Размещено на http://www.allbest.ru

Размещено на http://www.allbest.ru

Введение

Механический привод - важная часть современных машин и технологического оборудования. От рациональности выбора кинематический схемы привода и правильности его кинематического и силового расчета во многом зависят требования к увеличению мощности при тех же габаритах, повышение скорости и производительности, повышения коэффициента полезного действия (КПД), минимальная масса, низкая себестоимость изготовления. Все конструкции многовариантны. Конструктор всегда стремится найти лучший или оптимальный вариант, в наибольшей степени удовлетворяющий поставленной задачи.

Целью выполнения данного курсового проекта является изучить методы проектирования; закрепить, расширить и углубить теоретические знания, развить навыки по проведению инженерных расчетов по критериям работоспособности конструкции, технико-экономическому обеспечению конструкторских решений.

Редуктором называют механизм, выполненный в виде отдельного агрегата, служащего для понижения угловой скорости и соответственно повышения крутящих моментов. Редуктор - неотъемлемая составная часть современного оборудования. В приводах общемашиностроительного назначения, разрабатываемых при курсовом проектировании, редуктор является основным и наиболее трудоемким узлом.

Рассматриваемый механический привод состоит из электродвигателя, соединительной муфты, цилиндрического одноступенчатого редуктора и клиноременной передачи.

Проектируемый вертикальный одноступенчатый редуктор с прямозубыми цилиндрическими колесами предназначен для передачи вращающего момента между двумя параллельными осями. В месте соединения поверхности картера и крышки пришабрены, при окончательной сборке покрыты герметиком.

Шестерня проектируется заодно с ведущим валом (вал-шестерня). Колесо насажено на ведомый вал по посадке Н7/р6, вращающий момент передается призматической шпонкой.

Ведущий и ведомый валы редуктора установлены на радиальных шариковых подшипниках. Подшипники регулируются подбором металлических прокладок, устанавливаемых между уплотнительными прокладками со стороны глухих торцовых крышек.

Смазка передачи и подшипников осуществляется разбрызгиванием жидкого масла, заливаемого через заливное отверстие закрываемое пробкой-отдушиной. Уровень масла проверяют маслоуказателем в виде пробок. Отработанное масло сливают через отверстие, расположенное в нижней части корпуса, которое закрывается резьбовой пробкой.

1. Нормативные ссылки

Стандартизацией называется установление и применение обязательных норм, правил, примеров, технических и качественных характеристик, которым должны соответствовать изделия.

Стандарт - нормативно-технический документ по стандартизации, устанавливающей комплекс требований к объектам стандартизации.

Курсовой проект выполнен в соответствии с единой системой конструкторской документации (ЕСКД), чем обеспечивается единство требований к выполнению и оформлению конструкторской документации: пояснительной записки, чертежей общего вида эскизного и технического проектов, чертежей деталей.

При выполнении расчетов использовались ссылки на следующие стандарты:

- ГОСТ 1050-74. Качественные углеродные стали.

- ГОСТ 4543-71. Легированные стали.

- ГОСТ 21354-87. Расчеты на прочность цилиндрической зубчатой передачи.

- ГОСТ 9563-80. Модули эвольвентных зубчатых передач.

- ГОСТ 2185-80. Основные параметры цилиндрических передач.

- ГОСТ 25301-82. Основные параметры цилиндрических редукторов.

- ГОСТ 13568-75. Приводные роликовые цепи.

- ГОСТ 23360-78. Призматические шпонки.

- ГОСТ 6636-69. Нормальные линейные размеры.

- ГОСТ 19523-81. Асинхронные электродвигатели серии 4А.

- ГОСТ 8338-75. Шарикоподшипники радиальные однорядные.

- ГОСТ 2.105-95. Общие требования к текстовым документам.

- ГОСТ 2.106-96. Текстовый документ.

- ГОСТ 2.104-68. Основные подписи.

- СТП 4.2.6-2008. Курсовое проектирование, общие требования.

При выполнении чертежей использованы стандарты:

- ГОСТ 2.107-68. Основные требования к рабочим чертежам.

- ГОСТ 2.109-73. Правила выполнения чертежей деталей, сборочных общих видов, габаритных и монтажных.

- ГОСТ 2.119-73. Эскизный проект.

- ГОСТ 2.120-73. Технический проект.

- ГОСТ 2.301-68...ГОСТ 2.305968. Формы, масштабы, линии, шрифты чертежей, изображения-виды, размеры, сечения.

- ГОСТ 2.307-68. Нанесение размеров и предельных отклонений.

- ГОСТ 2.309-73. Обозначение шероховатости поверхностей.

- ГОСТ 2.316-68. Правила нанесения на чертежах надписей, технических требований и таблиц.

- ГОСТ 2.403-75. Правила выполнения расчетных чертежей цилиндрических зубчатых колес.

- ГОСТ 25346-82. Единая система допусков и посадок, общие положения, ряды допусков и основных отклонений.

- ГОСТ 25347-82. Единая система допусков и посадок. Поля пропусков и рекомендуемые посадки.

- ГОСТ 7808-70. Болты.

- ГОСТ 2524-70. Гайки.

