Совершенствование конструкции деталей машин, методов их расчета и введение новых стандартов

Размещено на http://www.allbest.ru/

Содержание

Введение

Расчет передачи винт-гайка

Выбор кинематической схемы привода и кинематические расчеты

Выбор кинематической схемы

Выбор электродвигателя

Кинематический расчет привод

Определение мощностей, угловых скоростей, частот вращения и моментов на валах привода

Расчет передач

Расчет зубчатой цилиндрической прямозубой передачи

Расчет зубчатой конической прямозубой передачи

Расчет клиноременной передачи

Расчет валов

Разработка конструкции валов

Определение расчетных нагрузок, изгибающих моментов и проверочный расчет валов

Быстроходный вал

Промежуточный вал

Тихоходный вал

Подбор подшипников и проверочный расчет муфт

Расчёт подшипников валов

Расчет муфты

Выбор системы смазки, смазочного материала и

уплотнительных устройств

Определение размеров корпусных деталей рамы и ограждения

Описание последовательности сборки и разборки привода

Описание мероприятий по восстановлению быстроизнашиваемых деталей привода

Заключение

Список литературы

ВВЕДЕНИЕ

Совершенствование конструкции деталей машин, методов их расчета и введение новых стандартов должно находить отражение в курсовом проектировании.

Цель курсового проектирования по деталям машин - приобретение навыков проектирования. Работая над проектом, мы выполняем расчеты, учимся рационально выбирать материалы и форму деталей, стремясь обеспечить высокую надежность и долговечность.

В проектировании широко используются ГОСТы, учебная и справочная литература. Приобретенный в результате проектирования опыт будет являться основой для выполнения курсовых проектов по специальным дисциплинам и для дипломного проекта, а также для всей дальнейшей конструкторской деятельности.

Проект состоит из пояснительной записки, спецификации и графической части. Объем этих документов этих документов зависит от объема всего проекта, установленного учебной программой. Объем графической части составляет четыре листа формата А1.

Техническое задание на курсовой проект включает схему объема привода, исходные данные (силовые, кинематические и геометрические факторы, срок службы, характер нагрузки) и указания об объеме расчетной и графической части проекта.

По СТ СЭВ 208 75 устанавливаются следующие стадии разработки конструкторской документации.

1. Техническое задание, являющегося исходным документом для разработки конструкторской документации проектируемого изделия.

2. Техническое предложение, содержащее уточненные основные и дополнительные данные изделия и обоснование принятых решений.

3. Эскизный проект содержащий принципиальные решения.

4. Технический проект, окончательное техническое решение, дающее представление о принципах работы и устройстве изделия.

5. Рабочая документация, содержащая необходимые данные для изготовления, контроля, приемки, эксплуатации и ремонта изделия.

РАСЧЕТ ПЕРЕДАЧИ ВИНТ-ГАЙКА

Сила действующая на винт

.

Ход гайки .

Коэффициент трения в резьбе и на торце винта (сталь --чугун).

Определяем внутренний диаметр винта по формуле (4.16) [2], приняв материал -- сталь 35 с допускаемым напряжением на сжатие .

Принимаем трапецеидальную резьбу (СТ СЭВ 185--75), для которой

и .

Для проверки винта на самоторможение определить угол подъема винтовой линии и угол трения. Угол подъема резьбы

Угол трения



Условие самоторможения обеспечивается (' >).

Проверяем винт на продольный изгиб с учетом устойчивости по формуле

МПа

Коэффициент уменьшения допускаемых напряжений для сжатых стержней выбирается в зависимости от гибкости :

	30	50	60	80	100	120	140	160	180
	0,94	0,89	0,86	0,75	0,60	0,45	0,36	0,29	0.23

Гибкость равна

Принимаем = 0,94.

Тогда, подставив численные значения в формулу:

Определить число витков гайки (СЧ 18) из условия износостойкости по формуле (4.14) [2], приняв [q] =8 (табл. 4.4 [2]):



Так как z<10, то принимаем трапецеидальную резьбу (СТ СЭВ 185--75), для которой

и .

Высота гайки

Определить наружный диаметр гайки- D из условия прочности на растяжение:

где

Момент трения в резьбе и на торце винта, т. е. момент, необходимый для вращения винта домкрата, определить по формуле (4.4) [2]:

Найдем КПД винтовой пары по формуле (4.8)[5]:

Углавая скорость вращения винта:

ВЫБОР КИНЕМАТИЧЕСКОЙ СХЕМЫ ПРИВОДА И КИНЕМАТИЧЕСКИЕ РАСЧЕТЫ

Выбор кинематической схемы

Рассмотрим пять вариантов кинематических схем передаточного механизма привода и подведем их анализ с позиции максимального КПД.

Принимаем КПД:

- муфта;

- пара подшипников качения;

- цилиндрическая зубчатая передача;

- коническая зубчатая передача;

- закрытая цепная передача;

- клиновая ременная передача;

- передача винт-гайка.

