88529

Кинематический и силовой расчет электромеханического привода

Курсовая

Производство и промышленные технологии

Поскольку скорость вращения большинства современных асинхронных электрических двигателей достаточно велика, для практического использования их с целью поднятия грузов или перемещения подвижных деталей механизмов требуется редуктор. Трудно назвать какую-либо отрасль техники и промышленности, в которой не применялись бы редукторы.

Русский

2015-05-02

1.26 MB

5 чел.

Содержание

[1] Содержание

[2]
Техническое задание

[3] Введение

[4] Кинематический и силовой расчет привода

[5] Расчет червячной зубчатой передачи

[5.1] 2.1. Выбор материала и определение допускаемых напряжений

[5.2] 2.2. Проектировочный расчет передачи

[6] Расчет зубчатой косозубой передачи

[6.1] 3.1. Выбор материала и определение допускаемых напряжений

[6.2] 3.2. Проектировочный расчет передачи

[7] Расчет цепной передачи

[8] Проектировочный расчет валов

[9] Подбор подшипников

[10] Определение размеров конструктивных элементов редуктора

[10.1] 7.1. Корпус редуктора

[10.2] 7.2. Конструкция зубчатого колеса червячной передачи

[10.3] 7.3. Конструкция зубчатого колеса косозубой передачи

[11] Проверочный расчет валов

[12] Проверочные расчёты долговечности подшипников тихоходного вала

[13] Подбор и расчёт шпоночных соединений

[14] Выбор муфты

[15] Смазка передач и подшипников

[16] Точность изготовления деталей машин

[17] Сборка редуктора

[18] Компоновка привода

[19] Заключение

[20] Список литературы


Техническое задание

Мощность на выходном валу, кН

1,3

Частота вращения выходного вала, об/мин

20

Ресурс работы привода, часов

36000

Рисунок 1 – Кинематическая схема электромеханического привода

Введение

Редуктор – это техническое устройство, позволяющее изменить скорость вращения и крутящий момент на валу. Скорость вращения при этом уменьшается, а крутящий момент увеличивается (обратно действующее устройство называется мультипликатором).

Поскольку скорость вращения большинства современных асинхронных электрических двигателей достаточно велика, для практического использования их с целью поднятия грузов или перемещения подвижных деталей механизмов требуется редуктор. Трудно назвать какую-либо отрасль техники и промышленности, в которой не применялись бы редукторы.

Практически наиболее распространенный цилиндрический редуктор – это цилиндрическая зубчатая передача, передающая вращение от меньшей шестерни к большей. Для того, чтобы значительно уменьшить скорость вращения, используются не только одноступенчатые, но и двух- и трехступенчатые зубчатые передачи.

Серьезное понижение скорости вращения при одноступенчатом устройстве редуктора могут обеспечить червячные редукторы с передачей вращения с чугунного червяка на бронзовое червячное колесо и планетарные редукторы, использующие в своей основе принцип планетарного механизма.  Оси входного и выходного валов могут быть параллельны друг другу в цилиндрических редукторах, перпендикулярны в конических, коническо-цилиндрических и червячных, и даже соосны между собой при использовании планетарных редукторов.

Редукторы обычно выполняются в чугунных или алюминиевых корпусах, в которых на подшипниках качения установлены оси с насаженными на них шестернями. Полость редуктора заполняется машинным маслом для создания зубчатым передачам оптимальных условий работы и снижения износа зубьев. Корпуса редукторов имеют крепежные элементы для их размещения на месте использования и присоединительные элементы для соединения с другими деталями механизма входного и выходного валов (муфты, шлицевые и шпоночные соединения).

Редукторы всевозможных видов производятся  во множестве типоразмеров, с различным оформлением посадочных мест входного и выходного валов.  Практически, если вам необходимо подогнать под ваш механизм какой-либо редуктор с необходимыми параметрами, вы наверняка такой отыщете в каталогах. При этом для того, чтобы редуктор служил долго и безаварийно, необходимо учитывать параметры нагрузки на все его элементы.

  1.  Кинематический и силовой расчет привода

Определение потребной мощности

где NP – мощность на рабочем валу;

- КПД зубчатого зацепления с цилиндрическими колесами, = 0.97;

- КПД зубчатого червячного зацепления, = 0.97;

- КПД пары подшипников, =0.99

- КПД цепной передачи, = 0.98;

= 0.995∙0.972 ∙0.98 = 0.87;

=  1482,5 Вт .

По приложению 8 [1] выбираем ближайшее к Nэд тип двигателя. принимаем двигатель типа 4А80В4У3 мощностью 1,5 кВт с синхронной частотой вращения nэд = 1500 об/мин. Отношение максимального момента к номинальному Тmax / Tmin =2.0.

Номинальная частота вращения nэд = 1500-0,058∙1500=1415 об/мин

Определение общего передаточного числа привода

Разбиваем передаточное отношение по ступеням привода

где Uоп- передаточное отношение открытой открытой передачи, Uкп = 3,

Разбиваем передаточное отношение по ступеням редуктора.

Передаточное число первой ступени редуктора (червячная передача)

Согласно рекомендаций принимаем

Передаточное число второй ступени редуктора (косозубая передача)

Определяем частоту вращения каждого вала привода

n1 = nэд = 1415 об/мин;

Расчет мощности на валах

Расчет крутящих моментов

  1.  Расчет червячной зубчатой передачи

2.1. Выбор материала и определение допускаемых напряжений

Червяк

Выбираем сталь 45 ГОСТ 1050-88 с закалкой до твердости не менее HRC 45 и последующим шлифованием.

Венец червячного колеса

Так как к редуктору не предъявляются специальные требования, то в целях экономии принимаем бронзу БрА9ЖЗЛ (отливка в песчаную форму).

Предварительно принимаем скорость скольжения в зацеплении м/с. Тогда при длительной работе допускаемое контактное напряжение . Допускаемое напряжение изгиба для нереверсивной работы   В этой формуле  при длительной работе, когда число циклов нагружения зуба ; :

2.2. Проектировочный расчет передачи

Передаточное число червячной передачи Uчп=8,0

Принимаю предварительное значение коэффициента диаметра червяка q: q=10 (см. [3], стр. 45, табл. 8.2).

