Размещено на http://www.allbest.ru

Размещено на http://www.allbest.ru

Введение

Целью выполнения проекта является закрепление теоретических знаний, полученных из ранее освоенных дисциплин и использование их при проектировании механического привода.

Задачей работы является подбор электродвигателя, выполнение кинематического расчета, расчет ременной передачи и редуктора, определение геометрических и конструктивных размеров деталей и проверка их на прочность.

При выполнении графической части проекта использованы результаты проведенных расчетов.

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

Рис. 1. Схема привода

муфта кинематический втулочный привод

Механический привод состоит из электродвигателя 1, ременной передачи и редуктора. Ременная передача включает в себя ведущий 2 и ведомый 3 шкивы, ремень 4. Коническо-цилиндрический редуктор состоит из двух зубчатых передач. Зубчатые колеса 5 быстроходной ступени конические прямозубые. Коническая шестерня выполнена заодно с входным валом 6. Колеса тихоходной ступени 7 цилиндрические прямозубые, они насажены на промежуточный 8 и выходной 9 валы редуктора. Подшипники 10 поддерживают валы и позволяют им свободно вращаться. Зубчатые колеса, валы и подшипники расположены внутри закрытого чугунного корпуса 11. Выходной вал редуктора соединен с приемным валом машины 12 муфтой 13.

1. Кинематический расчет и выбор электродвигателя

Определение потребной мощности и выбор электродвигателя

Общий КПД привода:

,(1.1)

где - КПД клиноременной передачи;

- КПД зубчатых передач;

- КЦД одной пары подшипников.

,

Потребная мощность, кВт:

,(1.2)

,

где - мощность на выходном валу редуктора, кВт.

Выбираем тип электродвигателя: из условия .

где - номинальная мощность электродвигателя,

рабочая частота вращения , диаметр вала двигателя

Определение передаточного числа и распределение его между типами и ступенями передач.

Общее передаточное число привода:

(1.3)

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

- частота вращения выходного вала редуктора, об/мин.

Общее передаточное число привода можно представить и как произведение:

(1.4)

где передаточные числа ременной передачи, быстроходной и тихоходной ступеней редуктора соответственно. Из условия рационального соотношения размеров диаметра ведомого шкива ременной передачи и редуктора рекомендуется в расчетах принимать:

Передаточное число редуктора:

(1.5)

Передаточные числа тихоходной и быстроходной ступеней редуктора можно определить из соотношений:

(1.6)

(1.7)

,

Частоты и угловые скорости вращения валов редуктора.

Частоты, об/мин:

входной вал -;(1.8)

промежуточный вал -;(1.9)

выходной вал-;(1.10)

Угловые скорости, с-1:

входной вал - ;(1.11)

промежуточный вал - ;(1.12)

выходной вал -;(1.13)

Мощности и вращающие моменты на валах редуктора.

Мощности, кВт:

(1.14)

(1.15)

(1.16)

Моменты. Н·м:

;(1.17);(1.18);(1.19)

2. Расчёт ремённой передачи

Расчёт ременной передачи заключается в определении геометрмческих параметров и долговечности приводного ремня, размеров шкива и разработке его эскиза.

Диаметр ведущего шкива передачи, мм,

Из найденного интервала значений выбираем большее стандартное

Диаметр ведомого шкива, мм:

где uр - передаточное число ремённой передачи.

Межосевое расстояние (предварительное), мм:

Расчётная длина ремня, мм:

Угол обхвата меньшего шкива, град.:

Скорость ремня, м/с:



В зависимости от скорости выбирается тип ремня, в данном случае.

ремень типа В.

оптимальная удельная тяговая способность, Н/мм2,

Д - толщина ремня, мм;

Сб - коэффициент учитывающий влияние угла обхвата меньшего шкива, Сж - коэффициент учитывающий влияние скорости ремня,

Ср - коэффициент учитывающий влияние режима работы

Си - коэффициент учитывающий расположение передачи.

Окружное усилие, Н:

Требуемая площадь поперечного сечении ремня, мм2,

Толщина одной прокладки выбирается из таблицы П6, рекомендуемая толщина д1=1.25 мм. Тогда количество прокладок:

Уточняется толщина ремня, мм:

Ширина ремня, мм:

Рассчитанный ремень проверяется на прочность и долговечность.

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

При расчёте передачи должно выполняться условие прочности:

Рабочий ресурс ( долговечность ) плоскоремённой передачи, ч:



Сила давления на валы для передачи с периодическим регулированием начального натяжения ремня, Н:

Ширина обода шкива В в зависимости от ширины ремня выбирается из таблицы П 2, В=50 мм.

