Размещено на http://www.allbest.ru/

Содержание

I. Проектирование механического привода.

1.Назначение и сравнительная характеристика привода

2. Кинематический и силовой расчёт привода

3. Расчёт зубчатых колёс редуктора

4. Предварительный расчет валов редуктора

5. Конструктивные размеры шестерни и колеса

6. Конструктивные размеры корпуса редуктора

7. Расчет зубчатых колес открытой передачи

8. Первый этап компоновки

9. Проверка долговечности подшипников

10. Уточнённый расчёт валов

11. Расчет шпоночных соединений

12.Выбор сорта масла

13. Выбор и анализ посадок

Список использованной литературы

Содержание

Приложение

I. Проектирование механического привода

1. Назначение и сравнительная характеристика привода

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.

Назначение редуктора - понижение угловой скорости и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим. Механизмы для повышения угловой скорости, выполненные в виде отдельных агрегатов называют ускорителями или мультипликаторами.

Редуктор состоит из корпуса (литого чугунного и сварного стального), в котором помещают элементы передачи - зубчатые колёса, валы, подшипники и т.д. В отдельных случаях в корпусе редуктора размещают также устройства для смазывания зацеплении и подшипников или устройства для охлаждения.

Редуктор проектируют либо для привода определённой машины, либо по заданной нагрузке (моменту на выходном валу) и передаточному числу без указания конкретного назначения.

Редукторы классифицируют по следующим основным признакам:

типу передачи (зубчатые, червячные или зубчато-червячные );

числу ступеней(одноступенчатые, двухступенчатые и т.д.);

типу зубчатых колес (цилиндрические, конические и т.д.);

относительному расположению валов редуктора в пространстве (горизонтальные, вертикальные);

особенностям кинематической схемы (развёрнутая, соосная, с раздвоенной ступенью и т.д.).

Возможности получения больших передаточных чисел при малых габаритах обеспечивают планетарные и волновые редукторы.

2. Кинематический и силовой расчёт привода.

Определяем момент сопротивления на барабане:

Рб - усилие на барабане, кН;

Dб - диаметр барабана, м;

Определяем угловую скорость на барабане:

nвых - частота вращения выходного вала, об/мин;

Определяем мощность привода:

N=T33, Вт [4]

N=70000.523=3661 Вт

Определяем КПД привода:

=роп [4];

р - КПД редуктора;

о - КПД открытой передачи;

п - КПД подшипников;

р - КПД редуктора;

о=0,95; п=0,99;

р=зп2;

з - КПД закрытой передачи, р=0,96 - для закрытой зубчатой передачи с коническими колёсами;

р=0,960,992=0,94;

=0,940,950,99=0,88;

Определяем передаточное отношение привода:

nвх, nвых - частота вращения входного и выходного вала соответственно;

Задаёмся передаточным отношением открытой передачи, по ГОСТ2185-66 выбираем Uо=7,1 (косозубая цилиндрическая передача).

Определяем передаточное отношение редуктора:

Округляем полученное значение до стандартного по ГОСТ2185-66: UP=2,5.

Определяем момент сопротивления на промежуточном валу:

T3 - момент сопротивления на барабане, Нм;

Uо - передаточное отношение открытой передачи;

о - КПД открытой передачи:

Определяем угловую скорость на промежуточном валу:

2=3Uо=0.5237.1=3.71 рад/с [4]

Определяем момент сопротивления на ведущем валу:

Определяем угловую скорость на ведущем валу:

1=2Uр, рад/с [4]

1=3,712,5=9,275 рад/с;

3. Расчёт зубчатых колёс редуктора

Выбираем материал Ст 45, для которой допускаемое контактное напряжение [н]=580 Мпа, допускаемое напряжение на изгиб [F]=122 Мпа, допускаемое напряжение временного сопротивления [в]=580 Мпа.

