Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Реферат

Цель курсового проекта - спроектировать привод к рабочей машине.

В первом разделе проекта приводится краткое описание работы привода.

Во втором разделе выполнен выбор электродвигателя, силовой кинематический расчет привода.

В третьем разделе выполнены работы по расчету плоскоременной открытой передачи и конической передачи, а также проектные и проверочные расчеты передачи. Определены основные размеры колес.

В четвертом разделе выполнен проектный и проверочный расчет закрытой зубчатой цилиндрической передачи. Определены размеры колес.

В пятом разделе выполнен расчет размеров элемента корпуса.

В шестом разделе выбрана конструкция и выполнен проектный расчет валов редуктора.

В седьмом разделе выполнен выбор подшипников и расчеты необходимые для выполнения компоновки редуктора. Выполнена эскизная компоновка редуктора.

В восьмом разделе выполнены работы по проверочным расчетам подшипников, валов и шпонок.

В девятом разделе разработаны мероприятия по смазке передач и подшипниковых узлов редуктора.

В десятом разделе приведен выбор и обоснование посадок и квалитетов точности для сопряжений привода.

В одиннадцатом разделе произведен выбор отклонений размеров, формы, взаимного расположения, параметров, шероховатости поверхности.

Введение

В настоящее время привод с помощью зубчатого редуктора является наиболее распространенным. Этот вид привода находит свое применение во всех отраслях народного хозяйства. Основными элементами привода являются:

- двигатель

- муфты

- зубчатый редуктор

- цепные, ременные передачи

В качестве двигателя в основном используются электрические двигатели, а также двигатели внутреннего сгорания. Основное преимущество зубчатых передач с приводом от электродвигателя заключается в их высоком коэффициенте полезного действия, простой конструкции, дешевизне эксплуатации. Кроме того, зубчатые передачи выполняют целый ряд функций:

1. повышение вращающегося момента

2. изменение траектории или характера движения

3. регулирование и изменение скорости

4. предохранение деталей и узлов от поломки при перегрузке

Зубчатые редуктора используются для привода ленточных или цепных транспортеров, используются в автомобилях, тракторах в виде коробки передач, в станках и других механизмах. Для каждого инженера требуется не только знать устройство машин, правила их эксплуатации, но и уметь рассчитать узлы, детали и разрабатывать конструкции этих машин. От уровня его творческой работы зависят темпы научно-технического прогресса. В этой связи следует отметить особую роль курсового проектирования по “Деталям машин и основам конструирования (ДМиОК)”

В приобщении нас к деятельности инженеров, в понимании знания общетеоретических общеинженерных дисциплин.

Курсовой проект по ДМ и ОК способствует закреплению, углублению и обобщению знаний полученных по этому курсу, и применению этих знаний к решению инженерной задачи по проектированию деталей машин.

Курсовой проект по ДМ и ОК развивает навыки самостоятельной конструкторской и творческой научно-исследовательской работы, изобретательства, завершает общеинженерную подготовку по проектированию на основе которой выполняются другие проекты по специальным дисциплинам.

1. Краткое описание работы привода

Согласно заданию по курсовому проектированию привод состоит из электродвигателя:

- 1 ступени открытой плоскоременной передачи

- 2 ступени - одноступенчатый цилиндрический горизонтальный редуктор

- 3 ступень - открытая коническая передача

- 4 ступень - открытая цепная передача

На вал электродвигателя насажен ведущий шкив ременной передачи. Ременная передача передает вращение на цилиндрический редуктор по ведущему валу, который насажен на ведомый шкив временной передачи. На ведомом валу насажена шестерня конической передачи, которая передает через цепную передачу повышенный вращающий момент. Цепная передача связана с рабочим органом. Вращение рабочего органа осуществляется от электродвигателя через ременную передачу, цилиндрический редуктор, коническую и цепную передачи.

2. Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода

Исходные данные:

Мощность Pвых = 2 кВт и угловая скорость щвых = 0.7 с-1 на ведомом валу привода.

2.1 Определение мощности на валах привода

Определяем необходимую расчетную мощность на валу электродвигателя по формуле (2.1; 1):

где: - общий коэффициент полезного действия (КПД) привода.

По данным приведенным в таблице 2.1 [1] принимаем:

- КПД плоскоременной передачи (),

- КПД зубчатой косозубой передачи с цилиндрическими колесами, работающей в масленой ванне ()

- КПД открытой конической зубчатой передачи (),

- КПД, учитывающей потери в паре подшипников каления ().

Определяем требуемую мощность электродвигателя:



Вт.

Определяем значение мощностей на валах привода:

Вт.

Мощность на втором валу привода определяется

Вт

Мощность на третьем валу привода определяется

Вт

Мощность на четвертом валу привода определяется

Вт.

2.2 Кинематический расчет привода

Определяем ориентировочное значение общего передаточного числа привода по следующей формуле

По рекомендуемым значениям передаточных чисел механических передач (табл. 2.2 [1]) принимаем

- передаточное отношение плоскоременной передачи (= 2-5);

- передаточное отношение зубчатой передачи с цилиндрическими косозубыми колесами (= 3-5);

- передаточное отношение зубчатой передачи с коническими прямозубыми колесами (= 2-3);

Тогда диапазон возможных значений частей вращения электродвигателя

c-1;

; > мин-1;

c-1;

мин-1.

По рассчитанным значениям мощности и диапазону возможных значений частот вращения вала электродвигателя по табл.2.3 на с.22 (R) выбираем трехфазный асинхронный короткозамкнутый электродвигатель серии 4А112МВ8У3; P = 3 кВт; мин-1.