Значение числа заходов червяка z1 принимаю по рекомендации (см. [3], стр. 44, табл. 8.1):

z1=4

Определяю число зубьев червячного колеса

где zmin=28

Принимаем

Определяю расчетом межосевое расстояние по формуле:

, мм

где Т3 = 75,5 Н·м – крутящий момент тихоходного вала червячного редуктора;

= 1,2 - коэффициент нагрузки.

Ближайшее большее значение  (см. [3], стр. 45)

Определяю модуль червячного зацепления:

Округляю до ближайшего стандартного значения по ГОСТ 2144-76 m=4,5 (см. [3], стр. 46, табл. 8.3)

Определяю диаметры делительных окружностей:

Определяю окружную скорость на червяке

Проверка:

При этой скорости . Отклонение .

Необходимо произвести перерасчет:

, мм

Ближайшее большее значение  (см. [3], стр. 45)

Определяю модуль червячного зацепления:

Округляю до ближайшего стандартного значения по ГОСТ 2144-76 m=4,5 (см. [3], стр. 46, табл. 8.3)

Пересчитываю диаметры делительных окружностей:

Окончательно принимаю

Определяю геометрические параметры:

- диаметр вершин витков червяка

мм

- диаметр впадин витков червяка

мм

- длина нарезанной части червяка

мм

- диаметр впадин зубьев колеса

мм

- диаметр вершин зубьев колеса

мм

- диаметр колеса наибольший

мм

- ширина венца червячного колеса:

мм

Определяю угол подъёма витков червяка

Уточняю КПД передачи по формуле

(см. [3], стр. 47, табл. 8,4)

Проверяю прочность по контактным напряжениям

- коэффициент расчетной нагрузки

- коэффициент динамической нагрузки при  . Принимаю  

- коэффициент концентрации нагрузки при постоянной внешней нагрузке.

Определяю силы, действующие на валы червячной передачи.

- окружная сила на колесе, равная осевой силе на червяке

Н

- окружная сила на червяке, равная осевой силе на колесе

Н

- радиальная сила, раздвигающая червяк и колесо

Н

Проверяю прочность зубьев червячного колеса на изгиб по формуле

Где  (см. здесь п. 6.7)

- коэффициент формы зуба, зависящий от эквивалентного числа зубьев колеса zv (см. [3], стр. 50, табл. 8.5)

  1.  Расчет зубчатой косозубой передачи

3.1. Выбор материала и определение допускаемых напряжений

Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками: для шестерни сталь 45, термическая обработка – улучшение, твердость НВ 230; для колеса – сталь 45, термическая обработка – улучшение, но твердость на 30 единиц ниже – НВ 200

Допускаемые контактные напряжения:

где  - предел контактной выносливости при базовом числе циклов;

- коэффициент долговечности;

=1;

- коэффициент безопасности;

=1,1.

Для углеродистых сталей с твердостью поверхности зубьев меньше НВ 350 и термической обработкой (улучшением):

  •  для шестерни быстроходного и промежуточного вала

  •  для колеса быстроходного и промежуточного вала:

Допускаемые контактные напряжения для шестерни:

Допускаемые контактные напряжения для колеса:

Расчетное допускаемое контактное напряжение:

3.2. Проектировочный расчет передачи

Межосевое расстояние:

, где

-вспомогательный коэффициент (=43)

-передаточное число (=2,9)

-коэффициент ширины венца колеса (=0,32)

- вращающий момент на тихоходном валу (=211,8)

-коэффициент неравномерности нагрузки по длине (=1,25)

мм

Округляем до стандартного в большую сторону

мм

Нормальный модуль зацепления принимаем по следующим рекомендациям:

[8,c.293]

Принимаем

Примем предварительно угол наклона зубьев  и определим число зубьев шестерни:

, [8,c.293]

Принимаем

Округляем:

, [8,c.293]

Принимаем

Фактическое передаточное число:

Рисунок 2 – Схема зубчатой передачи

Действительный угол наклона:

Фактическое межосевое расстояние

 мм

Принимаем

Делительный диаметр:

мм

мм

Диаметр вершин зубьев:

мм

мм

Диаметр впадин зубьев:

мм

мм

Ширина венца:

мм

мм

мм

Окружная скорость колеса:

м/с

Контактное напряжение:

-вспомогательный коэффициент (=376)

-окружная сила в зацеплении

Н

Fr = Fttg α / cos β - радиальное усилие в зацеплении

Н

Fa = Fttg – осевая сила действующая в зацеплении

Fa = Fttg = 2036,5∙tg13,3°=481,4 Н

-коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями (=1,1)

-коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба (=1)

-коэффициент динамической нагрузки

Напряжение изгиба:

Для шестерни:

Для колеса:

 - коэффициент безопасности;

= 1,75.

Допускаемые напряжения изгиба:

Для шестерни:

Для колеса:

Дальнейший расчет ведем для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.

Напряжение изгиба:

, где

-коэффициент формы зуба

-коэффициент наклона зуба

-коэффициент, учитывающий распределение нагрузки

При

 

 

Для зубьев 7 степени точности ,

При  V=0,65 м/с 7-й степени точности

МПа

условие выполняется

условие выполняется

  1.  Расчет цепной передачи

Исходные данные для расчета цепной передачи:

  •  мощность на ведущей звездочке
  •  передаточное число цепной передачи
  •  частота вращения ведомой звездочки  

Передача нерегулируемая, работает при спокойной нагрузке, с периодической смазкой.

Рекомендуемое число зубьев меньшей звездочки:  принимаю (табл. 4.5[1]).