- ГОСТ 6402-70. Шайбы пружинные.

- ГОСТ 8752-79. Манжеты резиновые армированные.

- ГОСТ 3129-70. Штифты конические.

- ГОСТ 18511-73. Крышка торцовая глухая.

2. Техническая характеристика привода

В задании на курсовой проект в качестве исходных данных выступают мощность Р4, кВт, и частота вращения n4, об/мин, на приводном валу рабочей машины, а также коэффициент перегрузки Кп.

- частота вращения на приводном валу рабочей машины n4= 100 об/мин;

- мощность на приводном валу рабочей машины Р4 = 11 кВт;

- коэффициент перегрузки Кп= 1,8

- нагрузка постоянная,

- работа одну смену;

- срок службы - 4 года.

Коэффициент полезного действия общ = 0,887

Передаточное число редуктора Uззп = 4

Вращающий момент на выходном валу Tвых. = 1070,1 Н*м

Номинальная мощность электродвигателя Nдв =15 кВт

Общее передаточное число Uобщ.= 9,75

Рисунок 1 - Кинематическая схема привода: 1 - электродвигатель, 2 - клиноременная передача, 3 - редуктор цилиндрический, вертикальный, 4 - муфта компенсирущая, 5 - выходной вал привода, 6 - подшипники

3. Выбор электродвигателя. Кинематический и силовой расчет привода

3.1 Определение общего КПД рассматриваемого механического привода

Определим общий КПД рассматриваемого механического привода

общ=рп* зп*м* (пп)3

где м - КПД муфты, м = 1 (таблица 1);

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

рп - КПД открытой ременной передачи, принимаем цп= 0,95 ;

пп - КПД пары подшипников, пп = 0,9925.

общ = 1 * 0,97 * 0,99* (0,9925)3 = 0,887.

Определение требуемой мощности электродвигателя

Требуемая мощность электродвигателя рассчитывается по формуле

Nдв.тр. = 11/ 0,887 = 12,4 кВт.

3.2 Выбор электродвигателя

Из таблицы 1 выбираем электродвигатели, имеющие ближайшую большую номинальную мощность Nном=15 кВт по отношению к требуемой мощности Nдв.тр=12,4кВт, рассчитанной по формуле.

Таблица 1 - Выбор электродвигателя

Тип двигателя	Номинальная мощность Nном, кВт	Номинальная частота вращения, nном, об/мин	Общее передаточное число привода Uоб.рас,
4А160S2У3	15	2940	29,40
4А160S4У3	15	1465	14,65
4А160М6У3	15	975	9,75
4А180М8У3	15	730	7,30

Общее передаточное число привода определяется по формуле

Uобщ=uзп•uрп

где uзп - передаточное число зубчатой передачи; u - передаточное число ременной передачи. Выбираем рекомендуемый интервал передаточных чисел механических передач, входящих в рассматриваемую кинематическую схему привода, и рассчитываем рекомендуемый интервал Uобщ

Uз.п.=(2…6,3) Uр.п.=(2…3) Uобщ =(2,0,..6,3) • (2,0...3) = (4,0... 19,845)

В результате выбираем двигатель марки 4А160М6У3. Найдем Uр.п. по формуле

Uр.п.= Uоб.рас. / Uз.п.

Uр.п.= 9,75 / 4 ? 2,44

Примем значения Uр.п.= 2,44 и Uз.п.=4. Подобрав числа Uц.п. и Uз.п, я выяснил, что нам подходит двигатель

Таблица 2 - Параметры выбранного электродвигателя

Тип двигателя	Номинальная мощность Nном., кВт	Номинальная частота вращения nном, об/мин	Общее передаточное число привода Uоб.рас.
4А160М6У3	15	975	9,75

3.3 Определение кинематических и силовых параметров валов привода

Рассчитаем номинальные частоты вращения валов привода:

- вал электродвигателя

n1 = nном = 975 об/мин;

- входной вал редуктора

n2= n1 / up.п.= 975/2,44= 399,6 об/мин.

- выходной вал редуктора (ведомый вал зубчатой передачи)

n3= n2 / uз.п =399,6/ 4 = 99,9 об/мин;

- приводной вал открытой зубчатой передачи

n3 = n4.

Рассчитаем номинальные вращающие моменты на валах привода:

- вал электродвигателя

Т1 =,

Т1 = 121,43 Н·м;

- входной вал редуктора

Т2 = Т1 • Uр.п ·р.п •пп,

Т2 =121,4•2,44·0,945•0,9925= 277,89 Н·м;

- выходной вал редуктора

Т3 =Т2 ·Uзп•зп•пп,

Т3 =277,89•4•0,97•0,9925=1070,15 Н·м;

- приводной вал цепной передачи

Т4 =Т3 •Uм. •м. ·пп,

Т4= 1070,15•1•1•0,9925 =1051,5 Н·м.

4. Выбор материала для закрытой зубчатой передачи и определение допускаемых напряжений

редуктор кинематический зубчатый

По заданию на курсовой проект 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.