Определяем общее передаточное число привода:

.

Вычисляем значение частоты вращения ведомого вала:



мин-1.

Находим передаточное число ступеней привода:

Принимаем: ; (табл. 2.4 [1]),

тогда, .

Определяем частоту вращения на каждом валу привода:

мин-1.

мин-1.

мин-1.

мин-1.

Рассчитываем угловые скорости на каждом валу привода:

c-1;

с-1;

c-1;

с-1.

Находим вращающийся момент на каждом валу:

Н•м;

Н•м;

Н•м;

Н•м;

Результаты расчетов сведем в таблицу 2.1.

Таблица 2.1 - сводная таблица результатов вычислений

Номер вала	Мощность P, Вт	Угловая скорость , с-1	Частота вращения , мин-1	Крутящий момент, Н•м
1	2405	73.3	700	32.8
2	2262	14.6	140	154.9
3	2172	2.3	22.2	944.3
4	1999.8	0.7	6.69	2856.9

Полученные значения крутящих моментов проверяем по формуле:

Н•м;

Н•м;

Н•м.

Отклонения: .

3. Расчет плоскоременной передачи

Определяем диаметр малого (ведущего) шкива.

Д1 рис. по формуле: мм.

Диаметр шкива будет равен

мм.

где - коэффициент скольжения ремня, =0.01.

По госту 17383-73 выбираем диаметры шкивов мм и мм.

Уточняем передаточное число передачи:

Расхождение составляет:

.

Находим скорости ремня по формуле (7.4 [2])

; м/с м/с.

то увеличиваем диаметр шкивов мм и мм.



.

Скорость ремня: м/с м/с.

Определяем минимальное межосевое расстояние по формуле (7.5 [1])

мм

Принимаем мм.

Проверяем угол обхвата меньшего (ведущего) шкива ремнем ,по формуле:

где [] - минимальный допускаемый угол обхвата для плоскоременной передачи, .

Определяем требуемую длину ремня по формуле:

мм.

Определяем число пробегов ремня в секунду по формуле (7.8 [1]):

где - длина ремня в м.

- допускаемое число пробегов ремня для плоских ремней c-1.

c-1

Определяем расчетную толщину ремня по формуле (7.8 [2]):

мм

В зависимости от скорости ремня по таблице 7.1 [1] выбираем вид ремня, толщину прокладки .

Принимаем ремень типа спирально-завернутый.

Определяем требуемое количество прокладок по формуле 7.10 [1]

.

Принимаем число прокладок .

Определяем фактическую толщину ремня по формуле 7.11 [1]:

мм

Определяем допускаемое полезное напряжение по формуле:

;

где - номинальное полезное напряжение при стандартных условиях. Значения для прорезиненных ремней при напряжении от предварительного напряжения в зависимости от отношения МПа;

;

Определяем по формуле

- коэффициент, учитывающий угол охвата на малом шкиве и определяемый по формуле:

;

- коэффициент, учитывающий влияние натяжения от центробежной силы, уменьшающей сцепление ремня со шкивом, определяем по формуле:

- коэффициент, учитывающий расположение передачи. По таблице 7.2 [1] при угле наклона ; ;

- коэффициент, учитывающий влияние режима работы. По таблице 7.3 [1] при двух сменной работе и пусковой нагрузке до 120 %, при постоянной нагрузке ;

МПа;

Определяем окружную силу передаваемую ремнем по формуле (7.13 [1]):

Н;

Определяем требуемую ширину ремня по формуле (7.14 [1]):

мм;

Принимаем ширину ремня мм (табл. 7.1 [2]).

Определяем время работы ремня по формуле (7.15 [1]):

;

где - напряжение упругости для плоских прорезиненных ремней МПа;

- коэффициент, учитывающий влияние передаточного числа, определяем по формуле:

;

- максимальное напряжение, возникающие в сечении ремня при набегании его на шкив меньшего диаметра, определяется по формуле:



;

МПа;

- напряжение изгиба при огибании меньшего шкива, определяем по формуле:

МПа;

где МПа - модуль упругости;

- напряжение от центробежных сил, определяем по формуле:

МПа;

где - плотность материала ремня кг/м3;

МПа;

;

Определяем силу предварительного натяжения ремня

по формуле (7.16 [1]):

Н;

Определяем силу, действующую на вал по формуле (7.17 [1]):

Н;

Максимальное напряжение принимаем в 1.5 раза больше

Н;

Определяем ширину шкивов: принимаем ширину шкивов мм.

4. Расчет цилиндрической косозубой закрытой передачи

Исходные данные для расчета:

крутящий момент на шестерне Нм,

крутящий момент на колесе Нм,

угловая скорость шестерни с-1,

угловая скорость колеса с-1,

частота вращения шестерни об/мин,

частота вращения колеса об/мин,

передаточное число передачи об/мин.

Редуктор нереверсивный, предназначенный для длительной работы, эквивалентное число циклов перемен напряжения больше базового при постоянном режиме нагрузки.

4.1 Выбор материала передач и определение допускаемых напряжений

Для получения сравнительно небольших габаритов и невысокую стоимость редуктора и отсутствия особых требований к габаритам редуктора выбираем для изготовления колеса и шестерни сравнительно недорогую легированную сталь 40Х с термообработкой:

для колеса улучшение наковки 269-302НВ (285НВ), предел текучести МПа, предел прочности МПа (табл.3.1[2]), для шестерни - улучшение наковки (269-302 НВ) и закалка зуба ТВЧ до твердости на поверхности зубьев 45 - 50 HRC (50 HRC = 500 НВ), предел прочности МПа, предел текучести МПа (табл.3.1[2]). При этом обеспечивается приработка зубьев обеих ступеней (стр.164, 178[3]).