Значения КПД определяем из таблицы 1.2.1[6. c.13]:



Рис. 1 Варианты кинематических схем

Найде КПД каждой из схем

Схема 1

Схема 2

Схема 3

Схема 4

Схема 5

Из 5 рассмотренных схем выбираем ту, которая обладает наибольшим КПД, а, учитывая заданные габариты и объемы производства, еще и простотой в изготовлении.

Выбираем схему 1.

Выбор электродвигателя

Требуемую мощность электродвигателя определим как:

кВт.

По каталогу выбираем трехфазный асинхронный короткозамкнутый двигатель серии 4А160S8У3 с номинальной мощностью Р_эд=7,5 кВт с асинхронной частотой вращения n_эд=750 мин^-1 , массой 115 кг, J = 10,2 , .

Кинематический расчет привода

Общее передаточное отношение

, где ,

где - асинхронная частота вращения двигателя

Частота вращения на выходе

мин.^-1

Разбиваем передаточные отношения по ступеням

U_к.п - передаточное отношение быстроходной передачи

U_ц.п - передаточное отношение тихоходной передачи

U_р - передаточное отношение ременной передачи[2,табл.1.2.2,с.13].

ОПРЕДИЛЕНИЕ МОЩНОСТЕЙ, УГЛОВЫХ СКОРОСТЕЙ, ЧАСТОТ ВРАЩЕНИЯ И МОМЕНТОВ НА ВАЛАХ ПРИВОДА

Мощности определяем из заданной мощности на выходном валу.

кВт

кВт.

кВт.

кВт.

Частоты вращения валов определяем начиная от частоты вращения ротора электродвигателя

мин-1	мин-1
мин-1	мин-1

Угловые скорости и вращающие моменты на валах определяем из соотношений

;

.

Полученные результаты заносим в таблицу 1.

Табл.1

Вал	1	2	3	4
Р, кВт	5,8	5,6	5,4	1,7
n, мин-1	320,5	106,8	26,7	26,7
, с-1	33,5	11,2	2,8	2,8
T, Н·м	173	500	1929	605,3

РАСЧЕТ ПЕРЕДАЧ

Расчет зубчатой цилиндрической прямозубой передачи

Материал зубчатых колёс выбираем по таблице 9.6 [2]: для шестерни - сталь 40Х улучшенную 270НВ, ,; для колёс - сталь 40Х улучшенную 260НВ, ,.

Определяем допускаемые контактные напряжения по формуле 9.30 [2]. Предел контактной выносливости для шестерни , для колеса .

Эквивалентное число циклов перемены напряжения согласно циклограмме нагружения для колеса и шестерни тихоходной ступени соответственно:

,

где

ч

с=1 - число колес, находящихся в зацеплении с расчетным

По рис. 9.9 [2] базовое число циклов .

Коэффициент долговечности, учитывающий влияние срока службы и режима нагружения.

 для колеса;

для шестерни.

Допускаемые контактные напряжения при коэффициенте безопасности будут равны:

для шестерни - ;

для колеса - .

Так как, тихоходная ступень прямозубая, расчет производим по наименьшему.

Определяем допускаемые напряжения на изгибы по формуле 9.35 [2]:

для колеса: ;

для шестерни .

Эквивалентное число циклов равно

Базовое число циклов (см. с.194[1])

Т.к. , то коэффициент долговечности . С учетом коэффициента безопасности и , коэффициент учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки получим:

для шестерни -

для колеса - .

Принимаем коэффициент ширины зубчатого колеса относительно диаметра (стр.181 [2]), тогда коэффициент ширины зубчатого колеса относительно межосевого расстояние из формулы

.

По графику 9,5 [2] назначаем коэффициент неравномерности нагрузки .

Определяем межосевое расстояние по формуле 9,2 [2]

мм.

В соответствии со СТСЭВ 229-75 принимаем мм.

Рабочая ширина колеса тихоходной ступени

.

Модуль зацепления зубьев

мм, приняв .

В соответствии со СТСЭВ 310-76 принимаем мм

Число зубьев колеса:

.

Уточняем диаметры колес тихоходной ступени (см. табл. 9.1, примечание 6.[2]):

мм	мм
мм	мм
мм	мм

Межосевое расстояние

.

Выполняем проверочный расчет на выносливость по контактным напряжениям (формула 9.7 [2])

,

для чего определяем следующие величины;

окружную силу

Н;

окружную скорость

.

По табл. 9.10 [2] назначаем 9-ю степень точности. По табл. 9.9 [2] , по табл. 9.7

б_н =0,006 где, коэффициент учитывающий влияние разность шагов зацепления зубьев шестерни и колеса, б_н - коэффициент учитывающий влияние вида зубчатой передачи

Удельная окружная динамическая сила по формуле (9.10) [2].

.