Определение числа зубьев ведомой звездочки  принимаю

Определение требуемого шага цепной передачи

,

где К- коэффициент эксплуатации

- коэффициент динамичности нагрузки, при спокойной нагрузке равен 1;

- коэффициент, учитывающий межосевое расстояние, при a = (30…50)∙t равен 1;

- коэффициент, учитывающий наклон передачи к горизонту, для горизонтальной передачи равен 1;

- коэффициент, зависящий от способа регулирования натяжения цепи, для нерегулируемых передач равен 1.25;

- коэффициент, учитывающий характер смазки, при периодической смазке       равен 1.5;

- коэффициент периодичности работы, при односменной работе равен 1. ( все значения коэффициентов взяты из [1] стр. 68)

;

[p] – ориентировочно допускаемое среднее давление в шарнирах.

Определяется по данным табл. 4.6 [1] в зависимости от частоты вращения меньшей звездочки :

;

m – число рядов цепи m = 1;

.

По полученному значению t выбираю цепь ПР-31.75-88.5 со следующими параметрами:

  •  шаг t = 31.75 мм;
  •  расстояние между внешними пластинами ;
  •  ширина цепи b = 46 мм;
  •  высота цепи h = 30.2 мм;
  •  масса 1 метра цепи q = 3.75 кг/м;
  •  разрушающая нагрузка Q = 88500 H;
  •  диаметр валика d = 9.55 мм;
  •  диаметр ролика D = 19.05 мм; (табл. 4.1 [1])
  •  проекция опорной поверхности шарнира  (табл. 4.8 [1]).

Далее определим скорость цепи:

окружную силу действующую на цепь:

давление в шарнирах цепи:

Анализируя полученный результат, видим, что необходимое условие прочности цепи выполняется т.к.

где [p]’- уточненное значение допускаемого давления для данной цепи (табл. 4.6 [1]).

Определение числа звеньев в цепи (длина цепи, выраженная в шагах):

,

приняв межосевое расстояние получим:

т.к. число звеньев должно быть целым принимаем .

Определение делительных диаметров звездочек:

Определение  центробежной силы действующей на цепь:

Определение силы натяжения от провисания цепи:

где - коэффициент, зависящий от стрелы провисания  f и расположения передачи. Для  горизонтальных передач принимают  ([1] стр.69).

Определение расчетного коэффициента запаса прочности:

Условие прочности выполняется:   где [S] – допускаемый коэффициент запаса прочности (табл. 4.10 [1]).

Уточнение межосевого расстояния:

Определение погрешности фактического передаточного числа:

, где  отсюда

  1.  Проектировочный расчет валов

Расчет быстроходного вала

Рисунок 2 – Конструкция быстроходного вала

Диаметр входного участка вала:

,[4, с. 38]

где Т1 – момент на быстроходном валу, Н∙м;

Принимая  Т1 = 10,0 Н∙м, подставляем в формулу:

мм

По рекомендации [8] округляем до числа кратного 5, следовательно, d1 = 15 мм.

Диаметр буртика:

d2 = d1 + 2∙t, [4, с. 38]

где d1 – диаметр входного участка вала, мм;

t – высота буртика, мм.

Принимая d1 = 15 мм и t = 3,5 мм, подставляем в формулу:

d2 = 15 + 2∙3,5= 22 мм

По рекомендации [8] округляем до числа кратного 5, следовательно, d2 = 25 мм.

Диаметр участка под подшипником:

d3d2 [4, с. 38] – ближайшее кратное 5.

где d2 – диаметр буртика, мм.

d3 = 30 мм

Диаметр буртика под подшипник:

d4 = d3 + 2∙r,[4, с. 38]

где d3 – диаметр участка под подшипником, мм;

r – радиус галтели, мм.

Принимая d3 = 30 мм и r = 2 мм, подставляем в формулу:

d4 = 30 + 2∙2 = 34 мм

По рекомендации [8] округляем до числа кратного 5, следовательно, d = 35 мм.

Расчет промежуточного вала

Диаметр участка вала под подшипником:

,[4, с. 38]

где Т2 – момент на быстроходном валу, Н∙м;

Принимая  Т2 = 75,5 Н∙м, подставляем в формулу:

мм

По рекомендации [8] округляем до числа кратного 5, следовательно, d1 = 25 мм.

Диаметр буртика:

d2 = d1 + 2∙t, [4, с. 38]

где d1 – диаметр входного участка вала, мм;

t – высота буртика, мм.

Принимая d1 = 25 мм и t = 3,5 мм, подставляем в формулу:

d2 = 25 + 2∙3,5= 32 мм

По рекомендации [8] округляем до числа кратного 5, следовательно, d2 = 35 мм.

Диаметр участка под колесом:

d3 = d2 + (2…5),[4, с. 40]

где d2 – диаметр участка под подшипником, мм;

Принимая d2 = 35 мм, подставляем в формулу:

d4 = 35 + 5 = 40 мм

Расчет тихоходного вала

Диаметр выходного участка вала:

где Т3 – момент на тихоходном валу , Н∙м;

Принимая  Т3 = 211,8 Н∙м, подставляем в формулу:

По рекомендации [8] округляем до числа кратного 5, следовательно, d1= 35 мм.

Диаметр буртика:

d2 = d1 + 2∙ t, [4, с. 40]

где d1 – диаметр выходного участка вала, мм;

t – высота буртика, мм.

Принимая d1 = 35 мм и t = 2,5 мм, подставляем в формулу:

d2 = 35 + 2∙2,5 = 40 мм

По рекомендации [8] округляем до числа кратного 5, следовательно, d2 = 40 мм.

Диаметр участка под подшипником:

d3d2 [4, с. 40] – ближайшее кратное 5.

где d2 – диаметр буртика, мм.

d3 = 45 мм

Диаметр участка под колесом:

d4 = d3 + (2…5),[4, с. 40]

где d3 – диаметр участка под подшипником, мм;

Принимая d3 = 45 мм, подставляем в формулу:

d4 = 45 + 5 = 50 мм

Диаметр буртика под колесом:

d5 = d4 + 3∙f,[4, с. 40]

где d4 – диаметр участка под колесом, мм;

f - размер фаски посадочного отверстия колеса.

