Проектирование привода

Введение

Инженер-конструктор является творцом новой техники, и уровнем его творческой работы в большей степени опредеделяются темпы научно-технического прогресса. Деятельность конструктора принадлежит к числу наиболее сложных проявлений человеческого разума. Решающая роль успеха при создании новой техники определяется тем, что заложено на чертеже конструктора. С развитием науки и техники проблемные вопросы решаются с учетом все возрастающего числа факторов, базирующихся на данных различных наук. При выполнении проекта используются математические модели, базирующиеся на теоретических и экспериментальных исследованиях, относящихся к объемной и контактной прочности, материаловедению, теплотехнике, гидравлике, теории упругости, строительной механике. Широко используются сведения из курсов сопротивления материалов, теоретической механики, машиностроительного черчения и т. д. Все это способствует развитию самостоятельности и творческого подхода к поставленным проблемам.

При выборе типа редуктора для привода рабочего органа (устройства) необходимо учитывать множество факторов, важнейшими из которых являются: значение и характер изменения нагрузки, требуемая долговечность, надежность, КПД, масса и габаритные размеры, требования к уровню шума, стоимость изделия, эксплуатационные расходы.

Из всех видов передач зубчатые передачи имеют наименьшие габариты, массу, стоимость и потери на трение. Коэффициент потерь одной зубчатой пары при тщательном выполнении и надлежащей смазке не превышает обычно 0,01. Зубчатые передачи в сравнении с другими механическими передачами обладают большой надежностью в работе, постоянством передаточного отношения из-за отсутствия проскальзывания, возможностью применения в широком диапазоне скоростей и передаточных отношений. Эти свойства обеспечили большое распространение зубчатых передач; они применяются для мощностей, начиная от ничтожно малых (в приборах) до измеряемых десятками тысяч киловатт.

К недостаткам зубчатых передач могут быть отнесены требования высокой точности изготовления и шум при работе со значительными скоростями. редуктор передача подшипник электродвигатель

Косозубые колеса применяют для ответственных передач при средних и высоких скоростях. Объем их применения - свыше 30% объема применения всех цилиндрических колес в машинах; и этот процент непрерывно возрастает. Косозубые колеса с твердыми поверхностями зубьев требуют повышенной защиты от загрязнений во избежание неравномерного износа по длине контактных линий и опасности выкрашивания.

Одной из целей выполненного проекта является развитие инженерного мышления, в том числе умение использовать предшествующий опыт, моделировать используя аналоги. Для курсового проекта предпочтительны объекты, которые не только хорошо распространены и имеют большое практическое значение, но и не подвержены в обозримом будущем моральному старению.

Существуют различные типы механических передач: цилиндрические и конические, с прямыми зубьями и косозубые, гипоидные, червячные, глобоидные, однои многопоточные и т. д. Это рождает вопрос о выборе наиболее рационального варианта передачи. При выборе типа передачи руководствуются показателями, среди которых основными являются КПД, габаритные размеры, масса, плавность работы и вибронагруженность, технологические требования, предпочитаемое количество изделий.

При выборе типов передач, вида зацепления, механических характеристик материалов необходимо учитывать, что затраты на материалы составляют значительную часть стоимости изделия: в редукторах общего назначения - 85%, в дорожных машинах - 75%, в автомобилях - 10% и т. д.

Поиск путей снижения массы проектируемых объектов является важнейшей предпосылкой дальнейшего прогресса, необходимым условием сбережения природных ресурсов. Большая часть вырабатываемой в настоящее время энергии приходится на механические передачи, поэтому их КПД в известной степени определяет эксплуатационные расходы.

Наиболее полно требования снижения массы и габаритных размеров удовлетворяет привод с использованием электродвигателя и редуктора с внешним зацеплением.

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчёт

По табл. 1.1[1] примем следующие значения КПД:

для цепной передачи: 1 = 0,93

для закрытой зубчатой цилиндрической передачи: 2 = 0,97

для закрытой зубчатой цилиндрической передачи: 3 = 0,97

Общий КПД привода будет:

1 x … x n x подш.3 x муфты= 0,93 x 0,97 x 0,97 x 0,993 x 0,98 = 0,83

где подш. = 0,99 - КПД одного подшипника, муфты = 0,98 - КПД муфты.

Угловая скорость на выходном валу будет:

вых. = = =3.8 с^-1.

36.3 об/мин.

Требуемая мощность двигателя будет:

Pтреб. = = =6.2 кВт

Требуемая частота вращения электродвигателя:

об/мин.

Требуемую частоту вращения вала электродвигателя вычислим, подставляя в формулу для средние значения передаточных чисел из рекомендуемоro диапазона для цепной и двух зубчатых передач (табл. 1.2[2]).

В таблице 24.7[2] по требуемой мощности выбираем электродвигатель 132M6, с синхронной частотой вращения 1000 об/мин, с параметрами: Pдвиг.=7.5 кВт. Номинальная частота вращения с учётом скольжения nдвиг. = 960 об/мин, угловая скорость:

двиг. = = = 100.48 рад/с.

Oбщее передаточное отношение:

U_общ =26.45

Тогда суммарное передаточное число редуктора :

U(ред.) =

По формулам из таблицы 1.3[2] для двухступенчатого редуктора для тихоходной передачи получаем передаточное число:

U3 = 0.8 x = 0.8 x = 2.9

Примем U3 =3

Тогда передаточное число для быстроходной передачи:

U2 = = = 4.41

Примем U2 = 4.5

Примем стандартное значение для цепи:

.

Погрешность передаточного отношения:

.

Рассчитанные частоты вращения валов приведены ниже:

Вращающие моменты на валах:

Tвых = = 1350 Нxм.

