Детали машин

=e',

где e' - коэффициент минимальной осевой нагрузки.

Для обеспечения условия равновесия всех осевых сил, действующих на вал, и ограничения минимального уровня осевых нагрузок на радиально-упорные подшипники (которые обеспечиваются правильной регулировкой подшипников при сборке узла вала) должно выполняться условие

где - суммарная осевая сила в опоре.

- необходимая минимальная осевая сила в этой опоре.

Определяем дополнительные параметры подшипников

=14°; e=0,38; Y=1,56 при >e;

Определяем минимальные осевые нагрузки для подшипников

=0,83e=0,83·0,38=0,32; ==0,32;

==0,32·3397,44=1087,18 Н;

==0,32·901,72=288,55 Н;

Определяем суммарные осевые силы в опорах

Условие равновесия всех осевых сил, действующих на вал:

+FA1-FA2-Fa21=0

Принимаем =1087,18 Н,

тогда исходя из условия равновесия FA2=+FA1-Fa21;

FA2=+1087,18-730,5=356,68 Н, следовательно реакции найдены верно.

Определяем эквивалентные нагрузки в опорах

где - суммарная радиальная нагрузка, действующая на подшипник;

=1, так как вращается внутреннее кольцо подшипника;

- коэффициент, учитывающий рабочую температуру нагрева подшипника, =1 (до 100°С);

- коэффициент безопасности, =1,5;

Х - коэффициент радиальной динамической нагрузки;

У - коэффициент осевой динамической нагрузки.

для опоры 1

==0,32<e=0,38, следовательно Х=1; Y=0;

=5096,16 Н;

для опоры 2

==0,4>e=0,38, следовательно Х=1; Y=1,56;

=2187,21 Н;

Опора 1 является более нагруженной, по ней и ведем дальнейший расчет.

Рассчитываем скорректированную долговечность подшипника в млн.об., с учетом качества металла и условий эксплуатации для заданной надежности

= =758,55 млн.об

где - динамическая грузоподъемность подшипника;

- коэффициент, учитывающий вероятность отказов, для степени надежности S=0,9, =1;

=0,65 - для роликоподшипников конических;

=10/3 - для роликоподшипников;

Рассчитываем скорректированную долговечность подшипника в часах, с учетом качества металла и условий эксплуатации для заданной надежности

= =8629,69 ч

где - частота вращения вала;

= 7000 ч

- подшипник годен.

Расчет подшипников промежуточного вала

Тип подшипников, на которых установлен вал:

опора 3: 7212 - роликоподшипники радиально-упорные конические однорядные ГОСТ 333-79 C=72200 Н; C0=58400 Н;

опора 4: 7212 - роликоподшипники радиально-упорные конические однорядные ГОСТ 333-79 C=72200 Н; C0=58400 Н;

Рассчитываем радиальные нагрузки, действующие в опорах

= = = 6320,23 Н;

= = = 9647,14 Н;

На опоры действует осевая сила Fa12=715,97 Н;

Определяем дополнительные параметры подшипников

=13°; e=0,35; Y=1,71 при >e;

Определяем минимальные осевые нагрузки для подшипников

=0,83e=0,83·0,35=0,29; ==0,29;

==0,29·6320,23=1832,87 Н;

==0,29·9647,14=2797,67 Н;

Определяем суммарные осевые силы в опорах

Условие равновесия всех осевых сил, действующих на вал:

+FA3-FA4+Fa12=0

Принимаем =1832,87 Н,

тогда исходя из условия равновесия FA4=+FA3+Fa12;

FA4=+1832,87+715,97=2548,84 Н<, следовательно реакции найдены не верно.

Принимаем =2797,67 Н,

тогда исходя из условия равновесия FA3=+FA4-Fa12;

FA3=+2797,67-715,97=2081,7 Н, следовательно реакции найдены верно.

Определяем эквивалентные нагрузки в опорах

для опоры 3

==0,33<e=0,35, следовательно Х=1; Y=0;

=9480,34 Н;

для опоры 4

==0,29<e=0,35, следовательно Х=1; Y=0;

=14470,71 Н;

Опора 4 является более нагруженной, по ней и ведем дальнейший расчет.

