Механический привод

Размещено на http://www.allbest.ru/

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ РЕСПУБЛИКИ БЕЛАРУСЬ

БЕЛОРУССКИЙ НАЦИОНАЛЬНЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ

Факультет: «Машиностроительный»

Кафедра: «Детали машин, ПТМ и М»

Пояснительная записка к курсовому проекту

по дисциплине: «Механика»

Тема: «Механический привод»

Выполнил: студент 2 курса ЭФ, группы 10604113

Манышев Артём Владиславович

Руководитель: доцент

Статкевич Александр Михайлович

Минск 2015



Содержание

Введение

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода

2. Определение мощностей и передаваемых крутящих моментов на валах

3. Расчет передач

4. Предварительный расчет валов

5. Выбор муфты

6. Предварительный подбор подшипников

7. Компоновочная схема

7.1 Выбор способа смазывания передач и подшипников

7.2 Определение размеров шкивов, зубчатых колес, корпусных деталей, крышек и расстояний между точками приложений сил

8. Расчет валов по эквивалентному моменту

9. Подбор подшипников по динамической грузоподъемности

10. Подбор и проверочный расчет шпоночных соединений

11. Назначение посадок, шероховатостей поверхностей, выбор степеней точности и назначение допусков формы и расположения

12. Расчет валов на выносливость

13. Описание сборки редуктора

14. Регулировка подшипников и зацеплений

15. Расчет на ЭВМ и сравнительный анализ

16. Спецификация

Литература



Введение

Редуктор - механизм, предназначенный для передачи вращающих моментов, снижения частоты вращения валов и повышения крутящих моментов.

Редуктор состоит из корпуса (можно чугунного или сварного стального), в котором помещают элементы передачи - зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д. В отдельных случаях двигателя к валу рабочей машины.

Редукторы классифицируют по следующим основным признакам: типу передачи (зубчатые, червячные, зубчато-червячные), числу ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые и т.д.), типу зубчатых колес (цилиндрические, конические, шевронные), относительному расположению валов редуктора в пространстве (горизонтальные, вертикальные), особенностям кинематической схемы (развернутая, соосная, с раздвоенной ступенью и т.д.).

Классификация редуктора, указанного в задании на курсовое проектирование:

- по типу передачи: зубчатый;

- по числу ступеней: одноступенчатый;

- по типу зубчатых колес: цилиндрический;

- по относительному расположению валов редуктора в пространстве: вертикальный;

- другое : редуктор с верхним расположением шестерни.

В данном редукторе используются колёса с прямыми зубьями, которые обеспечивают плавность работы и снижают динамические нагрузки на валы. Валы установлены в подшипниках качения. Для упрощения сборки редуктор выполнен разборным. Выходной вал редуктора соединён с валом рабочей машины компенсирующей цепной однорядной муфтой, которая позволяет компенсировать значительную несоосность валов.

Зубчатая передача - трёхзвенный механизм, где два подвижных звена являются зубчатыми колёсами, образующими между собой высшую пару. Зубчатые передачи предназначены для изменения угловых скоростей, моментов и их направлений. Зубчатое колесо с меньшим числом зубьев называется шестернёй, с большим - колесом. Её достоинством является:

- высокая надёжность в широком диапазоне скоростей;

- малые габариты;

- большая долговечность;

- высокий кпд(0,96-0,98);

- малые нагрузки на валы и подшипники;

- низкая динамика (нет колебаний);

- простота обслуживания.



1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

привод электродвигатель вал подшипник

Коэффициент полезного действия редуктора

Определим общий коэффициент полезного действия (КПД) привода:

Где - КПД муфты, = 0,98;

- КПД пары подшипников качения, = 0,99;

- КПД ременной передачи, = 0,96;

- КПД зубчатой передачи, = 0,96.

Мощность на валу рабочей машины:

P3=2,29 кВт

Частота вращения вала рабочей машины:

n3=1153 мин-1

Требуемая мощность электродвигателя:

Выбор электродвигателя

По табл.3.3. подбираем электродвигатель с номинальной мощностью, равной или несколько превышающей расчетную, и с частотой вращения вала ротора, близкой к определенно й выше(для быстроходного вала редуктора). Принимаем электродвигатель типа 112МА6, синхронная частота вращения nэд=955 мин-1, мощность электродвигателя Pэд=3 кВт.

Передаточное отношение редуктора

Определим общее передаточное число



;

Принимаем передаточное число зубчатой передачи . Тогда определим :ё



2. Определение мощностей и передаваемых крутящих моментов на валах

Рассмотрим силовые и кинематические характеристики для каждого элемента привода.

1. Ротор электродвигателя:

;

;

;

;

Частота вращения валов:

;

;

;

;

Вращающие моменты на валах

; ;

; ;



Угловые скорости на валах

;

;

;

;

Результаты расчета характеристик приведены в таблице 1.

Таблица 1 Нагрузочные и кинематические характеристики привода

№ п/п	Наименованиевала	Силовая и кинематическаяхарактеристики
		Р, кВт.	Т, Н·м.	щ, с-1	n,1/мин	u	з
1	Ротор ЭД					----	----
2	Быстроходн. Вал					1,56
3	Тихоходн. вал					4
4	Вал раб. органа					----	----



3. Расчет передач

Расчет закрытой цилиндрической косозубой передачи

Выбор материала и вида термообработки

Принимаем следующие материалы:

Для шестерни 40X, для колеса выбираем сталь 40X, с разными твердостями зубьев.