T3 = 748 Нxм.

T2 = = 260 Нxм.

T₁=60 Нxм.

61 Нxм.

100.48 c^-1.

61.5 Нxм.

2. Расчёт 1-й цепной передачи

Вращающий момент на меньшем ведущем шкиве:

T(ведущий шкив) = 748 Нxм.

U_цеп=1.96

Число зубьев:

29 2U_цеп =25

49.

Принимаем:

z₁=25,

z₂=49.

3,97мм.

Принимаем t:

t=31.7 мм.

Межосевое расстояние:

мм.

1585 мм.

Предварительная длина ремня:

Межосевое расстояние в интервале:

Принимаем а=1000 мм.

a_t=31.5

Расчетная длина ремня:

Принимаем: а=1000 мм t=31.7 L_t=100

Длина ремня:

3170 мм.

Диаметр делительной окружности:

253 мм.

495 мм.

Диаметр вершин зубьев:

266,78 мм.

510 мм.

Скорость вращения цепи равна:

0.94 м/с.

Окружное усилие:

5607 H.

Коэффициент нагрузки: C_g= 1.5 x - 0.5 = 1.5 x 0.5 = 1,38;

Площадь: A=394

19,6 Па.

Сила действующая на вал:

6448 H.

3. Расчёт 2-й зубчатой цилиндрической передачи

3.1 Проектный расчёт

Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками (см. табл. 2.1-2.3[2]):

для шестерни : сталь : 45

термическая обработка : улучшение

твердость : HB 285.5

для колеса : сталь : 45

термическая обработка : улучшение

твердость : HB 248.5

Допустимые контактные напряжения (стр. 13[2]) , будут:

H = ,

По таблицам 2.1 и 2.2 гл. 2[2] имеем для сталей с твердостью поверхностей зубьев менее HB 350 :

H lim b = 2 x HB + 70 .

H lim(шестерня) = 2 x 230 + 70 = 582.73 Мпа;

H lim(колесо) = 2 x 210 + 70 = 515.45 Мпа;

SH - коэффициент безопасности SH = 1,1; ZN - коэффициент долговечности, учитывающий влияние ресурса.

ZN = ,

где NHG - число циклов, соответствующее перелому кривой усталости, определяется по средней твёрдости поверхности зубьев:

NHG = 30 x HBср2.4 12 x 107

NHG(шест.) = 30 x 2302.4 = 2.3·10⁷

NHG(кол.) = 30 x 2102.4 = 1.7·10⁷

NHE = H x Nк - эквивалентное число циклов.

Nк = 60 x n x c x t

Здесь :

n - частота вращения, об./мин.; nшест. = 709,36 об./мин.; nкол. = 177,34 об./мин.

c = 1 - число колёс, находящихся в зацеплении;

t = 365 x Lг x C x tc x kг x kс - продолжительность работы передачи в расчётный срок службы, ч.

Lг=6 г. - срок службы передачи;

С=1 - количество смен;

tc=24 ч. - продолжительность смены;

kг=0,85 - коэффициент годового использования;

kс=0,6 - коэффициент суточного использования.

t = 365 x 6 x 0.85 x 24 x 0,6 = 33507 ч.

Gринимаем ZN(шест.) = 1

ZN(кол.) = 1

ZR = 1 - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости сопряжённых поверхностей зубьев.

Zv - коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости: Zv = 1…1,15 .

Предварительное значение межосевого расстояния:

a' = K x (U + 1) x

где К - коэффициент поверхностной твёрдости зубьев, для данных сталей К=10, тогда:

a' = 10 x (3 + 1) x = 177 мм.

Окружная скорость Vпредв. :

Vпредв. = = =0,98 м/с.

По найденной скорости получим Zv:

Zv = 0.85 x Vпредв.0.1 = 0.85 x 1.160.1 = 0.86

Принимаем Zv = 1.

Допустимые контактные напряжения:

для шестерни []H1 = = 582.73 Мпа;

для колеса []H2 = = 515.45 Мпа;

Для прямозубых колес за расчетное напряжение принимается минимальное допустимое контактное напряжение шестерни или колеса.

Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение будет:

[]H = []H2 = 515.45 Мпа.

Допустимые напряжения изгиба (стр. 15[2]) , будут:

[]F = ,

SF - коэффициент безопасности SF = 1,7; YN - коэффициент долговечности, учитывающий влияние ресурса.

YN = ,

где NFG - число циклов, соответствующее перелому кривой усталости:

NFG = 4 x 106

NFE = F x Nк - эквивалентное число циклов.

Nк = 60 x n x c x t

Здесь :

n - частота вращения, об./мин.; nшест. = 143,2 об./мин.;

c = 1 - число колёс, находящихся в зацеплении;

t = 365 x Lг x C x tc x kг x kс - продолжительность работы передачи в расчётный срок службы, ч.

Lг=6 г. - срок службы передачи;

С=1 - количество смен;

tc=24 ч. - продолжительность смены;

kг=0,85коэффициент годового использования;

kс=0,6 - коэффициент суточного использования.

t = 365 x 6 x 1 x 24 x 0,85 x 0,6 = 33507 ч.

Принимаем YN(шест.) = 1

YN(кол.) = 1

YR = 1 - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости, переходной поверхности между зубьями.

YA - коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки (реверса). При нереверсивной нагрузке для материалов шестерни и колеса YA = 1 (стр. 16[2]).

Допустимые напряжения изгиба:

[]F1 = = 150,59 Мпа;

По таблице 2.5[2] выбираем 9-ю степень точности.

