Деталі машин

Размещено на http://www.allbest.ru/

Зміст

Вступ

1. Кінематична схема редуктора

2. Вибір двигуна. Кінематичний розрахунок приводу

3. Розрахунок зубчастої передачі редуктора

4. Проектний розрахунок валів

5. Розрахункова схема валів редуктора. Побудова епюр згинаючих і крутних моментів

6. Перевірочний розрахунок підшипників

7. Конструктивна компоновка приводу

8. Перевірочні розрахунки

9. Складання силової пари редуктора

Література

Вступ

Гвинтові передачі діляться на:

передачі ковзання;

передачі кочення, які за виконанням тіл кочення діляться на:

кулькогвинтові передачі кочення;

роликогвинтові передачі кочення.

Гвинтові механізми принципово нічим не відрізняються від різьових з'єднань, але так як вони застосовуються для передачі руху, то тертя в різі повинно бути мінімальним. Найменше тертя між гвинтом і гайкою забезпечує прямокутна різь, однак через низьку технологічність і невелику міцність в порівнянні з трапецоїдною різзю роблять її застосування обмеженим. Тому для ходових гвинтів застосовують головним чином трапецоїдні різі із дрібним, середнім і великим кроками і упорну різь. Найбільшого поширення набула трапецоїдна різь із середнім кроком. Трапецоїдну різь із дрібним кроком використовують при відносно невеликих переміщеннях; трапецоїдну різь з великим кроком - при важких умовах експлуатації. Такий профіль різі дозволяє використовувати її в механізмах з реверсивним рухом.

Параметри різьби: d ? зовнішній діаметр; 2 d ? середній діаметр; 1 d - внутрішній діаметр; P ? крок; z P ? хід; z ? число заходів різьби; б ? кут профілю; h - робоча висота профілю.

Гайки виготовляються суцільними, а також розрізними, підпружиненими та ін. (для компенсації спрацювання і зменшення зазорів).

Різь гвинтів та гайок передач буває правою або лівою, однозахідною або багатозахідною.

Рівці (жолоби) гвинта кулькогвинтової передачі і гайки в осьовому перерізі мають напівкруглу форму. Нерозривний замкнений потік кульок заповнює гвинтовий простір між жолобами по всій довжині гайки. Після його проходження, кульки переходять в заокруглений трубчастий зворотний канал, по якому вони повертаються в робочу зону гвинтової пари.

Ці передачі безшумні в роботі, що досягається підвищеною плавністю зачеплення, прості за конструкцією і у виготовленні і дозволяють отримувати великий виграш у зусиллях. До недоліків слід віднести: відносно низький К.К.Д., схильність до заїдання, відносна тихохідність передач

1. Кінематична схема редуктора

1 - двигун

2 - муфта

3 - закритий одноступеневий прямозубий редуктор

Робота схеми протікає наступним чином: обертання від двигуна 1 через наівмуфтум 2 передається на швидкохідний вал редуктора. Далі зусилля перетворюється парою циліндричних прямозубих шестерень і передається на тихохідний (вихідний) вал редуктора.

2. Вибір двигуна. Кінематичний розрахунок приводу

Визначення потужності і частоти обертання вала двигуна.

Визначення загального коефіцієнта корисної дії.

(2.1)

де зР = 0,96 - коефіцієнт корисної дії закритої прямозубої циліндричної передачі [2, с. 41];

зМ = 0,98 - коефіцієнт корисної дії муфти [2, с. 41];

зПК = 0,99 - коефіцієнт корисної дії пари підшипників [2, с. 41];

n = 2 - кількість пар підшипників.

Визначення потрібної потужності на валу електродвигуна

(2.2)

де Ртих = 4,8 кВт - потужність на валу робочої машини (див. завдання).

Вибір електродвигуна

Прийнято чотири електродвигуна з номінальною потужністю РДВ = 5,5 кВт, які мають відповідно синхронну частоту обертання вала двигуна 3000, 1500, 1000 і 750 об/хв. Характеристики всіх електродвигунів зводимо в табл. 2.1.

