Размещено на http://www.allbest.ru/

МИНИСТЕРСТВО ТРАНСПОРТА РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ

ФЕДЕРАЛЬНОЕ АГЕНСТВО ЖЕЛЕЗНОДОРОЖНОГО ТРАНСПОРТА

ГОСУДАРСТВЕННОЕ ОБРАЗОВАТЕЛЬНОЕ УЧРЕЖДЕНИЕ

ВЫСШЕГО ОБРАЗОВАНИЯ

“ОМСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ УНИВЕРСИТЕТ ПУТЕЙ СООБЩЕНИЯ” (ОмГУПС)

Курсовой проект по дисциплине

“Детали машин и основы конструирования”

ПРОЕКТИРОВАНИЕ МЕХАНИЧЕСКОГО ПРИВОДА С КОНИЧЕСКИМ РЕДУКТОРОМ

Студент гр. 13 В Я. П. Лыков

Руководитель:

Доцент кафедры ТМ и ДМ

Иванов В. В.

Омск 2016



Схема привода

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

Реферат

Курсовая работа содержит 56 страниц, 1 таблицу, 16 рисунков, 3 источника, 3 листа графического материала.

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

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

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

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

Полученные результаты могут быть использованы при создании опытного образца изделия.



• Введение
• 1. Кинематический расчет и выбор электродвигателя
• 1.1 Определение потребной мощности и выбор электродвигателя
• 1.2 Определение передаточного числа
• 1.3 Частоты и угловые скорости вращения валов редуктора
• 1.4 Мощности и вращающие моменты на валах редуктора
• 2. Расчёт плоскоремённой передачи

3. Расчет и конструирование редуктора

• 3.1 Материалы зубчатых колес
• 3.2 Определение геометрических параметров конической передачи редуктора
• 3.2.1 Проверочный расчет зубьев колес на контактную прочность
• 3.2.2 Проверочный расчет зубьев колес по напряжениям изгиба
• 4. Ориентировочный расчет и конструирование валов
• 4.1 Входной вал
• 4.2 Выходной вал
• 4.3 Выбор подшипников
• 4.4 Конструирование зубчатых колес
• 4.5 Конструирование стакана
• 4.6 Конструирование крышек подшипников

4.7 Конструирование корпуса редуктора

4.8 Расчет валов на совместное действие изгиба и кручения

4.9 Расчет подшипников качения

• 4.10 Проверка прочности шпоночных соединений
• 4.11 Выбор и расчет муфты
• 4.12 Определение марки масла для зубчатой передачи и подшипников
• 4.13 Рекомендуемые посадки деталей
• Заключение
• Библиографический список

механический привод редуктор подшипник



Введение

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

При выполнении графической части работы использованы результаты проведенных расчетов.

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

1. Кинематический расчет и выбор электродвигателя

1.1 Определение потребной мощности и выбор электродвигателя

Общий КПД привода

, (1.1)

где - КПД клиноременной передачи,;

-КПД конической зубчатой передачи;

- КПД одной пары подшипников.

.

Потребная мощность, кВт,

, (1.2)

где - мощность на выходном валу редуктора, кВт.

.

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

, (1.3)

где - номинальная мощность электродвигателя, указанная в каталоге.

Выбранный электродвигатель 4А132М6, имеет следующие параметры:

Номинальная мощность ;

Частота вращения ;

Диаметр вала .

1.2 Определение передаточного числа

Общее передаточное число привода

, (1.4)

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

- частота вращения выходного вала редуктора, об/мин.

.

Общее передаточное число привода можно представить и как произведение:

, (1.5)

где - передаточное число ременной и конической передачи редуктора соответственно.

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

. (1.6)

Передаточное число редуктора



, (1.7)

.

1.3 Частоты и угловые скорости вращения валов редуктора

Частота вращения входного вала, об/мин

, (1.8)

.

Частота вращения выходного вала, об/мин

, (1.9)

.

Угловая скорость входного вала, с-¹

, (1.10)

.

Угловая скорость выходного вала, с-¹

, (1.11)

.

1.4 Мощности и вращающие моменты на валах редуктора

Мощность на входном валу редуктора, кВт

, (1.12)

.

Мощность на выходном валу редуктора, кВт

, (1.13)

.

Момент на входном валу редуктора, Н•м

, (1.14)

.

Момент на выходном валу редуктора, Н•м



, (1.15)



2. Расчёт плоскоремённой передачи

Расчет ременной передачи заключается в определении геометрических размеров и долговечности приводного ремня, размеров шкива и разработке его эскиза.