Уточняем предварительно найденное значение межосевого расстояния по формуле (стр. 18[2]):

a = Ka x (U + 1) x ,

где Кa = 450 - для прямозубой передачи, для несимметрично расположенной цилиндрической передачи выбираем ?ba = 0,4; KH - коэффициент нагрузки в расчётах на контактную прочность:

KH = KHv x KH x KH

где KHv = 1,06 - коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения (выбирается по табл. 2.6[2]); KH? коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий, обусловливаемую погрешностями изготовления (погрешностями направления зуба) и упругими деформациями валов, подшипников. Коэффициент KH определяют по формуле:

KH = 1 + (KHo - 1) x KH

Зубья зубчатых колёс могут прирабатываться: в результате повышенного местного изнашивания распределение нагрузки становиться более равномерным. Для определения коэффициента неравномерности распределения нагрузки в начальный период работы KHo предварительно вычисляем ориентировочное значение коэффициента bd:

bd = 0.5 x ba x ( U + 1) =

0.5 x 0,4 x ( 3 + 1) = 0,8

По таблице 2.7[2] KHo = 1,08. KH = 0,26 - коэффициент, учитывающий приработку зубьев (табл. 2.8[2]). Тогда:

KH = 1 + (1,08 - 1) x 0,26 = 1,021

Коэффициент KH определяют по формуле:

KH = 1 + (KHo - 1) x KH

KHo - коэффициент распределения нагрузки между зубьями в связи с погрешностями изготовления (погрешность шага зацепления и направления зуба) определяют в зависимости от степени точности по нормам плавности для прямозубой передачи:

KHo = 1 + 0.06 x (nст - 5) =

1 + 0.06 x (9 - 5) = 1,24

KH = 1 + (1,24 - 1) x 0,26 = 1,0624

В итоге:

KH = 1,06 x 1,021 x 1,0624 = 1,15

Тогда:

a = 450 x (3 + 1) x мм.

Принимаем ближайшее значение a? по стандартному ряду: a? = 180 мм.

Предварительные основные размеры колеса:

Делительный диаметр:

d2 = = = 270 мм.

Ширина:

b2 = ba x a = 0,4 x 180 = 72 мм.

Ширину колеса после вычисления округляем в ближайшую сторону до стандартного числа (см. табл. 24.1[2]): b2 = 72 мм.

Максимально допустимый модуль mmax, мм, определяют из условия неподрезания зубьев у основания:

mmax = = 5.3 мм.

Минимально допустимый модуль mmin, мм, определяют из условия прочности:

mmin =

где Km = 3.4 x 103 - для прямозубых передач; []F - наименьшее из значений []F1 и []F2.

Коэффициент нагрузки при расчёте по напряжениям изгиба:

KF = KFv x KF x KF

Здесь коэффициент KFv = 1,11 - коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения, связанную прежде всего с ошибками шагов зацепления шестерни и колеса. Находится по табл. 2.9[2] в зависимости от степени точности по нормам плавности, окружной скорости и твёрдости рабочих поверхностей. KF коэффициент, учитывающий неравномерность распределения напряжений у основания зубьев по ширине зубчатого венца, оценивают по формуле:

KF = 0.18 + 0.82 x KHo = 0.18 + 0.82 x 1,08 = 1,0656

KF = KHo = 1,24 - коэффициент, учитывающий влияние погрешностей изготовления шестерни и колеса на распределение нагрузки между зубьями.

Тогда:

KF = 1,11 x 1,0656 x 1,24 = 1,46

mmin = = 1,56 мм.

Из полученного диапазона (mmin…mmax) модулей принимаем значение m, согласуя его со стандартным: m = 2,5.

Для прямозубой передачи предварительно принимаем угол наклона зубьев: = 0o.

Суммарное число зубьев:

Z = = = 144

Число зубьев шестерни:

z1 = z1min = 17 (для прямозубой передачи).

z1 = = 36

Принимаем z1 = 36

Коэффициент смещения x1 = 0 при z1 17.

Для колеса внешнего зацепления x2 = -x1 = 0

Число зубьев колеса внешнего зацепления:

z2 = Z z1 = 144 - 36 =108

Фактическое передаточное число:

Uф = = = 3

Фактическое значение передаточного числа отличается на 0%, что не более, чем допустимые 4% для двухступенчатого редуктора.

Делительное межосевое расстояние:

a = 0.5 x m x (z2 + z1) = 0.5 x 2,5 x (108 + 36) = 180 мм.

Коэффициент воспринимаемого смещения:

y = = = 0

Диаметры колёс:

делительные диаметры:

d1 = = = 90 мм.

d2 = 2 x ad1 = 2 x 180 - 90 = 270 мм.

диаметры da и df окружностей вершин и впадин зубьев колёс внешнего зацепления:

da1 = d1 + 2 x (1 + x1 - y) x m = 90 + 2 x (1 + 0 - 0) x 2,5 = 95 мм.

df1 = d1 - 2 x (1.25 - x1) x m = 90 - 2 x (1.25 - 0) x 2,5 = 83,75 мм.

da2 = d2 + 2 x (1 + x2 - y) x m = 270 + 2 x (1 + 0 - 0) x 2,5 = 275 мм.

df2 = d2 - 2 x (1.25 - x2) x m = 270 - 2 x (1.25 - 0) x 2,5 = 263,75 мм.

3.2 Проверочный расчёт по контактным напряжениям

Расчётное значение контактного напряжения:

H = []H

где Z = 9600 - для прямозубой передачи. Тогда:

H = 502 Мпа []H = 515,45 Мпа.

Силы в зацеплении:

окружная:

Ft = = = 5777 H;

радиальная:

Fr = = = 2103 H;

осевая:

Fa = Ft x tg() = 1112,24 x tg(0o) = 0 H.