Рассчитываем скорректированную долговечность подшипника в млн.об., с учетом качества металла и условий эксплуатации для заданной надежности

= =137,95 млн.об

=1; =0,65; =10/3

Рассчитываем скорректированную долговечность подшипника в часах, с учетом качества металла и условий эксплуатации для заданной надежности

= =9886,76 ч

= 7000 ч

- подшипник годен.

Расчет подшипников выходного вала

Тип подшипников, на которых установлен вал:

опора 5: 116 - шарикоподшипники радиальные однорядные ГОСТ 8338-75 C=37400 Н; C0=31900 Н;

опора 6: 116 - шарикоподшипники радиальные однорядные ГОСТ 8338-75 C=37400 Н; C0=31900 Н;

Рассчитываем радиальные нагрузки, действующие в опорах

= = = 7710,89 Н;

= = = 3149,58 Н;

Определяем эквивалентные нагрузки в опорах

где - суммарная радиальная нагрузка, действующая на подшипник;

=1, так как вращается внутреннее кольцо подшипника;

- коэффициент, учитывающий рабочую температуру нагрева подшипника, =1 (до 100°С);

- коэффициент безопасности, =1,5;

Х - коэффициент радиальной динамической нагрузки;

У - коэффициент осевой динамической нагрузки.

Х=1; Y=0;

для опоры 5

=11566,34 Н;

для опоры 6

=4724,37 Н;

Опора 5 является более нагруженной, по ней и ведем дальнейший расчет.

Рассчитываем скорректированную долговечность подшипника в млн.об., с учетом качества металла и условий эксплуатации для заданной надежности

= =43,08 млн.об

где - динамическая грузоподъемность подшипника;

- коэффициент, учитывающий вероятность отказов, для степени надежности S=0,9, =1;

=0,75 - для шарикоподшипников;

=3 - для шарикоподшипников;

Рассчитываем скорректированную долговечность подшипника в часах, с учетом качества металла и условий эксплуатации для заданной надежности

= =9723,31 ч

где - частота вращения вала;

= 7000 ч

- подшипник годен.

5.5 Расчет соединений, передающих крутящий момент

Выполним расчет основных соединений, передающих крутящий момент между валом и посаженной на нем деталью

Соединения на входном валу

- расчет шпоночного соединения (I - м1)

Исходные данные: T=117,78 Н·м; d=38 мм; Lст=80 мм.

Назначаем материал шпонки: Сталь 6, =330 МПа.

По ГОСТ 23360-78 устанавливаем размеры призматической шпонки: bh=108; L=70 мм.

Рассчитываем смятие на рабочей грани шпонки

= =32,29 МПа,

где K=0,4h=0,4·8=3,2 мм;

Lр=L-b=70-10=60 мм;

Рассчитываем допускаемое напряжение смятия

= = 165 МПа,

где - принятый коэффициент запаса прочности, =2;

- предел текучести для материала шпонки, =330 МПа.

< = 165 МПа, следовательно, шпоночное соединение работоспособно.

Соединения на промежуточном валу

- расчет шпоночного соединения (II - z2)

Исходные данные: T=705,11 Н·м; d=65 мм; Lст=60 мм.

Назначаем материал шпонки: Сталь 6, =330 МПа.

По ГОСТ 23360-78 устанавливаем размеры призматической шпонки:

bh=1811; L=50 мм.

Рассчитываем смятие на рабочей грани шпонки

= =154,09 МПа,

< = 165 МПа, следовательно, шпоночное соединение работоспособно.

Соединения на выходном валу

- расчет шпоночного соединения (III - z4)

Исходные данные: T=2154,41 Н·м; d=85 мм; Lст=80 мм.

Назначаем материал шпонки: Сталь 40, =500 МПа.

По ГОСТ 23360-78 устанавливаем размеры призматической шпонки:

bh=2214; L=70 мм.

Рассчитываем смятие на рабочей грани шпонки

= =188,59 МПа,

< = 250 МПа, следовательно, шпоночное соединение работоспособно.

