90193

Расчет точностных параметров изделия и их контроль

Курсовая

Производство и промышленные технологии

В данной курсовой работе выполнено проектирование привода ленточного конвейера по заданным параметрам: окружной скорости, окружного усилия и диаметра барабана исполнительного органа, а также параметров режима работы, срока службы и кратковременных пиковых перегрузок в приводе

Русский

2015-05-30

9.68 MB

0 чел.

Министерство образования и науки РФ

НИУ Южно-уральский государственный университет

Кафедра «Двигатели внутреннего сгорания»

Расчет точностных параметров изделия и их контроль

Пояснительная записка к курсовому проекту по курсу «Детали машин»

«Привод цепного конвейера»

Нормоконтроль:

Руководитель: Е.В. Вайчулис

Автор проекта: И.А. Бадьянов

студент группы АТ-341

Проект защищен с оценкой

ОГЛАВЛЕНИЕ

 ТЗ

 Введение

1      Кинематический и силовой расчёты привода

1.1   Определение мощности на валу исполнительного механизма

1.2   Определение расчётной мощности на валу электродвигателя

1.3   Определение частоты вращения вала исполнительного механизма

1.4   Определение частоты вращения вала электродвигателя.

       Выбор электродвигателя.

1.5   Определение передаточного отношения  привода.

       Расчёт силовых и кинематических параметров привода.

2.     Проектный расчёт передачи редуктора на ЭВМ.

2.1   Подготовка исходных данных.

2.2   Выбор варианта расчёта редуктора.

2.3   Геометрические параметры закрытых передач.

3.     Проверочные расчёты тихоходной передачи редуктора.

3.1  Проверочный расчёт тихоходной передачи активных поверхностей частей     зубьев.

3.2   Проверочный расчёт на выносливость зубьев при изгибе.

3.3   Проверочный расчёт при изгибе при максимальной нагрузке.

3.4   Проверочный расчёт при действии максимальной нагрузке.

4.     Силы в зацеплениях закрытых передач.

5.  Проектирование открытой передачи.  Проектирование клиноременной передачи.

6.     Компоновка редуктора.

6.1   Проектный расчёт валов.

6.2   Подбор подшипников качения.

6.3   Подбор шпонок.

6.4   Смазка редуктора.

  1.  Проверочный расчёт тихоходного вала редуктора на статическую прочность по эквивалентному моменту.

8.     Проверочный расчёт тихоходного вала на выносливость.

9.     Проверочный расчёт шпоночных соединений для тихоходного вала.

10.   Проверочный расчёт для тихоходного вала на долговечность.

11.   Проектирование узла исполнительного органа.

12.   Проектирование комбинированной муфты.

 Библиографический список

Введение

В данной курсовой работе выполнено проектирование привода ленточного конвейера по заданным параметрам: окружной скорости, окружного усилия и диаметра барабана исполнительного органа, а также параметров режима работы, срока службы и кратковременных пиковых перегрузок в приводе. В ходе курсовой работы по расчетным вращающим моментам,  частотам вращения и мощностям на волах были выбраны стандартные: электродвигатель, редуктор и компенсирующая муфта. Так же были выполнены проектировочные расчеты исполнительного органа, и расчет на ЭВМ клиноременной передачи.

1. Кинематический и силовой расчёты привода.

Выбор электродвигателя

1.1 Определение расчетной мощности на валу исполнительного механизма.

Кинематическая схема привода.

 

  1.  Мотор
  2.  МУВП
  3.  Редуктор
  4.  Предохранительная фрикционная компенсирующая муфта
  5.  Приводной вал с 2-мя звездочками

Мощность на приводном валу Р4, кВт,

,

где    Ft – окружное усилие на приводном валу, Н;

        V – окружная скорость на приводном валу, м/с.

1.2 Определение расчётной мощности на валу электродвигателя.

Расчётная мощность на валу двигателя Р1 определяется с учётом потерь в приводе:

 

где   η – общий КПД привода,

η =η1·η2· η3; 

Согласно [1, стр. 9 табл. 1.1] определяем значения каждой передачи:

η1- КПД открытой клиноремённой передачи, η1=0,95;

η2– КПД закрытой зубчатой конической передачи, η2=0,96;

η3– КПД закрытой зубчатой цилиндрической передачи, η3=0,97;

η = 0,97·0,96·0,95=0,885.

При этом

1.3 Определение частоты вращения вала исполнительного механизма

Частота вращения приводного вала n3, об/мин,

где   Z- число зубьев ведущей звездочки цепного конвейера;

        t- шаг цепи цепного конвейера, мм.

.

1.4 Определение частоты вращения вала электродвигателя

Частота вращения вала электродвигателя  n1, мин-1:

n1= n4·ί,

где  n4 – частота вращения приводного вала, n4 = 9 мин-1;

ί – передаточное отношение привода.

ί =ί1·ί2·ί3

Согласно [1, стр11, табл. 1.2] передаточное отношение для зубчатой закрытой цилиндрической передачи:

ί1=2;  ί2=3;  ί3=4; ί =2·3·4=24

Тогда     n1= 9·24=216 мин -1

Так как в мотор-редукторах с фланцевым консольным креплением редуктора к электродвигателю, установленному на плите на лапах , для уменьшения габаритов редуктора частоту вращения вала электродвигателя следует выбирать близкой к среднему значению найденного интервала оптимальных частот примем  n1=216 мин.