Диаметр ведущего шкива передачи, мм,

, (2.1)

.

Из найденного интервала значений d₁ выбирают большее стандартное (табл. П.2.).

Из условия рационального соотношения размеров диаметра ведомого шкива ременной передачи и редуктора рекомендуется в расчетах принять следующее передаточное число ременной передачи: 1<U_p<2.

Диаметр ведомого шкива (без учета скольжения), мм,

, (2.2)

.

Найденное значение d₂ округляем до ближайшего стандартного (табл. П.2.)

Межосевое расстояние, мм,\

, (2.3)

.

Длина ремня, мм,



, (2.4)

.

Угол обхвата меньшего шкива, гр.,

, (2.5)

.

Скорость ремня, м/с,

, (2.6)

.

В зависимости от скорости выбирается тип плоского ремня. Ремни типа А состоят из нескольких слоев (прокладок) крупноплетёной хлопчатобумажной ткани (бельтинга), между которыми для повышения жесткости ремней помещают прослойки из вулканизированной резины. Ремни типа Б имеют центральную прокладку из бельтинга, которая охватывается отдельными концевыми кольцевыми прокладками с взаимно смещенными стыками, такие ремни изготавливают с резиновыми прослойками и без них и называют послойно завернутыми. Ремни типа В изготавливают из одного куска бельтинговой ткани без прослоек между прокладками и называют спирально завернутыми.

Ремни типа А применяют при скорости ремня м/с, типа Б - до 20 м/с, типа В - до 15 м/с.

Допускаемая удельная тяговая способность ремня, Н/мм²,

, (2.7)

.

где- оптимальная удельная тяговая способность ремня, Н/мм²

, (2.8)

Значения коэффициентов Wи наибольшего допускаемого отношения приведены в табл. П.3;

.

- толщина ремня, мм;

- коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата меньшего шкива,

, (2.9)

.

- коэффициент, учитывающий влияние скорости ремня,

, (2.10)

.

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

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

Окружное усилие, Н,



, (2.11)

.

Требуемая площадь поперечного сечения ремня, мм²,

, (2.12)

.

где - ширина ремня, мм.

Наибольшее распространение имеют прорезиненные ремни, поэтому коэффициенты ,W выбираются для прорезиненных ремней при отношении .

Ориентировочная толщина ремня определяется с учетом выполнения условия, мм: , где d₁- диаметр малого шкива, принятый из стандартного ряда (см.табл. П.2), мм.

Толщина одной прокладки выбирается из данных табл. П.6 в зависимости от типа ремня и его конструкции. Для ремней типа В рекомендуется принимать равной 1,25 мм. Тогда количество прокладок

, (2.13)

.

Найденное число z округляется до целого числа.

Уточняется толщина ремня, мм:

, (2.14)

.

Ширина ремня, мм,

, (2.15)

.

Вычисленное значение В_р округляется до ближайшего стандартного (см.табл. П.6).

Уточненное значение площади ремня,мм²:

, (2.16)

.

Рассчитанный ремень проверяется на прочность и долговечность.

При проверки на прочность определяется максимальное напряжение в сечении, набегающем на ведущий шкив:

, (2.17)

.

где - напряжение, обусловленное значением силы F_t, действующей в ведущей ветви ремня передачи, Н/мм²,

, (2.18)

.

- напряжение от предварительного натяжения, принимаемое для плоских прорезиненных ремней равным 1,8 Н/мм²;

- напряжение, обусловленное изгибом ремня при огибании ведущего шкива, Н/мм²,

, (2.19)

.

где Е_И-модуль упругости при изгибе, для прорезиненных ремней Е_И=80-100 Н/мм²,

-напряжение, обусловленное действием центробежной силы, Н/мм²,

, (2.20)

.

где - плотность прорезиненного ремня ,кг/м³.

При расчете передачи должно выполняться условие прочности: .

Для прорезиненных ремней Н/мм².

Расчетная долговечность ремня, ч,



, (2.21)

.

где m=5 - для плоских ремней;

10⁷- базовое число циклов;

=7 - предел выносливости для прорезиненных ремней без прослоек, Н/мм²;

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

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

- коэффициент, учитывающий непостоянство нагрузки; при постоянной нагрузке =1.

Сила давления на валы для передачи с периодическими регулированием начального напряжения ремня

, (2.22)

.

Ширина обода шкива В в зависимости от ширины ремня выбирается из табл. П.2.