Внешний делительный диаметр колеса:

В этой формуле для прямозубых передач Kd=99, коэффициент KH при консольном расположении шестерни - KH=1,2 ([5], табл. 3.1.), коэффициент ширины венца по отношению к внешнему конусному расстоянию вКl=0,285 (рекомендация ГОСТ 12289-76).



Принимаем по ГОСТ 12289-76 ближайшее стандартное значение dl2=355мм.

Принимаем число зубьев шестерни z1=20;

Число зубьев колеса:

z2=z1Up=202,5=50;

Внешний окружной модуль:

Углы делительных конусов:

ctg1=Up=2,5; 1=21,8 ; 2=90-1=90-21,8=68,2;

Внешнее конусное расстояние Re и длина зуба b:

принимаем b=54мм.

Среднее конусное расстояние: R=Re-0,5b=191,17-0,554=164,17мм [5];

Внешний делительный диаметр шестерни:

de1=mez1=7,120=142мм [5];

Средний делительный диаметр шестерни:

d1=2(Re-0,5b)sin1=2(191,17-0,554)sin21,8=121,93мм [5];

Внешние диаметры колеса и шестерни(по вершинам зубьев):

dae2=de2+2mecos2=355+27,1cos68,2=360,27мм [5];

dae1=de1+2mecos1=142+27,1cos21,8=155,18мм [5];

Средний окружной модуль:

m=d1/z1, мм [5]

m=121,93/20=6,1мм;

Внешняя высота зуба:

he=2,2me, мм [5]

he=2,27,1=15,6мм;

Коэффициент ширины шестерни по среднему диаметру:

bd=b/d1 [5]

bd=54/121,93=0,44;

Средняя окружная скорость колёс:

Для конических передач обычно назначают седьмую степень точности.

Для проверки контактных напряжений определяем коэффициент нагрузки:

KH=KH KH KHv [5]

По табл. 3.5 [5] при bd = 0,44, консольном расположении колес и твердости НВ < 350 коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине зуба, KH = 1,2.

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между прямыми зубьями, KH = 1,02 ([5], табл. 3.4)

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении, для прямозубых колес при V 5м/с KHv = 1,05 ([5], табл. 3.6).

Таким образом KH=1,2 1,02 1,05 = 1,29.

Проверяем контактное напряжение по формуле:

Силы в зацеплении:

окружная: Ft = 2T1/d1 = 2441,62103/121,93 = 7243,83 Н [5];

радиальная для шестерни, равная осевой для колеса:

Fr1 = Fa2 = Fttgcos1 = 7243,83tg20cos21,8 = 2447,99 Н [5];

осевая для шестерни, равная радиальной для колеса:

Fа1 = Fr2 = Fttgsin1 = 7243,83tg20sin21,8 = 979,13 Н [5];

4. Предварительный расчет валов редуктора

Крутящие моменты в поперечных сечениях валов:

ведущего: Тк1 = Т1 = 441,62 Нм [5];

ведомого: Тк2 = Тк1up = 441,622,5 = 1104,05 Нм [5];

Ведущий вал:

Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении

[к] = 15МПа:

Полученный результат округляем до стандартного: dв1 = 55 мм.

Определяем диаметр вала под подшипником:

dп1 = dв1 + (2...5) = 55+5 = 60мм [4];

Определяем диаметр вала под шестерней:

dк1 = dп1 + (2...5) = 60+5 = 65мм [4];

Диаметр буртика:

dб1 = dк1 + (2...5) = 65+5 = 70мм [4];

Ведомый вал:

Диаметр выходного конца вала определим при меньшем

[к] = 15МПа.



Полученный результат округляем до стандартного: dв2 = 75мм.

Определяем диаметр вала под подшипником:

dп2 = dв2 + (2...5) = 75+5 = 80мм [4];

Определяем диаметр вала под колесом:

dк2 = dп2 + (2...5) = 80+5 = 85мм [4];

Диаметр буртика:

dб2 = dк2 + (2...5) = 85+5 = 90мм [5];

5. Конструктивные размеры шестерни и колеса

Шестерня:

Сравнительно небольшие размеры шестерни по отношению к диаметру вала позволяют не выделять ступицу.