Таблиця 2.1 - Характеристика електродвигунів

Варіант	Тип двигуна	Номінальна потужність двигуна Рном, кВт	Частота обертання вала двигуна nдв, об/хв.
			синхронна	номінальна
1	4АМ 100L2	5,5	3000	2880
2	4АМ 112M4	5,5	1500	1430
3	4АМ 136S6	5,5	1000	950
4	4АМ 132M8	5,5	755	720

Визначення передаточного числа редуктора

Визначення передаточних чисел редуктора для двигуна №1

(2.3)

Для інших двигунів розрахунок аналогічний, а результати розрахунків зведені в табл.2.2

Таблиця 2.2 - Передаточні числа редуктора

Варіант	Номінальна частота обертання двигуна nном, об/хв.	Частота обертання вала робочої машини nтих, об/хв.	Передаточне число приводу uр
1	2880	457	6,3
2	1435	457	3,1
3	955	457	2,0
4	700	457	1,6

З отриманих значень передаточних чисел редуктора найбільш доцільним є третій варіант (UР =6.3), оскільки лише в даному варіанті передаточне число редуктора найбільш відповідає стандартному значенню.

Таким чином для приводу вибрано електродвигун 4АМ 100L2 з Рдв = 5.5 кВт, nном = 2880об/хв.

Для подальшого розрахунку силових і кінематичних параметрів прийнято стандартне передаточне число u = 5.5.

Визначення силових і кінематичних параметрів приводу.

Розрахунок потужності: - на валу двигуна:

- на швидкохідному валу редуктора:

(2.4)

- на тихохідному валу редуктора:

(2.5)

Визначення частоти обертання:

- вала двигуна і швидкохідного вала редуктора:

- тихохідного вала:

(2.6)

Визначення кутової швидкості:

- вала двигуна і швидкохідного вала редуктора:

(2.7)

- тихохідного вала редуктора:

(2.8)

Розрахунок крутного моменту:

- на валу двигуна:

(2.9)

- на швидкохідному валу:

(2.10)

- на тихохідному валу:

 (2.11)

Результати розрахунків силових і кінематичних параметрів приводу зведені в табл.2.3

Таблиця 2.3 - Силові і кінематичні параметри приводу

Тип двигуна 4АМ 112МА 6У 3: РНОМ = 3,0 кВт, nНОМ = 955 об/хв.
Параметр	Редуктор	Параметр	Вал
			двигуна	Редуктора
				швидкохідний	Тихохідний
Передаточне число U	6,3	Потужність Р, кВт	5,5	5,3	5,0
		Частота обертання n, об/хв.	2880	2880	457
Коефіцієнт корисної дії з	0,922	Кутова швидкість щ, с-1	301,4	301,4	47,8
		Крутний момент Т, Н·м	18,3	17,7	105,9

3. Розрахунок зубчастої передачі редуктора

Визначення міжцентрової відстані:

(3.1)

де КНв = 1 - коефіцієнт нерівномірності навантаження по довжині зуба [2, с. 59];

ша = 0,4 - коефіцієнт ширини вінця колеса [2, с. 58];

[у]Н = 580 МПа - допустиме контактне напруження матеріалу зубчастої передачі (див. завдання).

Прийнято аW = 100мм.

Визначення ділильного діаметра колеса

 (3.2)

Визначення ширина вінця колеса

(3.3)

Прийнято b2 = 40мм

Визначення модуля зачеплення

(3.4)

де [у]F = 294МПа - допустиме напруження згину матеріалу передачі (див. завдання).