Рассчитанная ременная передача имеет следующие размеры: d₁,d₂,a,L,, по которым определяется тип ремня.

Из расчетов следует, что тип ремня В.



3. Расчет и конструирование редуктора

Тип редуктора - конический одноступенчатый, с прямозубыми колесами.

3.1 Материалы зубчатых колес

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

(3.1)

Данные о материалах представляем в виде таблицы 3.1.

Таблица 3.1 - Механические характеристики материалов зубчатых колес

Зубчатое колесо	Марка стали	Термообработка	Твердость сердце- вины HB, кгс/мм2
Шестерня	40ХН	улучшение	300
Колесо	40ХН	нормализация	250

3.2 Определение геометрических параметров конической передачи редуктора

Параметры зубчатой конической передачи с прямыми зубьями определяем в соответствии с ГОСТ 19624-74. Зацепление передачи - эвольвентное, без смещения.

Для зубчатых колес принимаем 7-ю степень точности по нормам плавности.

Рисунок 3.2.1 - Схема шестерни зубчатой конической передачи.

Начальный средний диаметр шестерни (рисунок 3.2), мм,

, (3.2)

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

- коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий (рисунок 3.2.2), принимаем в зависимости от коэффициента зубчатого венца по делительному среднему диаметру шестерни , .



Рисунок 3.2.2 - Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий.

U_к - передаточное число конической передачи редуктора;

- допускаемое контактное напряжение, МПа,

, (3.3)

где - предел контактной выносливости поверхностей зубьев колеса;

.

(3.4)

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

, (3.5)

;

N_k2- суммарное число циклов напряжений, миллионов циклов,

, (3.6)

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

L_h - ресурс (долговечность) передачи, ч;

;

- коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей зубьев;

- коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости;

- коэффициент безопасности зубчатых колес.

Так как ,

,

.

.

.

Число зубьев шестерни принимаем

.

Число зубьев колеса

, (3.7)

,

Угол наклона делительного конуса шестерни

, (3.8)

.

Угол наклона делительного конуса колеса

(3.9)

.

Средний модуль зубьев, мм,

, (3.10)

.

Ширина зубчатого венца, мм,

, (3.11)

.

Внешний окружной делительный модуль зубьев, мм,

(3.12)

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

.

Средний модуль, мм,

, (3.13)

.

Значение m_m не округляем.

Начальный средний диаметр шестерни, мм,

, (3.14)

.

Окружная скорость передачи, м/с,

, (3.15)

.

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

Высота головок зубьев, мм,

, (3.16)

.

Высота ножек зубьев, мм,

, (3.17)

.

Высота зубьев, мм,

, (3.18)

Делительные диаметры колес, мм,

(3.19)

.

Внешние диаметры вершин и диаметры впадин:

для шестерни - ;

, (3.20)

,

.

для колеса - ;

; (3.21)

;

.

Внешнее конусное расстояние, мм,

(3.22)

Среднее делительное конусное расстояние, мм,

, (3.23)

.

3.2.1 Проверочный расчет зубьев колес на контактную прочность

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

;

, (3.24)



где у_Н - рабочее контактное напряжение, МПа;

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

, (3.25)

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

;

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

;

;

;

.

Условие прочности рабочих поверхностей зубьев выполняется.

3.2.2 Проверочный расчет зубьев колес по напряжениям изгиба

Напряжения изгиба в зубьях шестерни, МПа,

, (3.26)

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

;

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

,

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

;

Допускаемое напряжение изгиба, МПа,

, (3.27)

где у_Flimb1 = 1.75HB₁ - предел выносливости при нулевом цикле напряжений,

;

Y_N1 - коэффициент долговечности,

(3.28)

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

N_k1 - суммарное число циклов напряжений, миллионов циклов,



, (3.29)

,

так как N_k1? N_FG - принимаемY_N1 = 1;

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

Y_A=1 - коэффициент, учитывающий одностороннее приложение нагрузки;

S_F=1,7 - коэффициент запаса прочности;

.

Условие прочности по напряжениям изгиба,

выполняется.

Напряжения изгиба в зубьях колеса, МПа,

, (3.30)

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

;

Допускаемое напряжение изгиба, МПа,

, (3.31)

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

;

Y_N2 - коэффициент долговечности,

, (3.32)

где N_k2 - суммарное число циклов напряжений, миллионов циклов,

, (3.33)

,

так как N_k1? N_FG - принимаем Y_N1 = 1;

.

Условие прочности по напряжениям изгиба,

, выполняется.