3.3 Проверка зубьев передачи на изгиб

Расчётное напряжение изгиба:

в зубьях колеса:

F2 = []F2

в зубьях шестерни:

F1 = []F1

Значения коэффициента YFS, учитывающего форму зуба и концентрацию напряжений, определяется в зависимости от приведённого числа зубьев zv и коэффициента смещения. Приведённые числа зубьев:

zv1 = = 36

zv2 = =108

По табл. 2.10[2]:

YFS1 = 3,74

YFS2 = 3,59

Значение коэффициента Y, учитывающего угол наклона зуба, вычисляют по формуле:

Y = 1 - = 1 - = 1

Для прямозубой передачи для 9-й точности значение коэффициента, учитывающего перекрытие зубьев Ye = 1.

Тогда:

F2 = = 168 Мпа []F2 = 255,81 Мпа.

F1 = = 175 Мпа []F1 = 255,81 Мпа.

4. Расчёт 3-й зубчатой цилиндрической передачи

Так как редуктор соосный принимаем а = 180 мм.

Vпредв. = = = 4,9 м/с

Предварительные основные размеры колеса:

Делительный диаметр:

d2 = = = 294 мм.

Ширина:

b2 = ba x a = 0,4 x 180 = 72 мм.

Ширину колеса после вычисления округляем в ближайшую сторону до стандартного числа (см. табл. 24.1[2]): b2 = 72 мм.

Максимально допустимый модуль mmax, мм, определяют из условия неподрезания зубьев у основания:

mmax = = 3,85 мм.

Минимально допустимый модуль mmin, мм, определяют из условия прочности:

mmin =

где Km = 2,8 x 103 - для прямозубых передач; []F - наименьшее из значений []F1 и []F2.

Коэффициент нагрузки при расчёте по напряжениям изгиба:

KF = KFv x KF x KF

Здесь коэффициент KFv = 1,48 - коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения, связанную прежде всего с ошибками шагов зацепления шестерни и колеса. Находится по табл. 2.9[2] в зависимости от степени точности по нормам плавности, окружной скорости и твёрдости рабочих поверхностей. KF коэффициент, учитывающий неравномерность распределения напряжений у основания зубьев по ширине зубчатого венца, оценивают по формуле:

KF = 0.18 + 0.82 x KHo = 0.18 + 0.82 x 1,08 = 1,0656

KF = KHo = 1,18 - коэффициент, учитывающий влияние погрешностей изготовления шестерни и колеса на распределение нагрузки между зубьями.

Тогда:

KF = 1,48 x 1,0656 x 1,18= 1,86

mmin = = 0,52 мм.

Из полученного диапазона (mmin…mmax) модулей принимаем значение m, согласуя его со стандартным: m = 2.

Суммарное число зубьев:

Z = = = 180

Число зубьев шестерни:

z1 = z1min = 17 (для прямозубой передачи).

z1 = = 32,7

Принимаем z1 = 33

Коэффициент смещения x1 = 0 при z1 17.

Для колеса внешнего зацепления x2 = -x1 = 0

Число зубьев колеса внешнего зацепления:

z2 = Z z1 = 180 - 33 = 147

Фактическое передаточное число:

Uф = = = 4,55

Фактическое значение передаточного числа отличается на 1,1%, что не более, чем допустимые 4% для двухступенчатого редуктора.

Делительное межосевое расстояние:

a = 0.5 x m x (z2 + z1) = 0.5 x 2 x (147 + 33) = 180 мм.

Коэффициент воспринимаемого смещения:

y = = = 0

Диаметры колёс:

делительные диаметры:

d1 = = = 66 мм.

d2 = 2 x a d1 = 2 x 180 - 66 = 294 мм.

диаметры da и df окружностей вершин и впадин зубьев колёс внешнего зацепления:

da1 = d1 + 2 x (1 + x1 - y) x m = 66 + 2 x (1 + 0 - 0) x 2 = 70 мм.

df1 = d1 - 2 x (1.25 - x1) x m = 66 - 2 x (1.25 - 0) x 2 = 61мм.

da2 = d2 + 2 x (1 + x2 - y) x m = 294 + 2 x (1 + 0 - 0) x 2 = 298мм.

df2 = d2 - 2 x (1.25 - x2) x m = 294 - 2 x (1.25 - 0) x 2 = 289 мм.

4.2 Проверочный расчёт по контактным напряжениям

Расчётное значение контактного напряжения:

H = []H

где Z = 9600 - для прямозубой передачи. Тогда:

H = = 317,5 Мпа []H = 515,73 Мпа.

Силы в зацеплении:

окружная:

Ft = = =1818 H;

радиальная:

Fr = = = 662 H;

осевая:

Fa = Ft x tg() = 497x tg(0o) = 0 H.

4.3 Проверка зубьев передачи на изгиб

Расчётное напряжение изгиба:

в зубьях колеса:

F2 = []F2

в зубьях шестерни:

F1 = []F1

Значения коэффициента YFS, учитывающего форму зуба и концентрацию напряжений, определяется в зависимости от приведённого числа зубьев zv и коэффициента смещения. Приведённые числа зубьев:

zv1 = = 33

zv2 = = 147

По табл. 2.10[2]:

YFS1 = 3,77

YFS2 = 3,59

Значение коэффициента Y, учитывающего угол наклона зуба, вычисляют по формуле:

Y = 1 - = 1 - = 1

Для прямозубой передачи для 9-й точности значение коэффициента, учитывающего перекрытие зубьев Ye = 1.

Тогда:

F2 = *3,59 = 84,3 Мпа []F2 = 294,118 Мпа.

