85858

Рассчитать и спроектировать привод

Курсовая

Производство и промышленные технологии

Разрабатываемый привод состоит из двигателя, одноступенчатого редуктора с цилиндрической косозубой передачей, цепной передачи, компенсирующей муфты упругой втулочно-пальцевой, соединяющей редуктор с двигателем. В проектируемом приводе вращение от электродвигателя передается ведущему валу редуктора и далее на конвейер.

Русский

2015-03-31

1.19 MB

8 чел.

Белорусский национальный технический университет

Машиностроительный факультет

Кафедра «Детали машин ПТМ и М»

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

по дисциплине  «Техническая механика»

Тема: «Рассчитать и спроектировать привод»

Исполнитель:    студентка  факультета  ИТР, 3 курса, группы 107519

                                          Щёголева Мария Алексеевна

Руководитель работы:              доцент Калина Алла Александровна

Минск 2012

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

БНТУ303341.00.000.ПЗ

Разраб.

Щеголева М. А.

Провер.

Калина А.А.

Реценз.

Н. Контр

Утверд.

Привод

Лит.

Листов

БНТУ, гр. 107519

Содержание

1. Описание устройства и работы привода 3

2. Выбор электродвигателя и кинематический 5

расчёт привода 5

2.1 Определяем потребляемую мощность и мощность на каждом из валов 5

2.2 Выбор электродвигателя 6

2.3 Кинематический расчет привода 6

2.3.1Определение  передаточных отношений 6

2.3.2 Частота вращения каждого из валов 7

2.3.3 Вращающие моменты на валах привода 7

3 Расчет передач 8

3.1 Расчет цилиндрической косозубой  передачи. 8

3.2.1 Выбор материала и способа термообработки зубчатых колес. 8

3.2.2 Определение допускаемого контактного напряжения для шестерни и колеса. 9

3.2.3 Рассчитываем допускаемое напряжение изгиба шестерни и колеса. 10

3.2.4 Расчет геометрических параметров передачи: 11

3.2.5 Усилия в зацеплении. 13

3.2.6 Проверочный расчет на контактную прочность зубьев. 14

3.2.7 Проверочный расчет зубьев на усталость при изгибе 15

3.2 Расчет цепной  передачи.  16

3.2.1 Подбор цепи 16

3.2.2 Расчет геометрических параметров звездочки:  19

4. Предварительный расчет валов 21

5 Выбор муфт.  22

5.1 Муфта на ведущем валу редуктора. 22

6. Подбор подшипников по долговечности 23

6.1 Определение сил, действующих на валы и опоры 24

6.2 Расчет быстроходного вала 24

6.3 Расчет тихоходного вала 28

6.4 Определение долговечности подшипников 31

6.4.1 Определение долговечности для подшипников быстроходного вала. 31

6.4.2 Определение долговечности для подшипников тихоходного вала.  33

7. Подбор шпоночных соединений 36

7.1 Расчёт шпонки под посадку колеса на тихоходном валу 36

7.2 Расчёт шпонки под посадку звездочки на тихоходном валу 37

8 Расчет валов на выносливость (основной расчет валов).  38

8.1 Проверочный расчет быстроходного вала

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

 3

БНТУ303341.00.000.ПЗ

38

8.2 Проверочный расчет тихоходного вала 39

10. Назначение посадок, выбор квалитетов точности и шероховатостей поверхностей 42

11.Выбор типа смазки для передачи и подшипников.  43

11.1 Смазывание зубчатого зацепления 43

11.2 Смазывание подшипников. 43

12.Описание сборки редуктора 44

Приложения:  46

  1.  

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

 4

БНТУ303341.00.000.ПЗ

Описание устройства и работы привода

Привод - это устройство, предназначенное для преобразования параметров двигателя в параметры рабочей машины.

Разрабатываемый привод состоит из двигателя,  одноступенчатого редуктора с цилиндрической косозубой передачей,  цепной передачи, компенсирующей муфты упругой втулочно-пальцеовой, соединяющей редуктор с двигателем. В проектируемом приводе вращение от электродвигателя передается ведущему  валу редуктора и далее на конвейер.

Зубчатые передачи состоят из двух колес, имеющих чередующиеся зубья и впадины. Меньшее из них называют шестерней, а большее – колесом.

Назначение редуктора - понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.

Редуктор нереверсивный. Он может применяться в приводах быстроходных конвейеров, транспортеров, элеваторов, других рабочих машин. Конструкция редуктора отвечает требованиям техническим и сборочным. Конструкции многих узлов и деталей редуктора учитывают особенности крупносерийного производства.

Валы редуктора изготавливают из стали 40Х. Для опор валов используют подшипники качения, в нашем случае, шариковые радиально-упорные.

