Размещено на http://www.allbest.ru/

Министерство транспорта Российской Федерации

Федеральное агентство железнодорожного транспорта

Государственное образовательное учреждение высшего профессионального образования

"Омский государственный университет путей сообщения" (ОмГУПС)

Кафедра "Теория механизмов и детали машин"

Курсовой проект

по дисциплине "Детали машин и основы конструирования"

ПРОЕКТИРОВАНИЕ МЕХАНИЧЕСКОГО ПРИВОДА С КОНИЧЕСКИМ РЕДУКТОРОМ

Студент гр.13В Шарафутдинова Р.Р.

Руководитель: преподаватель кафедры

Иванов В.В.

Омск 2016

Реферат

Курсовая работа содержит 56страниц, 1 таблицу, 19рисунков, 4 источника, 6 листов графического материала.

Привод, редуктор, зубчатое колесо, муфта, подшипник, шпонка, вал.

Объектом проектирования является механически привод, состоящий из электродвигателя, ременной передачи и конического редуктора.

Цель работы - закрепление теоретических знаний в области прочностных расчетов деталей машин и приобретения опыта конструирования.

Выполненные расчеты позволили определить геометрические и конструкционные размеры деталей, проверить их на прочность, выполнить эскизную компоновочную схему, сборочный чертеж редуктор, рабочие чертежи деталей.

Полученные результаты могут быть использованы при создании опытного образца изделия.

Содержание

• Введение
• 1. Кинематический расчет и выбор электродвигателя
• 1.1 Определение потребной мощности и выбор электродвигателя
• 1.2 Определение передаточного числа
• 1.3 Частоты и угловые скорости вращения валов редуктора
• 1.4 Мощности и вращающие моменты на валах редуктора
• 2. Расчет ременной передачи
• 3. Расчет и конструирование редуктора
• 3.1 Материалы зубчатых колес
• 3.2 Определение геометрических параметров конической передачи редуктора
• 3.2.1 Проверочный расчет зубьев колес на контактную прочность
• 3.2.2 Проверочный расчет зубьев колес по напряжениям изгиба
• 3.3 Ориентировочный расчет и конструирование валов
• 3.3.1 Входной вал
• 3.3.2 Выходной вал
• 3.4 Выбор подшипников
• 3.5 Конструирование зубчатых колес
• 3.6 Конструирование стакана
• 3.7 Конструирование крышек подшипников
• 3.8 Конструирование корпуса редуктора
• 3.9 Расчет валов на совместное действие изгиба и кручения
• 3.10 Расчет подшипников качения
• 3.11 Проверка прочности шпоночных соединений
• 3.12 Выбор и расчет муфты
• 3.12.1 Расчет втулочно-пальцевой упругоймуфты
• 3.13 Определение марки масла для зубчатой передачи и подшипников
• 3.14 Рекомендуемые посадки деталей
• Заключение
• Библиографический список
• Приложение. Схема привода

Введение

Целью выполнения курсовой работы является закрепление знаний полученных ранее освоенных дисциплин и использование их при проектировании механического привода. Задачами работы являются подбор электрического двигателя, выполнение кинематического расчета, расчет ременной передачи и редуктора, определение геометрических и конструкционных размеров деталей и проверок их на прочность.

При выполнении графической части работы использованы результаты проведенных расчетов.

Поставленные задачи решались с учетом изменений действующих стандартов и рекомендаций учитывающих опыт создания и эксплуатации подобных устройств.

1. Кинематический расчет и выбор электродвигателя

1.1 Определение потребной мощности и выбор электродвигателя

Общий КПД привода

,

где - КПД клиноременной передачи, ;

-КПД конической зубчатой передачи;

- КПД одной пары подшипников.

.

Потребная мощность, кВт,

,

где - мощность на выходном валу редуктора, кВт.

.

По потребной мощности из табл. П.1[1] выбираем тип электродвигателя так, чтобы

,

где - номинальная мощность электродвигателя, указанная в каталоге.

Выбранный электродвигатель 4А 180 М 6, имеет следующие параметры:

Номинальная мощность =18,50 ;

Частота вращения ;

Диаметр вала .

1.2 Определение передаточного числа

Общее передаточное число привода

,

где - рабочая частота вращения вала электродвигателя, об/мин;

- частота вращения выходного вала редуктора, об/мин.