Прийнято m = 1,0мм

Визначення сумарної кількості зубів шестерні і колеса

(3.5)

Визначення кількості зубів шестерні

(3.6)

Прийнято Z1 =27

Визначення кількості зубів колеса

(3.7)

Визначення фактичного передаточного числа

(3.8)

Перевірка відхилення передаточного числа від заданого

(3.9)

Перевірка міжцентрової відстані

(3.10)

Визначення основних геометричних розмірів передачі

Визначення ділильного діаметра шестерні і колеса

(3.11)

(3.12)

Визначення діаметра вершин зубів шестерні і колеса

(3.13)

(3.14)

Визначення діаметра впадин зубів шестерні і колеса

(3.15)

(3.16)

Визначення ширини зубчастого вінця шестерні

(3.17)

Перевірка міжцентрової відстані

(3.18)

Визначення колової сили в зачепленні

(3.19)

Визначення радіальної сили в зачепленні

(3.20)

Визначення колової швидкості зубчастих коліс:

(3.21)

Визначення степені точності виготовлення зубчастої передачі

При коловій швидкості V2 = 4,13м/с прийнято восьму степінь точності виготовлення коліс.

Визначення коефіцієнта динамічності навантаження по контактним напруженням

При V2 = 4м/с КНV = 1,16

V2 = 6м/с КНV = 1,24

Тоді при коловій швидкості V2 = 4,13м/с та восьмій степені точності виготовлення зубчастої передачі значення коефіцієнта динамічності навантаження визначається інтерполяцією[2, с. 62], тобто

(3.22)

Перевірка зубів колеса по контактним напруженням

(3.23)

Недовантаження складає

(3.24)

Так як недовантаження складає менше 10%, контактна міцність зубів забезпечується.

Визначення коефіцієнта розподілення навантаження між зубами при згині. редуктор двигун шестерня

При восьмій степені точності виготовлення коліс КFб = 0,91[2, с. 63].

Визначення коефіцієнта динамічності навантаження по напруженням згину

При V2 = 4м/с КFV = 1,38

V2 = 6м/с КFV = 1,58

Тоді при коловій швидкості V2 = 4,13м/с та восьмій степені точності виготовлення зубчастої передачі значення коефіцієнта динамічності навантаження визначається інтерполяцією[2, с. 62], тобто

(3.25)

Визначення коефіцієнтів форми зуба шестерні і колеса

При Z1 = 27 YF1 = 3,81

Z2 = 173 YF2 = 3,62

Перевірка напруження згину зубів колеса і шестерні

(3.26)

(3.27)

де КFв = 1 - коефіцієнт нерівномірності розподілу навантаження по довжині зуба.

Міцність зубів на згин забезпечується.

Всі розраховані параметри зубчастої передачі зведені в табл.3.1

Таблиця 3.1 - Параметри зубчастої передачі

Параметр	Значення	Параметр	Значення
Міжцентрова відстань ащ	100	Число зубів: шестерні Z1 колеса Z2	27 173
Модуль зачеплення m, мм	1,0	Діаметр кола вершин: шестерні da1 колеса da2	29 75
Ширина зубчастого вінця: шестерні b1 колеса b2	40 44	Діаметр кола впадин: шестерні df1 колеса df2	24,5 170,5
Ділильний діаметр: шестерні d1 колеса d2	27 173	Сили в зачепленні: колова Ft радіальна Fr	1265,9 466,7
Параметр	Допустиме напруження	Розрахункове напруження
Контактні напруження, МПа	[у]Н	580	уН	551,7
Напруження згину, МПа: шестерні колеса	[у]F	256	уF1 уF2	162,2 154,18

4. Проектний розрахунок валів

Вибір матеріалу валів

Матеріал швидкохідного вала з врахуванням того, що шестерня виготовляється разом з валом, вибирається тим, що і матеріал передачі. А матеріал тихохідного вала можна обирається довільно (на розсуд проектанта).