Удельная расчетная окружная сила в зоне ее наибольшей концентрации по формуле (9.16) [2].

По формуле 9.15 [2]

Удельная расчетная окружная сила по формуле 9.8 [2]

.

Определяем контактное напряжение по формуле 9.71 [2]

,

коэффициент учитывающий механические свойства материала.

коэффициент учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев;

коэффициент учитывающий сумарную длину контакных линий.

Условие прочности соблюдается.

Производим проверочный расчет на усталость при изгибе по формуле 9.11 [2].

.

Для этого по рис 9.6 [2] находим коэффициенты формы зуба и

Расчет необходимо провести для менее прочного звена т.е с наименьшим отношением

-для шестерни; -для колеса;

Расчет ведем по шестерне.

Из графика (см. рис. 9.5 [2]) коэффициент концентрации нагрузки

Удельная окружная динамическая сила по формуле (9.10) [2].

где (см. табл. 9.8 [2]), имеют прежние значения.

Удельная расчетная окружная сила в зоне ее наибольшей концентрации по формуле по формуле (9.15) [2].

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца.

Коэффициент динамической нагрузки по формуле (9.15)[2].

По формуле (9.12)

.

Напряжение изгиба

,

где коэффициент, учитывающий наклон зуба, коэффициент изменения учитывающий перекрытие звеньев.

Условие прочности выполняется

Производим проверку при перегрузках. Принимаем максимальный момент

.

Определяем максимальное контактное напряжение при кратковременной перегрузке по формуле:

. (стр.197 [2])

Максимальное контактное напряжение по формуле (9.38) [2]:

.

Максимальное напряжение изгиба по формуле (9.39) [2]:

,

где .

Прочность передачи при перегрузках обеспечена.

Расчет сил действующих в зацеплении

Окружная сила Н;

Радиальная сила ,

где угол главного профиля зуба (стр.173.[2])

Расчет зубчатой конической прямозубой передачи

Выбираем материал и обработку те же, что и для первой зубчатой передачи.

Определяем допускаемые контактные напряжения по формуле 9.30 [2]. Предел контактной выносливости

для шестерни

;

для колеса

.

Эквивалентное число циклов перемены напряжения согласно циклограмме нагружения для колеса и шестерни тихоходной ступени соответственно:

;

где

ч.

с=1 - число колес, находящихся в зацеплении с расчетным

По рис. 9.9 [2] базовое число циклов .

Коэффициент долговечности, учитывающий влияние срока службы и режима нагружения.

для колеса;

для шестерни.

Допускаемые контактные напряжения при коэффициенте безопасности будут равны:

для шестерни - ;

для колеса - .

Среднее значение допускаемых контактных напряжений

.

Определяем допускаемые напряжения на изгибы по формуле 9.35 [2]:

для колеса: .

для шестерни .

Коэффициент долговечности . С учетом коэффициента безопасности и , коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки получим:

для шестерни - .

для колеса - .

Определяем углы делительных конусов (см. табл. 9.2)[2]:

Определяем средний диаметр шестерни по формуле (9.17)[2]:

где коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца (см. рис, 9.8)[2]; коэффициент ширины шестерни по формуле (9.19)[2].

.

Ширина венца

.

Определяем внешний диаметр вершин зубьев

Внешнее конусное расстояние

.

Проверяем рекомендацию табл. 9.2 [2]

Условие соблюдается.

Определяем модуль и числа зубьев.

По табл. 9.2 (п.3) [2] внешний окружной модуль

.

Принимаем.

Число зубьев

.

Принимаем . Уточняем:

;

Средний модуль:

.

Определяем биэквивалентное число зубьев:

;

.

С помощью формулы 9.22 производим проверку по контактным напряжениям (9.22)[2].

Предварительно определяем:

окружное усилие

,

окружная скорость

.

По табл. 9.10 [2] назначаем 9-ю степень точности. По табл. 9.9 [2] , по табл. 9.7

б_н =0,002 где,

коэффициент, учитывающий влияние разность шагов зацепления зубьев шестерни и колеса, б_н - коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи

Удельная окружная динамическая сила по формуле (9.29) [2].

.

Удельная расчетная окружная сила в зоне ее наибольшей концентрации по формуле (9.16) [2].

По формуле 9.15 [2]

Удельная расчетная окружная сила по формуле 9.25 [2]

Определяем коэффициенты z в формуле (9.22) [2]:

коэффициент, учитывающий механические свойства материала.

коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев;

По формуле (9.24) [2]:

,(ст. 191 [2]).

коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий.

Контактная прочность обеспечена.

По формуле 9.27 производим проверку по напряжениям изгиба:

По графику (см. рис. 9.6)[2] в зависимости от биэквивалентного числа зубьев находим:

и

Расчет необходимо провести для менее прочного звена т.е с наименьшим отношением

-для шестерни; -для колеса;

Расчет ведем по шестерне.