В приводах общего назначения применяются в основном трёхфазные асинхронные электродвигатели переменного тока с короткозамкнутым ротором серии 4А, отличающиеся простотой конструкции и эксплуатации, а также низкой стоимостью.

Выбираем двигатель АИР100L8 с T max/T ном.=1,7; T п/T ном.=1,6; T min/T ном.=1,2; I п/I ном.=5,5; nс=750мин -1; s=0,05; cosφ=0,73; η=76%.

Для асинхронных двигателей переменного тока по выбранной синхронной частоте nс  вращение магнитного поля уточняют номинальную асинхронную частоту вращения вала по справочнику или по формуле:

n1=  nс * (1-s)=750*(1-0,05)=705 мин-1

1.5 Определение передаточного отношения  привода

Расчёт силовых и кинематических параметров привода.

После выбора электродвигателя уточним передаточное отношение привода:

Определение мощности на быстроходном валу редуктора Р2, кВт,

где    Р1– мощность на валу электродвигателя, Р1=1,44кВт;

        η1– КПД открытой клиноремённой передачи, η1=0,95;

Определение вращающих моментов  на валах :

где  Р1– мощность на валу двигателя, кВт;

       n1 – частота вращения вала двигателя, мин-1;

Определение вращающего момента на быстроходном валу редуктора Т2, Н·м, 

где  Р 1–мощность на валу двигателя, кВт;

    η1– КПД закрытой открытой клиноремённой передачи, η1=0,95

    n2 - частота вращения на быстроходном валу редуктора мин-1,

Определение вращающего момента на приводном валу Т4, Н·м,

где  Р4 – мощность на тихоходном валу редуктора, кВт;

       n4  – частота вращения 4 вала, мин-1;

Все полученные данные для проектирования на ЭВМ сводим в таблицу1.

Таблица 1 – Силовые и кинематические параметры привода

№ вала

Т, Н·м

Р, кВт

n, мин-1

1

19,5

1,44

705

2

36,85

1,36

352,5

3

189,7

1,327

66,78

4

1352,9

1,275

9

Значения момента и частоты вращения 3-его вала вносятся в таблицу 1 только после результатов расчёта на ЭВМ.

2. Проектный расчёт передачи редуктора на ЭВМ

2.1 Подготовка исходных данных

Материал зубчатых колес должен обеспечить высокую прочность зубьев на изгиб и износостойкость передачи. Этим требованиям отвечают термически обрабатываемые углеродистые и легированные стали.

Нагрузочная способность передач редукторов лимитируется контактной прочностью. Допускаемые контактные напряжения в зубьях пропорциональны твердости материалов , а несущая способность передач пропорциональна квадрату твердости . Это указывает на целесообразность широкого применения для зубчатых колес сталей , закаливаемых до высокой твердости.

Наибольшую твердость зубьев Н=55…60 HRC обеспечивает химико- термические упрочнения: поверхностное насыщение углеродом с последующей закалкой.

Цилиндрическая передача

Поэтому примем в качестве термообработки цементацию для тихоходной передачи, что обеспечит высокую нагрузочную способность.

Согласно источнику  [1, стр20 табл. 2.1] цементации соответствуют материалы:

Шестерня- 20Х   ГОСТ 4543-71

Колесо- 15Х        ГОСТ 4543-71

Сочетания материала зубчатых колес, их термообработка и пределы контактной и изгибной выносливости.

Твердость поверхности зубьев ,HRC:

шестерня- 55…60 (55);

колесо- 55…60 (55).

Твердость сердцевины, НВ:

шестерня - 230…240;

колесо – 230…240.

Предел контактной выносливости, МПа:

.

Предел изгибной выносливости, МПа :

.

Допускаемое контактное напряжение , МПа:

где   σHlim b1Hlim b2- пределы контактной выносливости поверхностей          зубьев шестерни и колеса;

σHlim b =23*55=1265 МПа

S Hmin- минимальный коэффициент запаса прочности

При поверхностном упрочнении зубьев: S Hmin= 1,2

        – коэффициент долговечности;

Согласно источнику [1, стр. 26] =1, с последующим уточнением после ЭВМ.

Принимаем = 949 МПа.

Коническая передача

Для конической быстроходной передачи выбираем вид термообработки –  улучшение.

Шестерня- 40ХН   ГОСТ 4543-71

Колесо- 35Х        ГОСТ 4543-71

Сочетания материала зубчатых колес, их термообработка и пределы контактной и изгибной выносливости.

Твердость поверхности зубьев ,HRC:

шестерня   ―

колесо        ―

Твердость сердцевины, НВ:

шестерня - 230…280 (280);

колесо – 200…240 (240).

Предел контактной выносливости, МПа:

.

Предел изгибной выносливости, МПа :

σFlim b =1,75*280=490 МПа;

σFlim b =1,75*240=420 МПа.

Допускаемое контактное напряжение , МПа:

где   σHlim b1Hlim b2- пределы контактной выносливости поверхностей          зубьев шестерни и колеса;

МПа;

МПа.

        S Hmin- минимальный коэффициент запаса прочности

При поверхностном упрочнении зубьев: S Hmin= 1,1

        – коэффициент долговечности;

Согласно источнику [1, стр. 26] =1, с последующим уточнением после ЭВМ.

Принимаем = 450 МПа.

Коническая передача

Выбираем коэффициент ширины зубчатого венца из интервала               K be =0,2…0,285. Принимаем K be =0,28.

Рассчитаем коэффициент ширины зубчатой передачи от диаметра:

Где U-передаточное число конической передачи.