Применяемый двигатель  – асинхронный с короткозамкнутым ротором. Pном. = 4 кВт; nас.=1430 мин-1

Муфты. Общим назначением муфт, применяемых в машиностроении, является соединение валов или других деталей машин. Большинство приводных устройств имеют одну или несколько муфт, соединяющих двигатель с передаточным механизмом в зависимости от количества выходных валов, соединяющих эти валы с исполнительным механизмом. Выбор типа конструкции муфты зависит от функции, которые она должна выполнять, обусловленных назначением механизма и взаимным расположением соединяемых валов с учётом режима нагрузки и других факторов. При  проектировании приводных устройств рекомендуется применять стандартные муфты. Размеры муфт выбираются из таблиц по номинальному или максимальному крутящему моменту и посадочному диаметру.

Компенсирующие муфты – устройства для соединения валов, передачи момента с одного вала на другой и для компенсации несоосности валов. В нашем приводе вал двигателя и вал цилиндрической косозубой передачи соединены муфтой упругой втулочно-пальчиковой. При соед

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

 5

БНТУ303341.00.000.ПЗ

инении несоосных валов муфта оказывает на них значительное силовое воздействие, хотя и меньшее чем МУВП. Она требует точного монтажа узлов.

Допускаются сочетания полумуфт с различными диаметрами посадочных отверстий в пределах одного номинального вращающего момента.

Эти муфты обладают большой радиальной и осевой жесткостью. Поэтому их применение так же, как и муфт МУВП, возможно при установке узлов на плитах (рамах) большой жесткости. Сборку узлов необходимо производить с повышенной точностью, применяя подкладки и контролируя положение узлов.

2. Выбор электродвигателя и кинематический

расчёт привода

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

 6

БНТУ303341.00.000.ПЗ

2.1 Определяем потребляемую мощность и мощность на каждом из валов  

Выбор электродвигателя необходимо осуществлять исходя из мощности и частоты вращения.

КПД зубчатой цилиндрической передачи в закрытом корпусе = 0,98; КПД  пары подшипников = 0,995; КПД открытой цепной передачи = 0,95; КПД муфты = 0,98.

Определяем мощность выхода:

 

   ;

 

 

 

 

 

-мощность  на выходе привода.

2.2 Выбор электродвигателя

По рассчитанному значению мощности принимаем асинхронный электродвигатель с номинальной мощностью , для которого мин, мин, где - синхронная частота двигателя; - асинхронная частота двигателя.

2.3 Кинематический расчет привода

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

 7

БНТУ303341.00.000.ПЗ

2.3.1Определение  передаточных отношений

 общее передаточное отношение привода:

 

 

 

2.3.2 Частота вращения каждого из валов

 

 

 

2.3.3 Вращающие моменты на валах привода

Вращающие моменты на валах определяются по формуле:

где - мощность на рассчитываемом i-м валу, кВт;

n - частота вращения на рассчитываемом i-ом валу, мин-1;

м;

м;

м;

м;

Результаты расчетов заносим в таблицу. 

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

 8

БНТУ303341.00.000.ПЗ

Значения частот вращения, мощностей и вращающих моментов на валах:

Вал

Частота вращения

n,

Мощность

P, кВт

Вращающий момент

T, Нм

1

1430

4.004

26.74

1

1430

3.904

26.072

2

357.5

3.807

101.697

3

136.450

3.6

251.96

3 Расчет передач

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

 9

БНТУ303341.00.000.ПЗ

3.1 Расчет цилиндрической косозубой  передачи. 

3.2.1 Выбор материала и способа термообработки зубчатых колес.

Крутящий момент на колесе передачи равен  (H∙м), поэтому для колеса и шестерни цилиндрической передачи выберем 1 группу материалов:

шестерня

  твердость - HB;

  термообработка – улучшение

  материал – сталь 40Х;

  предел текучести –МПа

колесо

  твердость -HB;

  термообработка – улучшение

  материал – сталь 40Х;

  предел текучести –МПа

3.2.2 Определение допускаемого контактного напряжения для шестерни и колеса.

Предел контактной выносливости при базовом числе циклов нагружения:

Мпа

МПа

Допускаемое контактное напряжение при расчете на контактную усталость:

;

где  - предел контактной выносливости при базовом числе циклов нагружения, МПа;

- коэффициент безопасности (для колес с ) ;  

- коэффициент долговечности;

;

где - базовое число циклов нагружений;

циклов;

циклов;

- эквивалентное число циклов нагружений;

;

где - число колес, находящихся в зацеплении с рассчитываемым колесом;

;

- ресурс привода в часах;    

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

 10

БНТУ303341.00.000.ПЗ

часов;

- частота вращения шестерни, мин-1.

- частота вращения колеса, мин-1.

Т.к. , то , где - показатель степени:

МПа

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

10

МПа

МПа

Т.к. значение, рассчитанное по указанной формуле, меньше чем минимальное из двух рассчитанных, то в дальнейших расчетах используется минимальное из рассчитанных, т.е. .

3.2.3 Рассчитываем допускаемое напряжение изгиба шестерни и колеса.