Определим твердость зубьев шестерни HB1 и твердость зубьев колеса HB2:

Способ термообработки - для шестерни и колеса - улучшение.

Допускаемое контактное напряжение

Определим предел контактной выносливости уHlimb:

;

;

Определим допускаемое контактное напряжение при расчете на контактную усталость:

где: - предел контактной выносливости, ;

- коэффициент безопасности, для нормализованных и улучшенных сталей ;

- коэффициент долговечности;



;

где: -число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу

выносливости (таблица 3.3[1]);

- число циклов перемены напряжений за весь срок службы;

;

- долговечность привода и равная 13500 часов

Значения

циклов

циклов

106;

106;

;

;

;

;



Принимаем в расчётах меньшее .

Допускаемое контактное напряжение изгиба

Определение допускаемых напряжений изгиба , ;

;

где: - коэффициент долговечности для зубьев шестерни и зубьев колеса;

;

где: =106 -число циклов перемены напряжений;

Так как принимаем

- коэффициент безопасности;

YR-коэффициент, учитывающий влияние шероховатости

YR=1

Yx- коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса

Yx=1(при d<300мм)

106;

- предел выносливости при изгибе уflimb=1,8HB

;

;



.

Расчет геометрических параметров передачи

Межосевое расстояние

Определить главный параметр -- межосевое расстояние aw, мм:

;

- вспомогательный коэффициент. Для прямозубых передач

;

u -передаточное число редуктора ;

- вращающий момент на тихоходом валу при расчете редуктора;

= 0,4 - коэффициент ширины венца колеса;

- допускаемое контактное напряжение колеса;

-коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихся зубьев .

;

Принимаем по таблице 4.1 [1];

Определим суммарное число зубьев шестерни и колеса

.

Определим число зубьев шестерни :



;

Определим число зубьев колеса :

;

Модуль передачи

mмм

По стандартному ряду чисел принимаем m = 2,0.

Определим ширину венца колеса b2, мм:

;

шa-коэффициент ширины венца колеса;

шa=0,36;

d2 - делительный диаметр колеса

d2=

Фактическое передаточное число

uф=4.

Определим фактическое межосевое расстояние



мм;

Основные геометрические параметры передачи

мм;

мм;

Диаметр вершин зубьев шестерни и колеса :

мм;

мм;

Диаметр впадин зубьев шестерни и колеса :

мм;

мм;

Ширина венца шестерни и колеса :

;

мм;

Определим силы в зацеплении

-Окружная : H

-Радиальная := ==520,44;



Проверочный расчёт цилиндрической передачи

;

K- вспомогательный коэффициент. Для прямозубых передач K =436;

H;

-коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями.

- коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба.

- коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи (таблица 4.3[1]).

v= м/c

;

ДуН=

Проверить напряжения изгиба зубьев

;

;



- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями.

- коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба.

Для прирабатывающих зубьев колес

.

- коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи (таблица 4.3[1]);

и - коэффициенты формы зуба шестерни и колеса. Определяются по таблице 4.4[1] интерполированием в зависимости от ZV - приведённые числа зубьев.

;

;

;

;

Расчет плоскоременной передачи

Определим крутящий момент:

T1=

Определим диаметр ведущего шкива



мм;

По таблице K40 [1] принимаем мм;

Определим диаметр ведомого шкива , мм:

мм;

где относительное скольжение ремня;

=0,01 для передач с регулируемым натяжением.

По таблице ГОСТ 17383-73 принимаем мм;

Определим фактическое передаточное число:

;

Определим ориентировочное межосевое расстояние:

мм;

Определим расчетную длину ремня:

мм;

Принимаем из стандартного ряда мм;

Уточним значение межосевого расстояния



мм

Определим угол обхвата ремнем ведущего шкива:

;

Определим скорость ремня

м /с;

м /с

Определим окружную силу:

H;

Выбор ремня:

По ГОСТ 23831-79 выбираем ремень Б800 с числом прокладок z=3, =1,5 мм, P0=3 Н/мм.Для обеспечения достаточной эластичности ремня необходимо соблюдать условие

т.е условие выполняется.

Определим допускаемую удельную силу:



;

С - поправочный коэффициент (таблица 5.2[1])

- коэффициент угла наклона линии центров шкивов к горизонту;

- коэффициент динамичности нагрузки и длительности работы;

- коэффициент влияния натяжения от центробежной силы;

Сv=1,04-0,004v2=1,04-0,0004*8,992=1,0077

- коэффициент обхвата на меньшем шкиве;

Cб=1-0,003(180-б)=1-0,003(180-175,12)=0,985

- допускаемая приведенная удельная окружная сила,.Определяется по таблице 5.1[1] интерполированием в зависимости

от диаметра ведущего шкива :

;

;

Находим требуемую ширину резинотканевого ремня по ГОСТ 23831-79

b=31,87мм

Выбираем ширину ремня из стандартного ряда

b=32мм.