Из графика (см. рис. 9.5 [2]) коэффициент концентрации нагрузки

Удельная окружная динамическая сила по формуле (9.29) [2].

где (см. табл. 9.8 [2]), имеют прежние значения.

Удельная расчетная окружная динамическая сила в зоне ее наибольшей концентрации по формуле по формуле (9.15) [2].

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца.

Коэффициент динамической нагрузки по формуле (9.15)[2].

По формуле (9.12) [2]

.

Напряжение изгиба

,

где коэффициент, учитывающий наклон зуба, коэффициент изменения учитывающий перекрытие звеньев.

Условие прочности выполняется. Следовательно, прочность по напряжениям изгиба обеспечена.

Определяем силы в зацеплении.

Окружная сила Н;

Радиальная сила,

Осевая сила

где угол главного профиля зуба (стр.173.[2])

Расчет клиноременной передачи

Вращающий момент на ведущем шкиве

,

гдепередаваемая мощность, - частота вращения ведущего шкива.

По таблице 7.2 [1] с учетом полученного значения T выбираем тип клинового ремня В (Б).

Вычисляем диаметр ведущего шкива по формуле (7.4) [1]:

,

где С- коэффициент пропорциональности.

Из ряда стандартных значений диаметра выбираем .

Диаметр ведомого шкива.

-коэффициент упругого скольжения.

Из ряда стандартных значений принимаем d₂ = 450 мм.

Межосевое расстояние предварительно определяем по формуле (7.6):

Параметр h- высота ремня выбираем по таблице 7.2 [1]. Принимаем мм.

Длину ремня рассчитываем по формуле (7.7):

Из ряда длин выбираем

Уточняем межосевое расстояние передачи по формуле (7.8) [1].

Угол обхвата ремнем меньшего шкива по формуле (7.9)[1].

Скорость ремня вычисляем по формуле (7.1) [1]:

Необходимое число ремней определяем по формуле (7.31) [1]:

С учетом характера нагрузки и условий эксплуатации по. формуле (7.29) [1]:

По таблице 7.3 [1] с учетом полученных значений диаметра ведомого шкива и скорости получаем мощность передоваемая 1-м ремнем,

-коэффициент, учитывающий угол обхвата ,

-коэффициент, учитывающий режим работы и характер нагрузки в данном случае умеренные колебания стр. 122 [1].

Коэффициент, учитывающий длину ремня по формуле (7.30) [1]

,

где -базовая длина клинового ремня. (табл.7.3) [1].

Коэффициент, учитывающий передаточное число (стр. 123) [1].

Коэффициент определяем по приближенному числу ремней

.

Тогда (стр.123) [1].

Требуемое число ремней

Окончательно принимаем

Сила предварительного натяжения ремня по формуле (7.11) [1] с учетом напряжения для клиновых ремней и площади поперечного сечения ремня А = 138 мм² (по табл. 7.2 [1]):

Нагрузка на валы и опоры формуле (7.19) [1] с учетом числа ремней

.

РАСЧЕТ ВАЛОВ

Разработка конструкции валов

По известным крутящим моментам определяем диаметры выходных концов валов

Быстроходный вал



Назначаем:

диаметр выходного конца вала

диаметр вала под подшипники ;

диаметр буртика подшипника ;

Промежуточного вала

Назначаем:

диаметр выходного конца вала

диаметр вала под подшипники ;

диаметр буртика подшипника ;

диаметр буртика вала под колесо ;

Тихоходного вала

Назначаем:

диаметр выходного конца вала в связи с установкой муфты.

диаметр вала под подшипники ;

диаметр буртика подшипника ;

диаметр буртика вала под колесо ;

Определение расчетных нагрузок, изгибающих моментов и проверочный расчет валов

Быстроходный вал

Необходимо рассчитать вал по следующим исходным данным: передаваемый момент H·м; материал - сталь 40X; МПа; МПа; МПа; ;

Расстояния между опорами и деталями передач выбираем из условия и конструктивных соображений.

В зацеплении действуют силы:

Окружная сила

Н;

Радиальная сила

,

Осевая сила

Величина консольной нагрузки

Определяем опорные реакции в вертикальной плоскости YОZ(см. рис. 2):



откуда

Н

откуда

Н

Проверка:

Определяем опорные реакции в горизонтальной плоскости ХОZ (см. рис. 2):

откуда

Н

откуда

Н

Проверка:

Определяем опорные реакции в плоскости действия консольной нагрузки (см. рис. 2):

Н

Н

Проверка:

Проверку осуществляют в наиболее опасном сечении, которое определяют на основании эпюр изгибающих и крутящих моментов, действующих на вал (см. рис. 2).

Рассмотрим на валу три сечения: 1-1, 2-2 и 3-3.