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 3 - 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

5. Расчет зубчатой цилиндрической передачи

Рисунок 2 - Кинематическая схема редуктора

5.1 Расчет межосевого расстояния

Главный геометрический параметр цилиндрической зубчатой передачи межосевое расстояние а (рисунок 3).

Предварительное его значение рассчитывается из условия контактной выносливости рабочих поверхностей зубьев по формуле

,

где Т3 - вращающий момент на валу колеса (3-й вал привода), Н·мм;

- коэффициент концентрации нагрузки. Для прирабатывающихся колес = 1;

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

u - передаточное число зубчатой передачи, u = uзп ;

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

Рассчитаем предварительное значение межосевого расстояния

Принимаем а = 224 мм.

Рисунок 3 - Геометрические параметры цилиндрической зубчатой передачи

5.2 Расчет предварительной ширины колеса и шестерни

Предварительная ширина колеса и шестерни равна

0,4•224 = 89,6 мм,

1,12•10 = 100,3 мм.

Значения и округляют до ближайших стандартных значений из ряда главных параметров (см. выше): 100 мм; 90 мм.

5.3 Расчет модуля зубчатых колес

Модуль зубчатых колес выбирают в следующем интервале:

m'= (0,01...0,02)*а = (0,01.,.0,02)*224 = 2,24…4,48 мм.

Для силовых передач значение модуля m должно быть больше или равно 1,0мм 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 модуля. Выбираем модуль m = 3 мм.

5.4 Определение числа зубьев колес

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

149,3

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.

Предварительное значение числа зубьев шестерни находят из соотношения:

 29,9

Полученные значения и округляют до ближайшего целого значения 149 и 30. Причем для обеспечения неподрезания ножки зуба прямозубой шестерни необходимо, чтобы значение было больше или равно 17. После этого вычисляют число зубьев колеса

119

Таким образом, 119 и 30.

5.5 Нахождение фактического передаточного числа передачи

Уточним фактическое передаточное число передачи

149/30 = 3.97

Отклонение фактического передаточного числа составляет

0,75 %

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

5.6 Проверка прочности зубьев колес по контактным напряжениям

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

,

где - коэффициент динамичности нагрузки зубьев колеса по контактным напряжениям. Он зависит от окружной скорости вращения колес V1 = V2, рассчитываемой по зависимости

1,87 м/с.

5.7 Определение степени точности и значения коэффициента

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 приведены в таблице 6[1].

По данным рассматриваемого примера V2 =1,7 м/с. Этой скорости соответствует 9-я степень точности. Определим значение коэффициента с помощью линейной интерполяции.

= 1,159

Действительное контактное напряжение по условию равно

 461,4МПа.

5.8 Проверка условия контактной прочности зубчатой передачи

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

Фактическая недогрузка для рассматриваемого примера составит

10,4%,

что меньше 15%, а значит допустимо.

Расчетное максимальное напряжение при кратковременных перегрузках не должно превышать допускаемого значения

Для рассматриваемого примера расчета передачи

619 МПа МПа.

Проверка условия прочности при пиковой нагрузке выполняется.

Проверка усталостной прочности зубчатого колеса при изгибе

= 111,4 МПа 255 МПа.

Расчетное максимальное напряжение при кратковременных перегрузках не должно превышать допускаемого значения

200,5 671 МПа.

Условия прочности выполняются.

5.9 Определение других геометрических размеров колес

Определим другие геометрические размеры колес, показанные на рисунке 3.

Делительные диаметры равны

d1=m•z1 = 3•30=90 мм.

d2=m•z2 = 3•119=357 мм.

Диаметры вершин зубьев равны

da1=d1+2•m= 90+2•3=96 мм.

da2=d2 +2•m= 357 +2•3=363 мм.

Диаметры впадин зубьев равны



df1 =d1 -2,5•m = 90 - 2,5•3 = 82,5 мм.

df2=d2-2,5•m = 432 - 2,5•3 = 349,5 мм

Проверим межосевое расстояние зубчатых колес

223,5 мм.

В прямозубой цилиндрической передаче при работе появляются силы в зацеплении зубьев, показанные на рисунке 4.

Окружные силы определяют по зависимости

.

5971,8 Н.

Радиальные силы определяют по зависимости

,

где a = 20° - угол зацепления.

2173,6 Н.

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

.

6355,1 Н.

Конструктивные размеры зубчатого колеса показаны на рисунке 5 и приведены в таблице 4.В качестве исходного размера используется диаметр посадочной поверхности вала dк3 под колесо, который будет получен в пункте 7. dK3=80мм.