Определяем натяжение ветвей : для ведущей:



,

для ведомой:

, где

F0 - предварительное натяжение каждой ветви.

Вычисляется по формуле :

, где

- напряжение от предварительного натяжения ремнём.

Принимаем равным:

у0=1.5МПа

- толщина ремня.

д=д0*z=1.5*3=4,5мм

Вычисляем F0:

F0=

Тогда натяжение ведущей и ведомой ветвей соответственно равны:

F1=

F2=

Проверочный расчет:

Проверим прочность ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви ,;



;

- напряжение от растяжения:

;

- напряжение от изгиба ремня:

;

где МПа для резинотканевых ремней;

- напряжение от центробежной силы:

;

где - плотность ремня: кг/м3;

;

;

Условие выполнено. Расчётная долговечность ремня

Определяется по формуле:



H0=

где - предел выносливости: МПа;

Сi- коэффициент, учитывающий влияние передаточного отношения.

Определяется по формуле:

Сi =

Сн=1, т. к. нагрузка постоянная

- число пробегов ремня в секунду.

Вычисляется по формуле:

л

Долговечность должна быть не меньше 2000 ч следовательно, условие выполняется.



4. Предварительный расчет валов

Проектирование вала начинают с определения диаметра выходного конца его из расчета на чистое кручение по пони-женному допускаемому напряжению без учета влияния изгиба, [8] таблица 7.1:

,

где T- крутящий момент, Нмм;

- допускаемое напряже-ние на кручение; для валов из сталей 40X, 45, Ст6 принимают пониженное значение = 1020 МПа (Н/мм2). Полученный результат округляют до ближайшего большего значения из стандартного ряда: 10; 10,5; 11; 11,5; 12; 13; 14; 15; 16; 17; 18; 19; 20; 21; 22; 24; 25; 26; 28; 30; 32; 33; 34; 36; 38; 40; 42; 45; 48; 50; 52; 55: 60; 63; 65; 70; 75; 80; 85; 90; 95; 100;, 105; 110; 120; 125; 130 и далее через 10 мм.

Для облег-чения монтажа подшипников, зубчатых колес и других деталей применяют и ступенчатую конструкцию вала, [8] таблица 7.1.

,

где- диаметр вала под уплотнение крышки с отверстием и подшипники;

- диаметр вала под шестерню, колесо;

- диаметр под подшипник;

диаметр под резьбу или упорный;

t - определяется [8] стр.109 - высота буртика;

r - определяется [8] стр. 109 - координаты фаски подшипников;

f - определяется [8] стр. 109 - фаска ступицы;

Схема вала-шестерни цилиндрического редуктора представлена на рисунке 4.1:

Рисунок 4.1 вала-шестерни цилиндрического редуктора

мм

Принимаем d1=26 мм.

Принимаем d2=30 мм

Принимаем d3=36 мм.

30 мм.

Схема вала колеса представлена на рисунке 4.2:

Рисунок 4.2. Конструкция вала колеса

Принимаем d1=32 мм.

Принимаем d2=35 мм.

Принимаем dбп=46 мм.

Принимаем d3=40 мм.

Принимаем d5=35 мм.

Принимаем d4=44 мм.



5. Выбор муфты

В проектируемых приводах применены компенсирующие разъемные муфты нерасщепляемого класса в стандартном исполнении для соединения выходных концов тихоходного вала редуктора и приводного вала рабочей машины применены цепные муфты. Эти муфты обладают достаточной податливостью, позволяющей компенсировать значительную несоосность валов. Кроме того к ним предъявляются требования малого момента инерции. По таблице К26 [8] выбираем муфту цепную однорядную, эти муфты обеспечивают надежную работу привода с минимальными дополнительными нагрузками. В качестве соединительного элемента полумуфт применяют стандартные цепи; при монтаже и демонтаже этих муфт не требуется осевого смещения узлов. Основные параметры, габаритные и присоединительные размеры муфт, допускаемые смещения осей валов определяют по таблице К26 [8].

Для соединения выходного вала редуктора с валом ленточного конвейера применяем цепную муфту с однорядной цепью. Расчетный момент на валу

т.к. необходимо насаживать муфту на втулку с таким диаметром из-за сильных различий между диаметром вала ротора и вала I.

Соответственно, выбираем муфту 250-32-1 по ГОСТ 20742-93

Таблица 5.2 Параметры муфты

Т, Н*м	Отверстие	D, мм	L, мм	Число зубьев
	d, мм	l, мм
250	32	58	140	162	12



Сила действующая на вал, [8]

.

Параметры цепи [8, К32]

Диаметр делительной окружности звёздочки муфты [8,с.92]:

Диаметр окружности впадин [8,с.95]:

,

Где r=0,5025d1+0,05=0,502515,88+0,05=8,5 мм(радиус впадины).

Диаметр окружности выступов находим по формуле [8 с. 95]:



6. Предварительный подбор подшипников

Согласно рекомендации по (табл. 7.2 стр. 111 [8]) принимаем предварительно радиально-упорные шариковые однорядные подшипники:

Для быстроходного вала: устанавливаем шариковые радиальные однорядные подшипники № 206 (ГОСТ 831-81), d = 30 мм, D = 62 мм, В = 16 мм, Сr = 19,5 кН, C0r =10 кН, [8] таблица К27.