Определяем изгибающие моменты от действующих сил:

(сечение 1--1):

в вертикальной плоскости YОZ

в горизонтальной плоскости X0Z

в плоскости действия консольной нагрузки



(сечение 2--2):

в вертикальной плоскости YОZ

в плоскости горизонтальной X0Z

в плоскости действия консольной нагрузки

(сечение 3--3):

в вертикальной плоскости YОZ

в плоскости горизонтальной X0Z

в плоскости действия консольной нагрузки

Строим эпюры изгибающих моментов (см. рис. 2).

Определяем суммарный изгибающий момент сечении под опорой А (это сечение наиболее нагруженное).

Согласно уравнению (10.8)[1] рассчитаем коэффициент запаса прочности:

Здесь и - коэффициенты запаса прочности по напряжениям изгиба и кручения в соответствии с формулами (10.9) и (10.10)[1]:

.

Переменные составляющих циклов напряжений согласно формуле (10.11)[1]:

где

суммарные изгибающий момент в сечении,

-момент сопротивления сечения изгибу, ,

- момент сопротивления вала кручению, .

Постоянные составляющие циклов напряжения:

где

-осевое усилие,

A-площадь сечения вала.

Коэффициенты концентрации напряжений:

при изгибе

при кручении

где

и -- эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении для посадки с натягом;

и-- масштабный коэффициент.



Коэффициент, учитывающий качество поверхности при тонком шлифовании согласно (см. табл. 10.13)[1],

Коэффициент упрочнения материала не учитываем, так как для выбранного материала поверхность имеет твердость НВ< 350.

Значит

Условия прочности вала на сопротивление усталости выполнены.

Проверка шпоночного соединения

Для передачи крутящего момента от ведущего шкива ременной передачи на быстроходный вал назначаем призматическую шпонку .

Проверочный расчет шпоночных соединений выполняем согласно формуле (10.24) [1]

где

-вращающий момент Нм;

диаметр вала -- диаметр посадочного места под шкивом;

-рабочая длинна шпонки,

- высота шпонки,

-глубина паза на валу.

Условие прочности шпонок на смятие выполнено, так как .



Рис.2 Расчетная схема быстроходного вала

Промежуточный вал

Необходимо рассчитать вал по следующим исходным данным: передаваемый момент H·м; материал - сталь 40X; МПа; МПа; МПа; ;

Расстояния между опорами и деталями передач выбираем из условия и конструктивных соображений.

В зацеплении действуют силы:

Окружная сила

Н;

Радиальная сила

,

Осевая сила

Окружная сила

Н;

Радиальная сила

,

Определяем опорные реакции в вертикальной плоскости YОZ (см. рис. 3):



Проверка:

Определяем опорные реакции в горизонтальной плоскости ХОZ (см. рис. 3):

Проверка:

Проверку осуществляют в наиболее опасном сечении, которое определяют на основании эпюр изгибающих и крутящих моментов, действующих на вал (см. рис. 3).

Рассмотрим на валу три сечения: 1-1, 2-2 и 3-3.

Определяем изгибающие моменты от действующих сил:

(сечение 1--1):

в вертикальной плоскости YОZ

в горизонтальной плоскости X0Z

(сечение 2--2):

в вертикальной плоскости YОZ

в плоскости горизонтальной X0Z

(сечение 3--3):

в вертикальной плоскости YОZ

в плоскости горизонтальной X0Z

Строим эпюры изгибающих моментов (см. рис. 3).

Определяем суммарный изгибающий момент сечения под цилиндрической шестерней (это сечение наиболее нагруженное).



Согласно уравнению (10.8)[1] рассчитаем коэффициент запаса прочности:

Здесь и - коэффициенты запаса прочности по напряжениям изгиба и кручения в соответствии с формулами (10.9) и (10.10)[1]:

.

Переменные составляющих циклов напряжений согласно формуле (10.11)[1]:

где

суммарные изгибающий момент в сечении,

- момент сопротивления сечения изгибу, ,

- момент сопротивления вала кручению, .

Постоянные составляющие циклов напряжения:

где

-осевое усилие,

A-площадь сечения вала.

Коэффициенты концентрации напряжений:

при изгибе

при кручении

где

и -- эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении для посадки с натягом;

и-- масштабный коэффициент.

Коэффициент, учитывающий качество поверхности при тонком шлифовании согласно (см. табл. 10.13)[1],

Коэффициент упрочнения материала не учитываем, так как для выбранного материала поверхность имеет твердость НВ< 350.

Значит

Условия прочности вала на сопротивление усталости выполнены.

Проверка шпоночного соединения

Для передачи крутящего момента от быстроходного к промежуточному назначаем призматическую шпонку .

Проверочный расчет шпоночных соединений выполняем согласно формуле (10.24) [1]

где

-вращающий момент Нм;

диаметр вала -- диаметр посадочного места под колесом;

-рабочая длинна шпонки,

- высота шпонки,

-глубина паза на валу.

Условие прочности шпонок на смятие выполнено, так как .