.

Общее передаточное число привода можно представить и как произведение:

,

где - передаточное число ременной и конической передачи редуктора соответственно.

Из условия рационального соотношения размеров диаметра ведомого шкива ременной передачи и редуктора, в расчете примем

.



Передаточное число редуктора

,

.

1.3 Частоты и угловые скорости вращения валов редуктора

Частота вращения входного вала, об/мин.:

,

.

Частота вращения выходного вала, об/мин.:

,

.

Угловая скорость входного вала, с^-1.:

,

.

Угловая скорость выходного вала, с^-1.:

,

.

1.4 Мощности и вращающие моменты на валах редуктора

редуктор передача деталь прочность

Мощность на входном валу редуктора, кВт.:

,

.

Мощность на выходном валу редуктора, кВт.:

,

.

Момент на входном валу редуктора, Н•м.:

,

.

Момент на выходном валу редуктора, Н•м.:

,

.

2. Расчет ременной передачи

Расчёт клиноременной передачи начинают с выбора сечения ремня по номограмме в зависимости от мощности на ведущем валу и частоты вращения вала. Мощность на ведущем валу передачи принимается равной потребной мощности, а частота вращения вала частоте вращения вала электродвигателя.

Для выбранного сечения ремня из прил. 6 выписываются технические данные, из прил. 7 подбирается требуемый шкив. Для повышения ресурса работы передачи рекомендуется устанавливать шкивы с углом профиля канавок .

Сечение ремня - Б

Размеры сечения ремня, мм:

;

Интервал длин ремня от 800 до 6300

Диаметр ведущего шкива передачи, мм:

(2.1)

Диаметр ведомого шкива, мм:

 (2.2)

где u_р - передаточное число ремённой передачи.

Межосевое расстояние (предварительное), мм:

(2.3)

Расчётная длина ремня, мм:

(2.4)

Угол обхвата меньшего шкива, град.:

(2.5)

Cкорость ремня, м/с.:

(2.6)

Допускаемая удельная тяговая способность ремня, Н/.

 (2.7)

где - оптимальная удельная тяговая способность ремня,Н/;

, (2.8)

значения коэффициентa,W и наибольшего допускаемого отношения приведены в табл. П.3;

- коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата меньшего шкива,

, (2.9)

- коэффициент, учитывающий влияние скорости ремня,

, (2.10)

;

- коэффициент, учитывающий влияние режима работы (табл. П.4),

- коэффициент, учитывающий расположение передачи (табл. П.5).

Окружное усилие, Н.

 (2.11)

Требуемая площадь поперечного сечения ремня, ,

, (2.12)

Количество прокладок:

, (2.13)

Найденное значение z округляется до целого числа: z=6

Уточняется толщина ремня, мм:

, (2.14)

Ширина ремня, мм:

, (2.15)

Вычисленное значение В округляется до ближайшего стандартного (см. табл. П.6): В= 150 мм.

Уточненное значение площади ремня, мм:

Максимальное напряжение в сечении, набегающем на ведущий шкив:

, (2.16)

Где - напряжение, обусловленное значением силы , действующей в ведущей ветви ремня передачи, Н/,

, (2.17)

- напряжение от предварительного натяжения, принимаемое для плоских прорезиненных ремней равным 1,8 Н/,

- напряжение, обусловленное изгибом ремня при огибании ведущего шкива, Н/,

, (2.18)

где -модуль упругости при изгибе, для прорезиненных ремней Н/

- напряжение, обусловленное действием центробежной силы, Н/,

, (2.19)

где - плотность прорезиненного ремня, кг/

,

.

Расчетная долговечность ремня, ч,

, (2.20)

Гдеm=5 - для плоских ремней;

- базовое число циклов;

=7 - предел выносливости для прорезиненных ремней без прослоек, Н/;

- частота пробегов ремня в секунду(L в метрах);

- коэффициент, учитывающий влияние передаточного числа (табл. П.18);

- коэффициент, учитывающий непостоянство нагрузки; при постоянной нагрузке .

.

Сила давления на валы для передачи с периодическим регулированием начального натяжения ремня:

(2.21)

= 6460.56

3. Расчет и конструирование редуктора

Тип редуктора - конический одноступенчатый, с прямозубыми колесами.