устанавливаем шариковые радиальные однорядные подшипники № 207 (ГОСТ 831-81), d = 35 мм, D = 72 мм, В = 17 мм, Сr = 25,5 кН, C0r =13,7 кН, [8] таблица К27.



7. Компоновочная схема

Чертеж общего вида редуктора устанавливает положение колес редукторной пары; элемента открытой передали и муфты относительно опор (подшипников); определяет расстояние между точками приложения реакций подшипников быстроходного и тихоходного валов, а также точки приложения силы давления элемента открытой передачи и муфты на расстоянии lот и lм от реакции смежного подшипника.

1. Намечаем расположение проекций чертежа в соответствии с кинематической схемой привода и наибольшими размерами колес.

2. Проводим и осевые линии валов.

В цилиндрическом редукторе оси валов проводим на межосевом расстоянии aw параллельно друг от другу.

3. Вычерчиваем редукторную пару в соответствии с геометрическими параметрами, полученными в результате проектного расчета. На колесе прочерчиваем внешний контур ступицы, наружный диаметр и длина которой:

, где d -- внутренний диаметр ступицы, равный диаметру Зй ступени вала d3

4. Прочерчиваем контур внутренней поверхности стенок корпуса редуктора с зазором х от вращающихся поверхностей колеса для предотвращения задевания: х=10мм.

5. Вычертить ступени вала на соответствующих осях по размерам d и I, полученным в проектном расчете валов. Ступени обоих валов вычертить в последовательности от 3-й к 1-й. При этом длина 3-й ступени /3 получается конструктивно, как расстояние между противоположными стенками редуктора;

На 2-й и 4-й ступенях валов вычерчиваем основными линиями (диагонали -- тонкими) контуры подшипников в соответствии со схемой их установки по размерам d, D, В -- для шариковых;

7. Определяем расстояние между точками приложения реакций подшипников быстроходного и тихоходного валов.

Радиальную реакцию подшипника R считать приложенной в точке пересечения нормали к середине поверхности контакта наружного кольца и тела качения подшипника с осью вала

Для радиальных подшипников точка приложения реакции лежит в средней плоскости подшипника, а расстояние между реакциями опор вала I = L--В;

8. Определяем точки приложения консольных сил:

а) для открытых передач. Силу давления ременной передачи принимаем приложенной к середине выходного конца вала на расстоянии /оп от точки приложения реакции смежного подшипника;

б) сила давления муфты приложена между полумуфтами, поэтому можно принять, что в полумуфте точка приложения силы находится в торцевой плоскости выходного конца соответствующего вала на расстоянии /м от точки приложения реакций смежного подшипника.

В результате получаем получаем расстояния между всеми элементами расположенными на валах. Можем составить схему силового нагружения валов привода.

7.1 Выбор способа смазывания передач и подшипников

Скорость в зубчатом зацеплении в редукторе невысокая (V=0,8м/с), для смазывания зубчатых колес используем картерное смазывание - окунанием зубчатых колес в масло, заливаемое внутрь корпуса. Выбор сорта масла начинаем с определения необходимой кинематической вязкости масла. Кинематическая вязкость определяется в зависимости от контактного давления в зубьях и от окружной скорости колеса. Так, при v= 0,8 м/с и контактных напряжениях менее 600 МПа (ун=425,7 МПа) кинематическая вязкость масла равна 34·10-6. Согласно [7, табл.10.29] этой вязкости соответствует масло И-Г-А-68.

Для смазывания подшипников используем консистентную смазку солидол жировой УС-1 ГОСТ 1033-79. Т. к. окружная скорость <1 м/с. Поэтому полость подшипника закрыта с внутренней стороны подшипникового узла мазеудерживающими кольцами. Смазочный материал набивают в подшипник вручную при снятой крышке подшипникового узла на несколько лет. Смену смазочного пластичного материала производят при ремонте. При длительной работе повышается давление в корпусе. Это приводит к просачиванию масла через уплотнения и стыки. Чтобы избежать этого, внутреннюю полость корпуса сообщают с внешней средой путем установки отдушины в его верхней части. При работе передач масло постепенно загрязняется продуктами износа деталей передач. С течением времени оно стареет, свойства его ухудшаются. Поэтому масло периодически меняют. Для этой цели в корпусе предусмотрено сливное отверстие, закрываемое пробкой с цилиндрической резьбой.

В цилиндрических редукторах

7.2 Определение размеров шкивов, зубчатых колес, корпусных деталей, крышек и расстояний между точками приложений сил

Рассчитаем размеры ступицы колеса: Lст=(1,4...1,8)dвал=56...72 мм. Принимаем Lст=56мм;

Проверим шпоночное соединение вала с зубчатым колесом при принятой длине ступицы колеса.

Исходные данные:

- диаметр вала d=40 мм;

- стандартные размеры шпонки b*h*l=10*8*50 мм;

- минимальная рабочая длина шпонки;

- глубина паза вала, t1=5 мм;

Т - крутящий момент на валу, Т=142.99 Н.