Принимая d4 = 50 мм и f = 2 мм, подставляем в формулу:

d5 = 50 + 3∙2 = 56 мм

По рекомендации [8] округляем до числа кратного 5, следовательно, d5 = 60 мм.

  1.  Подбор подшипников

Рисунок 3 – Эскиз шарикового радиального однорядного подшипника

Согласно таблице 3.2 [4, с. 42] выбираем подшипники:

Подшипник 206 ГОСТ 8338-75 для  быстроходного вала, подшипник 208 ГОСТ 8338-75  для промежуточного вала и подшипник 409 ГОСТ 8338-75  для тихоходного вала.

Таблица 1 - Характеристики подшипников

Вал

dп,

мм

Условное обозначение

d,

мм

D,

мм

B,

мм

r,

мм

Cr,

кН

Cor, кН

1

30

206

30

62

16

1,5

19,5

10,0

2

40

208

40

80

18

2

32

17,8

3

45

409

45

120

29

3,0

76,1

45,5

  1.  Определение размеров конструктивных элементов редуктора

7.1. Корпус редуктора

Определяю толщину стенки корпуса и крышки редуктора:

Принимаю  - толщину стенки корпуса редуктора – 8 мм;

- толщину стенки крышки редуктора – 8 мм

Толщина верхнего пояса (фланца) корпуса:

мм

Принимаю мм

Толщина нижнего пояса (фланца) корпуса:

мм

Принимаю мм

Толщина нижнего пояса корпуса:

Принимаю мм

Крышки прижимные соответствуют по размерам диаметрам подшипников.

Определяю диаметр фундаментных болтов.

мм

Принимаю мм

Диаметр болтов у подшипников:

Принимаю мм

Диаметр болтов соединяющих корпус редуктора с крышкой:

Принимаю мм.

Определяю диаметр болтов, крепящих крышку подшипника.

мм

Определяю диаметр болтов, крепящих крышку смотровую.

мм

Принимаем мм.

Определяю диаметр цилиндрических штифтов.

мм

Длина цилиндрических штифтов:

мм

Расстояние между болтами :

мм

Наименьший зазор между наружной поверхностью колеса и стенкой корпуса:

мм

Принимаем мм.

7.2. Конструкция зубчатого колеса червячной передачи

Длина посадочного отверстия колеса (длина ступицы):

lст = (1…1,2)∙d4, [4, с. 53]

где d4 - диаметр участка под колесом, мм.

Принимая d4 = 40 мм, подставляем в формулу:

lст = (1…1,2)∙40 = (40…48)

Принимаем lст = 45 мм

Диаметр ступицы:

dст = 1,55∙d4,[4, с. 53]

где d4 - диаметр участка под колесом, мм.

Принимая d4 = 40 мм, подставляем в формулу:

dст = 1,55∙40 = 62 мм

Толщина обода:

S = 2,5∙m,[4, с. 53]

где m – модуль зацепления, мм.

Принимаем m = 4,5 мм, подставляем в формулу:

S = 2,5∙4,5 = 11,25 мм

Толщина диска:

с = 0,33∙b2,[4, с. 53]

где b2 – ширина венца колеса, мм.

Принимаем b2 = 40,5 мм, подставляем в формулу:

с = 0,33∙40,5= 14 мм

Фаска на торцах зубчатого венца:

f = (0,5…0,6) ∙m,[4, с. 54]

m – модуль зацепления, мм.

Принимаем m = 4,5 мм, подставляем в формулу:

f = (0,5…0,6)∙4,5 = 2,5 мм

Острые  кромки на торцах ступицы (в отверстии и на внешней поверхности), а также на торцах обода притупляют фасками, их размер принимают в зависимости от диаметра посадочного отверстия, следовательно, f1 = 2,5 мм

7.3. Конструкция зубчатого колеса косозубой передачи

Длина посадочного отверстия колеса (длина ступицы):

lст = (1…1,2)∙d4, [4, с. 53]

где d4 - диаметр участка под колесом, мм.

Принимая d4 = 50 мм, подставляем в формулу:

lст = (1…1,2)∙50 = (50…60)

Принимаем lст = 55 мм

Диаметр ступицы:

dст = 1,55∙d4,[4, с. 53]

где d4 - диаметр участка под колесом, мм.

Принимая d4 = 50 мм, подставляем в формулу:

dст = 1,55∙50 = 78 мм

Толщина обода:

S = 2,5∙m,[4, с. 53]

где m – модуль зацепления, мм.

Принимаем m = 2,5 мм, подставляем в формулу:

S = 2,5∙2,5 = 6,25 мм

Толщина диска:

с = 0,33∙b2,[4, с. 53]

где b2 – ширина венца колеса, мм.

Принимаем b2 = 45 мм, подставляем в формулу:

с = 0,33∙45 = 15 мм

Фаска на торцах зубчатого венца:

f = (0,5…0,6) ∙m,[4, с. 54]

m – модуль зацепления, мм.

Принимаем m = 2,5 мм, подставляем в формулу:

f = (0,5…0,6)∙2,5 = 1,5 мм

Острые  кромки на торцах ступицы (в отверстии и на внешней поверхности), а также на торцах обода притупляют фасками, их размер принимают в зависимости от диаметра посадочного отверстия, следовательно, f1 = 1,5 мм

  1.  Проверочный расчет валов

Тихоходный вал

Исходные данные:

BD-40 мм. CB-70 мм. АС-87 мм.

; Ft = 2036,5 H; Fr=761,7 Н

Вычисляем реакции , в опорах С и D  в плоскости YOZ:

Определяем изгибающие моменты в характерных точках вала с построением эпюры  изгибающих моментов Мив, в плоскости YOZ:

Вычисляем реакции  в опорах C и D в плоскости XOZ:

Определим изгибающие моменты в характерных точках вала  с           построением эпюры  изгибающих моментов в плоскости XOZ:

Вычисляем суммарные изгибающие моменты М изг. В характерных участках вала:

Вычисляем эквивалентные изгибающие моменты  в характерных точках вала с представлением эпюры:

Определяем суммарные радиальные реакции

  1.  Проверочные расчёты долговечности подшипников тихоходного вала

Подшипник пригоден, если расчетный ресурс больше или равен требуемому условием ресурсу:

Lh ≥ [Lh],[4, с. 71]

где Lh - расчетный ресурс;

[Lh] - требуемый по техническим условиям ресурс, в часах.