3.1 Материалы зубчатых колес

Основным материалом для изготовления зубчатых колес служат термически обрабатываемые стали. Учитывая, что заданием предусмотрено проектирование индивидуального привода, выбираем материал для зубчатых колес с твердостью, позволяющей производить нарезание зубьев после термообработки. Для лучшей приработки зубьев твердость шестерни назначаем большей твердости колеса на 30 - 50 единиц:

Данные о материалах представляем в виде табл. 3.1.

Таблица 3.1 - Механические характеристики материалов зубчатых колес

Зубчатое колесо	Марка стали	Термообработка	Твердость сердцевины HB, кгс/мм 2	Предел прочности ув, Мпа
Шестерня	40ХН	улучшение	300	980
Колесо	40ХН	нормализация	250	570

3.2 Определение геометрических параметров конической передачи редуктора

Параметры зубчатой конической передачи с прямыми зубьями определяем в соответствии с ГОСТ 19624-74. Зацепление передачи - эвольвентное, без смещения. Для зубчатых колес принята 7-я степень точности по нормам плавности.

Рисунок 3.1 - Зубчатая коническая передача.

Начальный средний диаметр шестерни (рис. 3.1), мм:

(3.2)

где T₁ - вращающий момент на входном валу, Н•м;

- коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий (рис. 3.2), принимаем в зависимости от коэффициента зубчатого венца по делительному среднему диаметру шестерни , .



Рисунок 3.2 - Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий.

U_к - передаточное число конической передачи редуктора;

- допускаемое контактное напряжение, МПа:

;

где - предел контактной выносливости поверхностей зубьев колеса;

где - базовое число циклов напряжений, соответствующее пределу выносливости, миллионов циклов,

,

;

N_k2- суммарное число циклов напряжений,

,

;

где n₂ - частота вращения выходного вала, об/мин;

L_h - ресурс (долговечность) передачи, ч;

- коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей зубьев;

- коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости;

- коэффициент безопасности зубчатых колес.

Так как ,

,

Число зубьев шестерни принимаем:

.

Число зубьев колеса:

,

,

z₂=52.

Угол наклона делительного конуса шестерни, град.:

,

.

Угол наклона делительного конуса колеса, град.:

.

Средний модуль зубьев, мм:

,

.

Ширина зубчатого венца, мм:



Внешний окружной делительный модуль зубьев, мм:

Значение m округляем до ближайшего по ГОСТ 9563-60 (табл. 4.2[1]).

m=9.

Средний модуль, мм:

,

.

Значение m_m не округляем.

Начальный средний диаметр шестерни, мм:

,

.

Окружная скорость передачи, м/с.:

,

.

В соответствии с ГОСТ 13754-81 коэффициент высоты головки зубьев h_a^*=1 и коэффициент радиального зазора C*=0,2.

Высота головок зубьев, мм:

,

.

Высота ножек зубьев, мм:

,

.

Высота зубьев, мм:

Делительные диаметры колес, мм:

, .

Внешние диаметры вершин и диаметры впадин, мм:

для шестерни -

;

;

для колеса -

;

;

.

Внешнее конусное расстояние, мм:

Среднее делительное конусное расстояние, мм:

3.2.1 Проверочный расчет зубьев колес на контактную прочность

Для проверки рабочих поверхностей зубьев на контактную прочность необходимо определить рабочие контактные напряжения у_Н и сравнить их с допускаемыми у_НР. Должно выполняться условие:

;

,

где у_Н-рабочее контактное напряжение, МПа;

K_Hв-коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий после приработки,

,

где - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий в начальный период работы передачи (табл. 4.3[1]),

;

K_Hщ - коэффициент, учитывающий приработку зубьев (табл. 4.4[1]),

;

;

;

.

Условие прочности рабочих поверхностей зубьев выполняется.

3.2.2 Проверочный расчет зубьев колес по напряжениям изгиба

Напряжения изгиба в зубьях шестерни, МПа:

,

где Y_FS1 - коэффициент, учитывающий форму зуба шестерни и концентрацию напряжений (табл. 4.5[1]),

;

K_Fв - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения напряжений у основания зубьев по ширине зубчатого венца,

,

;

K_FV - коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения, связанную с ошибками шагов зацепления шестерни и колеса (табл.4.6[1]),

;

.