Рис.3 Расчетная схема промежуточного вала

Тихоходный вал

Необходимо рассчитать вал по следующим исходным данным: передаваемый момент H·м; материал - сталь 40X; МПа; МПа; МПа; ;

Расстояния между опорами и деталями передач выбираем из условия и конструктивных соображений.

В зацеплении действуют силы:

Окружная сила

Н;

Радиальная сила

,

Определяем опорные реакции в вертикальной плоскости YОZ (см. рис. 4):

Проверка:

Определяем опорные реакции в горизонтальной плоскости ХОZ (см. рис. 4):



Проверка:

Определяем опорные реакции в плоскости действия консольной нагрузки(см. рис. 4):

Проверка:

Проверку осуществляют в наиболее опасном сечении, которое определяют на основании эпюр изгибающих и крутящих моментов, действующих на вал (см. рис. 4).

Рассмотрим на валу три сечения: 1-1, 2-2 и 3-3.

Определяем изгибающие моменты от действующих сил:

(сечение 1--1):

в вертикальной плоскости YОZ

в горизонтальной плоскости X0Z

в плоскости действия консольной нагрузки



(сечение 2--2):

в вертикальной плоскости YОZ

в плоскости горизонтальной X0Z

в плоскости действия консольной нагрузки

(сечение 3--3):

в вертикальной плоскости YОZ

в плоскости горизонтальной X0Z

в плоскости действия консольной нагрузки

Строим эпюры изгибающих моментов (см. рис. 4).

Определяем суммарный изгибающий момент сечения под цилиндрической шестерней (это сечение наиболее нагруженное).

Согласно уравнению (10.8)[1] рассчитаем коэффициент запаса прочности:

Здесь и - коэффициенты запаса прочности по напряжениям изгиба и кручения в соответствии с формулами (10.9) и (10.10)[1]:

.

Переменные составляющих циклов напряжений согласно формуле (10.11)[1]:

где

суммарные изгибающий момент в сечении,

-момент сопротивления сечения изгибу, ,

- момент сопротивления вала кручению, .

Для соединения со шпоночным пазом шириной b и глубиной t1,

Постоянные составляющие циклов напряжения:

где

-осевое усилие,

A-площадь сечения вала.

Коэффициенты концентрации напряжений:

при изгибе

при кручении

где

и -- эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении для посадки с натягом;

и-- масштабный коэффициент.

Коэффициент, учитывающий качество поверхности при тонком шлифовании согласно (см. табл. 10.13)[1],

Коэффициент упрочнения материала не учитываем, так как для выбранного материала поверхность имеет твердость НВ< 350.

Значит

Условия прочности вала на сопротивление усталости выполнены.

Проверка шпоночного соединения

Для передачи крутящего момента от промежуточного вала к тихоходному назначаем призматическую шпонку .

Проверочный расчет шпоночных соединений выполняем согласно формуле (10.24) [1]



где

-вращающий момент Нм;

диаметр вала -- диаметр посадочного места под колесом;

-рабочая длинна шпонки,

- высота шпонки,

-глубина паза на валу.

Для передачи крутящего момента от тихоходного вала к передаче винт-гайка назначаем призматическую шпонку .

Проверочный расчет шпоночных соединений выполняем согласно формуле (10.24) [1]

где

-вращающий момент Нм;

диаметр вала -- диаметр посадочного места под муфту;

-рабочая длинна шпонки,

- высота шпонки,

-глубина паза на валу.

Условие прочности шпонок на смятие выполнено, так как .



Рис.4 Расчетная схема тихоходного вала

ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ И ПРОВЕРОЧНЫЙ РАССЧЕТ МУФТ

Расчёт подшипников валов

Расчет проводим по более нагруженной опоре.

Определяем суммарную реакцию в опорах:

для быстроходного вала:

для промежуточного вала

для тихоходного вала

Эквивалентная нагрузка P определится:

для быстроходного вала:

для промежуточного вала

для тихоходного вала

-коэффициет радиальной нагрузки,-коэффициент осевой нагрузки,

-при вращении внутреннего кольца,-коэффициент безопасности,

-температурный коэффициент,

Определяем требуемую долговечность подшипника в млн. обортов.

Принимаем долговечность подшипника L_h=12000 часов

для быстроходного вала:

для промежуточного вала

для тихоходного вала

Определяем требуемую динамическую грузоподъемность.

для быстроходного вала:

<

для промежуточного вала

<

для тихоходного вала

<

Выбираем подшипники для быстроходного по ГОСТ 27365-85.

Условное обозначение	d,мм	D,мм	B,мм	Базовая грузоподъемность, кН
				C	C0
7212А	60	110	23	70,8	82,4

Выбираем подшипники для промежуточного вала по ГОСТ 27365-85.

Условное обозначение	d,мм	D,мм	B,мм	Базовая грузоподъемность,кН
				С	C0
7214А	70	125	26	94,0	80,5

Выбираем подшипники для тихоходного вала по ГОСТ 8338-75.