Если значение [Lh] не определено в задании, то следует предварительно задаться рекомендуемой для данного типа изделий и условий работы требуемой долговечностью, принимая [Lh] =5140 час.

Lh 1∙а23∙(Сr/Р)m∙(106/(60∙n)),[4, с. 71]

где а1 – коэффициент надежности;

а23 – коэффициент, характеризующий совместное влияние на долговечность

особых свойств металла деталей подшипника и условий его эксплуатации;

Сr – базовая динамическая грузоподъемность проверяемого подшипника, Н;

m – показатель степени кривой выносливости подшипника;

n – частота вращения внутреннего кольца, об/мин;

Р – эквивалентная динамическая нагрузка, Н.

Р = VRrKбKт, [4, с. 71]

где V – коэффициент вращения, при вращении внутреннего кольца подшипника;

Rr – радиальная нагрузка (реакция), действующая на подшипник;

Kб – коэффициент безопасности, зависит от вида нагружения и области применения подшипника;

Kт – температурный коэффициент, принимается в зависимости от рабочей температуры подшипника.

Принимаем Rr = 2636,5 по рекомендации [4, с. 71], Kб = 1,5 согласно таблице 4.1 [4, с. 72] и Kт = 1,1 согласно рекомендациям [4, с. 72], V = 1 рекомендации [4, с. 71], подставляем в формулу:

Р = 1∙2636,5 ∙1,5∙1,1 = 4350 Н

Дальше принимаем а1 = 1 [4, с. 71], а23 = 0,7 [4, с. 71], Сr = 45500,             Р = 4350 Н, m = 3 [4, с. 71] и n = 60 об/мин, подставляем в формулу:

Lh =1∙0,7∙(45500/4350)3∙(106/(60∙60)) = 221893 часов

Lh ≥ [Lh];

221893  ≥ 36000

подшипник пригоден для эксплуатации в данном редукторе.

  1.  Подбор и расчёт шпоночных соединений

 

Рисунок 7 – Конструктивные размеры шпонки призматической

Принимая материал шпонки сталь 45 с пределом текучести σт = 350 МПа, а допускаемый коэффициент запаса прочности [S] = 2,5 (нагрузка постоянная реверсивная), определим допускаемое напряжение:

см] = σт /[S],[9, с. 310]

где σт - предел текучести, МПа;

[S] – допускаемый коэффициент запаса прочности.

Место установки

Диаметр участка вала
d

Сечение шпонки

Глубина паза

Длина шпонки l

b

h

Вала t1

Ступицы t2

Шпоночный паз быстроходного  вала под полумуфту

15 мм

5

5

3,0

2,3

10

Шпоночный паз под колесо промежуточного вала

40 мм

12

8

5,0

3,3

20

Шпоночный паз под колесо тихоходного вала

50 мм

16

10

6,0

4,3

30

Шпоночный паз тихоходного  вала под звездочку

35 мм

10

8

5,0

3,3

35

Расчёт шпонки 5×5×10 ГОСТ 23360-78

Принимаем  σт = 350 МПа и [S] = 2,5, находим формулу:

см] = 350 /2,5 = 140 МПа

Проверяем соединение на смятие:

σсм = 2∙Т1/(d∙(h - t1)∙l,[9, с. 310]

где Т1 – моменту на валу, Н∙м;

d – диаметр участка вала, мм;

h – высота сечения шпонки, мм;

t1 – глубина паза вала, мм;

l – длина шпонки, мм.

Принимаем Т1 = 10,0 Н∙м, d = 15 мм, h = 5 мм, t1 = 3,0 мм, l = 10 мм, находим формулу:

σсм = 2∙10,0∙103/(15∙(5,0 – 3,0)∙10 = 66,7 МПа

σсм ≤ [σсм];

66,7 МПа ≤ 140 МПа

 условие выполняется.

Проверяем соединение на срез:

τср = 2∙Т1/dAср, ≤ [τср][9, с. 310]

где Т1 – моменту на валу, Н∙м;

d – диаметр участка вала, мм;

Aср – площадь среза, мм2.

Aср = bl,[9, с. 310]

b -  ширина сечения шпонки, мм;

l – длина шпонки, мм.

Принимаем b = 5 мм и l = 10 мм, находим формулу:

Aср = 10∙5 = 50 мм2

Теперь рассчитываем формулу, принимая Т1 = 10 Н∙м, d = 15 мм, Aср = 50 мм2:

τср = 2∙10∙103/15∙50 = 26,7 МПа

τср ≤ [τср];

26,7 МПа  ≤ 60 МПа,

следовательно, прочность на срез обеспечена.

Расчёт шпонки 12×8×20 ГОСТ 23360-78

Принимая материал шпонки сталь 45 с пределом текучести σт = 350 МПа, а допускаемый коэффициент запаса прочности [S] = 2,5 (нагрузка постоянная реверсивная), определим допускаемое напряжение:

см] = σт /[S],[9, с. 310]

где σт - предел текучести, МПа;

[S] – допускаемый коэффициент запаса прочности.

Принимаем  σт = 350 МПа и [S] = 2,5, находим формулу:

см] = 350 /2,5 = 140 МПа

Проверяем соединение на смятие:

σсм = 2∙Т2/(d∙(h - t1)∙l,[9, с. 310]

где Т2 – моменту на валу, Н∙м;

d – диаметр участка вала, мм;

h – высота сечения шпонки, мм;

t1 – глубина паза вала, мм;

l – длина шпонки, мм.

Принимаем Т2 = 75,5 Н∙м, d =40 мм, h = 8 мм, t1 = 5,0 мм, l = 20 мм, находим формулу:

σсм = 2∙75,5∙103/(40∙(8,0 –5,0)∙20 = 63 МПа

σсм ≤ [σсм];

63 МПа ≤ 140 МПа

условие выполняется.