Допускаемое напряжение при изгибе:

,

где - предел выносливости зубьев при изгибе соответствующий базовому числу циклов напряжений; выбирается в зависимости от способа термической или химико-термической обработки

  МПа;

  МПа;

- коэффициент долговечности

-  коэффициент запаса прочности;

где - базовое число циклов нагружения;

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

 11

БНТУ303341.00.000.ПЗ

циклов;

- эквивалентное число циклов нагружений;

 циклов

Т.к и , то принимаем

-  коэффициент, учитывающий двухстороннее приложение нагрузки к зубу рассчитываемого колеса. У нереверсивных передач .

Принимаем .

- коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности;

Т.к.  , то .

 МПа;

 МПа

3.2.4 Расчет геометрических параметров передачи:

Межосевое расстояние зубчатого зацепления

,

где – коэффициент, учитывающий тип передачи;

Для косозубой передачи МПа.

–  передаточное число;

Н∙м – крутящий момент на ведомом звене;

– коэффициент ширины зуба относительно межосевого расстояния (выбирается из стандартного ряда), ;

;

– коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине зуба.

Определяем по графикам  КHβ = 1.12.

– расчётное допускаемое контактное напряжение

мм

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

 12

БНТУ303341.00.000.ПЗ

Значение аw округляем из стандартного ряда (табл.9.2, [1]) и принимаем

аw = 100 мм.

Предварительно определяют геометрические параметры зубчатых колёс:

1) ширину зубчатого колеса, мм

мм;    принимаем  мм;

2) ширину зубчатого колеса, мм

;    принимаем  мм;

3) модуль mn, мм

мм;

Принимаем   мм.

 

Определяем число зубьев шестерни и колеса и угол наклона зубьев

Суммарное число зубьев:

принимаем

Число зубьев шестерни :

принимаем

Число зубьев колеса Z2:

Уточняем передаточное число:

;

Уточняем угол наклона зуба:

Определяем диаметр делительных окружностей:

шестерни

мм;

колеса

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

 13

БНТУ303341.00.000.ПЗ

мм.

Проверяем межосевое расстояние:

=100 мм

Диаметр окружностей вершин:

шестерни

мм;

колеса

мм.

Диаметр окружностей впадин:

шестерни

мм;

колеса

мм.

- коэффициент головки зуба.

Окружная скорость:

    выбираем 9-ю степень точности

 

Угол профиля:

 

Торцовый модуль:

мм.

Осевой шаг:

мм.

Окружной шаг:

3.2.5 Усилия в зацеплении. 

Определяем окружную силу Ft, Н:

.

Определяем радиальную силу Fr , Н: 

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

 14

БНТУ303341.00.000.ПЗ

где α – угол зацепления.

α = 20˚;

β – угол наклона зубьев на основной окружности

.

Определяем осевую силу :

3.2.6 Проверочный расчет на контактную прочность зубьев.

где =190 МПa -  коэффициент, учитывающий механические свойства материала  сопряженных зубчатых колес;

zH – коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления :

где

- угол профиля:

 -  угол зацепления.

- коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий;

где - коэффициент торцового перекрытия

где β – угол наклона зубьев на основной окружности.

Коэффициент нагрузки:

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца: 

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

 15

БНТУ303341.00.000.ПЗ

K = 1.12

–  коэффициент, учитывающий распределение нагрузки; т.к. степень точности равна 9, то для косозубой передачи  

– коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении

где - удельная окружная динамическая сила.

– коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку.

 

δН - коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля головок зубьев.

δН = 0.02;

g0 - коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса. g0 = 7,3

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

14

3.2.7 Проверочный расчет зубьев на усталость при изгибе

Проверочный расчет на усталость по напряжениям изгиба выполняем по условию прочности   σF ≤ σ.

Расчетное местное напряжение при изгибе определяем по формуле

коэффициент учитывающий форму зуба:

Рассчитываем для шестер

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

 16

БНТУ303341.00.000.ПЗ

ни, т.к.

коэффициент учитывающий перекрытие зуба.

– коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между     зубьями, для косозубых передач.

К – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий.

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении:

где - удельная окружная динамическая сила, Н/мм.

δF - коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля головок зубьев.

δF = 0,06.

g0 - коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса.

g0 = 7.3

      

– условие прочности выполняется.

3.2 Расчет цепной  передачи.

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

 17

БНТУ303341.00.000.ПЗ

3.2.1 Подбор цепи

Исходные данные для расчета цепной передачи:

Число зубьев меньшей звездочки:

Число зубьев большей звездочки:

Примем

Уточним u:

, что допустимо.