Согласно  источнику  [1, стр37, рис. 3.2]:

K  = 1,15

Цилиндрическая передача

Где bW-рабочая ширина зубчатых венцов,

      dW1- начальный диаметр шестерни.

Согласно  источнику  [1, стр35, табл. 3.1]:

ψbd=0,3…0,6

Принимаем ψbd2=0,5

Коэффициент K .

Коэффициент K . Учитывает неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий при расчете на контактную выносливость активных поверхностных зубьев.

 Согласно источнику [1, стр37, рис. 3.2] принимаем:

K 2=1,08

1.11 Исходные данные для расчета на ЭВМ.

      ί – передаточное отношение привода

      ί=39,16

Т1-вращающий момент на тихоходном валу

Т1= 1352,9 Н*м

- допускаемое контактное напряжение в конической и цилиндрической передачах.

=450 МПа

=948 МПа

ψbdi ,Кbе - коэффициент ширины зубчатого венца;

=0,28

ψbd=0,5

KHβi - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки;

K 1=1,15

K 2=1,075

Вид зубьев конической передачи – круговые;

Вид зубьев цилиндрической передачи – косые.

2.2 Выбор варианта расчёта редуктора

Выбор варианта расчёта редуктора проводим по наименьшему значению передаточного отношения конической передачи.

2.3. Геометрические параметры закрытых передач

Геометрический расчет тихоходной передачи.

а)шестерня

-делительный диаметр :

 d 1=  d w=  ,

mn- модуль зацепления

mn=2,75

β-угол наклона зубьев

cosβ =cos10,8 = 0.9822

Z1-число зубьев

Z1=19

d 1=  d w=  =53,2 мм

-диаметр вершин зубьев:

d a1=d1+2mn

d a1=53,2+2*2,75=58,7 мм

-диаметр впадин зубьев

d f1=d1-2.5mn

d f1=53,2-2,5*2,75=46,32 мм

б)колесо

-делительный диаметр :

d 2=  d w=  ,

Z2=141

mn=2,75

cosβ =cos10,8 = 0,9822

d 2=  d w=  =394,7 мм

-диаметр вершин зубьев:

d a2=d2+2mn

d a2=394,7+2*2,75=400,27 мм

-диаметр впадин зубьев

d f2=d2-2.5mn

d f2=394,7-2,5*2,75=387,82 мм

Геометрический расчет быстроходной конической передачи. 

[1, стр. 90, табл. 5.3]

3  Проверочные расчёты тихоходной передачи редуктора

3.1  Проверочный расчёт тихоходной передачи

активных поверхностей частей зубьев.

3.1.1 Определение допускаемых напряжений.

Допускаемые контактные напряжения , МПа, вычисляются отдельно для шестерни и колеса каждой из рассчитываемых передач:

Z Nj – коэффициент долговечности для шестерни и колеса , определяется по формуле или по рис. 2.1:

Где   N H lim bj -  базовое число циклов контактных напряжений шестерни и   колеса. Определяется согласно источнику [1, стр26, рис. 2.2]:

N H lim b1= N H lim b2=110*106

N HEj - эквивалентное число циклов контактных напряжений на зубьях шестерни и колеса

N HE1=μн*N∑1,

N HE2=μн*N∑2.

где   μн - коэффициент, характеризующий интенсивность типового режима            нагружения при расчёте на контактную прочность, Согласно источнику [1, стр.27, табл. 2.2]:

μн= 0,5

N∑1,N∑2 – число циклов нагружения зубьев шестерни или колеса за весь срок службы передачи.

где n4– частота вращения  4 вала, взята из табл.1

n3– частота вращения  3 вала, взята из табл.1

n4= 9, мин-1 , взята из табл.1

n3= 66,78, мин-1 , взята из табл.1

– время работы передачи за весь срок службы привода

= 11.500 часов.

с- число циклов нагружения зуба за один оборот зубчатого колеса

с=1.

n1= 105*2,950 =309,75 мин -1.

Тогда 

N∑1= 60*66,78*11.500=46 млн. циклов

N∑2=60*9*11.500=6.2 млн. циклов

Эквивалентное число циклов контактных напряжений на зубьях шестерни и колеса:

N HE1=0,5 * 46*106 = 23 млн. циклов

N HE2=0,5 * 6,2*106 = 3.1 млн. циклов

N HE1 / N H lim b1 =0,21

N HE2/ N H lim b2 =0,027

По графику приведённом на рисунке 2.1 определяем значения Z 1, Z 2 :

Принимаем Z 1=1.2

Принимаем Z 1=1,7

МПа

МПа

3.1.2 Определение фактических напряжений

Найдем допускаемые контактные напряжения:

Окружная скорость в зацеплении

где z  число зубьев шестерни

nj-частота вращения вала шестерни, мин -1

n1=9

Выбор степени точности передачи.

Согласно источнику [1, стр.41, табл. 3.2] выбираем точность 9 (пониженная);

Коэффициент перекрытия

εα- коэффициент торцевого перекрытия

εα= [1.88-3.2*(1/Z1±1/Z2)]cos β,

Так как зацепление внешнее – знак «+»

εα=[1,88-3,2(1/19+1/141)]*0,982=1,66

εβ- коэффициент осевого перекрытия

-рабочая ширина зубчатых венцов

b2= bW=26

mn=2,75

εγ- суммарный коэффициент перекрытия

εγ= εα+ εβ

εγ=1,66+0,561=2,221

Коэффициент K, учитывающий распределение нагрузки между зубьями в связи с погрешностями изготовления.