3. Расчет и конструирование редуктора

Тип редуктора - коническо-цилиндрический. Быстроходная ступень редуктора - коническая с прямозубыми колесами, тихоходная - цилиндрическая с прямозубыми.

Материалы зубчатых колес.

Основным материалом для изготовления зубчатых колес служат термически обработанные стали. По сравнению с другими материалами они в наибольшей степени обеспечивают контактную прочность и прочность зубьев на изгиб.

В зависимости от твердости (ила термообработки) стальные зубчатые колеса разделяют на две группы: твердостью (с объемной закалкой, закалкой т.в.ч., цементацией, азотированием); твердостью (зубчатые колеса нормализованные или улучшенные).

Применение материалов с позволяет существенно повысить нагрузочную способность зубчатых передач. Однако колеса из таких материалов плохо прирабатываются. Поэтому требуют повышенной точности изготовления, повышенной жесткости валов и опор. Кроме того, нарезание зубьев при высокой твердости затруднено. Это обусловливает выполнение термообработки после нарезания зубьев. Часто некоторые виды термообработки вызывают значительное коробление зубьев. Исправление формы зубьев требует осуществления дополнительных операций: шлифовки, притирки, обкатки. Эти трудности можно преодолеть в условиях крупносерийного и массового производства, когда окупаются затраты на специальное оборудование, инструменты, приспособления. Твердость материала позволяет производить нарезание зубьев после термообработки. При этом можно получать высокую точность без применения дорогих отделочных операций. Колеса этой группы хорошо прирабатываются и не подвержены хрупкому разрушению при динамических нагрузках. Для лучшей приработки зубьев твердость шестерни рекомендуется назначать больше твердости колеса на единиц:

где и - твердости рабочих поверхностей шестерни и колеса соответственно.

Технологические преимущества материала при обеспечили ему широкое распространение в условиях индивидуального и мелкосерийного производства, в мало- и средненагруженных передачах.

Учитывая, что заданием предусмотрено проектирование индивидуального привода, рекомендуется выбирать материалы для зубчатых колес с твердостью . Для получения передач сравнительно небольших габаритов следует подбирать материал для шестерни твердостью, близкой к .

С целью сокращения номенклатуры материалов в двух- и многоступенчатых редукторах назначают одну и ту же марку стали для всех шестерен, аналогично и для колес.

Данные о материалах представлены в табл. 1

Таблица 1- Механические характеристики материалов зубчатых колес

Зубчатое колесо	Марка стали	Термообработка	Твердость сердцевины НВ, МПа
Шестерня Колесо	55ХМ 40ХН	Улучшение Улучшение	269-302 (300) 250)

Определение геометрических параметров быстроходной ступени редуктора (колеса конические прямозубые).

Параметры зубчатой конической передачи с прямыми зубьями определены в соответствии с ГОСТ 19624-74. Зацепление передачи - эвальвентное, без смещения. Для зубчатых колес принята 7-я степень точности по нормам плавности.

Начальный средний диаметр шестерни (рисунок 2), мм:

(3.1)

где - вращающий момент на выходном валу, Н•м;

- коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий (рисунок 3), принимаем в зависимости от коэффициента зубчатого венца по делительному среднему диаметру шестерни

- передаточное число быстроходной (конической) ступени редуктора;

- допускаемое контактное напряжение, МПа:

(3.2)

где предел контактной выносливости поверхностей зубьев колеса

(3.3)

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

- суммарное число циклов напряжений, миллионов циклов:

(3.4)

где - частота вращения промежуточного (второго) вала, об/мин;

- ресурс (долговечность) передачи, ч;

- коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей зубьев;

- коэффициент, учитывающий окружную скорость передачи;

- коэффициент безопасности зубчатых колес.

Рисунок 2 - Коническая прямозубая передача

Число зубьев шестерни для передач без смещения принимаем

Число зубьев колеса:

(3.5)

Угол наклона делительного конуса шестерни:

(3.6)

Угол наклона делительного конуса колеса:

(3.7)

Средний модуль зубьев, мм:

(3.8)

где делительный диаметр шестерни:

(3.9)

Ширина зубчатого венца, мм:

(3.10)

Внешний окружной делительный модуль зубьев, мм:

(3.11)



Рисунок 3 - График определения коэффициента неравномерности распределения нагрузки

Средний модуль, мм:

(3.12)

Начальный средний диаметр шестерни, мм:

(3.13)

Окружная скорость передачи, м/с:

(3.14)

где - угловая скорость входного вала, рад/с.