Таблица 4 - Размеры зубчатого колеса, мм

Параметр	Формула	Расчет
Диаметр ступицы	dСТ=l,6* dK	dСТ=l,6*80 = 130 мм
Длина ступицы	LCT =b2…1,5 *dK	LCT = 90…128 Примем LCT= 125 мм
Толщина обода	= (2,5... 4,0) *m	= (2,5... 4,0) *3=7,5…12 Примем =10мм
Диаметр обода	D0=da2-2*-4,5*m	D0=363-2*10 - 4,5 *3=329мм
Толщина диска	с=(0,2…0,3) *b2	с=0,25 *100=23
Диаметр центров отверстий в диске	Dотв=0,5* (D0+dCT)	Dотв =0,5* (329+130)=230мм
Диаметр отверстий	dотв=(D0-dCT)/4	dотв=(329-130)/4=50мм
Фаски	n = 1 * m	n = 1 * 3= 3 мм



Рисунок 4 - Схема сил в зацеплении цилиндрических прямозубых зубчатых колес

Рисунок 5 - Цилиндрическое зубчатое колесо

6. Расчет клиноременной передачи

Исходными данными для расчета клиноременной передачи, например, являются:

- вращающий момент на валу ведущего шкива (момент на валу электродвигателя) Т1 = 121,4 Н мм;

- мощность на валу ведущего шкива (это требуемая мощность электродвигателя) Р1 = 12,4кВт;

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

- передаточное число передачи u = uРП= 2,44.

Расчет клиноременной передачи начинается с выбора сечения ремня по номограмме на рисунке 7 в зависимости от мощности Р1 и частоты вращения n1. По исходным данным примера подходит клиновой ремень сечения Б, размеры которого приведены в приложении Б (таблица Б.2). Выбранному сечению В соответствуют размеры, мм: b0 = 22; bР = 19; y0 = 4; h = 13,5; площадь сечения А = 230 мм2.

Минимально допускаемое значение диаметра ведущего шкива d1 зависит от сечения ремня: для сечения А - d1 = 90 мм; для сечения Б - d1 = 125 мм; для сечения В - d1 = 200 мм; для сечения Г - d1 = 315 мм. В целях повышения срока службы ремней принимаем в качестве диаметра ведущего шкива следующее значение после минимально допустимого диаметра из стандартного ряда диаметров, приведенного в таблице Б. 3. Принимаем d1 = 224 мм.

Определим расчетный диаметр ведомого шкива , мм

.

546,6 мм.

Полученное расчетное значение диаметра округляем до ближайшего стандартного значения. Принимаем 560 мм.

Определим фактическое передаточное число ременной передачи

,

где = 0,01 … 0,02 - коэффициент скольжения [4].

2,53.

Проверим отклонение фактического передаточного числа от заданного передаточного числа

. 3,7%.



Рисунок 6

Рисунок 7

Определим предварительное значение межосевого расстояния ременной передачи в интервале

/

.

444,7 мм.

784 мм.

Межосевое расстояние принимается в рассчитанном интервале после эскизной компоновки привода. Принимаем промежуточное значение 500 мм.

Определим расчетную длину ремня

.

2288 мм.

Полученное значение длины ремня округляем до ближайшего стандартного значения. Принимаем 2240 мм. Уточняем значение межосевого расстояния передачи по стандартной длине ремня [3, с. 88]

474,51 мм.

Определим угол обхвата ремнем ведущего шкива , град.

.

139,6 град.

Определим скорость ремня , м/с

.

11,4 м/с.

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

.

где номинальная мощность, кВт, передаваемая одним клиновым ремнем базовой передачи, выбираемая методом интерполирования из таблицы 11 [1].

Для рассматриваемого примера 4,75 кВт.

поправочные коэффициенты, выбираемые для условий работы проектируемой передачи по таблице 12.

Определим для рассматриваемого примера поправочные коэффициенты (при отношении ) по таблице 5.

0,886; 0,886; 1,135;1,2;0,3;0,95.

Определим мощность, передаваемую одним ремнем, по формуле

3,53 кВт.

Таблица 5 - Значения поправочных коэффициентов

Требуемое число ремней Z определяется по формуле

.

где - мощность, передаваемая через передачу, кВт;

- коэффициент числа ремней, выбираемый по таблице 5, предварительно задавшись предполагаемым интервалом числа ремней Z.

3,7.

Окончательно выбираем 4 (округляем в большую сторону до целого числа).

Определим силу предварительного натяжения одного ремня по формуле:

,

где - коэффициент, учитывающий влияние центробежных сил, выбираемый в таблице 5.

283,2, Н.

Определим силу давления на валы передачи , Н, (рисунок 7):

.

2126,7, Н.

Основные геометрические размеры шкива показаны на рисунке 9. Рассчитаем размеры только ведомого шкива, так как он изображается на чертеже общего вида редуктора (таблица 6).

Для расчета параметров ступицы ведомого шкива используется диаметр выходного участка быстроходного вала редуктора dВ1, который будет получен в пункте 10.

Таблица 6 - Размеры ведомого шкива, мм



Размещено на http://www.allbest.ru

Размещено на http://www.allbest.ru

Рисунок 8 - Конструкция шкива

7. Проектный расчет валов

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

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

Наименьший диаметр выходного участка тихоходного вала . мм, (рисунок 10) равен:

,

где Т2, Т3- номинальные вращающие моменты соответственно на входном (быстроходном) и выходном (тихоходном) валах редуктора (пункт 3.3).

45,2 мм. 64,44 мм.

Окончательно выбираем dВ2 = 48 мм, dВ2 = 65 мм. Остальные размеры участков валов назначаются из выше приведенного ряда стандартных диаметров в сторону увеличения, исходя из конструкторских соображений.