Проверяем соединение на срез:

τср = 2∙Т2/dAср, ≤ [τср][9, с. 310]

где Т2 – моменту на валу, Н∙м;

d – диаметр участка вала, мм;

Aср – площадь среза, мм2.

Aср = bl,[9, с. 310]

b -  ширина сечения шпонки, мм;

l – длина шпонки, мм.

Принимаем b = 12 мм и l = 20 мм, находим формулу:

Aср = 12∙20 = 240 мм2

Теперь рассчитываем формулу, принимая Т2 = 75,5 Н∙м, d = 40 мм, Aср = 240 мм2:

τср = 2∙75,5∙103/40∙240 = 15,8 МПа

τср ≤ [τср];

15,8 МПа ≤ 60 МПа,

следовательно, прочность на срез обеспечена.

Расчёт шпонки 16×10×30 ГОСТ 23360-78

Принимая материал шпонки сталь 45 с пределом текучести σт = 350 МПа, а допускаемый коэффициент запаса прочности [S] = 2,5 (нагрузка постоянная реверсивная), определим допускаемое напряжение:

см] = σт /[S], [9, с. 310]

где σт - предел текучести, МПа;

[S] – допускаемый коэффициент запаса прочности.

Принимаем  σт = 350 МПа и [S] = 2,5, находим формулу:

см] = 350 /2,5 = 140 МПа

Проверяем соединение на смятие:

σсм = 2∙Т3/(d∙(h - t1)∙l, [9, с. 310]

где Т3– моменту на валу, Н∙м;

d – диаметр участка вала, мм;

h – высота сечения шпонки, мм;

t1 – глубина паза вала, мм;

l – длина шпонки, мм.

Принимаем Т3 = 211,8 Н∙м, d = 50 мм, h = 10 мм, t1 = 6,0 мм, l = 30 мм, находим формулу:

σсм = 2∙211,8∙103/(50∙(10 – 6,0)∙30 = 70,6 МПа

σсм ≤ [σсм];

70,6 МПа ≤ 140 МПа 

условие выполняется.

Проверяем соединение на срез:

τср = 2∙Т3/dAср, ≤ [τср][9, с. 310]

где Т3 – моменту на валу, Н∙м;

d – диаметр участка вала, мм;

Aср – площадь среза, мм2.

Aср = bl,[9, с. 310]

b -  ширина сечения шпонки, мм;

l – длина шпонки, мм.

Принимаем b = 16 мм и l = 30 мм, находим формулу:

Aср = 16∙30 = 480 мм2

Теперь рассчитываем формулу, принимая Т3 = 211,8 Н∙м, d = 50 мм, Aср = 480 мм2:

τср = 2∙211,8∙103/50∙480 = 17,7МПа

τср ≤ [τср];

17,7 МПа ≤ 60 МПа,

следовательно, прочность на срез обеспечена.

Расчёт шпонки 10×8×25 ГОСТ 233360-78

Принимая материал шпонки сталь 45 с пределом текучести σт = 350 МПа, а допускаемый коэффициент запаса прочности [S] = 2,5 (нагрузка постоянная реверсивная), определим допускаемое напряжение:

см] = σт /[S], [9, с. 310]

где σт - предел текучести, МПа;

[S] – допускаемый коэффициент запаса прочности.

Принимаем  σт = 350 МПа и [S] = 2,5, находим формулу:

см] = 350 /2,5 = 140 МПа

Проверяем соединение на смятие:

σсм = 2∙Т3/(d∙(h - t1)∙l, [9, с. 310]

где Т3– моменту на валу, Н∙м;

d – диаметр участка вала, мм;

h – высота сечения шпонки, мм;

t1 – глубина паза вала, мм;

l – длина шпонки, мм.

Принимаем Т3 = 211,8 Н∙м, d = 35 мм, h = 8 мм, t1 = 5,0 мм, l = 25 мм, находим формулу:

σсм = 2∙211,8∙103/(35∙(8 – 5,0)∙35 = 115,2 МПа

σсм ≤ [σсм];

115,2 МПа ≤ 140 МПа 

условие выполняется.

Проверяем соединение на срез:

τср = 2∙Т3/dAср, ≤ [τср][9, с. 310]

где Т3 – моменту на валу, Н∙м;

d – диаметр участка вала, мм;

Aср – площадь среза, мм2.

Aср = bl,[9, с. 310]

b -  ширина сечения шпонки, мм;

l – длина шпонки, мм.

Принимаем b = 10 мм и l = 35 мм, находим формулу:

Aср = 10∙35 = 350 мм2

Теперь рассчитываем формулу, принимая Т3 = 211,8 Н∙м, d = 35 мм, Aср = 350 мм2:

τср = 2∙211,8∙103/35∙350 = 35 МПа

τср ≤ [τср];

35 МПа ≤ 60 МПа,

следовательно, прочность на срез обеспечена.

  1.  Выбор муфты

Для соединения вала электродвигателя и быстроходного вала редуктора беру соединительную упругую втулочно-пальцевую муфту при передаче валом крутящего момента Т1=10,0 Н·м (см. [8], стр. 463, табл. 15.5):

[T]=16 Н·м – предельно допустимый передаваемый момент

D = 14 мм – диаметр отверстия для быстроходного вала редуктора

D = 75 мм – наружный диаметр муфты

L = 63 мм – длина муфты

L = 30 мм – длина полумуфты

D0 = 50 мм – диаметр расположения окружности пальцев

d0 = 17 мм – диаметр отверстий под упругий элемент

z = 4 – число пальцев

С = 3 мм – зазор между полумуфтами

dп = 8 мм – диаметр пальца

lвт = 11 мм – длина резиновой втулки

Допускаемые напряжения резиновых при циклических нагрузках на сжатие [σ]сж.max=1,0…1,5МПа. Диаметр одной полумуфты растачивается под диаметр вала электродвигателя.

Проверяю условие размещения пальцев и колец по формуле

условие выполняется, пальцы и кольца подобраны верно.