В соответствия с коэффициент высоты головки зубьев и коэффициент радиального зазора

Высота головок зубьев, мм:

(3.15)

Высота ножек зубьев, мм:

(3.16)

Высота зубьев, мм:

(3.17)

Делительные диаметры колес, мм:

(3.18)

(3.19)

Внешние диаметры вершин и диаметры впадин , мм:

для шестерни - (3.20)

(3.21)

для колеса - (3.22)

(3.23)

Внешнее конусное расстояние, мм:

(3.24)

Среднее делительное конусное расстояние, мм:

(3.25)

Проверочный расчет зубьев колес на контактную прочность.

После определения геометрических размеров рабочие поверхности зубьев проверяем на контактную прочность. Для этого определяем рабочее контактное напряжение и сравниваем с допускаемым . Должно выполняться условие: :

(3.26)

Где - рабочее контактное напряжение;

- допускаемое контактное напряжение.

Условие выполняется.

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

(3.27)

Где - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий в начальный период работы передачи;

- коэффициент, учитывавший приработку зубьев.

Проверочный расчет зубьев колес по напряжениям изгиба

Напряжения изгиба в зубьях шестерни, МПа:

(3.28)

где - коэффициент, учитывающий форму зуба шестерни и концентрацию напряжений;

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения напряжение у основания зубьев по ширине зубчатого венца:

(3.29)

- коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения, связанную с ошибками шагов зацепления шестерни в колеса;

- допускаемое напряжение изгиба, МПа:

(3.30)

где - предел выносливости цикле напряжений, МПа:

(3.31)

- коэффициент долговечности:

(3.32)

где - число циклов, соответствующее перелому кривой усталости;

- суммарное число циклов напряжений, миллионов циклов:

- коэффициент, учитывающий влияние шероховатости;

- коэффициент, учитывающий одностороннее приложение нагрузки;

- коэффициент запаса прочности;

- эквивалентное число зубьев;

(3.33)

(3.34)

Где - коэффициенты, учитывающие форму зубьев шестерни, колеса;

Условие выполняется.

Напряжение изгиба в зубьях колеса, МПа,

(3.35)

(3.36)

Условие выполняется.

Определение геометрических и кинематических параметров тихоходной ступени редуктора (колеса прямозубые).

При расчете передач считаем, что редуктор выполняется в виде самостоятельного механизма. Поэтому в соответствии с основным параметром передачи является межосевое расстояние

Межосевое расстояние, мм:

(3.37)

где - вспомогательный коэффициент для прямозубых передач;

- передаточное число тихоходной ступени редуктора;

- вращающий момент на выходном валу редуктора,

(3.38)

где - коэффициент ширины венца зубчатого колеса относительно межосевого расстояния.

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, принимаемый в зависимости от коэффициента ширины венца зубчатого колеса относительного делительного диаметра.

В качестве допускаемого контактного напряжения для прямозубой передачи принимаем допускаемое контактное напряжение зубчатого колеса, МПа:

(3.39)

где - предел контактной усталости поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов напряжений колеса, МПа:

где - твердость материала колеса;

- коэффициент долговечности:

(3.40)

Где - базовое число циклов напряжений, соответствующее пределу выносливости, миллионов циклов:

- суммарное число циклов напряжений, миллионов циклов,

Где - частота вращения выходного вала редуктора, об/мин;

- ресурс (долговечность) передачи, ч;

При выполнении расчетов приняли:

(3.41)

где - коэффициент, учитывающий влияние исходной шероховатости сопряженных поверхностей зубьев;

- коэффициент, учитывающий влияние скорости;

- коэффициент, учитывающий влияние смазочного материала;

- коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса;

- коэффициент запаса прочности.

Межосевое расстояние, мм:

Модуль зубьев, мм;

(3.42)

Значение модуля принимаем из вычисленного интервала и согласовываем со стандартным:

Сумма зубьев шестерни и колеса:

(3.43)

Число зубьев шестерни:

(3.44)

Число зубьев колеса:

(3.45)

Делительные диаметры, мм:

шестерни - (3.46)

колеса -

Диаметры вершин зубьев, мм:

шестерни - (3.47)

колеса -

Диаметры впадин зубьев, мм:

шестерни - (3.48)

колеса -

Уточненное межосевое расстояние, мм:

(3.49)

Рабочая ширина зубчатого венца равная ширине венца колеса, мм:

(3.50)

Ширина венца шестерни, мм:

;(3.51)

Окружная скорость зубчатых колес, м/с:

(3.52)

где - частота вращения промежуточного вала, об/мин;

В зависимости от окружной скорости степень точности передачи - 8.

Проверочный расчет зубьев колес на контактную прочность.