- расчет шпоночного соединения (III - м2)

Исходные данные: T=2133,25 Н·м; d=60 мм; Lст=85 мм.

Назначаем материал шпонки: Сталь 40, =500 МПа.

По ГОСТ 23360-78 устанавливаем размеры призматической шпонки:

bh=1811; L=80 мм.

Рассчитываем смятие на рабочей грани шпонки

= =240,66 МПа,

< = 250 МПа, следовательно, шпоночное соединение работоспособно.



6. Выбор и расчет муфт

6.1 Выбор муфты входного вала

Применяется муфта упругая втулочно-пальцевая. Муфты упругие втулочно-пальцевые получили весьма широкое распространение в современном машиностроении.

Достоинства муфт: сравнительная простота конструкции и дешевизна изготовления, хорошая демпфирующая способность; обладают также электроизолирующей способностью.

Недостатки: из-за низкой прочности резины по сравнению с металлами эти муфты обычно применяются для передачи малых и средних крутящих моментов; обладают низкими компенсационными свойствами, допускаемые ими радиальные смещения валов зависят от их диаметра.

На работу муфты существенно влияют толчки, удары и колебания, обусловленные характером работы приводимой в движение машины. Поэтому выбор муфты производят не по номинальному моменту на валу машины, а по расчетному:

=Т=1,4·117,78=164,89 Н·м,

где Т - номинальный вращающий момент на валу машины,

- коэффициент перегрузки, = 1,4.

Кроме того, при выборе муфты учитываются диаметры концов сопрягаемых валов.

Принимаем муфту упругую втулочно-пальцевую МУВП-38 по нормали МН 2096-64 со следующими параметрами:

=240 Н·м; =38 мм;

=140 мм; =165 мм; =50 мм; =130 мм; =80 мм; =70 мм; =28 мм; =М10; =32 мм; =16 мм; =35 мм; =2 мм; =1-5 мм; =42 мм; =14 мм; =6; =4000 об/мин;

Параметры пальцев и втулок принятой муфты:

=14 мм; =20 мм; =66 мм; =М10; =7,8 мм; =45 мм; =33 мм; =2 мм; =4 мм; =1,5 мм; =2 мм; =1,5 мм; =20 мм; =5 мм; =20 мм; =27 мм; =28 мм; =3,5 мм; =7 мм;

Рисунок - Муфта упругая втулочно-пальцевая (МУВП)

Рисунок - Пальцы с втулками муфты МУВП

Конструкция муфты (см. рис. ): во фланце полумуфты 1 коническими хвостовиками укрепляются пальцы 2 (см. рис. 2), на которые надеваются упругие резиновые втулки 3. Упругие втулки входят в отверстия, расположенные во фланце полумуфты 4. Отверстия растачиваются коническими или цилиндрическими.

Материалы: полумуфты изготовляются из чугуна марки СЧ 21-40, допускается изготовление из стали марки Ст. 3; пальцы - из стали 45; втулки упругие - из резины с пределом прочности при разрыве не менее 800 и относительным удлинением при разрыве не менее 300 %.

Проверочный расчет муфты

Работоспособность муфты определяется способностью пальцев и резиновых втулок. Проверочный расчет резиновых втулок выполняется по условию их прочности на смятие, а самих пальцев - по условию прочности на изгиб.

Усилие, приходящееся на один палец,

= = 422,79 Н.

Условие прочности втулок муфты,

= = 1,16 МПа < =1,8...2,0 МПа,

где - диаметр пальца;

- длина втулки;

- допускаемые напряжения смятия, для резин =1,8...2,0 МПа.

Условие прочности пальцев на изгиб

= = 23,54 МПа < =60...70 МПа,



где - зазор между полумуфтами;

- допускаемые напряжения изгиба пальцев, принимают =60...70 МПа.

6.2 Выбор муфты выходного вала

Применяется зубчатая муфта. Зубчатые муфты - наиболее распространенный вид жестких компенсирующих муфт. Они применяются для соединения горизонтальных соосных валов и способны компенсировать незначительные по величине любые смещения осей валов и в любом их сочетании.