Коэффициент эксплуатации (по таблицам стр. 35-36 [7]):

;

где КД  - коэффициент динамической нагрузки, при спокойной нагрузке ;

КА - коэффициент, учитывающий межосевое расстояние,

примем при а = 40 t;

КН - коэффициент, учитывающий наклон передачи к горизонту, при угле наклона < 60     ;

КРЕГ - коэффициент, зависящий от способа регулирования натяжения  цепи (не регулируется);

Кс - коэффициент, учитывающий характер смазки (условия работы: без пыли, качество смазки – удовлетворительное, при скорости < 7м/с – капельная 20 кап/мин);

Креж - коэффициент, зависящий от продолжительности работы в сутки, при односменной работе ;

Определяем ориентировочное допускаемое давление в шарнирах:

;

где  находим по табл.;

- число рядов цепи.

Определим шаг цепи: 

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

 18

БНТУ303341.00.000.ПЗ

Выбираем  по ГОСТ 13568-75 две приводные роликовые цепи:

цепь ПР-15,875-2270-2 и ПР-19.05-3180

Рассмотрим цепь  ПР-15,875-2270-2

Размеры цепи:

t1 = 15.875мм  шаг цепи

- диаметр валика;

- разрушающая нагрузка;

кг - масса цепи;

проекция опорной поверхности шарнира;

Средняя скорость цепи:

 

Межосевое расстояние:

 

Длина цепи в шагах:

 

Допустимая частота вращения меньшей звездочки:

 

Число ударов цепи:

 

Окружная сила:

 

Давление в шарнирах цепи:

 

МПа больше МПа, условие не выполняется;

Рассмотрим цепь  ПР-19.05-3180

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

 19

БНТУ303341.00.000.ПЗ

Размеры цепи: 

t1 = 19,05 мм  шаг цепи

- диаметр валика;

- разрушающая нагрузка;

кг - масса цепи;

проекция опорной поверхности шарнира;

Средняя скорость цепи:

 

Межосевое расстояние:

 

Длина цепи в шагах:

 

Допустимая частота вращения меньшей звездочки:

 

Число ударов цепи:

 

Окружная сила:

 

Давление в шарнирах цепи:

 

МПа меньше МПа, условие выполняется;

Дальнейший расчет ведем по цепи ПР-19.05-3180;

Натяжение цепи от центробежных сил:

;

Натяжение от провисания цепи:

=6  коэффициент, зависящий от расположения цепи (горизонтально);

Расчетный коэффициент запаса прочности:

        условие выполняется

3.2.2 Расчет геометрических параметров звездочки: 

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

 20

БНТУ303341.00.000.ПЗ

 мм  диаметр ролика

Диаметр делительной окружности:

Угол поворота звеньев цепи на звездочке:

Диаметр окружности выступов:

Радиус впадин зуба:

Диаметр окружности впадин:


Радиус сопряжения:

Наибольшая хорда, необходимая для контроля звездочек:

Половина угла впадин:

Угол сопряжения:

Продольный угол зубьев:

Длина прямого участка профиля:

Расстояние от центра дуги впадины до центра дуги головки:

Радиус головки зуба:

Угол наклона радиуса вогнутости:

Высота звена цепи: 

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

 21

БНТУ303341.00.000.ПЗ

 

Ширина внутренней пластины:

Радиус закругления зуба:

Расстояние от вершины зуба до линии центров дуг скруглений:

Диаметр обода:

Ширина зуба однорядной звездочки:

4. Предварительный расчет валов

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

 22

БНТУ303341.00.000.ПЗ

Из условия прочности на кручение определяется диаметр выходных концов валов dв

,мм

где [τ]к – допускаемое напряжение кручения для материала вала.

Для  быстроходного вала принимаем [τ]к = 25 Н/мм 2, получаем:

мм

Быстроходный вал приводится во вращение валом электродвигателя через стандартную муфту => диаметр выходного конца этого вала (d1) должен быть согласован с диаметром вала электродвигателя, рекомендуется брать d1=0.8d.

d1 = 0.8·28=22.4мм. Принимаем   d1 = 20 мм  по стандартному ряду и надеваем втулку с наружным диаметром 30мм.

Для промежуточного вала принимаем [τ] к = 20 Н/мм 2:

мм

Принимаем d2=30 мм по стандартному ряду.

5 Выбор муфт. 

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

 23

БНТУ303341.00.000.ПЗ

5.1 Муфта на ведущем валу редуктора.

Произведем выбор муфты, соединяющей ведущий вал редуктора с валом двигателя.

Выбираем муфту упругую, втулочно-пальцевую (по ГОСТ 21424-93)

где - коэффициент режима работы.

T – вращающий момент на валу

d,мм

T, Н*м

L , мм

D ,мм

l,мм

28, 30

125

125

120

60

Полумуфты изготавливают из чугуна марки СЧ 20 (ГОСТ 1412-85), пальцы – сталь 45 по ГОСТ 1050-88.

6. Подбор подшипников по долговечности

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

 24

БНТУ303341.00.000.ПЗ

По таблице 7.10.4[7] для валов принимаем подшипники по ГОСТ 831-75.

Таблица 2.  Основные размеры и параметры подшипников.