4. Ориентировочный расчет и конструирование валов

4.1 Входной вал

Диаметр концевого участка вала (рисунок 4.3.2), мм,

(4.1)

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

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

.

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

Диаметр вала под уплотнение, мм,

, (4.2)

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

;

.

По таблице П.6[1] - согласуем диаметр d_упл с диаметром уплотнения.

Диаметр вала под резьбу, мм,

, (4.3)

.

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

,

,

,

.

Диаметр вала в месте посадки подшипника (рисунок 4.1) может быть равен диаметру резьбы, или несколько больше его, но кратен пяти

.

Рисунок 4.1 Конструкция канавки под язычок стопорной шайбы.

Диаметр вала, мм

, (4.5)

.

Полученное значение d₀ по таблице П.9[1] округляем до стандартного,

.

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

(4.6)

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

,

.

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

.

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

. (4.7)

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

.

Рисунок 4.2 - Конструкция входного вала.

4.2 Выходной вал

Диаметр концевого участка вала (рисунок 4.3.2)

(4.8)

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

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

.

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

.

Диаметр вала под уплотнение, мм,

(4.9)

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

.

.

По таблице П.6[1] - согласуем диаметр d_упл с диаметром уплотнения,

.

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

, (4.10)

.

Диаметр разделительного кольца со стороны подшипника, мм,

(4.11)



где r - координата фаски подшипника, определяемая по таблице П.5[1].

,

.

Значение d_б.п округляем до стандартного,

Диаметр вала под колесом, мм,

. (4.12)

Значение d_к принимаем из таблицы П.9[1],

.

Диаметр разделительного кольца со стороны колеса, мм,

(4.13)

где f - размер фаски (таблица П.5),

.

.

Значение d_б.к округляем до стандартного,

.



Рисунок 4.3.2 - конструкция выходного вала.

4.3 Выбор подшипников

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

Для входного вала подшипник 36209 ГОСТ 831-75 2 шт. d=45 мм, D=85 мм, B=19 мм, C_0r=25 кН, C_r=42,3 кН.

Для выходного вала подшипник 36210 ГОСТ 831-75 2 шт. d=50 мм, D=90 мм, B=20 мм, C_0r=27 кН, C_r=43,2 кН.

4.4 Конструирование зубчатых колес

Конструкция конических зубчатых колес с внешним диаметром вершин зубьев d_ae?120 мм показана на рисунке 4.4 Шестерню выполняем заодно с валом. Геометрические размеры d_e1, d_ae1,R_e, b, m_te и конструктивные d_п, d_б.п определены ранее (пункт 4.3.2). На зубчатом венце выполняем фаску f?0.5 m_te, округлив до стандартного значения по таблице П.11[1].

Форма конических колес с внешним диаметром вершин зубьев d_ae>120 мм показана на рисунке 4.4. Для определения конструктивных размеров используем зависимости:

(4.14)

Полученные значения округляем до целых чисел:

Рисунок 4.4 - Конструкция зубчатого колеса.

4.5 Конструирование стакана

Конструкция стакана при установке подшипников по схеме “врастяжку” представлена на рисунке 4.5.1 Стакан выполняем литым из чугуна СЧ 15.

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

.

Остальные размеры определяем по формулам:

(4.15)

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

,

.

Рисунок 4.5.1 Конструкция стакана.

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

Формы канавок стакана представлены на рисунке 4.5.2, а, б, размеры из таблицы П.14[1]:

Рисунок 4.5.2 - Канавки стакана.

4.6 Конструирование крышек подшипников

Крышки подшипников изготавливают из чугуна марки СЧ 15. Конструкция глухой крышки показана на рисунке 3.9, а[1], с отверстием для выходного конца вала - на рисунке 4.6, б[1]. При конструировании крышек определяющим размером является диаметр D отверстия в корпусе под подшипник. Толщина д стенки крышки, диаметр d₄ и число z винтов крепления крышки к корпусу берем из таблицы П.15[1]. Размеры других элементов крышек определяем по формулам:

(4.16)

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

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

, (4.17)

где b - ширина канавки (таблица П.14[1]),

.

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



Рисунок 4.6 - Конструкция крышек подшипников.

Для входного вала:

Для выходного вала:

4.7 Конструирование корпуса редуктора

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

Толщина стенки корпуса д_к и крышки д_1к редуктора, мм,

, (4.18)

где R_e - внешнее конусное расстояние конической передачи, мм.

Толщина верхнего фланца основания корпуса редуктора, мм,

, (4.20)

.