Условное обозначение	d,мм	D,мм	B,мм	Базовая грузоподъемность,кН
				С	C0
114	70	110	20	37,7	24,5

Расчет муфты

Тихоходный вал имеет на выходе на который насаживается (для передачи движения исполнительному органу) втулочно-пальцевая муфта МУВП-63-20-2 по ГОСТ 21424-93 [1] стр. 281. Материал пальцев муфты - сталь 45 с допускаемым напряжением . Соединение передает мощность при

Передаваемый момент . Муфта имеет жесткую характеристику из-за небольшого объема упругих элементов (резиновых втулок).

Муфта допускает радиальное смещение валов до 0,2 мм, угловое - до 30' .

Определяем расчетный момент

где - коэффициент режима работы([2],табл. 15.2, стр. 377);

Параметры муфты, необходимые для расчетов:

- диаметр пальца под втулкой

- длина пальца

- число пальцев

- диаметр окружности расположения пальцев

- длина резиновой втулки

Усилие, действующее по окружности радиуса R=31,5 мм



Проверяем напряжение изгиба пальцев при нагружении муфты моментом

где - момент сопротивления изгибу для сечения пальца.

Определяем давление между пальцами и упругими резиновыми втулками:

.

что допустимо [q]=2..4

ВЫБОР СИСТЕМЫ СМАЗКИ СМАЗОЧНОГО МАТЕРИАЛА И УПЛОТНИТЕЛЬНЫХ УСТРОЙСТВ

Для уменьшения потерь мощности на трение и снижение интенсивности износа трущихся поверхностей, а также для предохранения их от заедания, задиров, коррозии и лучшего отвода теплоты трущихся поверхностей детали должны иметь надежную смазку.

Применяем картерную систему смазки. В корпус редуктора заливаем масло, так, чтобы в него были погружены зубья конической шестерни. При ее вращении масло увлекается зубом, разбрызгивается, попадает на внутренние стенки корпуса, откуда стекает в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которая покрывает поверхность расположенных внутри корпуса деталей (картерную смазку применяют при окружной скорости зубчатых колес от 0,3 до 12,5 м/с). Наименьшую глубину шестерни в масло принято считать равной модулю зацепления.

Выбираем смазочный материал. Требуемая вязкость масла зависит от контактного напряжения и окружной скорости колес. По определенным скорости и контактным напряжениям находим требуемую кинематическую вязкость, марку масла - индустриальное И - 40А ГОСТ 20799 по 5 стр501.

Подшипники смазывают пластичным смазочным материалом (Литол-24 ГОСТ 20799).

При работе передач масло постепенно загрязняется продуктами износа. С течением времени оно стареет, свойства его ухудшаются. Поэтому масло необходимо периодически менять. Для этой цели в корпусе предусматриваем сливное отверстие, закрываемое болтом. Болт создает герметичное соединение и пробки с этой резьбой дополнительного уплотнения не требуют.

При длительной работе, в связи с нагревом масла и воздуха повышается давление внутри корпуса, что приводит к просачиванию масла через уплотнения и стыки. Чтобы этого избежать, внутреннюю полость корпуса сообщают с внешней средой путем установки отдушины в его верхних точках.

Уплотнительные устройства применяем, для предохранения от вытекания смазочного материла из подшипниковых узлов, а так же для защиты их от попадания извне пыли и влаги. Используем манжетные уплотнения.

ОПРЕДЕЛЕНИЕ РАЗМЕРОВ КОРПУСНЫХ ДЕТАЛЕЙ, РАМЫ И ОГРАЖДЕНИЯ

К корпусным относятся детали, обеспечивающие взаимное расположение узлов и воспринимающие основные силы, возникающие при работе механизма. Корпусные детали обычно состоят из стенок, ребер жесткости, бобышек, фланцев и других элементов, соединенных в одно целое в процессе сборки или изготовления.

Размеры корпусных деталей определяются числом и размерами размещенных в них деталей, относительным их расположением и величиной зазоров между ними. Ориентировочно размеры корпусной детали определяются при составлении компоновочной схемы.

Компоновка редуктора выполняется для:

размещения внутри редуктора зубчатых колес всех ступеней так, чтобы получить минимальные размеры редуктора B_ВН и L_ВН ;

определения расстояния между опорами валов L и длин консольных участков;

определения точек приложения сил, нагружающих валы.

Определение размеров корпусных деталей

д - толщина стенки редуктора; для коническо-цилиндрического трехступенчатого редуктора д = (0,025 · a_{w цил//} +3),

д = (0,025·280+3)=10мм

Принимаем значение д = 10мм

c - расстояние от внутренней поверхности стенки редуктора до боковой поверхности вращающейся части;

c = (1,0 ..1,2)?д,=10..12мм

c₁ - расстояние от внутренней поверхности стенки редуктора до боковой поверхностиподшипника качения; c₁ = (3 .. 5)

Принимаем c₁ = 5 мм

Толщина ребер основания корпуса m=6мм.