F1 = = 88,5 Мпа []F1 = 294,118 Мпа.

5. Предварительный расчёт валов

Предварительный расчёт валов проведём на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Диаметр вала при допускаемом напряжении [к] = 20 Мпа вычисляем по формуле 8.16[1]:

dв

5.1 1-й вал

dв = 24,8 мм.

Под свободный (присоединительный) конец вала выбираем диаметр вала: 20 мм. Под подшипники выбираем диаметр вала: 25 мм.

Под шестерню выбираем диаметр вала: 30 мм.

5.2 2-й вал

dв = 40 мм.

Под подшипники выбираем диаметр вала: 40 мм.

Под зубчатое колесо выбираем диаметр вала: 40 мм.

5.3 Выходной вал

dв = 57,5 мм.

Под подшипники выбираем диаметр вала: 60 мм.

Под зубчатое колесо выбираем диаметр вала: 60 мм.

Под свободный (присоединительный) конец вала выбираем диаметр вала: 50 мм.

Диаметры участков валов назначаем исходя из конструктивных соображений.

6. Проверка прочности шпоночных соединений

6.1 Ведущий шкив 1-й цепной передачи

Для данного элемента подбираем шпонку призматическую со скруглёнными торцами 16x10. Размеры сечений шпонки и пазов и длины шпонок по ГОСТ 23360-78 (см. табл. 8,9[1]).

Материал шпонки - сталь 45 нормализованная.

Напряжение смятия и условие прочности проверяем по формуле 8.22[1].

см = =87 Мпа [см]

где Т = 748 Нxм - момент на валу; dвала = 50 мм - диаметр вала; h = 10 мм - высота шпонки; b = 16 мм - ширина шпонки; l = 56 мм - длина шпонки; t1 = 6 мм - глубина паза вала. Допускаемые напряжения смятия при переменной нагрузке и при стальной ступице [см] = 90 …120Мпа.

Проверим шпонку на срез по формуле 8.24[1].

ср = =74 Мпа [ср]

Допускаемые напряжения среза при стальной ступице [ср] = 0,6 x [см] = 0,6 x 120 = 72 Мпа.

Все условия прочности выполнены.

6.2 Шестерня 2-й зубчатой цилиндрической передачи

Для данного элемента подбираем шпонку призматическую со скруглёнными торцами 6x6. Размеры сечений шпонки и пазов и длины шпонок по ГОСТ 23360-78 (см. табл. 8,9[1]).

Материал шпонки - сталь 45 нормализованная.

Напряжение смятия и условие прочности проверяем по формуле 8.22[1].

см = 28 Мпа [см]

где Т = 60 Нxм - момент на валу; dвала = 21 мм - диаметр вала; h = 6 мм - высота шпонки; b = 6 мм - ширина шпонки; l = 40 мм - длина шпонки; t1 = 3.5 мм - глубина паза вала. Допускаемые напряжения смятия при переменной нагрузке и при стальной ступице [см] = 90..120 Мпа.

Проверим шпонку на срез по формуле 8.24[1].

ср = =28 Мпа [ср]

Допускаемые напряжения среза при стальной ступице [ср] = 0,6 x [см] = 0,6 x 120 = 72 Мпа.

Все условия прочности выполнены.

6.3 Шестерня 3-й зубчатой цилиндрической передачи

Для данного элемента подбираем две шпонки, расположенные под углом 180o друг к другу. Шпонки призматические со скруглёнными торцами 12x8. Размеры сечений шпонки и пазов и длины шпонок по ГОСТ 23360-78 (см. табл. 8,9[1]).

Материал шпонки - сталь 45 нормализованная.

Напряжение смятия и условие прочности проверяем по формуле 8.22[1].

см = =28 Мпа [см]

где Т = 260 Нxм - момент на валу; dвала = 40 мм - диаметр вала; h = 8 мм - высота шпонки; b = 12 мм - ширина шпонки; l = 70 мм - длина шпонки; t1 = 5 мм - глубина паза вала. Допускаемые напряжения смятия при переменной нагрузке и при стальной ступице [см] = 90…120 Мпа.

Проверим шпонку на срез по формуле 8.24[1].

ср = 18 Мпа [ср]

Допускаемые напряжения среза при стальной ступице [ср] = 0,6 x [см] = 0,6 x 120 = 72 Мпа.

Все условия прочности выполнены.

6.4 Колесо 3-й зубчатой цилиндрической передачи

Для данного элемента подбираем две шпонки, расположенные под углом 180o друг к другу. Шпонки призматические со скруглёнными торцами 18x11. Размеры сечений шпонки и пазов и длины шпонок по ГОСТ 23360-78 (см. табл. 8,9[1]).

Материал шпонки - сталь 45 нормализованная.

Напряжение смятия и условие прочности проверяем по формуле 8.22[1].

см = 43 Мпа [см]

где Т = 748 Нxм - момент на валу; dвала = 60 мм - диаметр вала; h = 11 мм - высота шпонки; b = 18 мм - ширина шпонки; l = 70 мм - длина шпонки; t1 = 7 мм - глубина паза вала. Допускаемые напряжения смятия при переменной нагрузке и при стальной ступице [см] = 90…120 Мпа.

Проверим шпонку на срез по формуле 8.24[1].

ср = 26 Мпа [ср]

Допускаемые напряжения среза при стальной ступице [ср] = 0,6 x [см] = 0,6 x 120 = 72 Мпа.

Все условия прочности выполнены.

7. Конструктивные размеры корпуса редуктора

Для редукторов толщину стенки корпуса, отвечающую требованиям технологии литья, необходимой прочности и жёсткости корпуса, вычисляют по формуле:

= 1.3 x = 1.3 x = 7 мм

Так как должно быть 7.0 мм, принимаем = 7.0 мм.