Согласно источнику [1, стр.42, рис. 3.3] принимаем

K=1,145

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении

Где Т1- вращающий момент на шестерне

WHV – удельная окружная динамическая сила, Н/мм

W HV н*g 0*V*

Где σн- коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и

модификации профиля зубьев, выбирается согласно источнику  

[1, стр.43, табл. 3.3]:

σн=0,004МПа

g0-коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса выбирается согласно источнику  [1, стр43, табл. 3.3]:

g 0=73

W HV =0,004*73*0,15*

Удельная расчетная окружная сила Н/мм

 

Коэффициент Z ε, учитывающий суммарную длину контактных линий.

Для косозубых передач с коэффициентом осевого перекрытия εβ‹1

Z ε=

Z ε=

Расчетное контактное напряжение , МПа

σн= Z H* Z E Z ε*

где Z H- коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления, определяется согласно источнику

[1, стр.44, рис. 3.4]:

Z H=2,45

      Z E- коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес, для стальных колес

Z E=190

σ HP- допускаемое контактное напряжение

σн= 2,45*190*0,824 *МПа

3.1.3 Сравнение  допускаемых с фактическими напряжениями

σн≤ σ HP : 1032МПа≤1138МПа

3.2 Проверочный расчет цилиндрической зубчатой передачи на выносливость зубьев по изгибу

3.2.1  Определение допускаемых напряжений.

σ F lim b j-  предел выносливости шестерни или колеса при изгибе

 σ F lim b 1=680 МПа

 σ F lim b 2= 680 МПа 

S  F min 1,2- минимальный коэффициент запаса прочности

Согласно источнику [1, стр.30]:

S  F min 1,2=1,7

Y Nj- коэффициент долговечности, вычисляется по формуле

Y Nj

где N F lim- базовое число циклов напряжений изгиба согласно источнику[1, стр28]:  

N F lim=4*106

Для зубчатых колес с твердостью поверхности зубьев Н ˃350НВ  q F =9

     N FEj -  эквивалентное число циклов напряжений изгиба на зубьях шестерни или колеса .

N FEjF*Nj  j=1,2

Согласно источнику [1, стр31, табл. 2.5]:

μF=0,038

Тогда

N ∑1 = 60*1*66,78*11500 = 46,078 млн. циклов

N ∑2 ==60*1*9*11500 = 6,21 млн. циклов

Вычислим коэффициент долговечности:

Y N1=

Y N2=

YA- коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки на зубьях

Согласно источнику [1, стр30, табл. 2.4] принимаем:

YA=1

Допускаемые напряжения:

МПа

МПа

3.2.2 Определение фактических напряжений.

Коэффициент K ,учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий при расчете зубьев на выносливость

при изгибе .Выбираем согласно источнику [1, стр.46, рис. 3.5]:

K =1,15

Коэффициент K , учитывающий распределение нагрузки между зубьями .При расчетах на изгибную прочность полагают, что влияние погрешностей изготовления на распределение нагрузки между зубьями то же, что и в расчетах на контактную прочность , т.е.

K = K Нα=1,145

Коэффициент, учитывающий динамическую, возникающую в зацеплении.

 

W FV-  удельная окружная динамическая сила при расчете на изгиб, Н/м         

W FV=σF*g 0*V*

σF-коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и  модификации профиля зубьев, Н/м Согласно источнику[1,стр.43, табл. 3.3]:

σF=0,006

W FV =0,006*73*0,15*

Удельная расчетная окружная сила

Коэффициент Y FS, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжения.

Согласно источнику[1, стр47, рис. 3.6]:

Y FS1=4,06

Y FS2=3,6

Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев.

 Для косозубых передач :

Так как εβ=0,6 ‹1: Yε= 0.2+0,8/ εα

Yε= 0.2+0,8/ 1,66=0,682

Коэффициент, учитывающий наклон зуба

Yβ=1- εβ*β/1200≥0,7

Yβ=1- 0,561*10,80/1200=0,95≥0,7

Расчетное напряжение изгиба на переходной поверхности зуба:

σF= Z FS1* Zβ1*  Z ε1*≤ σFP

Обычно расчет проводится для менее прочного зубчатого колеса передачи, которое определяется из сравнения отношений для шестерни и колеса:

σF= 4,06* 0,682*  0,95*МПа≤ σFP

3.2.3 Сравнение  допускаемых с фактическими напряжениями.

345,8 МПа ≤ 2372 МПа

3.3 Расчет зубчатой передачи на контактную прочность при действии максимальной нагрузки

3.3.1. Определение допускаемых напряжений.

Согласно источнику [1, стр.29,табл. 2.3]: 

σHP max=44* H HRC

σHP max=44*55=2420МПа.

3.3.2 Определение фактических напряжений.

σнmax= σн* σнPmax

Tmax/TH = β1-кратность кратковременных пиковых перегрузок в приводе согласно техническому заданию.

β1= 1,8

σнmax= 1032* МПа

σнPmax =44*50=2200 МПа

σнmax≤ σнPmax

3.3.3 Сравнение фактического и допускаемого напряжений.

1384 МПа ≤ 2200 МПа

3.4 Расчет зубчатой передачи на прочность при изгибе максимальной нагрузкой

3.4.1. Определение допускаемых напряжений.