Обозначение

Подшипников

d, мм

D, мм

B, мм

C, кН

C0, кН

36205

   25

52

15

16,7

9,10

36207

   35

72

17

30,8

17,8

6.1 Определение сил, действующих на валы и опоры

Материал для всех валов – сталь 45

Значение усилий в зацеплении:

  - окружная сила на шестерне и колесе:

 Н. 

  - радиальная сила на шестерне и колесе:

 Н.

  -осевая сила на шестерне и колесе:

 H.

Нагрузка на входной вал со стороны муфты упругой со звездочкой:

 Hм.

Нагрузка на выходной вал со стороны цепной передачи:

Сила Fc=1397,577Н, действующая со стороны цепной передачи, разложена на составляющие в соответствии с наклоном линии центров звездочек к горизонту :

 

6.2 Расчет быстроходного вала

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

 25

БНТУ303341.00.000.ПЗ

n=1430

l=45

Опорные реакции в горизонтальной плоскости

Н

Проверка:

Изгибающие моменты:

Опорные реакции в вертикальной плоскости

Н

Проверка:

Изгибающие моменты:

Суммарные изгибающие моменты

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

 26

БНТУ303341.00.000.ПЗ

Эквивалентные моменты

Определяем сечение вала в самой нагруженной точке. Проверочный расчет вала будем проводить для сечения, где эквивалентный момент максимален, на подшипнике

где ─ эквивалентный момент в опасном сечении

─ допускаемое напряжение изгиба

Диаметр вала в рассчитываемом сечении d = 25 мм (под подшипниками), что больше рассчитанного.

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

 27

БНТУ303341.00.000.ПЗ

6.3 Расчет тихоходного вала

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

 28

БНТУ303341.00.000.ПЗ

Опорные реакции в горизонтальной плоскости

Н

Проверка:

Изгибающие моменты:

Опорные реакции в вертикальной плоскости

Н

Проверка:

Изгибающие моменты:

Суммарные изгибающие моменты

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

 29

БНТУ303341.00.000.ПЗ

Эквивалентные моменты

Определяем сечение вала в самой нагруженной точке. Проверочный расчет вала будем проводить для сечения, где эквивалентный момент максимален, на подшипнике

где ─ эквивалентный момент в опасном сечении

─ допускаемое напряжение изгиба

Диаметр вала в рассчитываемом сечении d = 30 мм (под колесом), что больше рассчитанного.

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

 30

БНТУ303341.00.000.ПЗ

6.4 Определение долговечности подшипников

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

 31

БНТУ303341.00.000.ПЗ

6.4.1 Определение долговечности для подшипников быстроходного вала.

Исходные данные:

Проверим подшипник шариковый радиально-упорный однорядный легкой серии со следующими характеристиками:

– паспортная грузоподъёмность;

– паспортная грузоподъёмность;

Y=0 – коэффициент осевой нагрузки;

Х = 1 – коэффициент радиальной нагрузки;

Подшипники расположены «враспор».

Подшипники расположены на валу диаметром d=25мм.

Определим суммарные реакции в опорах, которые являются радиальными нагрузками на подшипники

Определим собственные осевые составляющие:

Осевая сила в зацеплении .

где - осевая сила от конического колеса.

Соотношение сил:

  

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

 32

БНТУ303341.00.000.ПЗ

Осевые нагрузки на подшипники (суммарные осевые усилия в зацеплении):

Прежде чем определять эквивалентно-динамическую нагрузку, рассчитаем соотношение и сравним с е:

где  ─ коэффициент радиальной нагрузки

─ коэффициент осевой нагрузки.

– коэффициент, учитывающий который из колец подшипника вращается:

–вращается внутреннее кольцо,

Находим долговечности подшипников на быстроходном:

.температурный коэффициент (стр. 107[3])

коэффициент безопасности (табл. 7.4[3])

Таким образом, требование выполняется.

6.4.2 Определение долговечности для подшипников тихоходного вала. 

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

 33

БНТУ303341.00.000.ПЗ

Исходные данные:

Проверим подшипник шариковый радиально-упорный однорядный легкой серии со следующими характеристиками:

– паспортная грузоподъёмность;

– паспортная грузоподъёмность;

Y=0 – коэффициент осевой нагрузки;

Х = 1 – коэффициент радиальной нагрузки;

Подшипники расположены «враспор».

Подшипники расположены на валу диаметром d=30мм.

Определим суммарные реакции в опорах, которые являются радиальными нагрузками на подшипники

Определим собственные осевые составляющие:

Осевая сила в зацеплении .

где - осевая сила от конического колеса.

Соотношение сил:

  

Осевые нагрузки на подшипники (суммарные осевые усилия в зацеплении):

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

 34

БНТУ303341.00.000.ПЗ

Прежде чем определять эквивалентно-динамическую нагрузку, рассчитаем соотношение и сравним с е:

где  ─ коэффициент радиальной нагрузки

─ коэффициент осевой нагрузки.