После определения геометрических размеров рабочие поверхности зубьев проверяем на контактную прочность. Для этого определяем рабочее контактное напряжение сравниваем с допускаемым . Должно выполняться условие:

Рабочее контактное напряжение, МПа:

(3.53)

где - коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес, изготовленных из стали;

- коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе замедления:

(3.54)

где - делительный угол профиля в торцовом сечении, град;

- угол зацепления, град;

Для прямозубых передач без смещения:

- коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий прямозубой передачи:

(3.55)

где- коэффициент торцового перекрытия:

(3.56)

- окружная сила на делительном диаметре шестерни, Н:

(3.57)

где - вращающий момент на промежуточном валу, ;

- коэффициент внешней динамической нагрузки при равномерном нагружении двигателя и ведомой машины;

- коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку:

(3.58)

где - удельная окружная динамическая сила, Н/мм:

(3.59)

где - коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи;

- коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса восьмой степени точности,

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий:

(3.60)

где - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий в начальный период работы передачи:

(3.61)

где - фактическое отклонение положения контактных линий в начальный период работы передачи;

- коэффициент, учитывающий статистическое распределение погрешностей и критерий допустимого повреждения активных поверхностей зубьев;

- допуск на погрешность направления зубьев, мкм;

- удельная нормальная жесткость пары зубьев, Н/мм·мкм:

(3.62)

где - эквивалентные числа зубьев шестерни и колеса соответственно:

- коэффициент, учитывающий приработку зубьев:

(3.63)

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями прямозубых передач;

Расчет зубьев на прочность при изгибе

Выносливость зубьев, необходимую для предотвращения усталостного излома, устанавливаем для каждого колеса сопоставлением расчетного местного напряжения от изгиба в опасном сечении на переходной поверхности и допускаемого напряжения

Расчетное местное напряжение при изгибе, МПа:

для шестерни - (3.64)

для колеса - (3.65)

где - коэффициент нагрузки:

(3.66)

где - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении до зоны резонанса:

(3.67)

где - удельная окружная динамическая сила, Н/мм:

(3.68)

где - коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи;

- коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса восьмой степени точности;

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий:

(3.69)

где(3.70)

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями.

- коэффициенты, учитывающие форму зуба и концентрацию напряжений, определяем для шестерни и колеса в зависимости от числа зубьев

- коэффициент, учитывающий наклон зуба прямозубых передач;

- коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев.

Допускаемое напряжение, МПа:

(3.71)

где - предел выносливости зубьев при изгибе, МПа:

где - предел выносливости зубьев, при изгибе, соответствующий базовому числу циклов напряжений, МПа:

для шестерни -

для колеса -

- коэффициент, учитывающий технологию изготовления зубчатых колес;

- коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса (ковка или штамповка);

- коэффициент, учитывающий отсутствие шлифовки переходной поверхности зубьев;

- коэффициент, учитывающий отсутствие деформационного упрочнения или электрохимической обработка переходной поверхности;

- коэффициент, учитывающий влияние характера приложения нагрузки (односторонняя);

- коэффициент долговечности:

для шестерни - (3.72)

для колеса - (3.73)

где - базовое число циклов напряжений;

суммарное число циклов напряжений, определяемое для шестерни и колеса, миллионов циклов:

для шестерни -

для колеса -

где - частоты вращения шестерни и колеса тихоходной ступени, об/мин;

- показатель степени для зубчатых колес с однородной структурой материала;

- коэффициент, учитывающий чувствительность материала к концентрации напряжений:

(3.74)

 - коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности (при нормализации и улучшении);

- коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса:

(3.75)

где - диаметр делительной окружности зубчатого колеса тихоходной ступени, мм:

- коэффициент запаса прочности для углеродистой и легированной стали, подвергнутых нормализации или улучшению.

Допускаемое напряжение, МПа:

для шестерни - (3.76)

для колеса - (3.77)

Ориентировочный расчет и конструирование валов.

Ориентировочный расчет валов производим на ранней стадии проектирования, когда изгибающие моменты еще не определены.

Расчет выполняем на чистое кручение по пониженным допускаемым напряжениям и определяем диаметры отдельных ступеней валов.

Основным материалом для валов служат термически обрабатываемые средне углеродистые стали(35, 40, 45) или легированные(40Х, 40ХН и др.).

Входной вал.

Диаметр концевого участка вала (рис.4), мм:

(3.78)

где - вращающий момент на валу, :

- допускаемое напряжение кручения для среднеуглеродистых сталей 35, 40, 45.

Диаметр вала под уплотнение, мм:

(3.79)

где - высота буртика.

Диаметр согласовать с диаметром уплотнения

Диаметр вала под резьбу, мм:

(3.80)

Диаметр резьбы

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

Диаметр вала, мм:

(3.81)

Полученное значение округляем до стандартного значения

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

(3.82)

где - координата фаски подшипника.