Рисунок 9 - Быстроходный вал (вал-шестерня)

Рисунок 10 - Тихоходный (выходной) вал

Для быстроходного вала (рисунок 9):

dупл1=dП1= dB2+(5…10)=(53…58) мм

диаметр вала под уплотнение и подшипник. Необходимо учитывать, что значение посадочного диаметра подшипника для данного диапазона кратно пяти (1).

Принимаем dyпл.1=dП1= 55мм;

dб1= dп1+ (5…10)=(60…65) мм

диаметр буртика для упора подшипника. Принимаем dб1=60 мм;

df1, d1, da1, b1- размеры шестерни (пункт 5.9).

Для тихоходного вала (рисунок 10):

dyпл2=dB3+(5…10)=(70…75) мм - диаметр вала под уплотнение. Принимаем dyпл2=70 мм

dп2=dупл2+(5…10)=(75…80) мм.

Необходимо учитывать, что значение посадочного диаметра подшипника для данного диапазона кратно пяти (1, с. 67, таблица Б.5). Принимаем dп2=75 мм;

dк= dп3+(5…10)=(80…85) мм - диаметр под зубчатое колесо. Принимаем dk=80 мм;

dб2 =dk+(5…10)= (85…90) мм - диаметр буртика для упора колеса. Принимаем dб2=85 мм. С другой стороны колеса для его надежного осевого крепления на валу при сборке устанавливается распорная втулка.

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

8. Конструирование корпуса редуктора

Корпус служит для закрепления в нем деталей редуктора и защиты зубчатых колес и подшипников от грязи. Корпус редуктора - разъемный, состоящий из литых чугунных картера и крышки.

Крышка корпуса крепится к основанию болтами с наружной шестигранной головкой и гайками. Для облегчения разъединения крышки с корпусом редуктора во фланце крышки предусмотрены два отверстия для отжимных болтов.

В верхней части крышки корпуса расположена пробка-отдушина, служащая для сообщения внутренней полости корпуса с внешней средой и предотвращения, таким образом, повышения давления внутри редуктора.

Для слива загрязненного продуктами износа масла в корпусе редуктора предусмотрено сливное отверстие, закрываемое пробкой. Под пробку установлена уплотняющая прокладка из паронита. Уровень масла проверяют маслоуказателем в виде пробок.

Для подъема и транспортировки редуктора предусмотрены проушины на крышке корпуса.

Габаритные размеры корпуса определяются размерами расположенных в нем зубчатых колес и подшипников. Конструктивные размеры элементов корпуса редуктора приведены ниже:

-Толщина стенки корпуса редуктора

мм

Принимаем мм

-Толщина крышки

мм мм

Принимаем мм

-Диаметр стяжных болтов

мм

-Диаметр фундаментных болтов

dфун=1,25*dст=1,5*12=18 мм.

Принимаем dфун =18 мм

-Толщина фланца

?15 мм

-Ширина фланца

Bфл=2,25*dст=2,25*12=33 мм

-Толщина фундаментного фланца

?20 мм

-Ширина фундаментного фланца

Bфун.фл=2,25*dф=2,25*18=41 мм.

-Число фундаментных болтов

n=4, т.к.

-Толщина уха

мм

-Уклон дна

-Толщина ребра

=8

-Диаметр штифта

Dшт=0,5*dст=6 мм

-Диаметры бобышек

Dб=1,25*Dп+10.

Dб1=1,25*100+10=135?136 мм

Dб2=1,25*130+10=172,5?172 мм

-Радиусы скруглений

R=2 мм.

9. Первый этап эскизной компоновки редуктора

Компоновку обычно выполняют в два этапа. Первый этап служит для приближенного определения положения зубчатых колес и звездочки относительно опор для последующего определения опорных реакций и подбора подшипников.

Компоновочный чертеж выполняется в одной проекции - разрез по осям валов при снятой крышке редуктора; желательный масштаб 1:1, чертить тонкими линиями.

Примерно посередине листа параллельно его длинной стороне проводим горизонтальную осевую линию; затем две вертикальные линии - оси валов на расстоянии a = 140 мм.

Вычерчиваем упрощенно шестерню и колесо в виде прямоугольников.

Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса.

Предварительно намечаем подшипники легкой серии, габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников:

dп1= 55 мм, Dп1=100 мм;

dп2 =75 мм, Dп2=130 мм.

Таблица 7

Обозначение	Размеры	Грузоподъёмность
	d	D	B	r	C	C0
211	55	100	21	2,5	43,6	25
215	75	130	25	2,5	66,3	41

10. Составление расчетных схем валов, определение реакций в опорах и построение эпюр

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

В данном курсовом проекте 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 а = 93 мм, в=88,5мм были получены после эскизной компоновки редуктора.

На участке вала от точки С до конца выходного участка (рисунок 11, а) действует также и крутящий момент ТIII =1070140 Н*мм, эпюра которого показана на рисунке

Рассмотрим вертикальную плоскость XoY (рисунок 11, г). Окружную силу в зацеплении зубчатых колес Fr перенесем на ось вала.