4.1.1 Определение допускаемых контактных напряжений

Величина допускаемого контактного напряжения для каждого из зубчатых колес и определяется по формуле (3.1[2]):

,

где - коэффициент запаса прочности.

В зависимости от термообработки по таблице 3.1[2] для шестерни равно 1.2, для колеса равно 1.1.

- коэффициент, учитывающий шероховатости поверхности зубьев.

- коэффициент, учитывающий окружную скорость.

- коэффициент, учитывающий влияние с мазка.

- коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса.

Согласно ГОСТ 21354 принимаем .

- предел контактной выносливости поверхности зубьев, определяется по формуле

,

где - коэффициент долговечности, учитывающий влияние срока службы и режима нагрузки.

При длительной работе и > принимается равным .

- предел контактной выносливости поверхности, соответствующий базовому числу циклов переменой напряжений.

По таблице 3.2[2] в зависимости от твердости зубьев определяем



для шестерни МПа,

для колеса МПа,

и МПа - для шестерни,

МПа - для колеса.

Для расчета принимаем допускаемое контактное напряжение по выражению

МПа, (стр. 32[2]).

Проверяем выполнения условия

, МПа.

Условие выполняется, принимаем МПа.

4.1.2 Определяем допускаемое напряжение изгиба

Допускаемые напряжения на выносливость зубьев при изгибе определяем раздельно для шестерни и колеса по формуле 3.2[2]

,

где - предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий эквивалентному числу циклов перемены напряжений.



,

где - предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений. По таблице 3.2[2] в зависимости от способа термической обработки, твердости зубьев принимаем для

колеса МПа,

шестерни МПа,

- коэффициент, учитывающий влияние шлифования переходной поверхности зубьев.

- для зубьев с нешлифованной поверхностью.

- коэффициент, учитывающий влияние деформационного упрочнения.

- для зубьев не подвергающих деформационному упрочнению.

- коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки и при односторонней нагрузки .

- коэффициент долговечности, при длительно работающих передач равен 1.

- коэффициент безопасности, определяется как .

где - определяется по таблице 3.1[2] в зависимости от термической обработки колес для шестерни ,

для колеса ,

- определяется по таблице 3.1[2] в зависимости от способа получения заготовки, при поковке .

, ,

- коэффициент, учитывающий градиент напряжения и чувствительность к концентрации напряжений, определяем по графику (рис. 3.1[2]) в зависимости от модуля , принимаем предварительно , тогда ,

- коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности, при шероховатости поверхности , принимается равным 1.

- коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса и при мм определяем по формуле ,

Тогда

МПа, МПа,

и МПа, МПа.

4.2 Проектный расчет на контактную выносливость

Ориентировочно определяем начальный диаметр шестерни по формуле 3.3 [2]:

(1)

где - вспомогательный коэффициент равный 675МПа для косозубых колес.

- крутящий момент на ведущем валу, нм;

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, зависящий от твердости материала колес НВ, кинематической схемы и величины ;

- коэффициент ширины шестерни относительно ее диаметра. Определяем по таблице 3.4 [2], при твердости поверхности зубьев и симметричном расположении колес принимаемым равным .

По момограмме рисунок 3.2 [2] при и симметричном расположении колес .

- коэффициент внешней динамической нагрузки. При равномерном нагружении электродвигателя, ;

- передаточное число зубчатой передачи, .

Подставляем полученные значения в формулу (1).

мм.

4.2.1 Определение геометрических параметров зубчатого зацепления

Начальный диаметр колеса

мм.

Ориентировочное значение межосевого расстояния

мм;

Принимаем мм.

Нормальный модуль в зависимости от межосевого расстояния

мм.

По ГОСТ 9563 (табл. 3.5[2]) принимаем стандартный модуль мм.

Предварительно принимаем угол наклона зубьев , и определяем число зубьев шестерни по формуле (стр.37[2]):

Принимаем , , принимаем

Устраняем передаточное число , отклонение от требуемого значения 6.3.

Уточняем угол наклона зубьев по формуле (стр.37[2]):

.

Уточняем диаметр окружности шестерни и колеса

мм

мм

И межосевого расстояния

мм.

Определяем рабочую ширину венца:

Колеса: мм.

Шестерни: мм.

Принимаем мм, мм.

Определяем окружную скорость:

м/с.

По таблице 3.6[2] для скорости до 3.5 м/с и углу принимаем 9 степень точности, но для уменьшения динамической нагрузки принимаем 8-ую степень точности.

4.3 Проверочный расчет на контактную выносливость

Расчетные контактные напряжения в полюсе зацепления определяем по формуле (3.4[2]):

(2)



где - коэффициент, учитывающий форму сопряжения поверхностей зубьев при , принимаем при - , - , .

- коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес, принимается равным 275;

- коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий, для косозубых колес.

- удельная расчетная окружная сила

;

где - ширина колеса, равной 55 мм,

- делительный диаметр шестерни, равным 60.14 мм,

- крутящий момент на валу шестерни, равный 154.9 Н•м,

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. При 8-ой степени точности и скорости меньше 10 м/с принимаем , - определен ранее,

- коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацепление. По таблице 3.7 при скорости до 3 м/с, 8-ой степени сложности и твердости зубьев шестерни НВ > 350 ,

Н/мм.