Механічні характеристики матеріалів валів зведені в табл.4.1

Таблиця 4.1 - Матеріал швидкохідного і тихохідного валів

Вал	Марка сталі	уВ, МПа	уТ, МПа	у-1, МПа
Швидкохідний Тихохідний	Сталь 45КХ	600	320	260

Вибір допустимих напружень на кручення

Прийнято допустимі напруження на кручення для валів [2, с. 107]:

швидкохідного

тихохідного

Визначення геометричних параметрів ступенів валів

Визначення геометричних параметрів ступенів вала-шестерні - швидкохідний вал

Визначення розмірів першої ступені під напівмуфту - вихідного кінця вала:

(4.1)

Прийнято d1 = 15мм

(4.2)

Прийнято l1 = 15мм

Визначення розмірів другої ступені вала - під підшипник і ущільнення

(4.3)

де t = 2мм - висота буртика [2, с. 109]

Прийнято d2 = 20мм

(4.4)

Прийнято l2 = 30мм

Визначення розмірів третьої ступені вала - під шестерню

(4.5)

де r = 2мм - фаска підшипника [2, с. 109]

Прийнято d3 = 25мм.

l3 визначається графічно із ескізної компоновки.

Визначення розмірів четвертої ступені вала - виступ вала під підшипник d4 = d2 = 20мм, l4 = B - ширина підшипника (вибирається пізніше).

Визначення розмірів виступів тихохідного вала

Визначення розмірів першої ступені під напівмуфту - вихідного кінця вала:

(4.6)

Прийнято d1 = 30мм

(4.7)

Прийнято l1 = 35мм

Визначення розмірів другої ступені вала - під підшипник і ущільнення

 (4.8)

де t = 2,2мм - висота буртика [2, с. 109]

Прийнято d2 = 35мм

(4.9)

Прийнято l2 = 45мм

Визначення розмірів третьої ступені вала - під колесо

(4.10)

де r = 2,5мм - фаска підшипника [2, с. 109]

Прийнято d3 = 45мм

l3 визначається графічно із ескізної компоновки.

Визначення розмірів четвертої ступені вала - виступ вала під підшипник d4 = d2 = 35мм, l4 = B - ширина підшипника (вибирається пізніше).

Попередній вибір підшипників

Для валів редуктора вибрано радіальні кулькові однорядні підшипники легкої серії [2, с. 411]:

швидкохідного вала - 204

тихохідного вала - 307

Таблиця 4.2 - Параметри підшипників

Вал	d, мм	Серія	Типорозмір	D, мм	В, мм	Сr,кН	С 0r,кн.
Швидкохідний	20	легка	204	47	14	12,7	6,2
Тихохідний	35	середня	307	80	21	33,2	18

Ескізна компоновка редуктора

Намітити положення проекцій креслення відповідно до кінематичної схеми приводу і найбільшими розмірами коліс.

Провести осі і осьові лінії валів.

Осі валів провести на міжцентровій відстані ащ одну від одної, при цьому незабути, що в циліндричному редукторі осі паралельні.

Побудова редукторної пари

Накреслити редукторну пару в відповідності до отриманих при проектному розрахунку геометричних параметрів d1, d2, da1, da2, df1, df2, b1, b2 (див. табл.4.1).

В конструкції циліндричного колеса передбачити маточину, зовнішній діаметр і довжина якої:

(4.11)

(4.12)

Прийнято dМТ = 72мм і lМТ = 54мм

Побудова внутрішнього контуру корпуса редуктора

Контур внутрішньої поверхні стінок корпуса редуктора проводиться з зазором Х = 10мм від поверхні обертання колеса для відвертання зачеплення поверхнею колеса, яке обертається, за внутрішню стінку корпуса. Відстань від осі шестерні до внутрішньої поверхні корпуса розраховується за формулою:

(4.13)

де D = 47мм - зовнішній діаметр підшипника швидкохідного вала.

Відстань між дном корпуса і поверхнею колеса прийнято Y ? 4Х, тобто Y = 40мм.

Побудова ступені вала

Накреслити ступені вала на відповідних осях за розмірами d і l, які були отримані при проектному розрахунку валів. Степені обох валів накреслити в послідовності від 3-ї до 1-ї. При цьому довжина 3-ї ступені визначається конструктивно, як відстань між протилежними стінками редуктора.

Побудова контурів підшипників

На 2-й і 4-й ступенях валів накреслити основними лініями контури підшипників в відповідності до схеми їх установки за розмірами d, D, B.