Длина посадочного участка (назовем его по аналогии lст)

lст = (1,2 1,5)dк1 = (1,2 1,5)65 = (78 97,5)мм [5];

Принимаем lст = 78мм.

Колесо:

Диаметр ступицы: dст 1,6dк2 =1,685 = 136мм;

Длина ступицы: lст = (1,2 1,5)dк2 = (1,2 1,5)85 = (102 127,5)мм [5]; Принимаем lст = 120мм.

Толщина обода:0 = (3 4)m =(3 4)7,1= (21,3 28,4)мм, принимаем:0 = 22мм.

Толщина диска С = (0,1 0,17)Rе = (0,1 0,17)191,17 = (19,12 32,5)мм [5], принимаем С = 30мм.

6. Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщина стенок корпуса и крышки:

= 0,05Re + 1 = 0,05191,17+1 = 10,56 мм [5], принимаем =11мм;

1 = 0,04Re + 1 = 0,04191,17+1 = 8,65мм [5], принимаем =9мм;

Толщина фланцев (поясов) корпуса и крышки:

верхнего пояса корпуса и пояса крышки:

b = 1,5 = 1,511 = 16,5 мм [5];

b1 = 1,51 = 1,59 = 13,5 мм [5];

нижнего пояса корпуса:

p = 2,351 = 2,359 = 21,15 мм [5], принимаем р = 22мм.

Диаметры болтов:

1)фундаментных d1 = 0,055Re + 12 = 0,055191,17 + 12 = 22,51 мм [5], принимаем фундаментные болты с резьбой М20;

2) болтов, крепящих крышку к корпусу у подшипника:

d2 = (0,7 0,75)d1 =(0,7 0,75)20 = (14 15)мм, [5], принимаем болты с резьбой М16;

3) болтов, соединяющих крышку с корпусом:

d3 = (0,5 0,6)d1 =(0,5 0,6)20 = (10 12)мм, [5], принимаем болты с резьбой М12;

7. Расчет зубчатых колес открытой передачи

Определяем средний нормальный модуль:

Т2 - момент сопротивления на промежуточном валу (Нмм);

КF - коэффициент нагрузки, представляет собой произведение двух коэффициентов: КF, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба (коэффициент концентрации нагрузки), и КFv, учитывающего динамическое действие нагрузки (коэффициент динамичности). Значение коэффициента КF определяем по табл. 3.7 [5]. При твердости HB< 350, несимметричном положении зубчатых колес относительно опор и при bd = 1,6, КF = 1,45. bd =0,5bа(u + 1) = 0,50,4(7,1+1) = 1,6 [5]; bа =0,4 для косозубых передач, u - передаточное отношение открытой передачи. Значение коэффициента КFv определяем по табл. 3.8 [5]. Принимаем седьмую степень точности, тогда при твердости НВ<350 и окружной скорости меньше 3м/с, КFv = 1. КF = 1,451 = 1,45; КF - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями, при проектировочном расчете можно принять КF = 0,92; YF - коэффициент, учитывающий форму зуба; При z1 = 25, YF = 3,9. Y - коэффициент введен для компенсации погрешности, возникающей из-за применения той же расчетной схемы зуба, что и для прямых зубьев. Y = 1 - /140 = 1 - 15/140 = 0,89 [5], где - угол наклона делительной линии зуба. Коэффициент bm принимаем равным 24.

[F] = 122 МПа - допускаемое напряжение при изгибе.

Определяем межосевое расстояние:

где z2 - число зубьев на колесе, z2 = z1u =7,125 = 178,

Округляем полученное значение до ближайшего стандартного по ГОСТ2185 -66: a = 560мм.