Достоинствами зубчатых муфт являются: высокая нагрузочная способность при сравнительно небольших габаритах; способность компенсации любых смещений осей валов; технологичность изготовления - использование для нарезки зубьев нормального зуборезного инструмента.

К недостаткам муфта можно отнести: сравнительно низкую стойкость из-за быстрого износа и разрушения зубьев; отсутствие упруго-демпфирующих свойств.

=Т=1,4·2133,25=2986,55 Н·м,

Принимаем зубчатую муфту типа МЗ (для непосредственного соединения валов) по ГОСТ 5006-94 со следующими параметрами:

=3150 Н·м; =60 мм;

=95 мм; =220 мм; =150 мм; =90 мм; =170 мм; =40 мм; =85 мм; =2,5 мм; =15 мм; =18 мм; =4000 об/мин.



Рисунок - Муфта зубчатая (МЗ)

Конструкция муфты (см. рис. ): муфта состоит из двух обойм с внутренними зубьями 1, находящимися в непосредственном зацеплении с зубчатыми втулками с наружными зубьями. Последние имеют несколько исполнений: с цилиндрической расточкой 3 (исполнение Н), с цилиндрической расточкой и торцовым креплением по валу 4 (исполнение Т), с конусной расточкой 5 (исполнение К). В конструкции муфты также предусмотрен бурт для проверки соосности валов. Поверхности нужных зубьев обточены на окружности выступов по сфере, по этой поверхности центрируются обоймы.

Материал втулок и обойм (поковки) - сталь 40 ГОСТ 1050-88; при больших диаметрах вала (d>80…140 мм) - стальное литье марки 45Л группа II ГОСТ 977-65.

Проверочный расчет муфты

Работоспособность муфты оценивается прочностью зуба на смятие:



где - модуль зацепления, =3 мм;

- число зубьев полумуфты, =36;

- длина зуба, =15 мм;

=(12...15) МПа - допускаемые напряжения смятия;

= = 14,97 МПа



7. Конструирование и расчет элементов корпуса

7.1 Конструирование основных элементов корпуса

Толщина стенки основания корпуса

= = 7,6 мм,

где - максимальный вращающий момент на тихоходном валу.

Принимаем =8 мм.

Толщина стенки крышки корпуса

= 0,9·8=7,2 мм.

Принимаем =8 мм.

Рисунок - Размеры верхнего пояса фланца основания корпуса и фланца крышки корпуса

Толщина верхнего пояса фланца основания корпуса

b = 1,5 = 1,5·8 = 12 мм.

Принимаем b=12 мм.

Толщина нижнего пояса фланца крышки корпуса

= 1,5·8 = 12 мм.

Принимаем =12 мм.

Толщина нижнего пояса фланца основания корпуса

P = 2,35 = 2,35·8 = 18,8 мм.

Принимаем P=19 мм.

Рисунок - Размеры нижнего пояса фланца основания корпуса

Диаметр и количество фундаментных болтов

= = 20,6 мм.

Принимаем d=M24.

Количество фундаментных болтов =4.



Рисунок - Размеры приливов для подшипниковых гнезд

Диаметр болтов расположенных у подшипниковых гнезд

= 0,8·24 = 19,2 мм.

Принимаем =M20.

Диаметр стяжных болтов

= 0,8·20 = 16 мм.

Принимаем =M16.

Диаметр болтов крепления смотровой крышки

= 0,4·20 = 8 мм.

Принимаем =M8.

Размеры приливов для размещения болтов у подшипниковых гнезд

Размеры определяются графическим способом так, чтобы образовалась опорная поверхность под головку болта и гайку. Чтобы избежать пересечения отверстий стяжных болтов и болтов крепления крышки к корпусу расстояние между ними принимается

Таблица - Размеры приливов для размещения болтов у подшипниковых гнезд

	гнезда подшипников вала I	гнезда подшипников вала II	гнезда подшипников вала III
a	a0,5·20+8=18 мм	a0,5·20+10=20 мм
диаметр расточки под подшипник , мм	80	110	125
диаметр винтов крепления крышки к корпусу	M8	M10
диаметр окружности расположения крепежных болтов привертных крышек , мм	100	130	150
диаметр бобышки под привертной крышкой , мм	125	155	175

Минимальное расстояние от оси отверстия стяжного болта до расточки под подшипник =22 мм.