Материал вала - сталь 45. материал колеса - сталь 40X, материал шпонки - сталь 45.

- допускаемое напряжение на смятие [стр. 251 [8]).

Размеры и конструкция шкивов:

Ширина ремня В=32 мм; Диаметр шкива: d=280 мм;

Шкив изготавливается литьем из чугуна СЧ 15-32 [10, c. 50].

Для шкива с d= 280 мм принимаем следующие размеры:

Толщина шкива [8, с. 22]: ; Принимаем =1 мм.

Dст=(1,6...2)dвал=(1,6…2)*28=44,8...56 мм; Принимаем Dст= 54мм;

Lст=(1,5...2)dв=(1,5…2)*28=42...56 мм; Принимаем Lст=52 мм;

Проверим шпоночное соединение вала со шкивом при принятой длине ступицы шкива.

Исходные данные:

- диаметр вала ;

- размеры шпонки ;

- минимальная рабочая длина шпонки;

- глубина паза вала, ;

Т - крутящий момент на валу, Т=36,56.

Материал вала - сталь 45, материал шкива - СЧ 15, материал шпонки -

сталь 45.

- допускаемое напряжение на смятие.

Условие прочности шпоночного соединения на смятие:

Условие прочности соблюдается.

Размеры корпуса:

Толщина стенки редуктора[8, с. 54]:

д=0,025aw+1=4,125.

Исходя из литейных требований, принимаем д=8 мм;

Диаметр винтов ([8] стр.219):

- Фундаментных, принимаем винты с резьбой М16.

- Крепящих крышку к корпусу у подшипников, принимаем болты с резьбой М12.

- Крепящих крышку к корпусу по периметру, принимаем болты с резьбой М10.

Расстояние от внутренней поверхности стенки редуктора:

- до боковой поверхности вращающейся части[8, с. 54] - с=(1...1,2)д=8...9,6 мм. Принимаем с=8 мм.

- до боковой поверхности - с1=3…5 мм. Принимаем с1=4 мм.

Радиальный зазор поверхности вершин зубьев:

- до внутренней поверхности стенки редуктора[8, с. 54] - с2=(0…5)мм. Принимаем с2=3 мм.

- до внутренней нижней поверхности стенки корпуса - с3=(0,5...1) д =(0,5...1)·8=4...8 мм. Величина с3 окончательно уточняется при определении объема масляной ванны.

Расстояние от боковых поверхностей элементов, вращающихся вместе с валом, до неподвижных частей редуктора[8, с. 54] - с4=(1,2..1,5) д =(1,2…1,5)*8=9,6…12мм. Принимаем с4=11мм;

Ширина фланцев[8, табл. 5.1.1, с. 54]:

- фундаментного

S1=k1+д+х=40+8+2=50 мм;

- у подшипников (соединяемых болтом диаметром d2=12 мм)

S2=k2+д+х=32+8+2=42 мм;

- по периметру S3=k3+д+х=28+8+2=38 мм;

Толщина фланцев редуктора[8, с. 152]:

- фундаментного фланца д1=1,5д=12 мм. Принимаем д1=12 мм.

- толщина корпуса при соединении с крышкой д2=1,5д=12 мм.

- толщина крышки у корпуса д3=2,35д=19 мм. Принимаем д3=19 мм.

Толщина фланца боковой крышки[8, табл. 11.1.1, с. 153]:

- для быстроходного вала h1=8 мм.

- для тихоходного вала h1=8 мм.

Высота головки болта .

Для быстроходного вала h=0,8*8=6,4 принимаем h=6мм; для тихоходного вала h=0,8*8=6,4 мм, принимаем h=6 мм.

Диаметр центров отверстий крышки[8, с. 153]:

D1=D+2,5d5,

где D - диаметр бобышки; d5 - диаметр болта, соединяющего боковую крышку к корпусу(М8).

- для быстроходного вала D1=62+2,5·8=82 мм. Количество болтов - 4.

- для тихоходного вала D1=72+2,5·8=92 мм. Количество болтов - 4.

Внешний диаметр боковой крышки[8, с. 153]: D2= D1+2d5:

- для быстроходного вала D2=82+2·8=98 мм.

- для тихоходного вала D2=92+2·8=108 мм.

Размеры мест установки манжет:

- для быстроходного вала:

Размеры манжеты[8, с. 398]: d=30 мм; D=47 мм; h1=8 мм.

Диаметр отверстия в крышке:

d=dвал+1=31 мм.

Диаметр размещения центров отверстий для демонтажа манжеты

d3=D-3= =47-3=44 мм;

- для тихоходного вала:

Размеры манжеты[8, с. 398]: d=35 мм; D=55 мм; h1=8 мм.

Диаметр отверстия в крышке:

d=dвал+1=36 мм.

Диаметр размещения центров отверстий для демонтажа манжеты

d3=D-3= =55-3=52 мм;

Из компоновочной схемы вычисляем расстояния между точками приложения нагрузки и опорами.

Для быстроходного вала:

Используем шариковые радиальные подшипники. Отсюда:

Расстояние между опорами Lб = 0,108м

Точку приложения нагрузки шкива плоскоременной передачи принимаем по центру ступицы шкива. Отсюда:

Расстояние между опорой и шкивом Lо.п. = 0,066м.