Толщина нижнего фланца основания корпуса редуктора, мм,

, (4.21)

.

Толщина фланца крышки редуктора, мм,

, (4.22)

.

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

, (4.23)

Диаметр фундаментных болтов, мм,

, (4.24)

Диаметр болтов у подшипников, мм,



, (4.25)

Диаметр болтов соединяющих основание корпуса с крышкой, мм,

, (4.26)

.

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

Диаметр винтов, крепящих смотровую крышку, мм,

, (4.27)

.

Расстояния от наружной поверхности стенки корпуса С₁-С₃ до осей болтов d₁-d₃ и ширины фланцев корпуса K₁-K₃ (рисунок 3.10, лист 2, б, в) выбираем из таблицы П.16[1] в зависимости от диаметров болтов d₁-d₃. Диаметры отверстий под болты принимаем на 1 мм больше диаметров болтов.

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

, (4.28)

.

Диаметр гнезда, мм,

, (4.29)

.

Рисунок 4.7.1 - Конструкция корпуса редуктора.

Рисунок 4.7.2- Конструкция корпуса редуктора.



4.8 Расчет валов на совместное действие изгиба и кручения

Валы редуктора нагружены силами, действующими в зацеплении передачи, и испытывают деформации изгиба и кручения. Для упрощения расчетов принимаем, что все силы сосредоточенные, приложены в серединах венцов зубчатых колес и направлены по нормалям к профилям зубьев в полюсах зацепления. При расчете раскладываем их на составляющие, действующие вдоль координатных осей. На рисунке 4.8 приведена схема редуктора и усилий, действующих в передаче.

Рисунок 4.8 - Схема усилий действующих в передаче.

Усилия, действующие в передачах, Н:

окружные -

(4.30)

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

; (4.31)



осевые -

(4.32)

радиальные -

(4.33)

где б?=?20? - угол профиля делительный;

д₁, д₂ - углы делительных конусов шестерни и колеса.

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

(4.35)

(4.36)

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

(4.37)

(4.38)

Суммарные реакции, Н:

, (4.39)

, (4.40)



Изгибающие моменты и эпюры, обусловленные силами, действующими в плоскости XOZ, Нм:

участок вала AB -

(4.41)

участок вала BC -

(4.42)

Изгибающие моменты и эпюры, обусловленные силами, действующими в плоскости XOY, Нм:

участок вала AB -

(4.43)

участок вала BC -

(4.44)



Суммарный изгибающий момент, Нм,

, (4.45)

.

Эквивалентный момент по третьей теории прочности, Нм,

, (4.46)

Диаметр вала в опасном сечении, мм,

, (4.47)

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

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



Рисунок 3.12 - Эпюры моментов.

4.9 Расчет подшипников качения

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

Последовательность расчета подшипников качения рассмотрим на примере выходного вала.

Схема установки подшипников и действующих сил представлена на рисунке 3.13.

Рисунок 3.13 - Схема установки подшипников.

Исходные данные:

об/мин; мм; Н; Н; ч;Н; Н.

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

Вычисляем нагрузки:

(4.48)

Определяем отношение:

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

Осевые составляющие от радиальных нагрузок:

(4.49)

(4.50)



.

Суммарные осевые нагрузки на подшипник: так как S₂>S₁ , Fа >S₂ - S_1, то из таблицы П. 18[1], следует:

(4.51)

,

.

Для опоры, нагруженной большей осевой силой, определяем отношение:

Уточняем значение параметра осевого нагружения:

, (4.52)

Определяем отношение для правой, более нагруженной опоры:

где V - коэффициент вращения внутреннего кольца подшипника.

Так как , то из таблицы П.17[1], для е₂ найдем значения коэффициентов радиальной X и осевой Y нагрузок:

Х=0,45; Y=1,60.

Эквивалентная динамическая нагрузка правой опоры

, (4.53)

где К_б = 1,3 - коэффициент безопасности;

К_т = 1 - температурный коэффициент,

Уточнить коэффициент е₁, для левой опоры (прил., табл. П. 17):

(4.54)

Определить отношение для правой, более нагруженной опоры:

(4.55)

Так как , из(прил., табл. П. 17), для е₁ найдем значения коэффициентов радиальной X и осевой V нагрузок:

Х=0,45; Y=1,78.

Эквивалентная динамическая нагрузка левой опоры

, (4.56)

.

Для более нагруженной опоры (правой) определить долговечность выбранного подшипника 36209:

(4.57)

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

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

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

Так как рассчитанная (требуемая) долговечность L10h больше базовой [L_10h] (107239,395>24000), то выбранный подшипник пригоден для данных условий работы.