где σ FSt – предельное напряжение изгиба при максимальной нагрузке МПа, принимаем согласно источнику [1, стр32, табл. 2.6]:

σ FSt= 2000МПа

      S FSt min- минимальный коэффициент запаса прочности пери расчете максимальной нагрузки, вычисляется по зависимости:

S FSt min= YZ*SY

Где YZ -коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса , выбираемый согласно источнику [1, стр33, табл. 2.7]:

YZ=0,9 (прокат);

SY - коэффициент, зависящий от вероятности неразрушения зубчатого колеса, выбирается согласно источнику [1, стр. 33]:

SY=1,75

S FSt min=0,9*1,75=1,575

Yх -коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса, выбирается согласно источнику [1, стр. 33, рис. 2.4]:

Yх=1,025

=1276 МПа

3.4.2  Определение фактических напряжений.

σFmax= Tmax   ≤ σFPmax

σF=345.8 МПа

Tmax / TH=1.8  

σFPmax=1276 МПа

σFmax= 345,8*1,8=622,44 МПа

σFmax≤ σFPmax

3.4.3 Сравнение фактического и допускаемого напряжений.

622,44 МПа ≤ 1276 МПа

4 Силы в зацеплении

4.1 Силы в зацеплении тихоходной цилиндрической зубчатой передачи

-окружная сила:

Ft1=

Ft1=

-радиальная сила

Fr= Ft*tg αW/ cosβ

Fr1=7131*0,364/0,98=2648 Н

- осевая сила

Fа= Ft* tgβ

Fа1=7131*0,189=1347Н

4.2 Силы в зацеплении быстроходной конической зубчатой передачи.

-окружная сила:

Ft2=

Ft2=H

-радиальная сила

Fr2= Ft2*tg αW* cos ɓ

Fr2= 968*0,7*0,98=664  Н

- осевая сила

Fа2= Ft2* tgβ* sin ɓ

Fа2=968*0,7*0,18 = 122 Н

 

Рисунок 4 - Силы зацепления передач редуктора

5  Проектирование открытой передачи

Проектирование клиноремённой передачи

 

Результаты расчета клиноременной передачи на ЭВМ.

По сравнению с другими видами передач ременные имеют ряд существенных преимуществ: возможность передачи движения на сравнительно большие расстояния без особого увеличения массы передачи; простота конструкции и эксплуатации; плавность хода и бесшумность работы; эластичность привода, смягчающая колебания нагрузки и предохраняющая от значительных перегрузок за счет скольжения; меньшая начальная стоимость.

Следует отметить и недостатки, присущие ременным передачам: сравнительно небольшие передаваемые мощности (обычно до 50 кВт); непостоянство передаточного отношения; значительные габариты; повышенные нагрузки на валы и опоры; необходимость натяжения ремня в процессе эксплуатации; малая долговечность ремней, особенно быстроходных передачах.

  1.  Компоновка редуктора

  1.  Компоновка коническо-цилиндрического редуктора.  

6.1.1. Ориентировочный расчет диаметров валов по крутящим моментам

Ориентировочный расчет ведется по формуле:

, (8.1)

где  – вращающий момент, Н∙м;

 – допускаемые напряжения на кручение, МПа;

Для быстроходного (входного) вала (;):

;

Для промежуточного вала (;):

;

Для тихоходного вала (выходного) вала (;):

.

6.2 Подбор подшипников качения (стр. 203-249 2том)

d=23 (мм) Cерия легкая 2

Роликовый конический однорядный подшипник повышенной грузоподъёмности.

обозначение

d

D

B

C

T

E

r1s

r2s

α

масса

С,Н

Со,H

2007105А

25

47

15

11,5

15

37,4

0,6

0,6

16

0,117

25500

183000

d=36,2 (мм)

Роликовый конический однорядный подшипник повышенной грузоподъёмности.

обозначение

d

D

B

C

T

E

r1s

r2s

α

масса

С,Н

Со,H

nпред

e

Y

Yo

2007108А

40

68

19

14,5

19

56,9

1

1

14

0,278

49500

40000

5,3

0,33

1,84

1,01

d=60,1 (мм)

Роликовый однорядный подшипник повышенной грузоподъёмности.

обозначение

d

D

B

C

T

E

r1s

r2s

α

масса

С,Н

Со,H

nпред

e

Y

Yo

2007113А

65

100

23

17,5

23

85,5

1,5

1,5

17

0,642

78100

68000

3,4

0,38

1,59

0,87

6.3 Подбор шпонок

Размеры сечений пазов и их придельные отклонения (стр. 809, 810 2том)

Для передачи вращающего момента между валом и насаженными на него деталями широко используют шпоночные и шлицевые соединения, а также соединения с гарантированным натягом. Сечения шпонок выбирают по диаметру вала. Следует заметить, что уменьшение сечение шпоночного паза увеличивает запас прочности вала.

Длину шпонки назначают на 5-10% меньше длины ступицы насаженной детали. Применять две диаметрально расположенные шпонки не рекомендуется, т.к. шпоночные пазы при этом сильно ослабляют вал.

Для вала с диаметром d=18 мм, выбираем шпонку с размерами:

b*h

t1

t2

L

r

6*6

3,5+0,1

2,8+0,1

37

не более 0,16

Для вала с диаметром d=40 мм, выбираем шпонку с размерами:

b*h

t1

t2

L

r

12*8

5+0,2

3,3+0,2

31

не более 0,4

Для вала с диаметром d=72 мм, выбираем шпонку с размерами:

b*h

t1

t2

L

r

20*12

7,5+0,2

4,9+0,2

64

не более 0,6

Для вала с диаметром d=65 мм, выбираем шпонку с размерами:

b*h

t1

t2

L

r

18*11

7+0,2

4,4+0,2

95

не более 0,4

6.4 Смазка редуктора   Дунаев (172стр)

Для смазывания передач широко применяют картерную систему. В корпус редуктора или коробки передач заливают масло так, чтобы венцы колес были погружены в него. Колёса при вращение увлекают масло, разбрызгивая его внутри корпуса. Масло попадает на внутренние стенки корпуса, оттуда стекает в нижнюю часть корпуса. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которая покрывает поверхность расположенных внутри корпуса деталей.