Для тихоходного вала:

Расстояние между опорами Lб = 0.09м.

Точку приложения нагрузки муфты принимаем по торцу полумуфты, насаженной на вал редуктора с отступом в четверть ширины звездочки. Отсюда:

Расстояние между опорой и муфтой Lб = 0.127м.



8. Расчет валов по эквивалентному моменту

СХЕМА СИЛОВОГО НАГРУЖЕНИЯ ЭЛЕМЕНТОВ ПРИВОДА.

Редукторные валы испытывают два вида деформации - изгиб и кручение. Деформация кручения на валах возникает под действием вращающих моментов, приложенных со стороны двигателя и рабочей машины. Деформация изгиба вызывается силами в зубчатом зацеплении закрытой передачи и консольными силами со стороны открытых передач и муфт.

Расчет быстроходного вала редуктора.

Исходные данные:

T2=36,56 Н·м - крутящий момент на валу;

d1= 50мм - делительный диаметр шестерни;

Ft1=1429,9 H

Fr1=520,44 H

Fоп=647,4 Н

Рис. 8.1 Расчёты в горизонтальной плоскости

a=66 мм

b=54 мм

c= 54 мм



,

,

Проверка:

-328-1429,9+1110,6+647,4=0

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y:

Мy1 = 0 Н*м;

My2 = *=647,4*0,066=42,73Н*м;

My3 = 59,98Н*м;

My4 = Н*м.

Рис. 8.2 Расчёты в вертикальной плоскости



,

,

Проверка:

,

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y:

Мx1 = 0 Н*м;

Mx2 = 0 Н*м;

Mx3 == -14,05 Н*м;

Mx4 = Н*м.

Суммарные радиальные реакции опор вала, [8] страница 139:

;

;

Определение суммарных изгибающих моментов.

Суммарные изгибающие моменты в характерных точках:



.

Под опорой A:

Под шестерней:

Строим эпюру суммарных изгибающих моментов. Максимальный изгибающий момент быстроходного вала:

Определение крутящего момента на валу:

Крутящий момент Т=38,6 Н·м

Строим эпюру крутящего момента.

Определение эквивалентных моментов на валу:

=57,58Н*м

Н*м

Строим эпюру эквивалентных моментов.



Рис. 8.3 Расчет тихоходного вала редуктора

Исходные данные:

T2=142,99 Н·м - крутящий момент на валу;

d1= 200мм - делительный диаметр колеса;

Ft1=1429,9 H Fr1=520,44 H

Fоп=647,4 Н

Расчёты в горизонтальной плоскости:



Рис. 8.4

a=45 мм

b=45 мм

c=127 мм

,

,

Проверка:

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y:

Мy1 = 0 Н*м;

My2 = =-127,08Н*м;

My3 = Н*м;



My4 = Н*м.

Рис. 8.5 Расчёты в вертикальной плоскости:

,

,

Проверка:

,

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y:

Мx1 = 0 Н*м;

Mx2 = =260,22*0,045= 11,7 Н*м;

Mx3 = 0 Н*м; Mx4 = Н*м.

Суммарные радиальные реакции опор вала, [8] страница 139:



;

;

Определение суммарных изгибающих моментов.

Суммарные изгибающие моменты в характерных точках:

.

Под опорой D:

Под колесом:

Строим эпюру суммарных изгибающих моментов. Максимальный изгибающий момент тихоходного вала:Определение крутящего момента на валу: Крутящий момент Т=142,99 Н·м Строим эпюру крутящего момента. Определение эквивалентных моментов на валу:

=191,66Н*м

Н*м



Строим эпюру эквивалентных моментов.

Рис. 8.6



9. Подбор подшипников по динамической грузоподъемности

Проверочный расчет ведем по динамической грузоподъемности для предотвращения усталостного контактного изнашивания тел качения.

Вал входной:

Исходные данные для подшипника быстроходного вала №206: Сr = 19,5 кН,

Rra=0,442 кН, Rrb=1,14 кН С0r= 10 кН.

Rr=Rrb=1,14кН Ra=0;

Так как

RE = V*Rr*Kб*KT;

V=1, так как вращается внутреннее кольцо подшипника;

Кб - коэффициент режима работы, принимаем равным 1.1;

Кт - температурный коэффициент, принимаем равным 1;

RE=V*Rr *Kб*Кт =1*1,14*1.1*1=1254 H.

Расчетная долговечность, ч

, где

m - коэффициент, учитывающий тип подшипника. Для шариковых равен 3;

w - угловая скорость соответствующего вала;

Сr - паспортная динамическая грузоподъемность. Берется из таблицы К29 [8] и принимаем Сr=19,5кН.

Тогда,

Долговечность подшипников валаI обеспечена, так как Lh?[Lh]=13500 часов.

Грузоподъемность подшипников вала I обеспечена.

Вал выходной:

Исходные данные для подшипника быстроходного вала №207: Сr = 25,5 кН,

Rrс=2,406 кН, Rrd=2,47 кН С0r= 13,7 кН.