Значение округляем до стандартного

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

Резьба

Конструкцию вала в месте расположения шестерни и расстояния определяем следующим образом. Под углом проводим линии, образующие делительных конусов шестерни. Откладываем внешний делительный диаметр и в точках пересечения с образующими делительного конуса проводим перпендикуляры. Откладываем размеры , формируем зубья на внешнем делительном конусе. Базовый заплечик вала для подшипника строим по размерам .

Параметры для построения конических роликовых подшипников принимаем:

От базового заплечика откладываем монтажную высоту подшипника и ширину наружного кольца . Для образования поверхности контакта наружного кольца с роликом находим положение точки 3, используя размеры и . Через точку 3 проводим линию под углом и перпендикуляр к ней, проходящий через указанную точку до пересечения с осью вала в точке . Так получаем размеры .

Рис. 2



Рис. 3. Размеры канавки под язычок стопорной шайбы

Промежуточный вал

Диаметр вала под колесом и шестерней, мм:

(3.83)

где - вращающий момент на промежуточном валу, :

Диаметр вала в месте посадки подшипника, мм:

(3.84)

где - координата фаски подшипника.

Округляем до значения, кратного 5:

Диаметр разделительного кольца со стороны, мм:

подшипника - (3.85)

шестерни и колеса - (3.86)

где - размер фаски.

Значения округлить до стандартных

Рис. 4. Промежуточный вал

Выходной вал

Диаметр концевого участка вала, мм:

(3.87)

где - вращающий момент на валу, ;

Значение округляем до стандартного

Диаметр вала под уплотнение, мм:

(3.88)

где - высота буртика.

Значение округляем до стандартного

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

Диаметр разделительного кольца со стороны подшипника, мм:

(3.89)

где - координата фаски подшипника.

Значение округляем до стандартного

Диаметр вала под колесом, мм:

Диаметр разделительного кольца со стороны колеса, мм.

(3.90)

где - размер фаски.

Значение округляем до стандартного

Рис. 5. Выходной вал

Выбор подшипников качения.

Подшипники качения выбираем в зависимости от диаметров валов , начиная с легкой серии, по составленной маркировке. Для вала конической шестерни принимаем конические роликовые подшипники как более грузоподъемные и менее дорогие, обеспечивающие большую жесткость опор. В качестве опор промежуточного и выходного валов с цилиндрическими прямозубыми колесами используем радиальные шариковые подшипники, для валов с цилиндрическими косозубыми и коническими - радиально-упорные шариковые или роликовые конические. Для выбранных подшипников из таблиц выписываем значения наружного и внутреннего диаметров, размеры, характеризующие ширину , а также значения статической и динамической грузоподъемностей.

Входной вал - 7207 (роликовый, конический, однорядный, легкая серия):

.

Промежуточный вал - 36208 (шариковый, радиально-упорный, однорядный, средняя серия):

Выходной вал - 212 (шариковый, радиальный, однорядный, легкая серия):

.

Конструирование зубчатых колес.

Конструкция конических зубчатых колес с внешним диаметром вершин зубьев показана на рисунке 4. Шестерня выполнена заодно с валом. Геометрические размеры (см. рис. 2) и конструктивные определены ранее. На зубчатом венце выполняем фаску .

Форма конических колес с внешним диаметром вершин зубьев представлена на рис. 6.

Для определения конструктивных размеров рекомендуются зависимости:

(3.91)



Рис. 6. Коническое колесо

Цилиндрические шестерни (рисунок 9) изготавливают как одно целое с валом, если расстояние от впадин зуба до шпоночного паза , при шестерня выполняется съемной:

(3.92)

Шестерня.

Съемная шестерня имеет следующие параметры:



Рис. 7. Цилиндрическая шестерня

Конструкция кованых зубчатых цилиндрических колес представлена на рисунке 7. Для определения размеров колеса рекомендуются следующие зависимости:

(3.93)

.

Величина должна быть не менее 8-10 мм. На торцах зубчатого вента, ступицы, углах обода выполнить фаски .

Рис. 8. Кованное зубчатое колесо

Конструирование стакана.

Конструкция стакана представлена на рис. 8. Стаканы выполняют литыми из чугуна СЧ 15.

Толщину стенки , диаметр отверстия под крепежные болты .

Остальные размеры определяют по формулам:

(3.94)

Высота упорного буртика в зависимости от размера фаски подшипника, установленного на валу.

Рис. 9

Рис. 10. Размеры канавок

Конструирование крышек подшипников

Крышки подшипников изготавливают из чугуна марки СЧ 21. На рисунке показана конструкция глухой крышки, а на рисунке - с отверстием для выходного конца вала. При конструировании крышек определяющим размером является диаметр отверстия в корпусе под подшипник.