Картерное смазывание применяют при окружной скорости зубчатых колёс и червяков от 0,3 до 12,5 м/с. При более высоких скоростях масло сбрасывает с зубьев центробежная сила и зацепление работает при недостаточном смазывании. Кроме того, заметно возрастают потери мощности на перемешивание масла, повышается температура.

Принцип назначения сорта масла следующий: чем выше окружная скорость колёса, тем меньшей должна быть вязкость масла и чем выше контактные давления в зацеплении, тем большей вязкостью должно обладать масло. Поэтому требуемую вязкость масла определяют в зависимости от контактного напряжения и окружной скорости колёс (табл. 11.1). По табл. 11.2 выбирают марку масла для смазывания зубчатых и червячных передач.

В данном редукторе наибольшая окружная скорость в коническом зацеплении: . Контактное напряжение .

Для зубчатых колёс работающих 40оС,  и окружной скорости до  кинематическая вязкость принимается равной ν=70мм2/с.

Марку масла выбирает исходя из кинематической вязкости: для колёс работающих при 40оС  ν=61…75 мм2/с масло И-Г-А-68.

Обозначение индустриальных масел состоит из четырёх знаков, каждый из которых обозначает: первый (И) – индустриальное, второй – принадлежность к группе по назначению(Г – для гидравлических систем), третий – принадлежность к группе по эксплуатационным свойством (А – масло без присадок), четвёртый (число) – класс кинематической вязкости.

В конических и коническо-цилиндрических редукторах в масляную ванну должно быть погружено коническое колесо на всю ширину b венца.


7  Проверочный расчёт тихоходной передачи вала редуктора на статическую прочность по эквивалентному моменту

Расчёт валов базируется на тех разделах курса сопротивления материалов, в которых рассматривают неоднородное напряженное состояние и расчёт при переменных напряжениях. При этом действительные условия работы вала заменяют уловными и приводят к одной из известных расчётных схем.

При переходе от конструкции к расчётной схеме производят схематизацию нагрузок, опор и формы вала. Вследствие такой схематизации расчёт валов становится приближённым.

В расчётных схемах используют три основных типа опор: шарнирно-неподвижную, шарнирно-подвижную, защемление и заделку. Выбирая тип расчётной опоры, необходимо учитывать, что деформативные перемещения валов обычно весьма малы, и если конструкция действительной опоры допускает хотя бы небольшой поворот или перемещение, то этого достаточно, чтобы считать её шарнирной или подвижной. При этих условиях подшипники, одновременно воспринимающие осевые и радиальные нагрузки, заменяют шарнирно-неподвижными опорами, а подшипники, воспринимающие только радиальные нагрузки, - шарнирно-подвижными.

Действительные нагрузки не являются сосредоточенными, они распространены по длине ступицы, ширине подшипника и т.п. Расчётные нагрузки рассматривают обычно как сосредоточенные.

Вал нагружен силами , действующими в полюсе зацепления, и крутящим моментом Т на полумуфте.

Для стандартных многоступенчатых редукторов:

Для сечения 1-1:

Для сечения 2-2:

Проверка статической прочности

Сечение 1-1

Сечение 2-2

В обоих сечениях условие прочности выполняется.

8 Проверочный расчёт тихоходного вала на выносливость

Расчёт на прочность для сечения 1-1:

Запас сопротивления усталости только по изгибу:

Запас сопротивления усталости только по кручению:

для среднеуглеродистых сталей,

Для для шпоночного паза:

Расчёт на прочность для сечения 2-2:

Запас сопротивления усталости только по изгибу:

Запас сопротивления усталости только по кручению:

для среднеуглеродистых сталей,

Для для шпоночного паза:

В обоих сечениях выполняются условие выносливости.

9 Проверочный расчёт шпоночных соединений для тихоходного вала

На участке между серединами шпонок передаётся постоянный вращающий момент Т. Силы Р1 и Р2, действующие на шпонку и приложенные на плече, равному радиусу соответствующей ступени вала, составляют:

   

, значит, шпонки ступени D2 нагружена меньше шпонки ступени D1.

По соображениям прочности и работоспособности шпоночных соединений нет оснований к назначению для ступени D2 шпонки большей, чем для ступени D1. Чем больше диаметра ступени ступенчатого вала, тем меньшее может быть для неё сечение шпонки.

При расчете принимают нагружение шпонки по длине одинаковым. Шпонки рассчитывают на смятие, а в особо ответственных случаях проверяют на смятие.

Рабочие грани призматической шпонки проверяют на смятие.

Для тихоходного вала с диаметром d=65мм, выбирали шпонку с размерами:

b*h

t1

t2

L

r

18*11

7+0,2

4,4+0,2

95

не более 0,4

Условие прочности на смятие:

10 Проверочный  расчёт для подшипников на долговечность

Fr = FA = FВ = 2625 Н;

Х– коэффициент радиальной нагрузки, Х = 0,4;

Y– коэффициент осевой нагрузки, Y=0,4.сtgα=1,28;

е– коэффициент осевого нагружения, е = 0,45;

Определим эквивалентную динамическую нагрузку:

Pr = (XFr+YFa)KБKТ,

где КТ – температурный коэффициент, КТ = 1;

КБ – коэффициент безопасности, КБ = 1,3.