От действия радиальной силы Fr2 и окружной силы Ft1, возникают реакции в опорах

?MA = 0

YB=- Fr2•a/2a=342•71/2•71=1086,8H

?MB = 0

?MB = Fr2•a-Ya•2a=0

YА= -Fr2•a/2a=342•71/2•71=1086,8H

Знак минус говорит о том, что реакция направлена в противоположную сторону.

?Y = -YА+Fr2 -Yb = 0

0=0

Тождество выполняется, значит, реакции в опорах определены правильно. Определим изгибающие моменты в сечениях вала.

В точке C изгибающий момент равен

YА •a=-101072,4 H•мм.

По рассчитанным значениям строим эпюру изгибающих моментов в вертикальной плоскости (рисунок 11,д).

Рассмотрим горизонтальную плоскость XoZ (рисунок 11, е). Окружную силу в зацеплении зубчатых колес Ft2 перенесем на ось вала.

От действия окружной силы Ft2 и радиальной силы Fr3, возникают реакции в опорах.

?MA = 0

ZВ= -6124,5 Н.

?MB = 0

?MB = Ft2•a-ZA•2a+Fn•b=0

ZA= -1974 Н.

Знак минус говорит о том, что реакция направлена в противоположную сторону.

?Z = ZA + ZB - Fn -Ft2 = 0

0=0

Видим, что тождество выполняется. Значит, реакции в опорах определены правильно.

Определим изгибающие моменты в сечениях вала.

В точке C изгибающий момент равен

ZA•a=-183582,2 H•мм.

В точке B изгибающий момент равен

Fn•b=H•мм

По рассчитанным значениям строим эпюру изгибающих моментов в горизонтальной плоскости (рисунок 11, ж)

Далее необходимо построить суммарную эпюру изгибающих моментов , ·мм, (рисунок 11,з) по зависимости

.

В точке С суммарный изгибающий момент равен

209566 Н*мм.

В точке В суммарный изгибающий момент равен

188213 Н*мм.

Опасное сечение в точке С.



Рисунок 11 - Расчетная схема ведущего вала

и эпюры внутренних силовых факторов

11. Выбор и расчет подшипников качения

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 (1, с. 67, таблица Б.5). Выбор его типоразмера зависит от диаметра вала под подшипник. Посадочный диаметр подшипника для быстроходного вала d=dП2=55мм, для тихоходного вала d=dП3=75мм.

Выбираем подшипники легкой серии для быстроходного и тихоходного валов.

Таблица 8 - Выбор радиальных шарикоподшипников

Наименование вала	Обозначение подшипника	Размеры, мм	Грузоподъемность, кН
		d	D	В	r	С	C0
Быстроходный	211	55	100	21	2,5	43,6	25
Тихоходный	215	75	130	25	2,5	66,3	41

Рисунок 12 - Соотношение размеров подшипника

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

В опоре B (рисунок 11,а) суммарная реакция ,Н, равна

6220,2 Н.

В опоре A (рисунок(11,а ) суммарная реакция ,Н, равна

2253,4 Н.

Выбранные подшипники для быстроходного вала проверяются на долговечность по наиболее нагруженной опоре. В рассматриваемом примере более нагружена опора B, радиальная сила в которой равна 6220,2 Н.

Долговечность выбранных шарикоподшипников Lh, ч, определяется по формуле:

,

где n = 399,6 мин-1 - частота вращения быстроходного вала;

С =43600 Н - динамическая грузоподъемность подшипника быстроходного вала;

Р - приведенная нагрузка, Н, которая для постоянного режима нагружение определяется по зависимости

где V - коэффициент, учитывающий, какое кольцо подшипника вращается.

При вращении внутреннего кольца подшипника V=1;

Ср - коэффициент режима нагрузки, Cp=1 (Таблица 12[1] )

Кт - температурный коэффициент. Если при работе редуктор не нагревается выше 100°, то можно принять Kт=1.

Приведенная нагрузка по формуле равна

Р = 6221·1· 1· 1 =6221 H.

Долговечность подшипника по формуле равна

14358 ч.

Вычислим допускаемую долговечность подшипника по формуле:

где Г- годы работы, по заданию 4 лет

РД - число рабочих дней в году, по заданию РД=250

С - число рабочих смен, по заданию С=1 смена

Ч - число рабочих часов, Ч=8 часов.

[Lh] =8000ч.

Lh>[Lh] 14358 ч > 8000ч значит, расчетная долговечность подшипников выполняется.

12. Расчет шпоночных соединений

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

Рисунок 13 - Шпоночное соединение

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. Выбранная шпонка проверяется на смятие по условию прочности

,

где - расчетное напряжение смятия, МПа, определяемое по формуле

где Tp - вращающий момент, Нмм, передаваемый валом,определяется по формуле

Tp=Ti·К,

где Ti - вращательный момент на соответствующем валу;

Кп - коэффициент пиковой нагрузки;

d, h, b, t1 - размеры соединения, мм, [1.c.73,таблица Б.12];

1р - расчетная длина шпонки, мм,

lp=l-b; - исполнение1

lp =lшп - исполнение 2

l=lшп=lуч.вала-(5…10)

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

В курсовом проекте выбираются и проверяются все три шпонки.