Определим основные размеры шестерни и колеса:

Делительные диаметры:

d1 = mnz1/cos = 525/cos15 = 129,41 мм [5];

d1 = mnz2/cos = 5178/cos15 = 921,4 мм [5];

Проверка:

а = (d1+d2)/2 = (129,41+921,4)/2 = 525,4мм.

Диаметры вершин зубьев:

da1 = d1 + 2mn = 129,41+ 25 =139,41мм [5];

da2 = d2 + 2mn = 921,4+ 25 =931,4мм [5];

Ширина колеса:

b2 = ba а =0,4560 = 224 мм, [5];

Ширина шестерни:

b1 = b2 + 5 =224+5 = 229мм, [5].

Определим силы, действующие в зацеплении:

окружная Ft = 2T2/d1 = 21037,81103/129,41 = 16039,1H; [5].

радиальная Fr = Fttg/cos = 16039,1 tg20/cos15 =6043,69H; [5].

осевая: Fa = Fttg = 16039,1tg15 = 4297,66Н; [5].

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле:

8. Первый этап компоновки

Первый этап служит для приближенного определения положения зубчатых колес относительно опор для последующего определения опорных реакций и подбора подшипников.

Подшипники валов разместим в стаканах. Намечаем для валов роликоподшипники конические однорядные средней серии (табл., П7, [5]).

Условное обозначение подшипников	d	D	T	C	C0	е
	мм	кН
7312	60	130	33,5	128	96,5	0,3
7316	80	170	42	200	172	0,32

Наносим габариты подшипников ведущего вала, наметив предварительно внутреннюю стенку корпуса на расстоянии х=10мм от торца шестерни и отложив зазор между стенкой корпуса и торцом подшипника y1=15мм ( для размещения мазе удерживающего кольца).

При установке радиально-упорных подшипников необходимо учитывать положение радиальных реакций:

Размер от среднего диаметра шестерни до реакции подшипника f1=72+27=99мм.

Принимаем размер между реакциями подшипников ведущего вала С1(1,42,3)f1=(1,42,3)99=(138,6227,7)мм. Принимаем С1=140мм.

Размещаем подшипники ведомого вала, наметив, предварительно внутреннюю стенку корпуса на расстоянии х=10мм от торца ступицы колеса и отложив зазор между стенкой корпуса и торцом подшипника y2=20мм ( для размещения мазе удерживающего кольца).

Корпус редуктора выполним симметричным относительно оси ведущего вала и примем размер АА`=317,5мм. Нанесём габариты подшипников ведомого вала.

Замером определяем расстояния f2=96мм и С2=221,5мм.

Очерчиваем контур внутренней стенки корпуса отложив зазор между стенкой и зубьями колёса, равный 15мм.

9.Проверка долговечности подшипников

Pr2 = 6043,69H, Pa1 = 2447,99H, Pt1 = 7243,83H, Pr1 = 979,13H,Pa2 = 4297,66H, Pt2 = 16039,1H.

Ма1 = Pa1d2/2 = Pa1mz2/2 = 2447,997,150/2 = 434,518Нм [5];

Ма2 = Pa2d1/2 = 4297,667,125/2 = 381,417Нм [5];

f2 = 0,096м, C2 = 0,2215м, f2 + C2 = 0,3175м, l3 + C2 = 0,352м,

f2 + C2+ +l3 = 0,448м;

l3 = + 5 + b1/2 = 11+5+229/2 = 130,5мм = 0,1305м.

Вертикальная плоскость.

М(А) = Pr2( f2 + C2+l3) - VB( f2 + C2) - Pr1 f2 + Ма1 + Ма2 = 0;

М(B) = Pr2l3 + Pr1 C2 + VA( f2 + C2)+Ма1 + Ма2 = 0;

Горизонтальная плоскость.