Подставляем значения в формулу 2.

МПа.

Проверяем удовлетворяет ли полученное значение условию

Условие выполняется.

4.4 Проверочный расчет на выносливость зубьев при изгибе

Расчетное напряжение при изгибе зубьев определяем по формуле 3.5.[2]:

(3)

где - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями , предполагая, что в зацеплении находиться одна пара зубьев.

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца.

По монограмме рис.3.2[2] при и НВ > 350, и схеме 6 ,

- коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении. Определяем по таблице 3.7[2] при скорости до 3 м/с, 8-ой степени точности и твердости > НВ 350 - , .

- коэффициент, учитывающий форму зуба, определяем по графику (рис.3.3[2]) при нулевом смещении и эквивалентном числе зубьев.



;

.

Тогда , .

- коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев, равен 1.

- коэффициент, учитывающий наклон зуба,

.

Определяем отношение для шестерни , .

Так как проверку на выносливость проведем для колеса.

Подставляем полученные значения в уравнение 3.

МПа < 290МПа.

4.5 Проектный расчет конической открытой передачи

Исходные данные:

Крутящий момент на шестерне Н•м.

На колесе Н•м.

Угловая скорость шестерни с-1.

Угловая скорость колеса с-1.

- передаточное число передачи.

Материал шестерни сталь 40Х - улучшение и закалка ТВЧ. Материал колеса сталь 40Х - улучшение.

Материалы шестерни и колеса одинаковы, следовательно, твердость шестерни и колеса цилиндрической передачи также одинакова.

МПа, МПа, МПа.

4.5.1 Определяем расчетный средний модуль по усталостному напряжению изгиба

, (4)

где ,

- крутящий момент на шестерни,

- число зубьев шестерни, равно 16,

- число зубьев колеса,

- коэффициент ширины зубчатого венца шестерни относительно его диаметра

,

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца. Определяем по рис. 3.2[2], схеме 2 , ,

- коэффициент внешней динамической нагрузки, согласно таблице 3.3[2].

Действительное передаточное число

.

Угол делительного конуса шестерни и колеса

Эквивалентное число зубьев

;

.

- коэффициент, учитывающий форму зуба при , , рис. 3.3[2].

Определяем величину отношения

для шестерни ,

для колеса .

Расчет проводим по колесу, так как .

Подставляем полученные значения в формулу 4, получаем:

мм.

Ширина венца зубчатых колес

привод подшипник редуктор вал

мм .

Принимаем мм.

Внешнее конусное расстояние

,

где - угол делительного конуса,

, ,

мм

Определяем соотношения .

Условие выполняется.

Наружный модуль определяем по выражению

мм.

Округляем до ближайшего стандартного значения по табл. 3.5[2] мм.

Действительное внешнее конусное расстояние

мм.

Средний модуль зацепления

мм.

Средний делительный диаметр.

Шестерни мм.

Колеса мм.

4.5.2 Проверочный расчет по усталостному напряжению изгиба зуба

Расчетные напряжения изгиба должны удовлетворять зависимости

.



Окружная скорость колес, где :

м/с.

По таблице 3.6[2] при м/с рекомендуется принимать 9-ую степень точности.

Принимаем 9-ую степень точности.

Удельная окружная динамическая сила

, стр.53[2],

где - коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля зуба на динамическую нагрузку. По таблице 4.2[2] для простых зубьев с модификацией равно 0.11.

- коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепление зубьев шестерни и колеса. По таблице 4.3[2] при 9-ой степени точности и модуля больше 10 принимаем .

- условное межосевое расстояние, определяющие моменты инерции колес

мм.

Удельная расчетная окружная сила в зоне ее наибольшей концентрации

2,

Н/мм

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацепление

,

Н/мм.

Удельная расчетная окружная сила при изгибе

,

Н/мм,

МПа 290МПа

4.5.3 Проверочный расчет прочности зубьев при перегрузках

Максимальное напряжение изгиба

.

Контактная прочность зубьев при перегрузках.

Удельная окружная динамическая нагрузка



.

где - коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля зуба на динамическую нагрузку, определяем по таблице 4.2[2] для колеса , для шестерни ,

Н/мм,

Н/мм.

Удельная расчетная окружная сила в зоне ее наибольшей концентрации

,

здесь по рис. 3.2[2], , .

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацепление

Удельная расчетная окружная сила

Н/мм

Расчетные контактные напряжения



МПа,

- коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев

МПа - коэффициент, учитывающий механические свойства материала.

- максимальные контактные напряжения должны удовлетворять условию

4.5.4 Силы в зацеплении



Рисунок 4.1 - Силы в зацеплении конической передачи

Усилия в зацеплении прямозубых конических колес

Н.

Радиальные силы:

Н,

Н.

Осевые силы

Н,

Н,

,

4.4.5 Параметры конических зубчатых колес

Основные параметры конических зубчатых колес сводим в таблицу 3.