Для точной фиксации крышки редуктора относительно корпуса применяем 2 конических штифта в каждом редукторе. Кроме фиксирования, штифты предохраняют крышку и корпус от сдвигов при растачивании отверстий. Размеры штифтов принимаем по ГОСТ 3129-70:

d_шт = 4 мм, l = 20 мм

Между вращающимися деталями должны быть предусмотрены зазоры: между вершинами зубьев колес и корпусом c₂ =1,2 д =12мм.

От поверхности вершин зубьев до внутренней нижней поверхности стенки корпуса . C₃ =(5..10)m=35мм

Диаметры болтов

Назначение болтов	диаметр, мм	Число болтов
Редуктор с рамой (фундаментарные)
Корпус с крышкой у бобышек подшипников
Корпус с крышкой по периметру соединения
Крышку подшипникового узла с корпусом		Для каждой крышки

Размеры фланцев редуктора

Ширина
Фундаментарного
Корпуса и крышки ( у подшипников)
Корпуса и крышки (по периметру)
Толщина
Фундаментарного
Корпуса (соединение с крышкой)
Крышки (соединение с корпусом)

Размеры подшипниковых гнезд определяются конструктивно, исходя из размеров подшипников. Размеры прижимных крышек выбирают по ГОСТ 18512-73.

Для изготовления рамы выбираем швеллер №16П и №27П т.к такой выбор обеспечивает достаточную жесткость и прочность конструкции.

ОПИСАНИЕ ПОСЛЕДОВАТЕЛЬНОСТИ СБОРКИ И РАЗБОРКИ ПРИВОДА

Сборка редуктора:

Сборку производим в одной из половинок корпуса (желательно производить сборку в нижней её половине).

Устанавливаем на вал, изготовленный заодно с шестерней, подшипники и маслоотражательные кольца.

Устанавливаем на оставшиеся валы зубчатые колеса в соответствии с чертежами.

Устанавливаем на валы подшипники и маслоотражательные кольца.

Производим установку валов в корпус.

Закрепляем вторую половину корпуса болтами на первой половине.

Устанавливаем прокладки и манжетные уплотнения на входе и выходе

(на валах1 и 3).

Устанавливаем прижимные крышки.

Сборку рамы не производим (она изготавливается отдельно на специализированном заводе).

Сборка привода:

Устанавливаем раму и закрепляем её, используя 8 фундаментных болтов.

Устанавливаем двигатель и редуктор.

Устанавливаем шкивы и производим предварительную установку ремней.

Устанавливаем натяжное устройство и производим натяжение ремней до необходимой величины.

Устанавливаем муфту.

ОПИСАНИЕ МЕРОПРИЯТИЙ ПО ВОСТАНОВЛЕНИЮ БЫСТРОИЗНАШИВАЕМЫХ ДЕТАЛЕЙ ПРИВОДА

В настоящее время известно много способов восстановления деталей приводов. Самыми распространенными являются сварка, наплавка и напыление.

Методом сварки можно устранять трещины в корпусных изделиях, производить ремонт рамы.

Наплавкой можно получить на поверхности детали слой небольшой толщины и необходимого состава, что обеспечивает высокую твердость и износостойкость. Это особенно важно для деталей, работающих при знакопеременных нагрузках или в агрессивных условиях.

Напыление - высокопроизводительный метод нанесения защитных покрытий. Отсутствие влияния на подложку позволяет использовать метод напыления при обработке корпусных и крупногабаритных деталей. Применяется для восстановления деталей типа «тело вращения» и «плоская поверхность» с величиной износа от 0.1 до десятков миллиметров, для нанесения износостойких и защитных покрытий с особыми свойствами.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

механический привод вал муфта

В ходе проведенной работы произведено проектирование механического привода. Рассмотрены расчеты передач, валов, муфт, подшипников. Произведен анализ возможных материалов для смазки механизмов, а также уплотнительных устройств, обеспечивающих непрерывную и эффективную работу механизма.

Рассмотрены основные виды корпусных изделий, их конструирования. Изучены виды восстановительных мероприятий.

СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ

1 М.Н.Ерохин., Детали машин и основы конструирования Москва 2005 г.

2 Ничипорчик М.И. Детали машин в примерах и задачах, 1981 г.

3 Курмаз Л. В. Детали машин. Проектирование: учебн. пособие\Л. В. Курмаз,

А. Т Скойбеда. - 2-е изд., испр. и доп. -Мн.: УП «Технопринт», 2002. - 290с.

4 Единая система допусков и посадок СЭВ в машиностроении и приборостроении: Справочник: В 2 т. - 2-е изд., перераб. и доп. - М.: Издательство стандартов, 1989.

5 Анурьев В.И. Справочник конструктора машиностроителя: В 3 т. Москва 2001 г.

Размещено на Allbest.ru