Торцы приливов для подшипниковых гнезд должны выступать за фланцы плоскости разъема на величину .

Размеры фланцев редуктора

Ширина фланцев редуктора должна быть достаточной для размещения гайки или шестигранной головки болта и для того, чтобы можно было наложить ключ и повернуть его на угол 60°.



Таблица - Размеры фланцев редуктора

	фланцы для крепления редуктора к основанию (плите, раме или фундаменту) ,	фланцы для соединения основания и крышки корпуса со стороны подшипниковых гнезд ,	фланцы для соединения основания и крышки корпуса со стороны стяжных болтов ,
, мм	54	48	39
, мм	30	25	21

Размеры литейных переходов между стенкой корпуса и фланцами

- толщина перехода

= 0,7 = 0,7·8=5,6 мм.

Принимаем = 5,6 мм.

- высота перехода

= 4·5,6=22,4 мм.

Принимаем = 22 мм.

Радиус сопряжения элементов корпуса

r = 0,25 = 0,25·8=2 мм.

Принимаем r = 2 мм.

Размеры элементов опорных поверхностей для размещения болтов

Опорные поверхности под крепежные детали должны быть обработаны, размер элементов поверхностей для размещения болтов зависит от диаметра крепежных болтов



Таблица - Размеры элементов опорных поверхностей для размещения болтов

	размеры опорных поверхностей крепежных деталей для крепления редуктора к основанию (плите, раме или фундаменту)	размеры опорных поверхностей крепежных деталей для соединения основания и крышки корпуса со стороны подшипниковых гнезд	размеры опорных поверхностей крепежных деталей для соединения основания и крышки корпуса со стороны стяжных болтов
диаметр цековки , мм	40	35	28
глубина цековки h, мм	2,5	2	1,5
диаметр отверстия под фундаментный болт , мм	29	-
диаметр отверстия под стяжной болт , мм	-	22	18

Диаметр центрирующих штифтов

Для исключения смещения крышки относительно его основания устанавливают два конических штифта, расположенных как можно дальше друг от друга. Штифты устанавливают до расточки отверстий под подшипники.

=0,5·20=10 мм.

Принимаем по ГОСТ 3129-70 =10 мм.

7.2 Конструирование вспомогательных элементов

Размеры проушин

- толщина проушины

S = 2 = 2·8 = 16 мм.

Принимаем S=16 мм.

- диаметр отверстия в проушине

= 3 = 3·8 = 24 мм.

Принимаем =24 мм.

Толщина ребер жесткости основания корпуса

m = 0,8 = 0,8·8 = 6,4 мм.

Принимаем m = 7,1 мм.

Толщина ребер жесткости крышки

= 0,8·8 = 6,4 мм.

Принимаем = 7,1 мм.



8. Выбор смазки

Для уменьшения потерь мощности на трение и снижения интенсивности изнашивания трущихся поверхностей, а также для предохранения их от заедания, задиров, коррозии и для лучшего отвода теплоты трущиеся поверхности деталей должны иметь надежное смазывание

Смазывание передач

Для смазывания передач применяем картерную систему. В корпус заливают масло так, чтобы венцы колес были в него погружены. Колеса при вращении увлекают масло, разбрызгивая его внутри корпуса. Масло попадает на внутренние стенки корпуса, откуда стекает в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которая покрывает поверхность расположенных внутри корпуса деталей.

Назначение марки масла. Принцип назначения марки масла следующий: чем выше контактные давления в зубьях, тем большей вязкостью должно обладать масло, чем выше окружная скорость колеса, тем меньше должна быть вязкость масла. Поэтому требуемую вязкость масла определяют в зависимости от контактного напряжения и окружной скорости колес.

Определяем параметры для назначения марки масла

= = 1,47 м/с;

= =1504,58

Этому значению соответствует требуемая вязкость масла =40

В соответствии с этим принимаем для смазки зубчатой передачи жидкую нефтяную смазку - индустриальное масло И-40A ГОСТ 20799-75, для которого = 35…45 .