Допускаемое напряжение изгиба, МПа:

,

где у_Flimb1=1,75HB₁ - предел выносливости при нулевом цикле напряжений,

;

Y_N1 - коэффициент долговечности,

,

где N_FG=4•10⁶ - число циклов, соответствующее пределу кривой усталости;

N_k1 - суммарное число циклов напряжений, миллионов циклов,

,

,

так как N_k1? N_FG - принимаемY_N1 = 1;

Y_R=1,2 - коэффициент учитывающий шероховатость переходной поверхности;

Y_A=1 - коэффициент, учитывающий одностороннее приложение нагрузки;

S_F=1,7 - коэффициент запаса прочности;

.

Условие прочности по напряжениям изгиба,

, выполняется.

Напряжения изгиба в зубьях колеса, МПа:

,

где Y_FS2 - коэффициент, учитывающий форму зуба колеса и концентрацию напряжений (табл. 4.5[1]),

;

.

Допускаемое напряжение изгиба, МПа:

,

где у_Flimb2=1.75HB₂ - предел выносливости при нулевом цикле напряжений,

;

Y_N2 - коэффициент долговечности,

,

где N_k2 - суммарное число циклов напряжений,

,

,

так как N_k1? N_FG - принимаем Y_N1 = 1;

.

Условие прочности по напряжениям изгиба, выполняется.

,

3.3 Ориентировочный расчет и конструирование валов

3.3.1 Входной вал

Диаметр концевого участка вала (рис. 3.4), мм:

где T₁ - вращающий момент на валу, Н•мм;

[ф_k] = 20 МПа - допускаемое напряжение кручения для среднеуглеродистых сталей 35, 40, 45.

.

Округлим диаметр d₁ до ближайшего стандартного (табл. П.4[1]), мм:

.

Диаметр вала под уплотнение, мм:

,

где t - высота буртика (табл. П.5[1]),

;

.

По табл. П.6[1] - согласуем диаметр d_упл с диаметром уплотнения, мм:

.

Диаметр вала под резьбу, мм:

,

.

Размеры канавки под язычок стопорной шайбы (табл. П.8[1]), мм:

,

,

,

.

Диаметр вала в месте посадки подшипника (рис.3.4) может быть равен диаметру резьбы, или несколько больше его, но кратен пяти, мм:

.

Рисунок 3.3 - Конструкция канавки под язычок стопорной шайбы.

Диаметр вала, мм:

,

.

Полученное значение d₀ по табл. П.9[1] округляем до стандартного, мм:

.

Диаметр буртика для упора подшипника со стороны конической шестерни, мм:

где r - координата фаски подшипника (табл. П.5[1]), мм:

,

.

Полученное значение по табл. П.9[1] округляем до стандартного, мм:

.

Для удержания шкива на валу с помощью гайки имеется участок с резьбой диаметром d_р.ш, для которого должно выполняться условие:

.

Значение d_р.ш, принимаем из табл. П.10[1], мм:

.



Рисунок 3.4 - Конструкция входного вала.

3.3.2 Выходной вал

Диаметр концевого участка вала (рис. 3.5), мм:

где T₂ - вращающий момент на валу, Н•мм;

[ф_k] = 20 МПа - допускаемое напряжение кручения для среднеуглеродистых сталей 35, 40, 45.

.

Округлим диаметр d₂ до ближайшего стандартного (табл. П.4[1]), мм:

.

Диаметр вала под уплотнение, мм:



где t - высота буртика (таблица П.5[1]), мм:

,

.

По табл. П.6[1] - согласуем диаметр d_упл с диаметром уплотнения, мм:

.

Диаметр вала в месте посадки подшипника может быть равен диаметру резьбы, или несколько больше его, но кратен пяти, мм:

Диаметр разделительного кольца со стороны подшипника, мм:

где r - координата фаски подшипника, определяемая по табл. П.5[1], мм:

r = 3,0,

.

Значение d_б.п округляем до стандартного, мм:

.

Диаметр вала под колесом, мм:

.

Значение d_к принимаем из табл. П.9[1], мм:

.

Диаметр разделительного кольца со стороны колеса, мм:

где f - размер фаски (табл. П.5), мм:

,

.

Значение d_б.к округляем до стандартного, мм:

.

Рисунок 3.5 - конструкция выходного вала.

3.4 Выбор подшипников

Подшипники качения выбираем из табл.24.15[2], 24.15[2] в зависимости от диаметров d_п валов.