Размеры других элементов крышек определяют по формулам:

Входной вал:

(3.95)

Диаметры и для крышки входного вала приняты равными соответствующим диаметрам стакана.

Рис. 11. Конструкция крышек подшипников (а - глухая крышка; б - крышка с отверстием)

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

(3.96)

где - ширина канавки.

В крышках с отверстием для выхода вала предусматривают 2-3 отверстия диаметром для выталкивания изношенной манжеты.

Промежуточный вал (2 глухих крышки):

(3.97)

Выходной вал:

1. Глухая крышка:

(3.98)

2. Крышка с отверстием:

(3.99)

Для удобства монтажа деталей корпус выполняем разъемным. Плоскость разъема проходит через оси валов и делит корпус на основание (нижнюю часть) и крышку (верхнюю часть). Толщина стенки корпуса и крышки редуктора, мм:

(3.100)

(3.101)

где - межосевое расстояние тихоходной ступени, мм.

Если в результате расчетов окажется и , то следует принять

Толщина верхнего фланца основания корпуса редуктора, мм:

(3.102)

Толщина нижнего фланца основания корпуса редуктора, мм:

(3.103)

Толщина фланга крышки редуктора, мм:

(3.104)

Толщина ребер жесткости основания и крышки редуктора, мм:

(3.105)

(3.106)

Диаметр фундаментных болтов, мм:

(3.107)

Диаметр болтов у подшипников, мм:

(3.108)

Диаметр болтов, соединяющих основание корпуса с крышкой, мм:

(3.109)

Диаметр винтов для крепления крышек подшипников

Диаметр винтов, крепящих смотровую крышку, мм:

(3.110)

Найденные значения диаметров болтов округляем до стандартных.

Расстояния от наружной поверхности стенки корпуса , до осей болтов и ширины фланцев корпуса выбираются из табл. в зависимости от диаметра болтов .

Расположение оси отверстия для болта диаметром d2 определяется размером l (рисунок 15, б), мм:

(3.111)

Диаметр гнезда, мм:

(3.112)

где - диаметр фланца крышки подшипника.

Рис. 12



Рис. 13

Компоновочную схему редуктора следует выполнять на миллиметровой бумаге формата A1 в масштабе 1:1.

Вычерчивание компоновочной схемы редуктора проводится в следующей последовательности:

провести ось входного вала;

в произвольном месте оси провести перпендикулярную к ней линию и отложить на ней диаметр ;

из точки провести дугу радиусом и сделать засечку на оси (точка ). Через точку провести ось промежуточного вала;

соединить точки и с точкой ;

отложить ширину венца шестерни;

из точки провести горизонтальную линию до пересечения с продолжением линии АВ. Отрезок 2 - делительный диаметр конического колеса;

достроить контуры шестерни и колеса;

отложить отрезки длиной и провести линию, соответствующую внутренней стенке редуктора;

симметрично оси провести линию, соответствующую противоположной стенке редуктора;

отступив расстояние от линии редуктора, изобразить в виде прямоугольника шестерню тихоходной ступени шириной и диаметром ;

на расстоянии от оси промежуточного вала провести ось выходного вала;

изобразить колесо тихоходной ступени в зацеплении с шестерней;

изобразить подшипники качения для всех валов с соответствующими габаритами;

изобразить валы в соответствии с рассчитанными ранее размерами;

для входного вала изобразить стакан;

провести пунктирную линию, соответствующую наружной станке корпуса редуктора, отступив на расстояние от линии внутренней стенки редуктора;

зазор между делительным диаметром колеса и стенкой редуктора принять равным ;

отступив на расстояние от пунктирной, провести линии, описывающие привалочные плоскости для крышек подшипников;

на расстоянии от пунктирной провести линии, ограничивающей торцовые размеры фланцев корпуса редуктора;

изобразить крышки подшипников в соответствии с рассчитанными ранее размерами.

Валы редуктора нагружены силами, действующими в зацеплениях передач, и испытывают деформации изгиба и кручения. Для упрощения расчетов принять, что силы являются сосредоточенными, приложены в серединах венцов зубчатых колес и направлены по нормалям к профилям зубьев в полюсах зацепления. При расчете их раскладывают на составляющие, действующие вдоль координатных осей.

Рис. 14. Схема редуктора и усилий, действующих в передачах

Усилия, действующие в передачах:

окружные - (3.113)

(3.114)

(3.115)

(3.116)

осевые - (3.117)

радиальные - (3.118)

где - угол профиля делительный;

- углы делительных конусов шестерни и колеса.