Таблица 3 - Основные параметры зубчатых колес

Параметры	Расчетная формула	Шестерни	Колеса
Количество зубьев		16	53
Угол делительного конуса, град шестерни колеса		16.8°	73.2°
Внешний окружный модуль		12	12
Внешнее конусное расстояние , мм		332.2	332.2
Среднее конусное расстояние , мм		294.7	294.7
Средний модуль зацепления , мм		10.6	10.6
Средний делительный диаметр		169.6	561.8
Радиальный зазор в зацеплении , мм		2.4	2.4
Внешняя высота головки зуба , мм		12	12
Внешняя высота ножки зуба , мм		14.4	14.4
Внешняя высота зуба , мм		26.4	26.4
Внешний диаметр делительный окружности , мм		192	636
Внешний диаметр окружности вершин зубьев , мм		215	643
Внешний диаметр окружности впадин зубьев , мм		164.4	627.6
Толщина обода , мм
Длина ступицы , мм
Диаметр ступицы , мм
Диаметр вала под ступицей колеса , мм		55	80
Толщина диска, связывающего ступицу и обод		40	40
Внутренний диаметр обода		116	557.6

5. Проектный расчет валов подшипников и компоновка редуктора

5.1 Проектный расчет валов редуктора

Определяем ориентировочные диаметры всех валов по пониженным допускаемым напряжениям

где Т - крутящий момент на рассматриваемом валу

-пониженное напряжение допускаемое кручения материала валов сталь 45 улучшенная, НВ-235-262 =780МПа, табл.3.1[2]

Нагрузка валов близка к постоянной

Согласно рекомендациям допускаемые напряжения принимаем

для вращающего вала ,

для ведомого вала,

Тогда d1= d1=d7=32мм

d2=

d3=

d4=

Принимаем d4=80мм

Диаметры остальных вала назначаем конструктивно

Диаметр вала малого шкива d1=32мм равен диаметру вала электродвигателя.

Диаметр ведущего вала редуктора

d1=34 мм диаметр большого шкива ременной передачи

d2= 40 мм диаметр вала под манжету

резиновую армированную (ГОСТ 8752)

d3=d2+(2-10)=40+5=45мм диаметр вала под внутренние кольца подшипника.

D1=55мм диаметр выходного кольца

D2=60мм диаметр вала под уплотнение

d3=65мм диаметр вала под внутренние кольца подшипника

d4=d3+(5) -70мм диаметр вала под цилиндрическое колесо редуктора

d5=d4-(5)-75мм диаметр буртика.

Вал под коническую шестерню

D1=78мм, D2=85мм, D3=90мм, D4=78мм

Размеры участков вала сводим в таблицу

Таблица 4 - Размеры участков вала

Диаметр вала	Входной и выходной вал
D1-выходного кольца	Вал 1	Вал 2	Вал 3	Вал 4
	20	34	55	78
D2-под уплотнение	-	40	60	85
D3-под внутренние	-	45	65	90
D4-под насаживан. Деталь d3+(5)	20	34	70	90
d5 буртика d4-(5)-	-	-	90	90



5.2 Предварительный выбор подшипников

Согласна рекомендациям по выбору типа подшипников для редукторов общего назначения принимаются согласно отношению сил

Для вала шестерни и колеса

Fa/Fr=1733/1997=0.87

Выбираем для вала шестерни роликовый радиально упорный конический однорядного типа (ГОСТ 27365-87) средней серии №7809 с d=45мм D=100мм, Tнаиб=27.5мм, , , , Y=2.09, Y0=1.15.

Для вала колесо редуктора роликовый радиально упорный конической однорядной средней серии типа 7000 (ГОСТ 27365-87)

№7313 d=65мм, D=140мм, T=36.5. G=111кН

e=0.3, Y=1.97, Y0=1.08

для вала конического колеса №7318

d=90мм, D=190мм, T=47. G=201кН

e=0.32, Y=1.88, Y0=1.03

Рисунок 6.1 - Конструкция ступенчатого вала

5.3 Эскизная компоновка

Для выполнения компоновки определяем необходимые размеры, которые сводим в таблицу

Таблица

Необходимые размеры и их соотношение при выполнении компоновки

№	Наименование элемента	Обозначение	Значение мм
1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23	Диаметр вершин зубьев колес Диаметр окружности Диаметр ступицы Длина ступицы Ширина шкива ременной передачи Ширина подшипников Толщины стенки корпуса Расстояние между серединой зубчатого колеса и подшипником Расстояние между осями подшипников на валу зубчатого колеса Диаметр вала на котором устанавливается внутренние кольца подшипника Расстояние от внешнего торца фланца до внешней стенки корпуса редуктора Расстояние между серединами опор на валу шестерни колеса Глубина гнезда подшипника Диаметр отверстий под болты Толщина крышки подшипника Толщина фланца крышки подшипника Высота головки болта крышки подшипника Зазор между неподвижным и вращающимися деталями Расстояние между торцом подшипника и внутренней стенкой редуктора Расстояние от оси отверстий под болт до внешней стенки корпуса Расстояние от оси отверстия под болт d1 до расточки под внешние кольца Ширина шестерни Ширина колеса	Da1 Da2 Dw1 Dw2 Dст2 Lст2 B T1 T2 A1 A2 L2=l1 d3ш d3к kф k1 k2 l1 l2 lп d1 D2 D3 H=0.7d3=0.7x8 X Y Cф С1 С2 Z B1 B2	66.14 385.96 60.14 379.86 120 85 40 27.5 38.5 8 73,83 78,88 166 158 45 65 48 39 18 156 186 52 16 12 8 7 10 6 10 7 25 21 18 10 60 55

Компоновку проводим в следующей последовательности

1 Проводим геометрические оси валов на расстоянии равным межосевому расстоянию =220мм

2 Рассчитываем длину ступицы зубчатых колес редуктора и ременной передачи из условия прочности шпонки на смятие

Lст=lш+(5) где lш -длина шпонки

Lш=

Где T крутящий момент на валу

D4-диаметр вала на котором установлено зубчатое колесо,

h-стандартная высота шпонки

для зубчатого колеса редуктора dв =70мм из табл. 11.4[2] принимаем шпонку призматическую скругленным концами

b=20мм, H=12мм, t1=7.5мм

Под коническую шестерню

Dв=55мм b=16мм h=10мм t1=6мм

Под коническое колесо dв=70мм b=20мм, h=12мм

T1=7.5мм

Под малым шкивом ременной передачи,

Dв=20мм b=6мм h=6мм t1=3,5мм

Под большим шкивом

Dв=34мм, b=10мм, h=8мм, t1=5мм.