Для входного вала подшипник 36211 ГОСТ 831-75 2 шт. d=55 мм, D=100 мм, B=21 мм, C_0r=34,2 кН, C_r=58,4 кН.

Для выходного вала подшипник 36214 ГОСТ 831-75 2 шт. d=70 мм, D=125 мм, B=24 мм, C_0r=54,8 кН, C_r=80,2 кН.

3.5 Конструирование зубчатых колес

Конструкция конических зубчатых колес с внешним диаметром вершин зубьев d_ae?120 мм показана на рис. 3.3. Шестерню выполняем заодно с валом. Геометрические размеры d_e1, d_ae1,R_e, b, m_te и конструктивные d_п, d_б.п определены ранее (пункт 3.3.1). На зубчатом венце выполняем фаску f? 0,5 m_te, округлив до стандартного значения по табл. П.9[1].

Форма конических колес с внешним диаметром вершин зубьев d_ae>120 мм показана на рис. 3.6. Для определения конструктивных размеров используем зависимости:

Рисунок 3.6 - Конструкция зубчатого колеса.

Полученные значения округляем до целых чисел, мм:

3.6 Конструирование стакана

Конструкция стакана при установке подшипников по схеме "врастяжку" представлена на рис.

Стакан выполняем литым из чугуна СЧ 15.

Толщину стенки д по табл. П.12[1] принимаем в зависимости от диаметра D отверстия под подшипник, мм:

.

Остальные размеры определяем по формулам, мм:

Диаметр d₄ и число z винтов крепления стакана к корпусу определяем из таблицы П.15[1], мм:

,

.



Рисунок 3.7 Конструкция стакана.

Высоту упорного буртика t=3 мм принимаем из табл. П.13[1], в зависимости от размера фаски r подшипника, установленного на валу.

Формы канавок стакана представлены на рис. 3.8, а, б, размеры из табл. П.14[1], мм:

Рисунок 3.8 - Канавки стакана.

3.7 Конструирование крышек подшипников

Крышки подшипников изготавливают из чугуна марки СЧ 15. Конструкция глухой крышки показана на рис. 3.9, а[1], с отверстием для выходного конца вала - на рис. 3.9, б[1]. При конструировании крышек определяющим размером является диаметр D отверстия в корпусе под подшипник. Толщина д стенки крышки, диаметр d₄ и число z винтов крепления крышки к корпусу берем из табл. П.15[1]. Размеры других элементов крышек определяем по формулам:

Диаметры D_в и D_ф для крышки входного вала принимаем равными соответствующим диаметрам стакана.

Диаметр d_м равен наружному диаметру манжеты, h - высота манжеты, d_i - диаметр выходного конца вала. Длина пояска с центрирующей цилиндрической поверхностью, мм:

,

где b - ширина канавки (табл. П.14[1]), мм:

.

В крышках с отверстием d_в для выхода вала предусматриваем два - три отверстия диаметром d₀=4 мм для выталкивания изношенной манжеты.



Рисунок 3.9 - Конструкция крышек подшипников.

Для входного вала, мм:

Для выходного вала, мм:

3.8 Конструирование корпуса редуктора

Для удобства монтажа деталей корпус обычно выполняют разъемным. Плоскость разъема проходит через оси валов и делит корпус на основание (нижнюю часть) и крышку (верхнюю часть).

Толщина стенки корпуса д_к и крышки д_1к редуктора, мм:

,

где R_e - внешнее конусное расстояние конической передачи, мм:

,

Толщина верхнего фланца основания корпуса редуктора, мм:

,

.

Толщина нижнего фланца основания корпуса редуктора, мм:

,

.

Толщина фланца крышки редуктора, мм:

,

.

Толщина ребер жесткости основания m и крышки m₁ редуктора, мм:

,

.

Диаметр фундаментных болтов, мм:

,

.

Полученное значение по табл. П.9[1] округляем до стандартного, мм

.

Диаметр болтов у подшипников, мм:

,

.

Полученное значение по табл. П.9[1] округляем до стандартного, мм

.

Диаметр болтов соединяющих основание корпуса с крышкой, мм:

,

.

Полученное значение по табл. П.9[1] округляем до стандартного, мм

.

Диаметр винтов d₄ для крепления крышек подшипников определен в подразделе 3.7.