В местах расположения обработанных платиков, приливов, бобышек, во фланцах толщину стенки необходимо увеличить примерно в полтора раза:

1 = 1.5 x = 1.5 x 7 = 10.5 мм

Плоскости стенок, встречающиеся под прямым углом, сопрягают радиусом r = 0.5 x = 0.5 x 7 = 3.5 мм. Плоскости стенок, встречающиеся под тупым углом, сопрягают радиусом R = 1.5 x = 1.5 x 7 = 10.5 мм.

Толщина внутренних ребер из-за более медленного охлаждения металла должна быть равна 0,8 x = 0,8 x 7 = 5.6 мм.

Учитывая неточности литья, размеры сторон опорных платиков для литых корпусов должны быть на 2…4 мм больше размеров опорных поверхностей прикрепляемых деталей.

Обрабатываемые поверхности выполняются в виде платиков, высота h которых принимается h = (0,4…0,5) x . Принимаем h = 0,5 x 7 = 3.5 мм.

Толщина стенки крышки корпуса 3 = 0,9 x = 0,9 x 7 = 6.3 мм. Округляя, получим 3 = 7 мм.

Диаметр винтов крепления крышки корпуса вычисляем в зависимости от вращающего момента на выходном валу редуктора:

d = 1,25 x = 1,25 x = 9,83 мм

Принимаем d = 10 мм.

Диаметр штифтов dшт = (0,7…0,8) x d = 0,7 x 10 = 7 мм. Принимаем dшт = 7 мм.

Диаметр винтов крепления редуктора к плите (раме):

dф = 1.25 x d = 1.25 x 10 = 12,5 мм. Принимаем dф = 14 мм.

Высоту ниши для крепления корпуса к плите (раме) принимаем:

h0 = 2,5 x d = 2,5 x 10 = 25 мм.

8. Расчёт реакций в опорах

8.1 1-й вал

Силы, действующие на вал и углы контактов элементов передач:

Fx1 = 1818 H

Fy1 = 151 H

Fy2 = 662 H

Из условия равенства суммы моментов сил относительно 1-й опоры:

Rx1 = 615 H

Ry1 = 300.6 H.

Rx2 =1051.7 H

Ry2 =361 H.

8.2 2-й вал

Силы, действующие на вал и углы контактов элементов передач:

Fx1 = 1818 H

Fx2 = 5777 H

Fy1 = 662 H

Fy2 = 2013 H

Из условия равенства суммы моментов сил относительно 1-й опоры:

Rx1 =

Ry1 =

Rx2 =

Ry1 =

8.3 3-й вал

Силы, действующие на вал и углы контактов элементов передач:

Fy2 = 5777 H

Fx2 = 2103 H

F_y4 = 5607 H.

Из условия равенства суммы моментов сил относительно 1-й опоры:

Rx1 = 5700 H

Ry1 =

Rx2 = H

Ry1 =

9. Построение эпюр моментов валов

9.1 Расчёт моментов 1-го вала

1 - е с е ч е н и е

Mx = 0 Н x мм

My = 0 Н x мм

M = = = 0 H x мм

2 - е с е ч е н и е

Mx = 0 Н x мм

My = = 8456 H x мм

M = = 8456 H x мм

3 - е с е ч е н и е

Mx = = 50651,4 H x мм

My = 150733 H x мм

M = = 159016 H x мм

4 - е с е ч е н и е

Mx = 0 Н x мм и My = 0 Н x мм

M = = = 0 H x мм

9.2 Эпюры моментов 1-го вала

9.3 Расчёт моментов 2-го вала

1 - е с е ч е н и е

Mx = 0 Н x мм

My = 0 Н x мм

M = = = 0 H x мм

2 - е с е ч е н и е

Mx = = 287021 H x мм

My = = 14934 H x мм

M = = 287409 H x мм

3 - е с е ч е н и е

Mx = 374302 Н x мм

My = -203104 Н x мм

M = = 425855 H x мм

4 - е с е ч е н и е

Mx =287021 Н x мм

My = = 14934 Н x мм

M = = 287409 H x мм

5 - е с е ч е н и е

Mx = 0 Н x мм

My = 0 Н x мм

M = = = 0 H x мм

10.4 Эпюры моментов 2-го вала

9.5 Расчёт моментов 3-го вала

1 - е с е ч е н и е

Mx = 0 Н x мм

My = 0 Н x мм

M = = = 0 H x мм

2 - е с е ч е н и е

Mx = = 196461,75 H x мм

My = = -189789 H x мм

M = = 237277,8 H x мм

3 - е с е ч е н и е

Mx = 495121,65 Н x мм

My = -814362,6 Н x мм

M = = 1253469,3 H x мм

4 - е с е ч е н и е

Mx = 0 Н x мм

My = = 1147182,5 Н x мм

M = = 1147182,5 H x мм

5 - е с е ч е н и е

Mx = 0 Н x мм

My = 0 Н x мм

M = = = 0 H x мм

9.6 Эпюры моментов 3-го вала

10. Проверка долговечности подшипников

10.1 Быстроходный вал

Выбираем шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ 8338-75) 207 легкой серии со следующими параметрами:

d = 25 мм - диаметр вала (внутренний посадочный диаметр подшипника);

D = 62 мм - внешний диаметр подшипника;

C = 22,5 кН - динамическая грузоподъёмность;

Co = 11,4 кН - статическая грузоподъёмность.

Радиальные нагрузки на опоры:

Pr1 = 1203,4 H;

Будем проводить расчёт долговечности подшипника по наиболее нагруженной опоре 1.