- зубчатого колеса принято = 85 мм,

- зубчатой шестерни = 40 мм, так как .

Принимаем две шпонки =106>1.6 =86мм,

- конического колеса - 125 мм, принимаем

две шпонки 206=>1.6 =112мм

Длина ступы малого шкива

- принимаем 55мм.

3 Вычерчиваем вешние контуры зубчатых колес в зацеплении по ранее найденным значениям.

4 Проведем контуры валов по диаметрам колодки внутренних колес подшипников.

5 Вычерчиваем контур внутренней стенки редуктора на расстоянии х=10 мм от выступающих вращающихся частей зубчатого колеса.

6 Выбираем контуры предварительно выбранных подшипников на посадочном диаметре d3 на расстоянии y=7мм от внутренней поверхности редуктора.

7 Вычерчиваем контур внешнего конца фланца - основание корпуса на расстоянии к1 =39мм у подшипников и к2 = 18мм на остальной площадке фланца.

8 На расстоянии глубины гнезда подшипника мм со стороны внешнего торца фланца устанавливаем крышки подшипника с указанием мм высоты головки болта.

9 Выполняем отверстие на фланце основания корпуса под диаметры болтов d1=12мм.

10 На расстоянии х=20мм на выходном и входном концах валов устанавливаем коническую шестерню и ведомый шкив ременной передачи.



Расчет ведомого вала редуктора

Исходные данные для расчета

Передаваемый момент Т= Нм

Делительный диаметра колеса dn=359,86мм

Усилия в зацеплении

Окружная Ft=5151Н

Радиальная Fr=1979Н

Осевая Fa=1733Н

Усилия от конического зацепления

Радиальная Ft=3880Н

Осевая Fr=1171Н

Окружная Fa=11136Н

Согласно эскизной компоновки редуктора. Расстояние между серединами подшипников L=78+88=166мм;

Между серединой подшипника и серединной конической шестерней l=85мм;

Составляем расчетную схему ведомого вала редуктора. Определяем расстояние “a” от торца кольца подшипника до стыка пересечения нормали к середине поверхности контакта тела ….. с наружным кольцом и осью вала

Определяем расстояние между опорами и серединой шестерни

Определяем опорные реакции в вертикальной плоскости

; -A

A

B

5041-1979-6942+3880=0

8921-8921=0;

Изгибающие моменты в вертикальной плоскости

M

Горизонтальная плоскость

Опорные реакции

M



Проверка

9998-5151-15984+11136=0

21134-21134=0

Изгибающий момент в горизонтальной плоскости

Ma=Md=0;

Mc=

Mb=

Mc=

Анализируя полученные эпюры, находим, что опасным сечением является сечение, проходящее через точку В.

Проверочные расчеты подшипников



Fa=Fa+Fa1=1733+1171=2344 Н

R1=Ra=11196 Н

R2=Rb=17426 Н

Находим осевые составляющие реакций подшипников от радиальных нагрузок.

Для выбранного подшипника 7313

С=134кН; СкН; l=0.3 Y=1.97

Определяем осевые составляющие

Н

Н

Определяем расчетные осевые нагрузки и

Тогда F



F

Наиболее нагруженным является подшипник № 2.

Н

Определяем отношение

И следовательно приведенная нагрузка

X=0.4 Y=1.97

Где R - суммарная реакция опоры, действующая на подшипник R=R2=17426Н

Fx - осевая нагрузка, Fx=Fx2=5702.8Н

V - коэффициент вращения, V=1 при вращении внутреннего кольца подшипника

- коэффициент безопасности =1 при спокойной нагрузке

Kt - температурный коэффициент, при температуре до 100-Kt=1

X=0.4 - коэффициент радиальной нагрузки

Y=1.73 - коэффициент осевой нагрузки

Определяем требуемую динамическую грузоподъемность подшипника

G=

Где - при долговечности подшипников более 10000часов и частот вращений



Условие выполняется Срасч<Cтабл

5.3 Эскизная компоновка редуктора

Расчет и конструирование основных элементов редуктора.

Материалом для изготовления литых корпусов редуктора принимаем серый чугун СЧ-15, обладающий хорошими литейными свойствами .

Редуктор конструируем разъемным, плоскость разъема проходит через ось валов параллельно основанию. Для корпуса выполняем наклонным в сторону сливного отверстия, угол наклона 2°. В крышке корпуса для заливки масла, контроля сборки и осмотра редуктора при эксплуатации предусматриваем смотровое окно закрываем крышки с отдушиной.

Размер крышки смотрового окна АхБ.

Для подъема и транспортировки крышки, основания корпуса и собранного редуктора предусматриваем проушины.

Массу редуктора определяем по формуле:

Где - коэффициент заполнения, определяемый по формуле:

Где aw- межосевое расстояние равное 220мм

плотность чугуна,

V=L·B·H- условный объем редуктора,

L,B,H -длина, ширина и высота редуктора.

Взаимное положение основания корпуса и крышки фиксируем двумя коническими штифтами, которые устанавливаем до расточки отверстий под подшипник.