Pr = (0,4.2648+1,28.1347).1,4.1 = 3897,8 Н.

Определяем по уровню надёжности и условиям применения расчётный ресурс подшипника:

где a1 – коэффициент долговечности, a1 = 1;

a23 – коэффициент, учитывающий влияние на долговечность особых свойств материала, a23 = 0,3;

Сравниваем с требуемым ресурсом= 9500, ч:

Условие выполняется, следовательно подшипник 1212 – годен.

11 Проектирование узла исполнительного органа

11.1. Проектный расчет вала

Принимаем минимальный диаметр вала равным диаметру выходного конца редуктора. d = 45 мм.

Диаметр цапф вала в местах установки подшипников dП, мм определяем по формуле:

 

где  t2– глубина паза в ступице, мм, t2 = 3,8 мм.

для более лучшего торцевого фиксирования муфты примем : dП = 60 мм.

Диаметр буртика для подшипника № 1212 по ГОСТ 20226-82 (67,0 мм < dБП< 71,0 мм) примем dБП =70 мм :

Диаметр цапф вала в местах установки барабана примем: dВ = 65 мм.

11.2. Подбор подшипников и шпонок.

Исходя из геометрических параметров муфты и вала под муфтой, определяем размеры шпонки вала под муфту:

Шпонка призматическая для диаметра вала d = 45 мм:

 - высота шпонки       h = 9 мм;

 - ширина шпонки b = 14 мм;

 - длина шпонки       l  = 70 мм;

 - глубина паза вала      t1 = 6 мм;

 - глубина паза ступицы     t2 = 3,8 мм.

Исходя из геометрических параметров вала, в месте соединения  его с барабаном определяем размеры шпонки вала под барабаном.

Шпонка призматическая для диаметра вала d = 60 мм:

 - высота шпонки       h = 11 мм;

 - ширина шпонки b = 18 мм;

 - длина шпонки       l  = 100 мм;

 - глубина паза вала      t1 = 7 мм;

 - глубина паза ступицы     t2 = 4,4 мм.


Рисунок 6 – Эскиз шпоночного соединения.

Для опор вала исполнительного органа применим шариковые радиальные сферические двухрядные подшипники (ГОСТ 28428 – 90), из-за возможных перекосов опор подшипников. Назначаем подшипники легкой серии № 1212.

- диаметр отверстия      dП  = 60 мм;

- диаметр внешнего кольца     D  = 110 мм;

- ширина подшипника     В  = 22 мм;

- координата фаски      r    = 2,5  мм;

- динамическая радиальная грузоподъёмность Cr   = 30,0 кН;

- статическая радиальная грузоподъёмность  C0r = 16,0 кН.

Рисунок 7 – Эскиз подшипника.


12 Проектирование комбинированной муфты

Исходя из рассчитанных параметров вращающего момента на входном валу и технического задания, выбираем компенсирующую цепную однорядную муфту по ГОСТ 2074281, рассчитанную на максимальный вращающий момент равный 1000 Нм, допускающая угловое смещение осей соединяемых валов до 1° и радиальное смещение от 0,5 до 1,2 мм.

Эти муфты отличает возможность использования серийно изготовленных цепей, небольшие габаритные размеры, простота монтажа без осевых смещений соединяемых валов, способность компенсировать радиальные и угловые смещения валов за счет взаимных перемещений деталей муфты и наличия зазоров. Из–за наличия в цепных муфтах значительных зазоров их не применяют в реверсивных приводах и приводах с большими динамическими нагрузками.  

Рисунок 4 – Эскиз муфты.

Список использованных источников

  1.  Устиновсий Е.П., Шевцов Ю.А., Яшков Ю.К., Уланов А.Г. Многовариантное проектирование зубчатых цилиндрических, конических и червячных передач с применением ЭВМ: Учебное пособие к курсовому проектировании по деталям машин. – Челябинск: ЧГТУ, 1992.
  2.  Справочник конструктора -  машиностроителя: В 3 т. – 8-е изд., перераб. и доп. Под ред. И. Н. Жестковой. – М.: Машиностроение, 2001.
  3.  Дунаев П.Ф., Леликов О.П. конструирование узлов и деталей машин: Ученое пособие для техн. спец. вузов. – 6-е изд., исп. – М.: Высш. шк., 2000. – 477с., ил.
  4.  Ряховский О.А., Иванов С.С. Справочник по муфтам. – Л.: Политехника, 1991. – 384 с.: ил.
  5.  Сохрин П.П., Устиновский Е.П., Шевцов Ю.А.  Техническая документация по курсовому проектировании по деталям машин и ПТМ: Ученое пособие. – Челябинск: Ид. ЮУрГУ, 2001. – 67 с.
  6.  Чурюкин В.А., Яшков Ю.К. Обозначение конструкторской документации: Ученое пособие. – Челябинск: ЧГТУ, 1986. – 61 с.
  7.  Сохрин П.П., Кулешов В.В. Проектирование валов: Учебное пособие. Челябинск: Изд. ЮУрГУ, 2000. – 94 с.
  8.  Сохрин П.П. Проектирование ременных передач: Ученое пособие: Челябинск: ЧГТУ, 1997. – 94 с.