Последовательность расчета рассмотрим на примере промежуточного вала, подвергающегося действию наибольшего числа сил.

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

(3.119)

(3.120)

Реакции в опорах вала от сил, действующих в плоскости вдоль осей и:

(3.121)

(3.122)

Суммарные реакции:

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

участок вала АВ -

участок вала ВС -

участок вала СD -

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

участок вала АВ -

участок вала ВС -

участок вала CD -

По найденным, значениям изгибаемых моментов эпюры строятся на растянутых волокнах (рисунок 15).

Рис. 15. Эпюра изгибающих моментов

Суммарные изгибающие моменты,

(3.123)

Эквивалентный момент по третьей теория прочности,

(3.124)

Диаметр вала в опасном сечении, мм:

(3.125)

Допускаемое напряжение выбирают невысоким, чтобы валы имели достаточную жесткость, обеспечивающую нормальную работу зацепления и подшипников.

Валы рекомендуется изготавливать из сталей 35, 40, 45, Ст 5, Ст 6, для которых

Вычисленное значение диаметра вала в опасном сечения сравнить с диаметром под колесом, найденным при ориентировочном расчете. Условие

Расчет вала на сопротивление усталости заключается в определении действительного коэффициента запаса прочности для сечения, имеющего наибольший изгибающий момент и сопоставлении его с допускаемым. Расчет выполняем для промежуточного вала.

Проверка прочности вала в сечении

Суммарный изгибающий момент в сечении , :

(3.126)

Напряжения изгиба, :

,(3.127)

где- момент сопротивления сечения вала при изгибе.

Напряжения кручения:

(3.128)

(3.129)

(3.130)

Пределы выносливости материала:

Коэффициенты, характеризующие чувствительность материала к асимметрии цикла напряжений для стали 45:

Эффективные коэффициенты концентрации напряжений для сечения для стали 45 с пределом прочности

Коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения при

Коэффициент запаса только по нормальным напряжениям изгиба:

(3.131)

Коэффициент запаса только по касательным напряжениям кручения:

(3.132)

Коэффициент запаса сопротивлению усталости:

(3.133)

В опасном сечении вала сопротивление усталости обеспечено.

В основу расчета подшипников качения положены два критерия: по остаточным деформациям и по усталостному выкрашиванию. При частоте вращения кольца критерием является остаточная деформация, и расчет выполняют по статической грузоподъемности , при критерием является усталостное выкрашивание дорожек тел качения и расчет выполняют по динамической грузоподъемности . Суждение о пригодности подшипника выносится из сопоставления требуемой и базовой грузоподъемностей () или долговечностей ().

Последовательность расчета подшипников качения рассмотрим на примере подшипников промежуточного вала. Подшипник .

Частота вращения вала Базовая долговечность подшипника Диаметр посадочных поверхностей вала Действующие силы: радиальные - осевая - Режим нагружения - постоянный.

Учитывая диаметр посадочных поверхностей вала и характер действующей нагрузки, выбираем радиально-упорный шариковый подшипник , для которого статическая и динамическая грузоподъемности следующие:

Вычисляем нагрузки, :

(3.134)

Определяем отношение:

(3.135)

Осевые составляющие от радиальных нагрузок:

(3.136)

Суммарные осевые нагрузки на подшипник , :

(3.137)

Для опоры, нагруженной большей осевой силой, определяем отношение:



Определяем отношение для правой, более нагруженной опоры:

(3.138)

где - коэффициент вращения внутреннего кольта подшипника.

Так как , то для находим значения коэффициентов радиальной и осевой нагрузок -

Эквивалентная динамическая нагрузка правой опоры, :

(3.139)

где - коэффициент безопасности;

- температурный коэффициент,

Определим долговечность выбранного подшипника для более нагруженной опоры (правой):

(3.140)

где - коэффициент надежности при вероятности безотказной работы 90%;

- коэффициент, характеризующий совместное влияние на долговечность особых свойств металла деталей подшипника и условий его эксплуатации;

Так как рассчитанная (требуемая) долговечность больше базовой: то выбранный подшипник пригоден для данных условий работы.

Шкив, зубчатые колеса и муфту насаживают на валы редуктора и предохраняют от проворачивания призматическими шпонками.

Размеры сечения шпонки выбирают в зависимости от диаметра вала в месте установки шпонок.

Рис. 16. Шпоночное соединение



Рис. 17. Размеры шпоночного паза

Рабочая длина шпонки:

(3.141)

где - длина ступицы зубчатого колеса, шкива или полумуфты;

- ширина шпонки.

Часть шпонки, выступающую из вала, проверяют по напряжениям смятия:

(3.142)

где - вращающий момент на валу, Н·мм;

- число шпонок;

- рабочая длина шпонки, мм;

- диаметр вала, мм;

- высота шпонки, мм;

- глубина паза вала, мм;

- рабочее и допускаемое напряжения снятия, МПа.