Визначення відстаней lШ і lТ між точками прикладення реакцій підшипників швидкохідного і тихохідного валів

Для радіальних підшипників точка прикладення радіальної реакції підшипника R лежить в середній площині підшипника, а відстань між реакціями опор вала дорівнює:

l = L - B (4.14)

де L - відстань між зовнішніми торцями підшипників (визначається графічно із ескізної компоновки),

В - ширина підшипника.

Тоді відстань між точками прикладення реакцій підшипників: - швидкохідного вала: lШ = 102 - 16 = 88мм

- тихохідного вала

lТ = 116 - 21 = 95мм

Визначення точок прикладення і величини консольних сил.

Сила тиску муфти прикладена між напівмуфтами, тому точка прикладення сили знаходиться в торцевій площині вихідного тихохідного вала. З ескізної компоновки відстань до точки прикладення консольної сили складає для:

-- швидкохідного вала lМ = 43мм;

-- тихохідного вала lМ = 63,5мм;

Величина консольної сили від дії муфти на тихохідному валу розраховується за формулою:

(4.15)

5. Розрахункова схема валів редуктора. Побудова епюр згинаючих і крутних моментів

Побудова епюр згинаючих і крутних моментів тихохідного вала редуктора

Побудова розрахункової схеми вала в відповідності до схеми навантаження (див. рис.5.1)



Визначення реакцій в опорах підшипників.

Визначення опорних реакцій в вертикальній площині від сили Fr

(5.1)

Визначення згинаючих моментів в вертикальній площині

(5.2)

Епюра МХ зображена на рис.5.2

Визначення реакцій опор в горизонтальній площині від сили Ft

(5.3)

Визначення згинаючих моментів в горизонтальній площині

(5.4)

Епюра МY зображена на рис.5.2

Визначення реакцій опор від консольної сили FМ

(5.5)

Звідки

(5.6)

Звідки

Перевірка:

(5.7) - 1286 + 1868 -582 = 0

Отже, реакції визначено вірно.

Визначення згинаючих моментів МFМ від сили FМ

(5.8)

(5.9)

Визначення сумарного згинаючого моменту в небезпечних перерізах В і D

(5.10)

(5.11)

Найбільш навантаженим буде переріз D, тому в подальший розрахунок проводимо для даного перерізу.

Крутний момент в перерізі вала MZ = 55,298Н·м

Епюра Мкр зображена на рис. 5.2

Визначення сумарних радіальних реакцій підшипників Н і D

(5.12)

(5.13)

Підшипник D більш навантажений, тому подальший розрахунок проводимо для даного підшипника.



Рис. 5.2. - Розрахункова схема тихохідного вала

6. Перевірочний розрахунок підшипників

Визначення еквівалентного динамічного навантаження для радіального підшипника 307 - середньої серії.

Розрахунок проводиться для більш навантаженого підшипника D

(6.1)

де V = 1 - коефіцієнт обертання внутрішнього кільця [2, с. 130];

КБ =1,3 - коефіцієнт безпеки [2, с. 133];

КТ = 1 - температурний коефіцієнт [2, с. 135].

Визначаємо розрахункову довговічність підшипників

(6.2)

Так як базова довговічність більше потрібної (Lh = 58548 год > Lh потр = 12·103 год), то підшипник 307 придатний.

7. Конструктивна компоновка приводу

Конструювання зубчастого колеса

Ширина обода

(7.1)

Конструктивно прийнято S = 4мм.

Товщина маточини

(7.2)

Прийнято дМ = 13,5мм.

Товщина диска

(7.3)

Прийнято С = 10мм.

Радіуси скруглень та ухили на диску: R = 5мм, = 10?

Прийнято полегшуючі отвори діаметром d0 = 35 мм в кількості n0 = 8 шт.

Конструювання швидкохідного вала.

З врахуванням того, що діаметр западин шестерні менше діаметра третьої ступені швидкохідного вала, але більше діаметра другої ступені, тому конструкцію швидкохідного вала приймається наступною (див. рис.7,2).

Розміри ж ступіней і шестерні приймаються згідно розрахунків.