Rr=Rrd=2,9кН Ra=0;

Так как

RE = V*Rr*Kб*KT;

V=1, так как вращается внутреннее кольцо подшипника;

Кб - коэффициент режима работы, принимаем равным 1.3;

Кт - температурный коэффициент, принимаем равным 1,1;

RE=V*Rr *Kб*Кт =1*2,9*1.3*1,1=4147 H.

Расчетная долговечность, ч

, где



m - коэффициент, учитывающий тип подшипника. Для шариковых равен 3;

w - угловая скорость соответствующего вала;

Сr - паспортная динамическая грузоподъемность. Берется из таблицы К29 [8] и принимаем Сr=25,5кН. Тогда,

Долговечность подшипников валаI обеспечена, так как Lh?[Lh]=13500 часов.

Грузоподъемность подшипников вала II обеспечена.



10. Подбор и проверочный расчет шпоночных соединений

Рис. 10.1

Для всех шпоночных соединений принимаем призматические шпонки со скруглёнными концами по ГОСТ 23360-78. Материал шпонки - сталь 45.

Напряжение смятия узких граней шпонки не должно превышать допускаемого, т.е. должно удовлетворяться условие[7, с.251]:

,

где Ft - окружная сила на шестерне или колесе, Н;

Aсм - площадь смятия, мм2 :

,

где Т - передаваемый крутящий момент, d - диаметр вала в месте установки шпонки.

Aсм=(h - t1)lр ,



где t1 - глубина паза вала, мм; lр - рабочая длина шпонки, мм;

lр= l - b ;

h, t1 - стандартные размеры; l - полная длина шпонки;

Допускаемое напряжение смятия, для стали 45 принимаем равным 160 МПа.

Шпонка, удерживающая колесо цилиндрической передачи:

Из [7, табл. К42, с.428] для заданного диаметра вала (d=40 мм) выбираем сечение призматической шпонки bЧh=10Ч8 мм, l =50 мм, t1=5мм, T2=142,99Нм;

lр = 50 - 10 = 40 мм;

Асм = (8 - 5)·40 = 120 мм2;

усм=МПа<

Шпонка, удерживающая шкив плоскоременной передачи:

Из [7, табл. К42, с.428] для заданного диаметра вала (d=28 мм) выбираем сечение призматической шпонки bЧh=8Ч7 мм, l =18 мм, t1=4 мм, T1=36,56Нм;

lр = 46 - 8 = 38 мм;

Асм = (7 - 4)·38 = 114 мм2

усм=МПа<

Шпонка, удерживающая муфту:

Из [1, табл. К42, с.428] для заданного диаметра вала (d=32 мм) выбираем сечение призматической шпонки bЧh=10Ч8 мм, l =50 мм, , t1=5 мм, T2=142,99 Нм;

lр = 50 - 10 = 40 мм;

Aсм=(8-5)*40=120 мм2;

усм=МПа<

.



11. Назначение посадок, шероховатостей поверхностей, выбор степеней точности и назначение допусков форсы и расположения

В соответствии с ГОСТ 3325-85, назначаем следующие посадки:

- под шариковые радиальные подшипники - L0/k6;

- под отверстия в корпусе для наружных колец подшипников на ведущем валу H7/h6;

- под отверстия в корпусе для наружных колец подшипников на ведомом валу H8/h6;

По ГОСТ 8752-79 назначаем допуск под внутренний диаметр манжеты - d9;

Посадка шестерни на ведомый вал -Н7/р6 по ГОСТ 25347-82.

По ГОСТ 6033-80 для эвольвентного шлицевого соединения назначаем следующие посадки:

- по наружному диаметру Н7/r6;

Шероховатости назначаем согласно ГОСТ 2789-73:

- внутренние поверхности полируем;

- внешние поверхности шлифуем;

Назначаем допуски радиального биения:

- на валах, в местах установки подшипников 0,030 мм;

- на валах, в местах установки манжет 0,030 мм;

- для венца шестерни на ведущем валу 0,06 мм;

- для поверхности ступицы колеса на ведомом валу 0,051 мм;

- для венца колеса на ведомом валу 0,045 мм;

Назначаем допуски торцевого биения:

- на валах, в местах установки подшипников 0,005 мм;



12. Расчет валов на выносливость

Цель расчета - определить коэффициенты запаса прочности в опасных сечениях вала и сравнить их с допускаемыми.

Вал №1

Для вала №1 концентрация напряжение на сечение вала на 3-й ступени. Твёрдость вала 300 НВ.

Момент сопротивления изгибу с учётом ослабления вала

Амплитуда цикла изменений напряжений изгиба

Коэффициент снижения предела выносливости детали в рассматриваемом сечении при изгибе

Коэффициент запаса прочности вала по нормальным напряжениям

Момент сопротивления кручению с учётом ослабления вала



Амплитуда цикла напряжения кручения

Коэффициент снижения предела выносливости детали в рассматриваемом сечении при кручении

Коэффициент запаса по касательным напряжения

Общий запас сопротивления усталости

Вал №2 Для вала №2 концентрация напряжения на сечение вала в месте посадки подшипника на вал (канавка в месте перехода d2-d3).