М(А) = Pt2( f2 + C2+l3) - HB( f2 + C2) -Pt1 f2 = 0;

М(B) =HA( f2 + C2)+Pt1 C2 +Pt2l3 = 0;

Определяем эквивалентную нагрузку по формуле:

Pэ=(xKVFr+yFa)KБKT [4]

x,y - коэффициенты радиальной, осевой нагрузок (даны в таблицах);

Fr=Rmax=23119,711H;

Fa=Pa1=2447,99 H;

KБ - коэффициент безопасности, КБ=1,2;

КV - коэффициент, учитывающий вращение колец подшипника, КV=1;

КТ - температурный коэффициент, при t<100 С, КТ=1;

тогда по табл., 9.18 [5] определяем что х=1, y=0;

Pэ=123119,7111,21=27743,65 Н;

Определяем расчетную долговечность:

С - динамическая грузоподъёмность подшипника, кН;

С=200 кН;

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

Подшипники 7316 приемлемы.

10. Уточнённый расчёт валов

Определим изгибающие моменты.

Вертикальная плоскость.

механический привод редуктор посадка

0 х < f2 , М(х)=VAх

х=0 , М(х)=0;

хf2 , М(х)=VAf2=-5737,2660,096=-550,778Нм ;

f2 х < f2+С2 , М(х)=VAх+Мa1+Pr1(x- f2)

x= f2 , М(х)=VAf2+Мa1=-5737,2660,096+434,518=-116,26Нм

хf2+С2 , М(х)=VA( f2+С2)+Мa1+Pr1С2=434,518-1821,528+216,871=-1170,187Н

f2+С2 х < f2+С2+l3 , М(х)=VAх+Мa1+Pr1(x- f2)+VB(х- С2-f2)

x=f2+С2 , М(х)=VA(f2+С2)+Мa1+Pr1C2=-1170,187Нм

хf2+С2+l3 , М(х)=VA( f2+С2+l3)+Мa1+Pr1(С2+l3)+

+ VBl3=-2570,295-434,518+344,654+1409,61=-381,413 Нм ;

Горизонтальная плоскость.

0 х < f2 , М(х)=НAх

х=0 , М(х)=0;

хf2 , М(х)=НAf2=-11646,0190,096=-1118,018 Нм ;

f2 х < f2+С2 , М(х)=НAх+Pt1(x- f2)

x= f2 , М(х)=HAf2=-1118,018Нм

хf2+С2 , М(х)=HA( f2+С2)+Pt1С2=-3697,611+1604,508=-2093,103Нм;

f2+С2 х < f2+С2+l3 , М(х)=HAх+Pt1(x- f2)+HB(х-f2- С2)

x=f2+С2 , М(х)=HA(f2+С2)+Pt1C2=-2093,103 Нм

хf2+С2+l3 , М(х)=HA( f2+С2+l3)+Pt1(С2+l3)+

+ HBl3=-5217,41-2549,818+2667,588=0;

Определим максимальный изгибающий момент:

Определим осевой момент сопротивления:

W=0,1d3k2 ,мм3 [4];

W=0,1853=61412,5 мм3;

Нормальное напряжение:



Определим полярный момент сопротивления:

W=0,2d3k2 , мм3 [4]

W=0,2853=122825 мм3 ;

Определим касательное напряжение:

Принимаем для вала углеродистую сталь обыкновенного качества типа Ст45, для которой предел прочности [в]=580 МПа.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

-1 - предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба, МПа;

Для углеродистых конструкционных сталей:

-1=0,43в [5]

-1=0,43580=250 МПа;

К эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений, по табл.,8.2 [5], принимаем К=1,96;

масштабный фактор для нормальных напряжений, по табл., 8.8 [5], принимаем =0,76;

коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности, =0,97;

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

-1 - предел выносливости для стали при симметричном цикле кручения, МПа;

Для конструкционных сталей принимают:

-1=0,58-1 [5]

-1=0,58250=145 МПа;

К, имеют тот же смысл, что и для коэффициента запаса прочности по нормальным напряжениям, с той разницей, что они относятся к напряжениям кручения:

По табл., 8.2 [5], К=1,3;

По табл., 8.8 [5], =0,65;

- коэффициент симметрии цикла,

принимают =0,1;

Общий коэффициент запаса прочности:

Для обеспечения прочности коэффициент запаса должен быть не меньше [n]=1,51,7, полученное значение n=2,37 достаточно.