Рис.7.2 - Конструкція швидкохідного вала

Конструювання тихохідного вала

Перехідна ділянка між упорним буртиком для зубчастого колеса і четвертою ступінню виконується канавкою з заокругленнями для виходу шліфувального круга. Між другою і третьою ділянками ж перехідна ділянка виконується галтеллю постійного радіусу, так як між підшипником і колесом встановлюється розпірна втулка.

Перехідна ділянка між першою і другою перехідна ділянка виконується галтеллю постійного радіусу, що зменшує концентрацію напружень.

8. Перевірочні розрахунки

Перевірочний розрахунок тихохідного вала редуктора

Визначення допустимого напруження згину

(8.1)

де [n] = 2,2 - коефіцієнт запасу міцності,

КG = 2,2 - ефективний коефіцієнт концентрації напружень,

Кqu= 1 - коефіцієнт режиму навантаження.

Визначення найбільших напружень згину і кручення

Діаметр вала в небезпечному перерізі D . Тоді напруження згину дорівнює:

(8.2)

Напруження кручення дорівнює:

(8.3)

Визначення еквівалентних напружень та перевірка на міцність

Міцність вала перевіряємо по ІІІ теорії міцності

(8.4)

Так як

,

то розміри вала задовольняють умову міцності.

Перевірка шпонки для кріплення зубчастого колеса на тихохідному валу.

Для зубчастого колеса при діаметрі посадочного місця d3 = 45мм і довжині маточини зубчастого колеса lМ = 54мм прийнято шпонку перерізом 8х 7 мм, довжиною lШп = 45мм.

Розрахункова довжина шпонки

(8.5)

Визначення напруження зминання

(8.6)

Умова міцності на зминання виконується - шпонка міцна.

10. Складання силової пари редуктора

Збирання проводять у відповідності із складальним кресленням силової пари редуктора. Вали складаються окремо у вузли.

На швидкохідний вал напресовуються підшипники, попередньо нагріті в мастилі до 80…100?С, до упору в третю ступінь швидкохідного вала. Потім в шпонкову канавку встановлюється шпонка напівмуфти.

Спочатку в шпонкову канавку встановлюється шпонка зубчастого колеса. Після цього на тихохідний вал напресовується зубчасте колесо до упору в буртик. Далі встановлюється розпірне кільце. Потім напресовуються підшипники, попередньо нагріті в мастилі до 80…100?С, до упору в розпірне кільце та буртик. Потім в шпонкову канавку встановлюється шпонка. А також шпонкову канавку вихідного кінця вала встановлюється шпонка.

Для покращення якості напресування спряжені поверхні попередньо покриваються пластичною змазкою. Напресування проводиться на силовому пресі з використанням насиавок.

Далі встановлюють шпонки і відповідні шпонкові пази. На тихохідний вал встановлюють зубчасте колесо до упору в буртик. Далі напресовують підшипники, попередньо нагріті в мастилі до 80…100?С. Зібрані вузли валів вкладають в корпус.

Потім встановлюють кришку, попередньо очищену і пофарбовану. Поверхня стикових фланців корпуса і кришки повинна бути покрито спиртовим лаком.

Література

1. І.І. Устюгов "Деталі машин" - Київ "Вища школа", 1984 - 369 с.

2. Н.Г. Куклин, Г.С. Куклина "Детали машин" - М.: "Высшая школа", 1987 - 310 с.

3. П.Ф. Дунаев "Детали машин" - М.: "Высшая школа", 1987 - 336 с.

4. М.Н. Иванов, В.Н. Иванов "Детали машин" - М.: "Высшая школа", 1987 - 383 с.

5. С.А. Чернавский и др. "Курсовое проектирование деталей машин" - М.: "Высшая школа", 1991 - 392 с.

6. Методичні вказівки до виконання курсової роботи з дисципліни "Технічна механіка". Укладачі: Довгань Р.А., Іщук Т.А. - Житомир: ЖАДК, 2010 - 48с.

Размещено на Allbest.ru

...