Эквивалентная нагрузка вычисляется по формуле:

Рэ = (Х x V x Pr1 + Y x Pa) x Кб x Кт,

где - Pr1 = 1203,4 H - радиальная нагрузка; Pa = Fa = 0 H - осевая нагрузка; V = 1 (вращается внутреннее кольцо подшипника); коэффициент безопасности Кб = 1 (см. табл. 9.19[1]); температурный коэффициент Кт = 1 (см. табл. 9.20[1]).

Отношение 0; этой величине (по табл. 9.18[1]) соответствует e = 0. Отношение =0 e; тогда по табл. 9.18[1]: X = 1; Y = 0.

Тогда: Pэ = (1 x 1 x 1203,4 + 0 x 0) x 1 x 1 = 1203,4 H.

Расчётная долговечность, млн. об. (формула 9.1[1]):

L = = 6536 млн. об.

Расчётная долговечность, ч.:

Lh = 75648 ч, что больше заданного.

10.2 Промежуточный вал

Выбираем шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ 8338-75) 308 легкой серии со следующими параметрами:

d = 40 мм - диаметр вала (внутренний посадочный диаметр подшипника);

D = 90 мм - внешний диаметр подшипника;

C = 41 кН - динамическая грузоподъёмность;

Co = 22,4 кН - статическая грузоподъёмность.

Радиальные нагрузки на опоры:

Pr1 = 2325,6 H;

Будем проводить расчёт долговечности подшипника по наиболее нагруженной опоре 1.

Эквивалентная нагрузка вычисляется по формуле:

Рэ = (Х x V x Pr1 + Y x Pa) x Кб x Кт,

где - Pr1 = 2325,6 H - радиальная нагрузка; Pa = Fa = 0 H - осевая нагрузка; V = 1 (вращается внутреннее кольцо подшипника); коэффициент безопасности Кб = 1 (см. табл. 9.19[1]); температурный коэффициент Кт = 1 (см. табл. 9.20[1]).

Отношение 0; этой величине (по табл. 9.18[1]) соответствует e = 0.

Отношение =0 ? e; тогда по табл. 9.18[1]: X = 1; Y = 0.

Тогда: Pэ = (1 x 1 x 2325,6 + 0 x 0) x 1 x 1 = 2325,6 H.

Расчётная долговечность, млн. об. (формула 9.1[1]):

L = = 5480 млн. об.

Расчётная долговечность, ч.:

Lh = 320074 ч, что больше заданного.

10.3 Тихоходный вал

Выбираем шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ 8338-75) 312 легкой серии со следующими параметрами:

d = 60 мм - диаметр вала (внутренний посадочный диаметр подшипника);

D = 130 мм - внешний диаметр подшипника;

C = 81,9 кН - динамическая грузоподъёмность;

Co = 48 кН - статическая грузоподъёмность.

Радиальные нагрузки на опоры:

Pr1 = 2325,6 H;

Будем проводить расчёт долговечности подшипника по наиболее нагруженной опоре 1.

Эквивалентная нагрузка вычисляется по формуле:

Рэ = (Х x V x Pr1 + Y x Pa) x Кб x Кт,

где - Pr1 = 2325,6 H - радиальная нагрузка; Pa = Fa = 0 H - осевая нагрузка; V = 1 (вращается внутреннее кольцо подшипника); коэффициент безопасности Кб = 1 (см. табл. 9.19[1]); температурный коэффициент Кт = 1 (см. табл. 9.20[1]).

Отношение 0; этой величине (по табл. 9.18[1]) соответствует e = 0.

Отношение =0 ? e; тогда по табл. 9.18[1]: X = 1; Y = 0.

Тогда: Pэ = (1 x 1 x 2325,6 + 0 x 0) x 1 x 1 = 2325,6 H.

Расчётная долговечность, млн. об. (формула 9.1[1]):

L = = 43676 млн. об.

Расчётная долговечность, ч.:

Lh = 10026717 ч, что больше заданного.

11. Уточненный расчёт валов

11.1 Расчёт 1-го вала

Крутящий момент на валу Tкр. = 43000 Hxмм.

Для данного вала выбран материал: сталь 45. Для этого материала:

предел прочности b = 515,45 МПа;

предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба

-1 = 0,43 x b = 0,43 x 515,45 = 221,64 Мпа;

предел выносливости стали при симметричном цикле кручения

-1 = 0,58 x -1 = 0,58 x 221,64 = 128,55 Мпа.

Диаметр вала в данном сечении D = 25 мм. Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом (см. табл. 8.7[1]).

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

S =

амплитуда цикла нормальных напряжений:

v = 3,93 Мпа,

Wнетто = 38330 мм3

среднее напряжение цикла нормальных напряжений:

m = 0 Мпа, Fa = 0 Мпа - продольная сила,

0,2 - см. стр. 164[1];

0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1];

= 2,4 - находим по таблице 8.7[1];

Тогда:

S = 22,79.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

S = где:

амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:

v = m = 7 Мпа,

Wк нетто = 3066 мм3

t = 0.1 - см. стр. 166[1];

= 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1].

= 1,84 - находим по таблице 8.7[1];

Тогда:

S = 9,2.

Результирующий коэффициент запаса прочности:

S = = 2,15

Расчётное значение получилось больше минимально допустимого [S] = 2,5. Сечение проходит по прочности.

11.2 Расчёт 2-го вала

Крутящий момент на валу Tкр. = 230000 Hxмм.