Диаметр винтов, крепящих смотровую крышку, мм:

,

.

Полученное значение по табл. П.9[1] округляем до стандартного, мм:

.

Расстояния от наружной поверхности стенки корпуса С ₁-С ₃ до осей болтов d₁-d₃ и ширины фланцев корпуса K₁-K₃ (рис.3.10, лист 2, б, в) выбираем из табл. П.16[1] в зависимости от диаметров болтов d₁-d₃. Диаметры отверстий под болты принимаем на 1 мм больше диаметров болтов.

Расположение оси отверстия для болта диаметром d₂ определяем в зависимости от размера e (рис.3.10, лист 2, а, б), мм:

,

.

Диаметр гнезда, мм:

,

.



Рисунок 3.10., лист 1 - Конструкция корпуса редуктора.

Рисунок 3.10., лист 2 - Конструкция корпуса редуктора.

3.9 Расчет валов на совместное действие изгиба и кручения

Валы редуктора нагружены силами, действующими в зацеплении передачи, и испытывают деформации изгиба и кручения. Для упрощения расчетов принимаем, что все силы сосредоточенные, приложены в серединах венцов зубчатых колес и направлены по нормалям к профилям зубьев в полюсах зацепления. При расчете раскладываем их на составляющие, действующие вдоль координатных осей. На рис. 3.11 приведена схема редуктора и усилий, действующих в передаче.

Рисунок 3.11 - Схема усилий действующих в передаче.

Усилия, действующие в передачах, Н.:

окружные -

где d_щm2 - делительный диаметр колеса в среднем сечении зуба, м.:

;

осевые -

радиальные -

где б=20?- угол профиля делительный;

д₁, д₂ - углы делительных конусов шестерни и колеса.

=

Реакции в опорах вала (подшипниках) от сил, действующих в плоскости XOZ вдоль оси Z, Н.:

;



;

Реакции в опорах вала (подшипниках) от сил, действующих в плоскости XOY вдоль осей X и Y, Н.:

;

;

Суммарные реакции, Н.:

,

;

,

.

Изгибающие моменты и эпюры, обусловленные силами, действующими в плоскости XOZ, Н·м.:

участок вала AB -

участок вала BC -

Изгибающие моменты и эпюры, обусловленные силами, действующими в плоскости XOY, Н·м:

участок вала AB -



участок вала BC -

Суммарный изгибающий момент,Н·м.:

,

..

Эквивалентный момент по третьей теории прочности,Н·м.:

,

..

Диаметр вала в опасном сечении, мм:

,

где [у_и]=(50-60) МПа - допускаемое напряжение для сталей 35, 40, 45.

.

Вычисленное значение диаметра вала d в опасном сечении меньше, чем диаметр d_к под колесом, найденный при ориентировочном расчете.

Рисунок 3.12 - Эпюры моментов.

3.10 Расчет подшипников качения

В основу расчета подшипников качения положены два критерия: по остаточным деформациям и усталостному выкрашиванию. При частоте вращения кольца n< 10 об/мин критерием является остаточная деформация, расчет выполняется по статической грузоподъемности С_ог; при n>10 об/мин критерием является усталостное выкрашивание дорожек качения, расчет выполняется по динамической грузоподъемности С_г. Суждение о пригодности подшипника выносится из сопоставления требуемой и базовой грузоподъемностей (С_тр<С_г) или долговечностей ().

Последовательность расчета подшипников качения рассмотрим на примере выходного вала.

Схема установки подшипников и действующих сил представлена на рис.3.13.

Рисунок 3.13 - Схема установки подшипников.

Исходные данные:

об/мин; мм; =Н;

= Н; ч; C_0r=54,8 кН,

C_r=80,2 кН =Н.

Параметр осевого нагружения для радиально-упорных подшипников с углом контакта б=12?.

Вычисляем нагрузки, Н.:

Определяем отношение:

По значению отношения из П.17 [2], находим параметр осевого нагружения:.

Осевые составляющие от радиальных нагрузок:

Суммарные осевые нагрузки на подшипник: так как S₂>S_1, F_а>S₂ - S_1, то из табл. П. 18[1], следует, Н.:

;

.

Для опоры, нагруженной большей осевой силой, определяем отношение:

Уточняем значение параметра осевого нагружения:

Определяем отношение для правой, более нагруженной опоры:

где V - коэффициент вращения внутреннего кольца подшипника.