– коэффициент, учитывающий который из колец подшипника вращается:

–вращается внутреннее кольцо,

Находим долговечности подшипников на быстроходном:

.температурный коэффициент (стр. 107[3])

коэффициент безопасности (табл. 7.4[3]) 

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

 35

БНТУ303341.00.000.ПЗ

Таким образом, требование выполняется.

7. Подбор шпоночных соединений

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

 36

БНТУ303341.00.000.ПЗ

Необходимо подобрать три шпонки: под посадку муфты на быстроходном валу и под посадки колеса и звездочки на тихоходном валу.

Все шпонки выбираем по ГОСТ 23360-78, материал шпонок сталь чистотянутая ГОСТ 8787-68.

Шпонки проверяют на смятие боковых граней, выступающих из паза в валу. Необходимо, чтобы выполнялось следующее условие:

где  - допускаемое напряжение смятия;

         T – крутящий момент на валу;

d ─ диаметр вала;

─ рабочая длина шпонки;

h ─ высота шпонки;

t1─ глубина паза вала.

7.1 Расчёт шпонки под посадку колеса на тихоходном валу

Исходные данные: d = 40 мм, T = .

Для данного вала принимаем (табл. 9.1.2 стр. 119[3]):

b = 12 мм – ширина шпонки;

h = 8 мм – высота шпонки;

мм - глубина паза вала.

Рабочая длина шпонки:

Полная длина шпонки:

В соответствии со стандартным рядом длин шпонок (табл. 9.1.3 стр. 119[3]) принимаем

Проверяем, выполняется ли условие прочности шпонки на смятие:

Условие выполняется, следовательно, шпонка пригодна к использованию.

7.2 Расчёт шпонки под посадку звездочки на тихоходном валу

Исходные данные: d = 30 мм, T = .

Для данного вала принимаем (табл. 9.1.2 стр. 119[3]):

b = 8 мм – ширина шпонки;

h = 7 мм – высота шпонки;

мм - глубина паза вала.

Рабочая длина шпонки:

Полная длина шпонки: 

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

 37

БНТУ303341.00.000.ПЗ

В соответствии со стандартным рядом длин шпонок (табл. 9.1.3 стр. 119[3]) принимаем

Проверяем, выполняется ли условие прочности шпонки на смятие:

Условие выполняется, следовательно, шпонка пригодна к использованию.

8 Расчет валов на выносливость (основной расчет валов). 

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

 38

БНТУ303341.00.000.ПЗ

   8.1 Проверочный расчет быстроходного вала

Определим коэффициент запаса прочности для опасного сечения под

подшипниками с диаметром вала 25мм.

Определим момент сопротивления проверяемого сечения при изгибе (W) и кручении (). (таб.15.2 [1])

где диаметр вала.

Предел  выносливости  стали  при  изгибе и кручении:

;

,

Определим амплитуды переменных составляющих циклов нагружений и постоянные составляющие, при принятых условиях нагружения:

 ,   

где Н∙м ─ максимальный суммарный изгибающий момент сечения вала.

Определим коэффициенты снижения предела выносливости вала в рассматриваемом сечении:

                

где - эффективные коэффициенты концентрации напряжений.

- коэффициент влияния абсолютных размеров рассматриваемого поперечного сечения (рис.15.7[1]).

- коэффициент влияния параметров шероховатости поверхности (рис.15.7[1]).

- коэффициент влияния поверхностного упрочнения (табл.15,3 [1]).

Определим коэффициенты чувствительности материала к ассиметрии цикла:

.

Определим коэффициенты запаса прочности по нормальным и по касательным напряжениям:

Общий коэффициент запаса прочности: 

где ─ требуемый коэффициент запаса для обеспечения прочности и жесткости.

Условие выполняется, прочность и жесткость обеспечены.

 8.2 Проверочный расчет тихоходного вала

Определим коэффициент запаса прочности для опасного сечения, т.е. проверяем сечение под подшипниками с диаметром вала d=35мм.

Определим момент сопротивления проверяемого сечения при изгибе (W) и кручении ().

где диаметр вала.

Определим  предел  выносливости  стали  при  изгибе и кручении:

;

;

Определим амплитуды переменных составляющих циклов нагружений и постоянные       составляющие, при принятых условиях нагружения:

 ,   

где Н∙мм ─ максимальный суммарный изгибающий момент сечения вала.

Определим коэффициенты снижения предела выносливости вала в рассматриваемом сечении:

                

где - эффективные коэффициенты концентрации напряжений.

- коэффициент влияния абсолютных размеров рассматриваемого поперечного сечения (рис.15.7[1]).

- коэффициент влияния параметров шероховатости поверхности

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

 39

БНТУ303341.00.000.ПЗ

(рис.15.7[1]).

- коэффициент влияния поверхностного упрочнения (табл.15,3 [1]).

Определим коэффициенты чувствительности материала к ассиметрии цикла:

.

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

 40

БНТУ303341.00.000.ПЗ

  

Общий коэффициент запаса прочности:

где ─ требуемый коэффициент запаса для обеспечения прочности и жесткости.

Условие выполняется, прочность и жесткость обеспечены.