Для данного вала выбран материал: сталь 45. Для этого материала:

предел прочности b = 515,45 МПа;

предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба

-1 = 0,43 x b = 0,43 x 515,45 = 221,64 Мпа;

предел выносливости стали при симметричном цикле кручения

-1 = 0,58 x -1 = 0,58 x 221,64 = 128,55 Мпа.

Диаметр вала в данном сечении D = 25 мм. Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом (см. табл. 8.7[1]).

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

S =

амплитуда цикла нормальных напряжений:

v = 59,6 Мпа,

Wнетто = 6280 мм3

среднее напряжение цикла нормальных напряжений:

m = 0 Мпа, Fa = 0 Мпа - продольная сила,

0,2 - см. стр. 164[1];

= 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1]; = 2,7- находим по таблице 8.7[1];

Тогда:

S = 1,34.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

S = где:

амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:

v = m = 12,7 Мпа,

Wк нетто = 12560 мм3

t = 0.1 - см. стр. 166[1];

0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1].

= 2,02 - находим по таблице 8.7[1];

Тогда:

S = 4,64.

Результирующий коэффициент запаса прочности:

S = = 1,28

Расчётное значение получилось больше минимально допустимого [S] = 2,5. Сечение проходит по прочности.

11.3 Расчёт 3-го вала

Крутящий момент на валу Tкр. = 869700 Hxмм.

Для данного вала выбран материал: сталь 45. Для этого материала:

предел прочности b = 515,45 МПа;

предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба

-1 = 0,43 x b = 0,43 x 515,45 = 221,64 Мпа;

предел выносливости стали при симметричном цикле кручения

-1 = 0,58 x -1 = 0,58 x 221,64 = 128,55 Мпа.

Диаметр вала в данном сечении D = 60 мм. Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом (см. табл. 8.7[1]).

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

S =

амплитуда цикла нормальных напряжений:

v = 54 Мпа,

Wнетто = 21195 мм3

среднее напряжение цикла нормальных напряжений:

m = 0 Мпа, Fa = 0 Мпа - продольная сила,

0,2 - см. стр. 164[1];

0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1];

= 3,3 - находим по таблице 8.7[1];

Тогда:

S= 1,2.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

S = где:

амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:

v = m = 10,26 Мпа,

Wк нетто = 42390 мм3

t = 0.1 - см. стр. 166[1];

0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1].

= 2,38 - находим по таблице 8.7[1];

Тогда:

S = 4,9.

Результирующий коэффициент запаса прочности:

S = = 1,16

Расчётное значение получилось больше минимально допустимого [S] = 2,5. Сечение проходит по прочности.

12. Выбор сорта масла

Смазывание элементов передач редуктора производится окунанием нижних элементов в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение элемента передачи примерно на 10-20 мм. Объём масляной ванны V определяется из расчёта 0,25 дм3 масла на 1 кВт передаваемой мощности:

V = 0,25 x 7,5 = 1,875 дм3.

По таблице 10.8[1] устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях H = 505,88 МПа и скорости v = 3 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 28 x 10-6 м/с2. По таблице 10.10[1] принимаем масло индустриальное И-30А (по ГОСТ 20799-75*).

Выбираем для подшипников качения пластичную смазку УТ-1 по ГОСТ 1957-73 (см. табл. 9.14[1]). Камеры подшипников заполняются данной смазкой и периодически пополняются ей.

13. Технология сборки редуктора

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку производят в соответствии с чертежом общего вида редуктора, начиная с узлов валов.

На валы закладывают шпонки и напрессовывают элементы передач редуктора. Подшипники следует насаживать, предварительно нагрев в масле до 80-100 градусов по Цельсию, последовательно с элементами передач. Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу. После этого в подшипниковые камеры закладывают смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок, регулируют тепловой зазор. Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают манжетные уплотнения. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышку винтами. Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой, закрепляют крышку болтами. Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.

Заключение

При выполнении курсового проекта по “Деталям машин” были закреплены знания, полученные за прошедший период обучения в таких дисциплинах как: теоретическая механика, сопротивление материалов, материаловедение.

Целью данного проекта является проектирование привода цепного конвейера, который состоит как из простых стандартных деталей, так и из деталей, форма и размеры которых определяются на основе конструкторских, технологических, экономических и других нормативов.

В ходе решения поставленной передо мной задачей, была освоена методика выбора элементов привода, получены навыки проектирования, позволяющие обеспечить необходимый технический уровень, надежность и долгий срок службы механизма.

Опыт и навыки, полученные в ходе выполнения курсового проекта, будут востребованы при выполнении, как курсовых проектов, так и дипломного проекта.

Можно отметить, что спроектированный редуктор обладает хорошими свойствами по всем показателям.

По результатам расчета на контактную выносливость действующие напряжения в зацеплении меньше допускаемых напряжений.

По результатам расчета по напряжениям изгиба действующие напряжения изгиба меньше допускаемых напряжений.

Расчет вала показал, что запас прочности больше допускаемого.

Необходимая динамическая грузоподъемность подшипников качения меньше паспортной.

При расчете был выбран электродвигатель, который удовлетворяет заданные требования.

Список использованной литературы

1. Чернавский С.А., Боков К.Н., Чернин И.М., Ицкевич Г.М., Козинцов В.П. 'Курсовое проектирование деталей машин': Учебное пособие для учащихся. М.:Машиностроение, 1988 г., 416с.

2. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. 'Конструирование узлов и деталей машин', М.: Издательский центр 'Академия', 2003 г., 496 c.

3. Шейнблит А.Е. 'Курсовое проектирование деталей машин': Учебное пособие, изд. 2-е перераб. и доп. Калининград: 'Янтарный сказ', 2004 г., 454 c.: ил., черт. Б.ц.

Размещено на Allbest.ru