Так как , то из табл. П.17[1], для е ₂ найдем значения коэффициентов радиальной X и осевой Y нагрузок:

Х=0,45; Y=1,34.

Эквивалентная динамическая нагрузка правой опоры, Н.:

,

где К_б = 1,3 - коэффициент безопасности;

К_т = 1 - температурный коэффициент,

Уточнить коэффициент е ₁, для левой опоры (прил., табл. П. 17):



Определить отношение для правой, более нагруженной опоры:

Так как , из(прил., табл. П. 17), для е ₁ найдем значения коэффициентов радиальной X и осевой V нагрузок:

Х=0,45; Y=1,81.

Эквивалентная динамическая нагрузка левой опоры, Н.:

,

.

Для более нагруженной опоры (правой) определить долговечность выбранного подшипника 36214, ч.:

где a₁=1 - коэффициент надежности при вероятности безотказной работы 90%;

a₂₃=(0.7ч0.8) - коэффициент, характеризующий совместное влияние на долговечность особых свойств металла деталей подшипника и условий его эксплуатации;

k - показатель степени, для шариковых подшипников k=3;

Так как рассчитанная (требуемая) долговечность L_10h больше базовой [L_10h] (247552,07>21000), то выбранный подшипник пригоден для данных условий работы.

3.11 Проверка прочности шпоночных соединений

Шкив, зубчатые колеса и муфту насаживают на валы редуктора и предохраняют от проворачивания призматическими шпонками. Конструкция шпоночного паза представлена на рис. 3.16. Размеры сечения шпонки выбирают в зависимости от диаметра вала в месте установки шпонки.

Рабочая длина шпонки (рис.3.17), мм:

,

где 1_СТ - длина ступицы зубчатого колеса, шкива или полумуфты;

b - ширина шпонки.

Для насаживания зубчатого колеса, мм:

,

.

Для насаживания шкива ременной передачи, мм:

,

.

Для насаживания муфты, мм:

,

.

Рисунок 3.16 - Конструкция шпоночного паза.

Рисунок 3.17 - Размеры шпонки.

Часть шпонки, выступающую из вала проверяем по напряжениям смятия, МПа:

где Т_i - вращающий момент на валу, Н·мм

z -число шпонок;

1_Р- рабочая длина шпонки, мм;

d_i - диаметр вала, мм;

h-высота шпонки, мм;

t₁ - глубина паза вала, мм;

- рабочее и допускаемое напряжения смятия, МПа.

В расчетах принимаем = 70 МПа.

3.12 Выбор и расчет муфты

Муфты выбирают из стандартов или нормалей машиностроения d зависимости от расчетного вращающего момента и диаметров соединяемых валов.

При работе муфта испытывает колебания нагрузки, обусловленные характером работы приводимой в движение машины. Расчетный вращающий момент, Н·м:

где - коэффициент режима работы привода от электродвигателя;

- момент на выходном валу редуктора, Н·м

При выборе муфты должно соблюдаться условие:

где - вращающий момент, передаваемый стандартной муфтой (указанный в стандарте или нормали машиностроения).

3.12.1 Расчет втулочно-пальцевой упругоймуфты

Пальцы муфты проверяются на изгиб по сечению А-А(рис.3.18).

Рисунок 3.18 - Схема втулочно-пальцевой упругой муфты.

Условие прочности пальца на изгиб, МПа:

где - расчетный вращающий момент, Н·мм;

l_п - длина пальца, мм

- диаметр окружности, на которой расположены центры пальцев, мм;

- число пльцев;

d_п- диаметр пальца, мм;

, МПа - допускаемое напряжение на изгиб для пальцев.

Резиновую втулку проверяют на смятие, МПа:

где - длина резиновой втулки, мм;

МПа - допускаемое напряжение на смятие для резины.

Условия прочности выполняются.

3.13 Определение марки масла для зубчатой передачи и подшипников

Экономичность и долговечность машины зависят от правильного выбора смазочного материала. Потери на трение снижаются с ростом вязкости смазки, однако повышаются гидромеханические (на перемешивание смазочного материала). Поэтому выбор вязкости масла сводится к определению некоторого относительного ее значения на основе опыта изготовления и эксплуатации узлов машин, рекомендаций теории смазывания.