9 Расчет элементов корпуса

Корпус редуктора выполнен разъемным, сварным из листовой стали марки Ст2.

Для удобства сборки корпус выполняем разборным. Плоскость разъема проходит через оси валов, что позволяет использовать

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

 41

БНТУ303341.00.000.ПЗ

глухие крышки для подшипников. Плоскость разъема для удобства обработки располагаем параллельно плоскости основания.

Для соединения корпуса и крышки редуктора по всему контуру плоскости разъема выполняем фланцы.

Толщина стенки корпуса и крышки:

;

где а=100 мм – межосевое расстояние.

Принимаем мм

Толщина фланца корпуса редуктора:

.

Принимаем b=12мм.

Толщина фундаментных лап редуктора:

.

Принимаем p=20 мм.

Диаметр фундаментальных болтов:

.

Принимаем d1=М16.

Диаметр болтов у подшипников в крышке и корпусе:

.

Принимаем d2=М12.

Диаметр болтов соединяющих основание корпуса с крышкой:

Принимаем d3=М10.

Расстояние от наружной поверхности стенки корпуса до оси болтов :

       

 

          

Ширина нижнего и верхнего пояса основания корпуса:

 

 

  

Наименьший зазор между наружной поверхностью колеса и стенкой корпуса:

- по диаметру

- по торцам

10. Назначение посадок, выбор квалитетов точности и

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

 42

БНТУ303341.00.000.ПЗ

шероховатостей поверхностей

Назначение квалитетов точности, параметров шероховатости поверхностей, отклонение формы и расположение поверхностей должно сопровождаться тщательным анализом служебного назначения деталей и технологических возможностей при обработке. Из экономических соображений нужно назначать квалитеты точности сравнительно грубые, однако, обеспечивающие необходимое качество деталей, узлов и машин.

Рекомендуется для отверстий назначать более грубые посадки, чем для валов, поскольку обработка отверстий сложнее и дороже по сравнению с обработкой валов. Однако это различие не должно превышать два квалитета.

Посадки деталей:

Посадки зубчатых колёс на валы Н7/р6 по ГОСТ 25347-82;

Шейки валов под подшипники выполнены с отклонением вала k6;

Отклонение отверстия в корпусе под наружное кольцо по Н7.

Допуски формы расположения поверхностей указывают на чертежах условными обозначениями в соответствии с ГОСТ 2308-79. Эти обозначения состоят из графического символа, обозначающего вид допуска, числового значения допуска в мм и буквенного обозначения базы поверхности, с которой связан допуск расположения.

Допуски и посадки основных деталей редуктора принимаем по ЕСДП(единая система допусков и посадок) ГОСТ 25346-82 и 25347-82. Допуски формы и расположения по ГОСТ 2308-79 в зависимости от интервала размеров и квалитета.

От шероховатости поверхности деталей зависят износостойкость при всех видах трения, плавность хода, равномерность зазора, точность кинематических пар, виброустойчивость, точность измерений.

Шероховатости:

Поверхности валов под резиновые манжеты  - 1.6 мкм;

Фаски – 6.3 мкм;

Поверхности шпоночных пазов – 3.2 мкм;

Цилиндрические поверхности центрирующие – 0.8 мкм;

Торцы ступиц зубчатых колёс – 3.2 мкм;

Поверхности выступов зубьев колёс – 6.3 мкм;

Отклонения формы и расположения поверхностей:

Симметричности – 0.05 – 0.06 мм;

Параллельности – 0,025 мм;

Радиальное биение зубчатого колеса – 0.105 мм;

Торцовое биение зубчатого колеса – 0.04 мм;

Биение заплечиков вала – 0.012 мм;

11.Выбор типа смазки для передачи и подшипников. 

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

 43

БНТУ303341.00.000.ПЗ

11.1 Смазывание зубчатого зацепления

Для редукторов общего назначения, окружная скорость которого не превышает 12,5 м/с, применяют непрерывное смазывание жидким маслом картерным непроточным способом (погружением). По табл. 11.2 [3] принимаем для смазывания индустриальное масло И-30А ГОСТ 20799-75.

В мелких и средних редукторах, как правило, применяется смазывание погружением и разбрызгиванием (картерное смазывание), при окружной скорости погруженного в масло колеса до 12 м/с. Уровень масла должен быть таким, чтобы тихоходное колесо было погружено на глубину (4-5)m=6-7.5мм.

Контроль уровня масла осуществляется при помощи маслоуказателя. Для замены масла в корпусе предусмотрено сливное отверстие. Внутренняя полость корпуса сообщается с внешней средой путем установленной отдушины в его верхних точках. Заливка масла осуществляется путем снятия смотровой крышки. Количество масла определяем из расчета 0,5...0,8 л на 1 кВт передаваемой мощности. Объём масла, заливаемый в масляную ванну:

V = (0,5 ) (0,5…0,8)*4=2…3,2 дм3 .

