.А. Основы проектирования передаточных механизмов. Оренбург, 2003.

5. Мазитов М.А. Методические указания по выполнению курсовых проектов. Оренбург, 2009.

6. Макушкин С.А., Мазитов М.А., Дроздов С.Н. Курсовое проектирование деталей машин. Москва - Оренбург, 2008.

7. Решетов Д.Н. Детали машин. Атлас конструкций. М.: Машгис, 1989.

8. Чернавский С.А. Проектирование механических передач. М.: Машиностроение, 1984.

9. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин. М.: Высшая школа, 1981.

Размещено на Allbest.ru

...