В расчетах можно принять Если то следует поставить вторую шпонку, диаметрально расположенную относительно первой.

1. Входной вал (под шкивом):

2. Промежуточный вал (Под коническим колесом):

3. Выходной вал (Под цилиндрическим колесом):

4. Выходной вал (Под муфтой):

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

При работе муфта испытывает колебания нагрузки, обусловленные характером работы приводимой в движение машины. Расчетный вращающий момент, Н·м,

(3.143)

где - коэффициент режима работы привода от электродвигателя;

- момент на выходном валу редуктора, Н·м

При выборе муфты должно соблюдаться условие:

Где - вращающий момент, передаваемый стандартной муфтой (указанный в стандарте или нормали машиностроения). Затем в зависимости от типа муфты проверяем отдельные ее элементы на прочность.

Расчет втулочно-пальцевой упругой муфты.

Пальцы муфты проверяет на изгиб по сечению .

Размещено на http://www.allbest.ru

Размещено на http://www.allbest.ru

Рис. 18. Втулочно-пальцевая муфта

Условие прочности пальца на изгиб:

(3.144)

где - расчетный вращающий момент, Н-мм;

- длина пальца, мм;

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

- число пальцев;

- диаметр пальца, мм;

- допускаемое напряжение на изгиб для пальцев. Резиновая втулка проверяется на смятие:

(3.145)

где - длина резиновой втулки, мм;

- допускаемое напряжение на смятие для резины.

Определение марки масла для зубчатых передач и подшипников.

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

Ориентировочное значение вязкости масла для смазывания зубчатых передач определяется в зависимости от фактора :

(3.146)

Для быстроходной передачи:

;

Для тихоходной передачи:

где - твердость по Виккерсу активных поверхностей зубьев в шестерне.

- рабочее контактное напряжение, МПа;

- окружная скорость в зацеплении, м/с

Для двухступенчатого редуктора следует определить значения фактора XЗП для обеих ступеней и по рис. 21 находим соответствующие им вязкости

(3.147)

Так как редуктор имеет общую масляную ванну, то определяем среднее значение вязкости:

(3.148)

Выбираем марку масла по среднему значению вязкости:

Масло

Рис. 19

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

Посадки ступиц зубчатых колес на валы:

прямозубое колесо со шпонкойН7/р6;

косозубое колесо со шпонкойН7/r6,

Посадка шкива ременной передачи на вал:

шкив со шпонкой при умеренных толчках нагрузкиН7/m6,

Посадки подшипников качения на валы:

посадка в корпусН7/l0;

посадка на валL0/k6.

Посадка крышек подшипников в корпус:

крышка глухаяН7/d11

крышка проходнаяН7/h8.

Посадка разделительных колеи на валD9/к6.

Заключение

На основании произведенных расчетов выбран электродвигатель 4А112МА8, определены передаточные отношения ременных и зубчатых передач (), мощности, частоты вращения и вращающие моменты на валах редуктора () Путем подбора диаметров шкивов, толщины ремня, получена требуемая долговечность ременной передачи (H0=2809 ч.).

Используя недорогие, но достаточно прочные стали (), рассчитаны компактные зубчатые передачи, определены диаметры валов и сделаны проверки на прочность.

Разработана эскизная компоновка редуктора, позволившая принять окончательное решение о размерах деталей редуктора с учетом характера действующих в зацеплении сил и размеров валов, подобраны подшипники качения и проверены на долговечность ().

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

Расчетным путем определена марка масла для зубчатых колес и подшипников - .

По размерам, полученным из расчетов, выполнены сборочный чертеж редуктора и рабочие чертежи деталей.

Полученные навыки проектирования могут быть использованы при выполнении проектно-конструкторских работ по специальным дисциплинам.

Литература

1. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин; Учебное пособие. Изд. 4-е, перераб. и доп. М.: Высшая школа, 1985. 416 с.

3дор Г.П., Бородин А.В. Проектирование механического привода с коническо - цилиндрическим редуктором: Методические указания к выполнению курсового проекта по дисциплине "Детали машин" / Омская гос. акад. путей сообщения. Омск, 2000. 68 с.

Здор Г.П., Бородин А.В. Расчет ременных передач: Методические указания к выполнению курсового проекта по дисциплине "Детали машин" / Омская гос. акад. путей сообщения. Омск, 1997. 22 с.

Мархель И.И. Детали машин. Программированное учеб. пособие для машиностр. техникумов. М., «Машиностроение», 1977. 446 с.

Размещено на Allbest.ru