В нижней части основания корпуса предусматриваем маслосливное отверстие и отверстие для установки маслоуказателя.

Габариты и форма редуктора. Размеры элементов корпуса определяем по соотношения, приведенных в таблице.

Таблица - Основные соотношения размеров элементов корпуса редуктора.

№ п/п	Наименование элемента	Обозначения	Ориентировочные соотношения	Значения
1	2	3	4	5
1	Толщина стенок редуктора		мм мм	8мм
2	Глубина корпуса редуктора	Н	мм	220мм
3	Размеры сопряжений толщины стенки -расстояние от стенки -расстояние от фланца -радиус закругления -высота просвета	X Y R h		3мм 15мм 5мм 4мм
4	Диаметры болтов -фундаментальных, -соединяющих крышку корпуса с основанием редуктора у подшипников, -прочие, -крепящих крышку подшипника с корпусом -крепящие крышку	dф d1 d2 d3 d4		20мм 16мм 12мм 8мм 6мм
5	Количество фундаментальных болтов			4
6	Размеры элементов фланцев -ширина фланцев -расстояние от оси болта до стенки -диаметр планировки -радиус закругления		М8	М12	М16	М20
		Ki	24	33	39	48
		Ci	13	18	21	25
		d0	9	13	17	22
		Д0	17	26	32	38
		R	3	4	5	5
7	Размеры элементов подшипниковых гнезд
8	Диаметр расточки	Д	100	140	190
9	Диаметр оси установки болтов	Дi	120	160	210
10	Наружный диаметр фланца	Д2	136	176	226
11	Длина гнезда подшипника	lп		52мм
12	Количество болтов для крепления крышки подшипника	n3	6	6	6
13	Диаметр болтов		M10	M12	M12
14	Глубина		15	15	18
15			24	24	30
16	Резьба сверления		28	28	34

6. Проверочные расчеты подшипников, шпонок и валов

6.1 Определение реакций в опорах валов и построение эпюр изгибающих и крутящих моментов

6.1.1. Расчет ведущего вала редуктора

Исходные данные для расчета

Передаваемый момент T=154,9Нм

Материал-сталь 45 улучшенная с w=14.6

Делительный диаметр шестерни dw1=60.14мм ширина шестерни b1=60мм.

Угол наклона зубьев

На вал действует неуравновешенная составляющая усилия, передаваемая ременной передачей

F=665Н

Усилия в зацеплении: Окружная сила Ft=515Н. Радиальная сила Fr=1979Н, осевая сила Fa=1733Н. Подшипники установлены в распор N=7309. Определяем расстояние “а” от торца кольца подшипника до точки пересечения нормали к середине поверхности контакта тела каления с наружным кольцом и осью вала.

a=T/2+

Согласно эскизной компановки редуктора расстояние между серединами подшипников l=73+83=156мм . Тогда расстояние между опорами и серединой шестерни



L1=73-

L2=83-

И расстояние между опорами l=l1+l2=69.5+79.5=145мм.

Расстояние между опорой и серединой шкива ременной передачи

L3=75+3.5=80.5мм

Составляем расчетную схему вала

Определяем опорные реакции в вертикальной плоскости

Проверка

Изгибающие моменты в вертикальной плоскости

Mс1=-Ayl1=-706x69.5=-49.4Нм

Mc2=-Byl2=-1273x79.5=-101204Нмм=-101,2Нм

Fa



7. Проверочные расчеты

7.1 Проверочный расчет валов

Проверочный расчет вала на прочность проводится путем запаса прочности в опасных сечениях и сравнивая их с допускаемыми S

Так как ведущий вал изготовлен совместно с шестерней и делительный диаметр шестерни значительно более расчетного, проверочный расчет производить нет смысла , как и вала под ведомым валом шкива.

Производим проверочный расчет ведомого вала редуктора. Исходные данные T=944.3Нм,dв=65мм, mиз=1092Нм, Mк=941Нм. Опасное сечение под подшипником, сечение В. Вал изготовлен из стали 45

и

Предел выносливости

При крушении =0,58

Нормальное напряжение для сечения под подшипником

Где момент сопротивления

W

Касательное напряжение от нулевого цикла



Где момент сопротивления при кручении

Wk=

Эффективные коэффициенты концентрации напряжений для валов в месте перехода r/d =0.03 b при

K K=1.7

Коэффициент учитывающий влияние постоянной составляющей цикла для среднеуглеродистых сталей

и

Масштабные факторы для вала d=65мм

и

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

т

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

Общий коэффициент запаса прочности

Таким образом и жесткость и прочность обеспечены.

7.2 Проверочный расчет шпоночных соединений

Проверка шпоночных соединений вала со шкивом ременной передачи

T=154.9Нм

Шпонку проверяем по условию прочности на смятие

Где T - крутящий момент на валу T=154.9Нм

d - диаметр вала в месте посадки шпонки dв=34мм

lp - рабочая длина шпонка с округленными Lp=l-b

сжимаемая высота шпонки

Z=1 количество шпонок

-допускаемое напряжение смятия =150МПА

Шпонка выбирается по размеру вала для вала dв=34мм и l=50мм

Шпонка призматическая bxhxl=10x8x50

t1=5мм;

для вала под зубчатом колесом

T=944.3Нм lст=85мм dв=70мм

Шпонка призматическая

B·h·l=20·12·75 c t1=7.5мм

Для вала под коническим колесом

T=944.3Нм lст=85мм dв=55мм

Шпонка призматическая

B·h·l=16·10·75 c t1=6мм

<

<

<

Прочность шпоночных соединений обеспечена



8. Выбор муфты

Муфта выбирается в зависимости от условий эксплуатации, величины расчетного крутящего момента и диаметров соединяемых валов.