Определяю напряжение смятия упругого элемента

Где [σ]=2МПа – для упругого элемента (см. [8], стр. 464)

Определяю пальцы муфты на изгибное напряжение

Для изготовления пальцев муфт принимаю сталь 45, у которой предел текучести σТ=320МПа

Где [σ]и=(0,4…0,5)·σТ=0,4·320=128МПа – предельно допустимое напряжение на изгиб

  1.  Смазка передач и подшипников

Для редукторов общего назначения применяют непрерывное смазывание жидким маслом картерным непроточным способом (окунанием). Этот способ применяют для зубчатых передач при окружных скоростях от 0,3 до 12,5 м/с. 

   Выбор сорта масла:  Па; м/с. Выбираем сорт масла И-Г-С-100.

   Количество масла для одноступенчатых редукторов при смазывании окунанием объем масляной ванны определяется из расчета 0,4…0,8 л масла на 1 кВт передаваемой мощности:

  Уровень масла: в конических редукторах должны быть полностью погружены в масляную ванну зубья конического колеса или шестерни.

    Слив масла: масло, налитое в корпус редуктора периодически меняют. Для этой цели в корпусе предусматривают сливное отверстие, закрываемое пробкой с цилиндрической резьбой.

   Смазывание подшипников: при смазывании зубчатых колес окунанием подшипники качения   обычно смазывают из картера в результате разбрызгивания масла колесами, образования масляного тумана и растекания масла по валам.

Рассчитываю объём масла, необходимого для смазывания передачи

  1.  Точность изготовления деталей машин

Единая система допусков и посадок – ЕСДП регламентирована стандартами СЭВ и в основном соответствует требованиям Международной организации по стандартизации – ИСО.

Посадки основных деталей передач.

     - зубчатые колеса на валы при тяжелых ударных нагрузках.

     - зубчатые колеса и зубчатые муфты на валы.

- зубчатые колеса при частом демонтаже; шестерни на валах  электродвигателей; муфты; мазеудерживающие кольца.

- стаканы под подшипники качения в корпус; распорные втулки.

    -         муфты при тяжелых ударных нагрузках.

    -         распорные кольца; сальники.

Отклонение вала k6 – внутренние кольца подшипников на валы.

Отклонение отверстия H7 – наружные кольца подшипников качения в         корпусе.

Для подшипников качения указаны отклонения валов и отверстий, а не обозначение полей допусков соединений, потому что подшипники являются готовыми изделиями, идущими на сборку без дополнительной обработки.

Назначение параметров шероховатости поверхностей деталей машин.

- Поверхности отверстий из-под сверла, зенковок, фасок. Нерабочие поверхности. Посадочные нетрущиеся поверхности изделий не выше 12-го квалитета.

- Точно прилегающие поверхности. Отверстия после черновой развертки. Поверхности под шабрение. Посадочные нетрущиеся поверхности изделий не выше 8-го квалитета.

- Отверстия в неподвижных соединениях всех квалитетов точности. Отверстия в трущихся соединениях 11-го и 12-го квалитетов. Боковые поверхности зубьев зубчатых колес 8-й и 9-й степени точности.

- Отверстия в трущихся соединениях 6-8-го квалитетов. Отверстия под подшипники качения. Поверхности валов в трущихся соединениях 11-го и 12-го квалитетов. Боковые поверхности зубьев зубчатых колес 7-й степени точности.

- Поверхности валов в трущихся соединениях 6-го и 7-го квалитетов. Боковые поверхности зубьев зубчатых колес 7-й и 6-й степеней точности.

- Поверхности валов в трущихся соединениях 6-го и 7-го квалитетов. Боковые поверхности зубьев зубчатых колес 7-й и 6-й степеней точности для более ответственных поверхностей. Поверхности валов под подшипники качения.

- Весьма ответственные трущиеся поверхности валов либо других охватываемых деталей.

  1.  Сборка редуктора

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

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

  •  устанавливают первый вал и  подшипники в стакан;
  •  на второй вал насаживают роликоподшипники, предварительно нагретые до температуры 80-100 0С, закладывают шпонку.

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 ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки.

Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают войлочные уплотнения, пропитанные горячим маслом. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки руками.

Далее на свободные концы валов устанавливают полумуфту и закрепляют ее.

Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой.

Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой из технического картона; закрепляют крышку болтами.

Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.

  1.  Компоновка привода

При монтаже приводов, состоящих из электродвигателя, редуктора, должны быть выдержаны определенные требования точности  относительно положения узлов. Для этого узлы привода устанавливают на сварных рамах или литых плитах.

При крупносерийном производстве, как в нашем случае, экономически целесообразно применить плиты [2, С. 338]

Плиты изготавливают в виде отливок из серого чугуна марок СЧ12 и СЧ15, в нашем случае СЧ15.

Толщина стенок найдем по рекомендациям [2, С. 257] в зависимости от приведенного габарита корпуса редуктора.

Из-за образования пористой и раковины крайне нежелательно иметь большие горизонтально расположенные поверхности, поэтому в горизонтальной стенке плиты делаем окна. Для восстановления утраченной прочности и жесткости, вызванных применением окон, окаймляем последние невысокими контурными ребрами.