Ориентировочное значение вязкости масла для смазывания зубчатых передач определяется в зависимости от фактора ч_зп(рис. 3.19),

,

где H_hv- твердость по Виккерсу активных поверхностей зубьев в шестерне (пункт 3.1);

Соотношение между числами твердости НВ и НV приведены в табл. П.23[1].

- рабочее контактное напряжение, МПа (пункт 3.2.1);

V -окружная скорость в зацеплении, м/с (пункт 3.2).

.

Из табл. П.24[1] по среднему значению вязкости выбираем авиационное масло марки И-70 А.

В редукторах и коробках передач подшипники обычно смазываются смазочным материалом, применяемым для зацеплений.

Рисунок 3.19 - Вязкость масла.

3.14 Рекомендуемые посадки деталей

Посадки ступиц зубчатого колеса на вал - Н 7/r6;

Посадка шкива ременной передачи и полумуфты на валы

на валы при умеренных толчках нагрузки - Н 7/m6;

Посадки подшипников качения:

в корпус - Н 7/l0;

на вал - L0/k6.

Посадка крышек подшипников в корпус:

крышка глухая - Н 7/d11;

крышка проходная - Н 7/h6.

Посадка разделительных колец на вал - D9/k6.

Посадка стакана в корпус - H7/js6.

Заключение

На основании произведенных расчетов выбран электродвигатель

4А 180М 6,определены передаточные отношения ременных и зубчатых передач, , мощности, частоты вращения и вращающие моменты на валах редуктора, мощность на входном валу 2,937 кВт, на выходном валу 2,849кВт, частота вращения на входном валу равна 259,981об/мин, вращающий момент на входном валу равен 104,693Н·м.

Путем подбора диаметров шкивов, толщины ремня получена требуемая долговечность ременной передачи 2494,692 часов.

Используя недорогие, но достаточно прочные стали 40ХН, рассчитаны компактные зубчатые передачи, определены диаметры валов и сделаны проверки на прочность, разработана эскизная компоновка редуктора с учетом характера действующих в зацеплении сил и размеров валов, подобраны подшипники качения, проверены на прочность, на долговечность, 187305,985 часов.

Для соединения редуктора с приемным валом машины из стандартов выбрана муфта и ее отдельные элементы проверены на прочность.

Расчетным путем определена марка маслаИ-70 А для зубчатых колес и подшипников, установлено необходимое количество масла 3 литра.

По размерам, полученным по расчетам, выполнены сборочный чертеж редуктора и рабочие чертежи деталей.

Результаты проектирования можно использовать для создания опытного образца.

Библиографический список

1. Проектирование механического привода с коническим редуктором: Методические указания к выполнению курсового проекта по дисциплине "Детали машин и основы конструирования". 2-е изд., с измен. / Здор Г.П., Бородин А.В.; Омский гос. ун-т путей сообщения. Омск, 2011. 50 с.

2. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учебное пособие. Изд. 8-е, перераб. и доп. М.: Издательский центр "Академия", 2004. 496 с.

3. Проектирование электромеханического привода. Расчет и конструирование ременных передач. Часть 1: Методические указания к выполнению курсового проекта по дисциплине "Детали машин и основы конструирования". 2-е изд., с измен. / Здор Г.П., Бородин А.В.; Омский гос. ун-т путей сообщения. Омск, 1997. 30 с.

4. Учебно-методическое пособие по оформлению рефератов и пояснительной записки к курсовым и дипломным проектам / С.М. Овчаренко, Л.В. Милютина, А.С. Анисимов, В.К. Фоменко, А.В. Чулков; Омский гос. ун-т путей сообщения. Омск, 2016. 45 с.

Приложение. Схема привода

Механический привод состоит из электродвигателя 1, ременной передачи и редуктора. Ременная передача включает в себя ведущий 2 и ведомый 3 шкивы, ремень 4. Зубчатые колеса 5 - конические прямозубые, коническая шестерня выполнена заодно с входным валом 6, колесо насажено на выходной вал 7. Подшипники 8 поддерживают валы и позволяют им свободно вращаться. Зубчатые колеса, валы и подшипники расположены внутри закрытого чугунного корпуса 9. Выходной вал редуктора соединен с приемным валом машины 10 муфтой 11.

Размещено на Allbest.ru

...