Библиографический список:

1 Устиновский Е.П.  Проектирование передач зацеплением с применением ЭВМ: компьютерное учебное пособие с программами расчёта передач. – Челябинск: Изд-во ЮУрГУ, 2005.–192с.

2 Дунаев П.Ф. , Леликов О.П.Конструирование узлов и деталей машин – М.: Высшая школа, 1978.–352с.

3 Проектирование механических передач: Учебно-справочное пособие для вузов С.А. Чернавский, Г.А. Снесарев, Б.С. Козинцов и др.– 5–е изд., перераб. и доп.–М.: Машиностроение, 1984.–560с., ил.

4 Пелипенко И.А., Шевцов Ю.А. Разработка компоновки редуктора: Учебное пособие к курсовому проекту по деталям машин.–Челябинск: ЧГТУ, 1991.–41с


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

25254. Культура як об’єкт і предмет філософського осмислення 29.5 KB
  В той же час формується і протилежний підхід до питання про вплив культури на людське життя. Виділяють наступні підходи до вивчення історії людської культури: Формаційний Маркс Енгельс: Історія розглядається як зміна супільноекономічних формацій рухомою силою якої вважається класова боротьба. Кожній формації властивий власний тип культури який еволюціонує в своєму розвитку від формації до формації. Процес розвиток культури наділяється прогресивним характером який підпорядковується єдиній логіці історичного процесу – утвердження...
25255. Моральні цінності і основні тенденції сучасної культури 27 KB
  Біоетичні проблеми: вторгнення в природу людини пересадка органів клонування €œсуррогатне материнство€ штучне запліднення зміна статі евтаназія виявляє неможливість узгодження моральної і медицинської позицій. Таким чином під сучасними €œгуманістичними тенденціями€ приховуються цілком протилежні процеси егоїстичне і руйнівне ставлення людини до природи – як до навколишньої так і до власної; гіпертрафія значення індивідуальної людини що нерідко приховує за собою інтереси конкретних соціальних груп.
25256. Здобутки сучасної науки і проблеми прикладної етики 34 KB
  Здобутки сучасної науки і проблеми прикладної етики Прикладка етика сфера знання і поведінки предметом якої є практичні моральні проблеми які мають междисциплінарний і відкритий характер. біоетики екологічної етики етики господарювання політичної етики етики науки і ін. представляеть собою нову багатоманітну сферу знання і суспільної практики яка виникає на межі етики і ін. є додатком етичної теорії до практики і має свої витоки в античності; це новий варіант професійної етики; сукупність особливого роду практичних моральних питань...
25257. Специфічні риси античної філософської парадигми 30 KB
  Основні досократичні школи: Мілетська школа Фалес Анаксімандр Анаксімен Вчення Геракліта Ефеського Атомізм Демокріта Піфагорійський союз Елейська школа Ксенофан Парменід Зенон Софісти Сократичні школи: мегарська Евклід – синтезували вчення Парменіда про буття з вищим поняттям сократівської етики – поняттям добра кінічна – основою щастя вважали нехтування суспільними нормами циніки кіренайська – гедонізм Платон – учень Сократа засновник Академії: вчення про ідеї як досконалі речі€ теорія пізнання знання як пригадування...
25258. Монізм-плюралізм. Суть „елейської кризи” в античній філософії 27.5 KB
  буття єдине істине нерухоме умоглядне розум та умовиводи. Існує лише буття небуття не існує тотожність мислення і буття. Оскільки небуття не можливо помислити то його не має Пізнання засобами органів відчуттів не достовірне. Апорії Зенона Ахілл і черепаха€ Стріла€: логічно неможливе мислення множинності речей припущення руху приводить до суперечностей Опоненти олеатів сперечалися з постулатами про єдність буття і його нерухомість апелювали до чуттєвоконкретної реальності що є багатоманітною і мінливою.
25259. Суть Сократовських тез 22.5 KB
  Осн заслуга в тому що діалог був осн методом знаходження істини. Даний вислів був переосмислений Сократом і означав 1 відмову від космологічної спекуляції досократиків 2 кореляцію осн постулата інтелектуальної етики Сократа добродетелб есть знание який передбач самопізнання пізнання своєї моральної сутності та її наступна реалізація пізнай хто ти єсть і стань ним шляхом досягнення щастя.
25260. Проблема співвідношення філософії та релігії 67.5 KB
  Спільне філософії і науки: конкретний предмет дослідження; обґрунтовуються особливими способами доказів філософія – верифікація само наукове знання інколи служить доказом філософського принципу; обидва знання – узагальнення ідей але ступінь узагальнення різний філософію часто називають метатеорією теорія теорії; ціль – збагачення досвіду людини; метод абстракції. Відмінності: наука вивчає лише відносне а філософія ще й абсолютне; наукове мислення інтелектуальне а філософське – розумове оскільки про відносне можна знати лише...
25261. Філософія релігії в системі філософських знань і як структурний компонент релігієзнавства. Філософія релігії і реліг. філософія: необхідність їх розрізнення 28.5 KB
  Філософія релігії в системі філософських знань і як структурний компонент релігієзнавства. Філософія релігії і реліг. філософія: необхідність їх розрізнення Філя релігії – подає понятійне тлумачення релігійних феноменів – інтелектуальний вимір релігії. осмисленість феномену релігії.
25262. Спільне філософії і науки 64.5 KB
  Природні релігії. Надприродні релігії. Природні релігії – це релігії які створив людський розум.