Площадь, которую покрывает масло: 32140мм3, высота – 65 мм.

Принимаем V = 2,2 дм3.

11.2 Смазывание подшипников.

Подшипники смазывают тем же маслом, что и детали передач. При смазывании колес погружением на подшипники качения попадают брызги масла. При окружных скоростях колес > 1 м/с, брызгами масла покрываются все детали передач и внутренние поверхности стенок корпуса. Стекающее с колес, валов и стенок корпуса масло попадает в подшипники. Во избежание попадания в подшипники продуктов износа, а также излишнего полива маслом, подшипники защищают маслозащитными кольцами.

12.Описание сборки редуктора

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

 44

БНТУ303341.00.000.ПЗ

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.

Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом, начиная с узлов валов:

на ведущий вал насаживают маслоотражающую шайбу и шариковый подшипник, предварительно нагретый в масле до ,

На ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое коническое колесо до упора в бурт вала; затем надевают втулку и устанавливают шариковые подшипники, предварительно нагретые в масле, втулки.

Собранные валы укладывают в основание корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус и затягивают болты, крепящие её.

После этого в подшипниковую камеру закладывают пластичную смазку и ставят крышки подшипников с комплектами металлических прокладок для регулировки.

Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают резиновые манжеты. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами.

Далее на конец ведомого вала в шпоночные пазы закладывают шпонки и одевают звездочку.

Затем на конец ведущего вала насаживается втулка, на которую устанавливается муфта и закрепляется установочным винтом.

Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой, и заливают в корпус масло, устанавливают отдушину.

Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде.

Литература

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

 45

БНТУ303341.00.000.ПЗ

1. Кузьмин А. В. и др. Справочное пособие – 3-е изд., перераб. и дополненное – Мн. : Выш. шк., 1986. – 400с.: ил.

2. Скойбеда А. Т. и др. Детали машин и основы конструирования. – Мн.: Выш. шк., 2006г.

3.Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектированиею-М.:Высш. школа,1985г.

4. Анурьев В.И.    Справочник конструктора-машиностроителя, в 3-х томах. – Москва «Машиностроение», 1980г.

5. Кудрявцев В.Н. Курсовое проектирование деталей машин – Ленинград «Машиностроение» 1984г.

6. Скойбеда А.Т. Прикладная механика – Минск Высш. Школа 1997г.

7. Курмаз Л.В., Скойбеда А.Т. Детали машин. Проектирование. – Минск УП«Технопринт» 2001г.

Приложения: 

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

 46

БНТУ303341.00.000.ПЗ


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

10868. Разработка системы управления базой данных 58 KB
  Лабораторная работа № 1 Разработка системы управления базой данных Специализированная библиотека для работы с базами данных Базами данных называют хранилища информации. База данных создается для хранения и доступа к данным содержащим сведения об определе...
10869. Призначення та будова вимірювальних та розмічальних інстрментів 26 KB
  Дата: Клас: 5 Тема: Призначення та будова вимірювальних та розмічальних інстрментів Мета: сформувати уявлення про призначення та будову вимірювальних і розмічальних інструментів; навчити прийомам вимірювання та розмічання виробів плоскої форми; розвивати техні...
10870. ЗАВЕЩАНИЕ КАК СДЕЛКА В НАСЛЕДСТВЕННОМ ПРАВЕ РОССИИ 153.58 KB
  Предметом дипломного исследования являются нормы права, регулирующие отношения, возникающие в связи с осуществлением наследственного правопреемства по воле завещателя, правоприменительная практика, судебная практика, а также опубликованные научные работы по данной проблеме.
10871. Проблема прісної води 29.7 KB
  Це стало можливим завдяки впровадженню ресурсозберігальних, маловідходних і безвідходних технологічних процесів, завдяки зменшенню забруднення повітряного середовища й водойм. Охорона навколишнього середовища стала однією з найголовніших проблем.
10872. Виконання та захист графічних робіт. Виконання технічних рисунків та ескізів кількох заданих деталей 27 KB
  Тема 13: Виконання та захист графічних робіт. Виконання технічних рисунків та ескізів кількох заданих деталей. Мета: Навчальна: сформувати знання вміння та навички поданій темі. Виховна: виховувати в учнів культуру праці та акуратність. Розвиваюча: розвивати у шк
10875. Фанера та ДВП в конструюванні обєктів технологічної діяльності 17.94 KB
  Привітання з класом. Концентрація уваги учнів та перевірка їх наявності. Організація та перевірка готовності учнів до роботи, наявності спецодягу, створення позитивної емоційної атмосфери, призначення чергових, перевірка присутності учнів.
10876. ДВП та фанера, їх використання в конструюванні обєктів технологічної діяльності 74.5 KB
  Тема. Фанера та ДВП в конструюванні об’єктів технологічної діяльності. Мета: ознайомити учнів з різними видами конструкційних матеріалів видами та породами дерев особливостями їх будови характерними ознаками способами заготівлі та одержання пиломатеріалів знач