Коэффициент запаса прочности вала по нормальным напряжениям

где - предел выносливости гладких стандартных цилиндрических образцов при симметричном цикле нагрузке, Мпа; - амплитуда цикла изменений напряжений изгиба, МПа;



где - изгибающий момент в рассматриваемом сечении вала, Н·м;

- момент сопротивления изгибу с учётом ослабления вала, мм3;

- коэффициент снижения предела выносливости детали в рассматриваемом сечении при изгибе

где - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения; - коэффициент влияния параметров шероховатости поверхности;

- коэффициент влияния поверхностного упрочнения.

Wнетто=0,1*d3=0.1*353=4288мм3

Коэффициент запаса по касательным напряжением для нереверсивной передачи

где - предел выносливости гладких стандартных цилиндрических образцов при симметричном цикле кручения; - амплитуда цикла напряжения кручения; - постоянная составляющая напряжений кручения.

При нереверсивной передаче



где - крутящий момент на валу, Н·м;

- момент сопротивления кручению с учётом ослабления вала, мм3

где - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения ;

- коэффициент влияния параметров шероховатости поверхности при кручении;

- коэффициент влияния поверхностного упрочнения;

Общий запас сопротивления усталости

где ;

что больше расчетного, следовательно прочность обеспечена.

13. Описание сборки редуктора

Детали выполняются по требованиям чертежей и технологических карт, перед сборкой детали должны быть проверены и приняты ОТК. Все детали, поступающие на сборку, не должны иметь заусенцев и пройти промывку от загрязнения.

Сборка редуктора производится в два этапа. Сначала формируются сборные единицы отдельных валов, а затем сборные детали с валами и подшипниками устанавливаем в соответствующие гнёзда расточек под подшипники в корпусе редуктора и закрываем крышкой редуктора, соединяем корпусные детали двумя штифтами, которые были установлены ещё до расточки гнёзд под подшипники. Установка этих штифтов гарантирует правильность сборки. Поверхности стыка корпуса и крышки редуктора перед сборкой покрывают пастой «Герметик». Корпусные детали должны быть очищены, промыты, высушены, и покрыты изнутри маслостойкой краской. Соединяются корпус с крышкой редуктора при помощи болтов.

На ведущий вал насаживают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80-100оС; в ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала, затем надевают распорную втулку и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле, надевают закладные крышки.

Для нормальной работы подшипников следует обеспечить легкое и свободное вращение подвижных элементов подшипников и в тоже время отсутствие излишне больших зазоров. Это обеспечивается с помощью регулировки подшипников, для чего применяют наборы тонких металлических прокладок, устанавливаемых под фланцы крышек подшипников.

Далее на конец ведущего вала в шпоночную канавку закладывают шпонку, насаживают шкив, который фиксируют концевой шайбой.

Устанавливают маслоуказатель, заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой, закрепляют крышку болтами. Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытаниям.

14. Регулировка подшипников и зацеплений

Регулировка подшипников.

Нерегулируемые типы подшипников (радиальные шариковые) изготавливают со сравнительно небольшими зазорами, после установки на вал и в корпус они работают без дополнительной регулировки. При необходимости производят регулировку, которая зависит от типа подшипника и крышек подшипниковых узлов. При установке торцевых крышек регулирование производится набором металлических прокладок, что обеспечивает достаточно высокую точность.

Под регулированием подшипников понимают установление минимальных зазоров, при которых в условиях эксплуатации не возникает натяг.

Регулировка зацепления.

Погрешности изготовления деталей по осевым линейным размерам и погрешности сборки приводят к неточному осевому положению колес передач.

В проектируемом редукторе для компенсации неточности положения колес ширину одного из них делают больше ширины другого. Чтобы избежать неравномерной по ширине выработки, более твердое колесо-шестерню - выполняют большей ширины, и она перекрыает с обеих сторон боле мягкое колесо. При этом на увеличение ширины шестерни расходуется меньше металла.



Литература

1. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для учащихся техникумов. С. А. Чернавский и др.-М.: Машиностроение, 1987.

2. Курсовое проектирование деталей машин: Справочное пособие Часть 1 /А.В.Кузьмин и др.-Мн.: Выш. школа, 1982.

3. Курсовое проектирование деталей машин: Справочное пособие Часть 2 /А.В.Кузьмин и др.-Мн.: Выш. школа, 1982.

4. Курмаз Л.В., Скойбеда А.Т.: Детали машин. Проектирование. М.:Технопринт, 2001.

5. Ряховский О.А., Иванов С.С.: Справочник по муфтам. Л.: Политехника, 1991.

6. Дунаев П.Ф., Леликов О.П.: Конструирование узлов и деталей машин. М:Высш. Шк., 1998.

7. Прикладная механика: курсовое проектировние: учебное пособие / В. Л. Николаенко [ и др.]; под ред. А. Т. Скойбеды.- Минск: БНТУ, 2010.-177с.

8. Шейнблит А.Е. «Курсовое проектирование деталей машин» для техникумов, 1991 г., Москва.

9. Николаенко В.Л., Прикладная механика: курсовое проектирование; Учеб.пособие.- Минск: БНТУ, 2010. -177с.

10. Курсовое проектирование: учебное пособие / С.А. Чернавский и [др.]; М.: Машиностроение, 1988. -416с.

Размещено на Allbest.ru

...