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. 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 литературы

  1.  Анурьев В. И. – Справочник конструктора-машиностроителя. В 3 т. / В. И. Анурьев. – М.: Машиностоение, 2001.
  2.  Курмаз Л. В. Детали машин. Проектирование: справочное методическое пособие/Л. В. Курмаз, А. Т. Скойбеда. – М.: Высш. шк., 2004.
  3.  Детали машин. Атлас конструкций: учеб. пособие  для машиностроительных вузов/В. Н. Беляев- М.: Машиностроение, 1979.
  4.  Дунаев П.Ф. Детали машин. Курсовое проектирование/ П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов. – М.: Высш. шк., 1984.
  5.  Дунаев П.Ф. Конструирование узлов деталей машин/ П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов. – М.: Высш. шк., 1985.
  6.  Иванов М.Н. Детали машин./ М.Н. Иванов– М.: Высш. шк., 1985.
  7.  Курсовое проектирование деталей машин/В.Н. Кудрявцев –Л.: Машиностроение, 1984.
  8.  Курсовое проектирование деталей машин/С.А. Чернавский - М.: Машиностоение, 1988.
  9.  Ладо Л.Н. Расчет зубчатых передач: метод. указания/А.Н. Ладо.- Дзержинск, 2001.
  10.  Ладо Л.Н. Последовательность выполнения и отдельные практические рекомендации к курсовому проекту: метод. указания/ А.Н. Ладо.- Н.Новгород: НГТУ, 1992.
  11.  Ладо Л.Н. Расчет червячных передач: метод. указания/А.Н.Ладо.- Н.Новгород: НГТУ, 1979.
  12.  Ладо Л.Н. Конструирование основных деталей и узлов редуктора: метод. указания/А.Н. Ладо.- Дзержинск, 1985.
  13.  Проектирование открытых цепных передач/А.А.Петрик- Краснодар, 2002.
  14.  Подшипники качения: справочник-каталог/ Под ред. В.Н. Нарышкина и Р.В. Коросташевского. -  М.: Машиностоение, 1984.
  15.  Проектирование механических передач/ С.А. Чернавский - М.: Машиностоение, 1984.
  16.  Прямозубые конические передачи: справочник/ Под ред. А.А. Часовникова.- М.: Машиностоение, 1982.
  17.  Расчет и конструирование валов редукторов: метод. указания/С.А. каштанов- Н.Новгород, 2001.
  18.  Решетов Д.Н. Детали машин/ Д.Н. Решетов.- М.: Машиностоение, 1989.
  19.  Стандарт предприятия. Проекты (работы) дипломные и курсовые. Общие требования к оформлению пояснительных записок и чертежей: СТП-1-У-НГТУ-2004.
  20.  Проектировочный расчет зубчатых и червячных передач: метод. указания/А.А. Ульянов. – Н.Новгород, 1991.
  21.  Чекмарев А.А. Справочник по машиностроительному черчению/ А.А. Чекмарев, В.К. Осипов.- М.: Машиностоение, 2001.
  22.  Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин/ А.Е. Шейнблит.-Калининград: Янтар. сказ., 2003.
  23.  Якушев А.И. Взаимозаменяемость, стандартизация и технические измерения/ А.И. Якушев.- М.: Машиностоение, 1987.


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

75588. Театр. Вільний час, План-конспект уроку з англійської мови для учнів 9-х класів 71.5 KB
  Активізувати вживання ЛО теми «Вільний час», «Відвідування театру естради». Практикувати учнів у читанні тексту з метою отримання загального уявлення (skimming) та максимально повного й точного розуміння усієї інформації, що в ньому міститься (scanning) Підготувати до самостійного усного висловлювання про відвідування театру.
75589. Відвідування театру естради, План-конспект уроку з англійської мови для учнів 9-х класів 65.5 KB
  Активізувати в мові учнів вживання ЛО теми «Відвідування театру». Підготувати учнів до самостійного висловлювання про відвідування театру естради на основі плану. Практикувати у діалогічному мовленні: конструюванні діалогів за заданою ситуацією та з урахуванням міжрольових взаємодій комунікативних партнерів...
75590. Музичні захоплення, План-конспект уроку з англійської мови для учнів 9-х класів 90.5 KB
  Обладнання: підручник вікторина Pop Music Quiz НО1 текст для читання My fvourite singer Elvis Presley king of rock nd roll HO2 Fill in the tble HO3 Write biogrphy of your own fvourite pop strrdquo;HO4 тексти 1 2 для позакласного читання з серії Pop rt з молодіжних журналів НO5 НO6. Т: We re going to tlk bout your fvourite music musicins singers nd pop groups By the end of the lesson you should be ble: to tlk bout your fvourite music musicins singers nd pop groups; to conduct your own dilogues using the given one s n...
75591. Музичні захоплення. Мій улюблений співак 63.5 KB
  Обладнання: підручник текст і запис пісні Yesterdy групи Betles НО1 текст цієї пісні з пропускамНO2 текст для аудіювання The Betles НО3 True or Flse HO4 HO5. Предявлення тексту для аудіювання The Betles. Т: Wht do you think Do you know the fmous group The Betles Wht hits of the Betles do you like re the Betles still populr in Englnd Why 2 WhileListening ctivities. Н03: The Betles The Betles becme ntionlly fmous in Englnd in October 1962 when their first single record Love me do entered the Hit Prde t number 27.
75592. Музичні захплення, План-конспект уроку з англійської мови для учнів 9-х класів 59.5 KB
  Практикувати учнів у читанні тексту з метою отримання загального уявлення (scanning) та з метою точного й повного розуміння усієї інформації, що в ньому міститься (skimming). Навчати висловлюванню за змістом прочитаного тексту.
75593. Шекспір — видатний англійський письменник 69 KB
  Обладнання: підручник автентичний текст для читання Shkespere HO1 True or Flse H02 nswer the questions H03 Strip story H04 текст для позакласного читання про англійських або американських акторів на вибір учителя. Т: The topic of our tody\'s lesson is Shkespere the gretest English writer...
75594. Відвідування кінотеатру 71 KB
  Активізувати у мові учнів ЛО теми «Відвідування кінотеатру». Практикувати учнів у читанні тексту з метою отримання загального уявлення (skimming) та з метою максимально повного й точного розуміння всієї інформації, що міститься в тексті (scanning).
75595. Відвідування кінотеатру в Англії, План-конспект уроку з англійської мови для учнів 9-х класів 61.5 KB
  Активізувати у мові учнів ЛО теми «Відвідування кінотеатру», «Кіно». Практикувати в аудіюванні та читанні тексту з метою отримання загального уявлення (skimming) та з метою максимально повного й точного розуміння всієї інформації, що міститься в тексті (scanning). Практикувати учнів у спілкуванні в формі діалогу-розпитування, діалогу-обміну думками.