Расчет шпонки на входном (быстроходном) валу

Шпоночные соединения подбираются по диаметру вала, на котором они установлены. Размеры шпонки, установленной на быстроходном валу, определяются по диаметру выходного участка вала dв2=48мм.

Шпонка 14x9x63

b=14мм - ширина шпонки;

lp=49 мм - расчетная длина шпонки;

l= 63мм - длина шпонки;

t1=5,5мм - глубина паза вала;

h=9мм - высота шпонки;

Проверочный расчет шпонки на смятие

= 2·277895,4·1,8/ 48·(9-5,5)·49=67,5МПа.

67,5?120 - условие выполняется; действительное напряжение смятия меньше допускаемого. Значит, выбранная шпонка работоспособна.

Расчет шпонки на ступице

Для диаметра тихоходного вала под колесом dк = 80 мм по [1.c.73,таблица Б.12]

Тогда по зависимости: lp= 110-22 = 88 мм

Шпонка 22x14x110

b=22мм - ширина шпонки;

lp=88мм - расчетная длина шпонки;

l= 110мм - длина шпонки;

t1=9мм - глубина паза вала;

h=14мм - высота шпонки;

= 2·1070,15·1,8/ 80·(9-5,5)·88=60,8 МПа.

, 60,8?120 видим, что действительное напряжение смятия меньше допускаемого. Значит, выбранная шпонка работоспособна.

Расчет шпонки на выходном участке тихоходного вала.

Примем значение длины шпонки равной lшп=100мм

lp=lшп -b =100-18=82мм;

Размеры шпонки:

lшп=100мм

lp = 82мм

Шпонка 18x11x100

b = 18мм

h = 11мм

t1 = 7мм.

Выполним проверочный расчет шпонки на смятие:

= 2·1070,15·1,8/ 65·(11-7)·82=114,3 МПа.

114,3?120 видим, что действительное напряжение смятия меньше допускаемого. Значит, выбранная шпонка работоспособна.

13. Проверочный расчет тихоходного вала на статическую прочность

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

где - расчетная и допускаемая прочность (=515МПа для валов общего назначения).

Напряжения изгиба изменяются по симметричному циклу, поэтому амплитуда , МПа равны

,

где - максимальный изгибающий момент, Н мм, в опасном сечении вала (см. эпюру изгибающих моментов, рисунок 11,з);

- момент сопротивления сечения, мм3, который равен: для круглого сплошного сечения вала

,

где - диаметр вала, мм, в опасном сечении вала.

3,7 МПа;

Касательное напряжение равно

,

где Мкр - крутящий момент в опасном сечении вала, Н мм, (см. эпюру крутящих моментов, рисунок 11,в);

Wp - полярный момент сопротивления сечения, мм3, который равен: для круглого сплошного сечения вала

где - диаметр вала, мм, в опасном сечении вала.

2,5 МПа.

Расчетное напряжение рассчитаем из выражения

11,2 МПа. 515 МПа, условие прочности выполняется

14. Выбор смазки зацепления и подшипников

Смазывание зубчатых зацеплений и подшипников уменьшает потери на трение, предотвращает повышенный износ и нагрев деталей, а также предохраняет детали от коррозии. Снижение потерь на трение обеспечивает повышение КПД редуктора.

По способу подвода смазочного материала к зацеплению различают картерное и циркуляционное смазывание.

Картерное смазывание осуществляется окунанием зубчатых колес в масло, заливаемое внутрь корпуса. Это смазывание применяют при окружных скоростях в зацеплении зубчатых передач до v 12 м/с. При большей скорости масло сбрасывается центробежной силой.

Смазку зубчатого колеса осуществляем картерным способом.

Кинематическая вязкость масла u40=50

Это вязкости соответствует масло И-Г-А ГОСТ 1013-76.

Контроль уровня масла, находящегося в корпусе редуктора, производят с помощью пробок.

Так как для нашего случая величина окружной скорости в зацеплении зубчатых колес V меньше 2,5 м/с(V=1,87м/с), то подшипники смазываются консистентной смазкой.

Объем масла V определяем из расчета

V= (0,3…0,5)Рдв.тр.

V=(0,3…0,5) *12,4=(3,7…6,2) л

Выбираем V=4л.

При этом высота масляной ванны составит 70мм.

15. Выбор посадок

Таблица 9 - Рекомендуемые посадки для соединений

Посадка по ГОСТ 25347-82	Примеры применения
H7 Р6	Цилиндрические прямозубые колеса на валы при передаче вращающего момента шпоночным соединением
H7 r6 пв	Полумуфты
H7 s6	Элементы открытых передач: звездочки, шкивы и т.д.
H7 h8	Крышки торцовых узлов на подшипниках качения в корпус
H9 h9	Посадка призматических шпонок на валу: соединение Нормальное
L0 k6	Подшипник качения нормальной точности (класс РО) на валу при циркуляционном нагружении внутреннего кольца (вращающийся вал)
l7 10	Подшипник качения нормальной точности (класс РО) в корпусе при местном нагружении наружного кольца (вращающийся вал) |

16. Выбор и расчет муфты

Муфта предназначена для передачи крутящего момента от электродвигателя к редуктору или от редуктора к механизму, компенсации осевых и радиальных нагрузок, гашения колебаний и вибраций от электродвигателя.