11. Расчет шпоночных соединений

Выбираем материал шпонки, Ст6, у которой [см]=100 МПа, [ср]=60МПа.

По табл., 8.9 [5], принимаем геометрические размеры шпонки.

bh=2012 мм - сечение шпонки;

Глубина паза вала t1=7,5 мм;

Глубина паза втулки t2=4,9 мм;

l=lст-20=120-20=100 мм - рабочая длина шпонки.

lр=l-b=100-2=80 мм;

Проверка на смятие:

Проверка на срез:

12.Выбор сорта масла

Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до погружения колеса на всю длину зуба. По табл., 10.8 [5], устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях н=550 МПа и средней скорости v=0,56 м/с вязкость масла должна быть приблизительно равна 3410-6 м2/с. По табл., 10.10 [5] принимаем масло индустриальное И40А ( по ГОСТ 20799-75).

13. Выбор и анализ посадок

Посадки назначаем в соответствии с указаниями, данными в табл., 10.13 [5].

Посадка зубчатого колеса на вал 85H7/k6. Посадка шестерни на вал 65H7/k6. Внутренние кольца подшипников на валы: на ведущий 60k6, на ведомый 80k6. Отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца подшипников: у ведущего вала 130H7, у ведомого - 170H7.

Посадка на выходной конец ведущего вала - 55k7, на выходной конец ведомого вала - 75k7.

Крышка в распорную втулку: у ведомого вала - 170h12, у ведущего 130h12.

Анализ посадки вала и колеса 85H7/k6.

Определяем предельные отклонения основного отверстия Н7 по табл., 10.11 [5] и табл., 10.12 [5].

Верхнее отклонение для 85 ES=+35 мкм;

Нижнее отклонение для 85 EI=0 мкм;

Значения отклонения волов для 85k6

85es=+25 мкм;

85ei=+3 мкм;

Определим максимальное значение зазора:

Smax=ES-ei=35-3=32 мкм=0,032 мм [5];

Определим максимальное значение натяга:

Nmax=es-EI=25-0=25 мкм=0,025 мм [5];

Определим допуск на отверстие:

TD=ES-EI=35-0=35 мкм=0,035 мм [4];

Определим допуск на вал:

Td=es-ei=25-3=22 мкм=0,022 мм [4];

Определим предельные размеры отверстия:

Dmax=D+ES=85+0,035=85,035 мм [4];

Dmin=D+EI=85+0=85 мм [4];

Определим предельные размеры вала:

dmax=d+es=85+0,025=85,025 мм [4];

dmin=d+ei=85+0,003=85,003 мм [4];

Схема полей допусков:

Размещено на http://www.allbest.ru/

Список использованной литературы:

[1]. Основы расчета и проектирования механической части воздушных линий электропередачи./В.Ф.Чешев, рецензенты: А.Г. Козлов, Н.И. Емельянов -Учебное пособие.Ч1.-Новосибирск:Изд-во НГТУ,2003.-72с.

[2]. Сопротивление материалов, Н.М. Беляев, Главная редакция физико-математической литературы издательства «Наука», 1976г., стр. 608.

[3]. Справочник по проектированию линий электропередачи /М.Б.Вязьменский, В.Х.Имкин, К.П.Крюков и др., под ред. М.А.Реута и С.С.Рокотяна. - 2-е изд., перераб. и доп. - М.: Энергия,1980. - 296 с., ил.

[4]. Конспект лекций и практика по механике / Козлов А.Г.

[5]. Курсовое проектирование деталейй машин: Учеб. пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов /С.А.Чернавский, К.Н.Боков, И.М.Чернин и др. - 2-е изд.,перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 1988. - 416 с., ил.

Размещено на Allbest.ru