Tp=kT

Где Тp-расчетный крутящий момент

k - коэффициент учитывающий режим работы привода

Т - номинальный момент на валу

По табл. 10.1 [1]-деревообрабатывающие станки k=1.8

Тогда Т=k·T=1.8·32.8=59 Нм

Выбираем муфту втулочно-кольцевую, которая компенсирует несоосность валов и динамические нагрузки. При диаметре вала электродвигателя dв=28мм выбираем муфту втулочно-кольцевую (по ГОСТ 21424-75) 125·28-1, при ее установке на валу электродвигателя, по кинематической схеме она не предусмотрена.

9. Выбор способа смазки, контроля и смазочных материалов для передачи и подшипников

Смазка зубчатого зацепления производим окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемого внутри корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса на 1/3. При окружной скорости до 6,5 м/с принимаем масло индустриальное И-50А вязкость которого 59 сСт. Способ подвода смазки к зацеплению подшипников картерный, при котором смазка производится разбрызгиванием. Контроль уровня масла осуществляется жезловым маслоуказателем.

Для открытой цепной передачи осуществляем пропиткой цепи через 180 часов работы разжиженной консистентной мазью или периодическая смазка кистью или машинным маслом.

Подшипники открытой конической передачей осуществляет заполнением корпуса подшипникового узла пластичной универсальной мазью УС-2

(ГОСТ 207992) (табл. 13.1[2]). Смазку осуществляем специальным шприцом.

10. Выбор и обоснование посадок и квалитетов точности для всех сопряжений привода

На всех соединениях сборочных чертежей должны быть приставлены посадки, которые применяются в зависимости от назначения и условий механизмов, их точности условий сборки.

В ЕСКД установлены рекомендуемые сочетания полей допусков вала и отверстий в посадках. Рекомендации по образованию посадок следующие:

Посадки должны применяться в системе отверстий или в системе вала. Применение системы отверстий предпочтительно.

Систему вала следует применять только в тех случаях, когда это оправдано конструктивным или экономическим условием.

Посадки рекомендуемых для основных деталей выбираем по табл.14.1[2]

Для зубчатых колес на валах с дополнительным креплением шпонками

Стаканы под подшипники качения в корпус, распорные втулки

Крышки торцевых узлов подшипников качения

Внутренние кольца подшипников на валах , а наружные кольца

Шкивы звездочек, ременных передач

11 Обоснование выбора отклонений размеров, формы, взаимного расположения, параметров шероховатости поверхности

При обработке деталей из-за неточности станка, инструмента, приспособления, деформации обрабатываемого изделия и т.д. возникают отклонения формы деталей и расположения поверхностей. Назначают за базу, элемент детали определяющий одну из плоскостей по отношению расположения отклоняемого элемента.

ГОСТ 24643-80 устанавливает значение допусков формы и расположения поверхностей для деталей машиностроения.

Шероховатость поверхностей деталей влияет на выбор посадок сопряженных деталей и на герметичность их соединений. Шероховатость поверхности деталей выбирается в соответствии с назначением деталей и обоснованию практикой. Шероховатость поверхностей для деталей общего назначения и их выбора приведены в справочниках и учебных пособиях.

Взаимное положение основания корпуса и крышки фиксируем двумя коническими штифтами, которые устанавливаем до расточки отверстий под подшипник.

В нижней части основания корпуса предусматриваем маслосливные отверстия и отверстие для установки маслоуказателя.

Габариты и форма редуктора, размеры элементов корпуса определяем по соотношениям приведенных в таблице.



Таблица - Основные соотношения размеров элементов корпуса редуктора

№	Наименование элемента	Обозначение ориентировочное состояние	Значения
1 2	Толщина стенок редуктора Глубина корпуса редуктора	H	H=a·w=220мм	8мм 220мм
3	Размеры сопряжений толщины стенки			8мм
4 5 6 7	Расстояние от стенки Расстояние от фланца Радиус закругления Высота просвета Диаметры болтов фундаментных Соединяющих крышку корпуса с основанием редуктора у подшипников Крепящих крышку подшипника с корпусом Крепящая слег. крышку Количество фундаментальных болтов Размеры элементов фланцев Ширина фланца Расстояние от оси болта до стенки Диаметр планировки Радиус закругления Размеры элементов подшипников гнезд Диаметр растяжки Диаметр болтов Наружный диаметр фланца Длина гнезда подшипника Количество болтов для крепления крышки подшипника Диаметр болтов Глубина завинчивания Нарезание резьбы Сверление	X Y R H dф D1 D2 D3 d4 Nф ki Ci d0 D0 R D Di D2 Lп n3	Dф=0,036aw+12=0.036x220+12=19.9м d1=0.75dф=0,75x20=15 d2=(0.50.6)x xd D3=(0.4)dф=(0.40.5)20=8-10 D4=(0.3-0.4) dф=(0.30.4)20=6-8 M8 M12 M16 M20 24 33 39 48 13 18 21 25 9 13 17 22 17 26 32 38 3 4 5 5 100 140 190 120 160 210 136 176 226 Lп= 6 6 6 М10 М12 М12 15 15 18 24 24 30 28 28 34	3мм 15мм 5мм 4мм 20м 16мм 12мм 8мм 6мм 4

Размещено на Allbest.ru