4.10 Проверка прочности шпоночных соединений

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

Рабочая длина шпонки (рисунок3.17)

(4.58)

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

b - ширина шпонки.

Для насаживания зубчатого колеса:

,

.

Для насаживания шкива ременной передачи:

Для насаживания муфты:

Рисунок 3.16 - Конструкция шпоночного паза.

Рисунок 3.17 - Размеры шпонки.

Часть шпонки, выступающую из вала проверяем по напряжениям смятия:

(4.59)

где Т_i - вращающий момент на валу, Нмм

z - число шпонок;

1_Р- рабочая длина шпонки, мм;

d_i - диаметр вала, мм;

h- высота шпонки, мм;

t1 - глубина паза вала, мм;

- рабочее и допускаемое напряжения смятия, МПа.

В расчетах принимаем = 70 МПа.

4.11 Выбор и расчет муфты

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

Дано: МУВП, D₀=120 мм, l=110 мм, dп=18 мм, lп=42, Z=6, dвт=35 мм, lвт=36 мм.

Условие прочности пальца на изгиб:

(3.90)

где Т_Р - расчетный вращающий момент, Нмм;

l_П - длина пальца, мм;

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

- число пальцев;

d_П - диаметр пальца, мм;

МПа - допускаемое напряжение на изгиб для пальцев.

,

30,268<90 -условие выполняется.

Резиновую втулку проверяем на смятие:

(3.91)

где l_ВТ - длина резиновой втулки, мм;

- допускаемое напряжение на смятие для резины.

Мпа,

1,421<1,8 -условие выполняется.

Рисунок 3.12.1 - Конструкция муфты упругой втулочно-пальцевой: 1 - полумуфта, 2 - пальцы, 3 - резиновые втулки.



4.12 Определение марки масла для зубчатой передачи и подшипников

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

Ориентировочное значение вязкости масла для смазывания зубчатых передач определяется в зависимости от фактора ч_зп по рисунку 3.19,

, (4.68)

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

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

- рабочее контактное напряжение, МПа (пункт 3.2.1);

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

Из таблицы П.24[1] по среднему значению вязкости выбираем авиационное масло марки И-100 А.

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

Рисунок 3.19 - Вязкость масла.

4.13 Рекомендуемые посадки деталей

Посадки ступиц зубчатого колеса на вал - Н7/r6;

Н7/s6.

Посадка шкива ременной передачи и полумуфты на валы

на валы при умеренных толчках нагрузки - Н7/m6;

Н7/n6.

Посадки подшипников качения:

в корпус - Н7/l0;

на вал - L0/k6.

Посадка крышек подшипников в корпус:

крышка глухая - Н7/d11;

крышка проходная - Н7/h6.

Посадка разделительных колец на вал - D9/к6.

Посадка стакана в корпус - H7/js6.

Заключение

На основании произведенных расчетов выбран электродвигатель 4А132М6 ,определены передаточные отношения ременных и зубчатых передач,

, мощности, частоты вращения и вращающие моменты на валах редуктора, мощность на входном валу 7,153 кВт, на выходном валу 6,939 кВт, частота вращения на входном валу равна 692,857 об/мин, вращающий момент на входном валу равен 98,636 Н·м.

Путем подбора диаметров шкивов, толщины ремня получена требуемая долговечность ременной передачи 24000 часов.

Используя недорогую, но достаточно прочную сталь 40ХН, рассчитаны компактные зубчатые передачи, определены диаметры валов и сделаны проверки на прочность, разработана эскизная компоновка редуктора с учетом характера действующих в зацеплении сил и размеров валов, подобраны подшипники качения, проверены на прочность, на долговечность, 107239,395 часов.

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

Расчетным путем определена марка масла И-100 А для зубчатых колес и подшипников, установлен уровень масла 4 литра.

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

Результаты проектирования можно использовать для создания опытного образца.

Библиографический список

1. Проектирование механического привода с коническим редуктором. Методические указания к выполнению курсового проекта по дисциплине “Детали машин и основы конструирования” / Здор Г. П., Бородин А. В. Омский гос. ун-т путей сообщения. Омск, 2003. 56 с.

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

3. Расчет ременных передач. Методические указания к выполнению курсового проекта по дисциплине “Детали машин и основы конструирования” / Здор Г. П., Бородин А. В. Омский гос. ун-т путей сообщения. Омск, 1997. 22 с.

Размещено на Allbest.ru

...