Расчет потребного количества масла

=(0,35…0,7)=0,4·18,06 = 7,2 л

Рассчитываем предельно допустимые уровни погружения колес в масляную ванну

=1,5=1,5·5 = 8 мм;

==190 = 63 мм;

Принимаем =50 мм.

В соответствии с конструкцией заливается =8 л, чтобы обеспечить необходимое погружение колеса в масло.

Уровень масла, находящегося в корпусе редуктора, контролируют жезловым маслоуказателем.

При длительной работе в связи с нагревом масли и воздуха повышается давление внутри корпуса. Это приводит к просачиванию масла через уплотнения и стыки, чтобы избежать этого внутренняя полость корпуса сообщается с внешней средой за счет установки пробки-отдушины.

Смазка подшипников качения

Смазка подшипников качения осуществляется тем же маслом что и деталей передач за счет разбрызгивания смазки этими деталями. На плоскости разъема корпуса выполнены специальные каналы, собирающие смазку, стекающую со стенок и направляющие ее в гнезда подшипников. Для свободного проникновения масла полость подшипника открыта внутрь корпуса.

Выводы

В курсовом проекте проведены расчеты и проектирование механизма привода. Для исполнения указанных условий по входным данным выбран электродвигатель, спроектирован редуктор. Проведен проверочный расчет передач привода и валов редуктора. Разработаны чертежи: сборочный чертеж редуктора, рабочие чертежи деталей редуктора.

Выполнен выбор и проверка подшипников качения. Подобраны смазочные материалы. Рассчитаны конструктивные элементы корпуса. Разработана спецификация на редуктор.

В процессе выполнения работы представлен полный порядок разработки конструкции привода и связанной с ним документации.



Перечень ссылок

1. Методичні вказівки до виконання курсового проекту з деталей машин. ”Вибір електродвигуна та визначення вихідних даних для розрахунку приводу” (для студентів напрямку „Інженерна механіка”). Автори: Оніщенко В.П., Ісадченко В.С., Недосекін В.Б., - Донецьк: ДонНТУ, 2005. - 36 с.

2. Методичні вказівки до виконання курсового проекту з деталей машин. Розділ 2 „Проектування зубчастих і черв'ячних передач” (для студентів напрямку „Інженерна механіка”)./ Автори: В.П. Блескун, С.Л. Сулєйманов. - Донецьк.: ДонНТУ, 2005. - 48 с.

3. Методичні вказівки до виконання курсового проекту з деталей машин. Розділ 3. проектування валів та їх опор на підшипниках кочення (для студентів напрямку „Інженерна механіка”)/ Автори: О.В. Деркач, О.В. Лукінов, В.Б. Недосекін, Проскуряков С.В - Донецьк: ДонНТУ, 2005. 106 с.

4. Методичні вказівки до виконання курсового проекту з деталей машин. Конструювання муфт і корпусів (для студентів напрямку „Інженерна механіка”)/ Сост.: В.С.Ісадченко, П.М. Матеко, В.О. Голдобін. - Донецьк: ДонНТУ, 2005. - 40 с.

5. Перель Л.Я. Подшипники качения: Расчёт, проэктирование и обслуживание опор: Справочник. - М.: Машиностроение, 1983. - 543 с., ил.

6. Разработка и оформление технической документации. Учебное пособие. / Сост.: А.Н. Михайлов, А.В. Лукичёв, И.А. Горобец, А.П. Гуня, А.В. Деркач, И.В. Клименко, Н.В. Голубов, В.Б. Недосекин, В.А. Голдобін. - Донецк: ДонНТУ, 2005. - 56 с.

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

8. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование: Учеб. пособие для машиностроит. спец. техникумов. - 2-е изд., перераб. и доп. - Высш. шк., 1990.-399 с., ил.

9. В.С. Поляков, И.Д. Барабаш, О.А. Ряховский Справочник по муфтам. Л., «Машиностроение», 1974, 352 с.

Размещено на Allbest.ru

...