В зависимости от типа передачи, конструкционных особенностей, выбирают тот или иной тип муфты, в нашем случае муфта предназначена для передачи крутящего момента от редуктора на рабочий механизм, и целесообразно применить компенсирующую муфту. Компенсирующие муфты передают вращающий момент зубьями. В компенсирующей муфте допускаемые радиальное и угловое смещение осей составляют не более 0,4 мм и 1?00?.

Материал полумуфт - чугун СЧ 21 или сталь 35;материал зубьев не ниже 45; втулок- специальная резина с сопротивлением разрыва не менее 8,0 Мпа, стойкая в минеральных маслах; число зубьев от 4 до 10. Критериями выбора муфты являются диаметры соединяемых валов и передаваемый момент - таблица 8

Выбор муфты производится по максимальному вращающему моменту и по большему диаметру из двух валов, которые она соединяет.

Tmax=Ti*Кп

где Ti=T1=100*10-3кНм

Кп- коэффициент пиковой нагрузки, согласно варианту Кп=1,8

Tmax=100*10-3*1,8=0,018кНм

Таблица 10 - Параметры и размеры зубчатой муфты (ГОСТ 5006 -94)

T,кНм	n мин-1 max	d	D	D1	D2	L	l	C	B	m	z	b	l1
4,0	1600	65	200	150	95	220	105	18	50	3	40	18	85

Рисунок 14 - Муфта зубчатая

17. Краткое описание сборки привода

Перед сборкой редуктора внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.

Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов.

На ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца и шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80 - 100 0С.

В ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку, мазеудерживающие кольца и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле.

Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса жидким стеклом. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.

После этого на ведомый вал надевают распорное кольцо, в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки.

Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают манжеты. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами.

Далее на выходной участок ведущего вала в шпоночную канавку закладывают шпонку, устанавливают шкив и закрепляют его торцовым креплением; винт торцового крепления стопорят специальной планкой.

Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой. Заливают в корпус масло и завинчивают пробку-отдушину.

Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.

18. Указания по безопасности жизнедеятельности

При выполнении курсового проекта предусмотрены мероприятия, обеспечивающие безопасные условия труда при изготовлении, монтаже и эксплуатации привода на заданный срок службы. Проектные и проверочные расчеты закрытой и открытой передач, их элементов, валов и соединений гарантируют условия статической и усталостной прочности деталей, создание необходимых запасов прочности. При подборе асинхронного электродвигателя обеспечено условие, при котором затрачиваемая мощность не превышает номинальную мощность двигателя; расчетный вращающий момент принятого типоразмера муфты меньше предельно допускаемого момента.

В конструкции редуктора предусмотрены необходимые регулировки подшипников и зубчатого зацепления, герметичность корпуса. Для подъема и транспортировки крышки корпуса и собранного редуктора применены проушины на крышке корпуса редуктора. Принятая конструкция маслоуказателя позволяет доступно и просто контролировать уровень масла в картере. Сорт масла и способы смазки подшипников качения и зацепления назначены с учетом условий работы и конструктивной особенности редуктора, обеспечивая тем самым надежную работу привода. Безопасной эксплуатации привода способствует требование обязательного заземления электродвигателя и рамы. Во избежание несчастного случая обязательному ограждению подлежит открытая ременная передача и соединительная муфта.

Обслуживающий персонал должен быть проинструктирован по технике безопасности на рабочем месте.

Заключение

В ходе проектирования привода общего назначения выполнены выбор типоразмера электродвигателя, проектные и проверочные расчеты передач привода, валов редуктора, расчет и выбор подшипников качения, шпоночных соединений, компенсирующей муфты. Даны рекомендации по сорту масла и смазке зубчатого зацепления и подшипников, по выбору посадок деталей редуктора, монтажу редуктора. Выполнены чертежи общего вида эскизного и технического проектов вертикального цилиндрического редуктора, муфты; рабочие чертежи тихоходного вала и колеса. На стадии проектирования предусмотрены некоторые меры по обеспечению безопасной эксплуатации привода, применены принципы стандартизации и унификации деталей и их элементов. Полученные результаты обеспечивают работоспособность и надежность конструкции привода.

В результате расчетов были получены следующие величины:

1. Коэффициент полезного действия

общ = 0,887.

2. Передаточное число редуктора

Uззп=4.

3. Межосевое расстояние в редукторе

а=224 мм.

4. Окружные силы в редукторе

Ft2=Ft1=5972 Н.

5. Радиальные силы в редукторе

Fr2=Fr1=2173,6 Н.

Литература

1. Проектирование механического привода общего назначения / Сост.: В.Г. Сутокский, С.Н. Журавлева; Кубанский гос. технол. ун-т Каф. технической механики. - Краснодар: Изд-во КубГТУ, 2001.- 80с.

2. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин.- Калининград: Янтарный сказ, 1999.- 455с.

3. Дунаев П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин/ П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов.- М.: Высшая школа, 1998.-447 с.

4. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие/ С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин - 2е изд., перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 1988 - 416с.

Размещено на Allbest.ru

...