Расчет и конструирование деталей машин и сборочных единиц общего назначения

Размещено на http://www.allbest.ru/

Введение

В курсе «Детали машин и основы конструирования» изложены вопросы теории, расчета и конструирования деталей машин и сборочных единиц общего назначения с учетом заданных условий работы машины.

Курсовой проект по деталям машин призван способствовать закреплению, углублению и обобщению знаний, полученных студентами во время изучения данного курса и применению этих знаний к комплексному решению инженерной задачи по проектированию деталей, узлов и машины в целом. Курсовое проектирование по деталям машин является первой конструкторской работой студентов, при выполнении которой они применяют знания, полученные после изучения как самого курса «Детали машин и основы конструирования», так и предыдущих дисциплин: теоретической механики, теории механизмов и машин, технологии металлов, сопротивления материалов, основ взаимозаменяемости, машиностроительного черчения. Проект должен способствовать развитию творческой инициативы и подготовить студентов к выполнению курсовых проектов последующих специальных технических дисциплин, а также к выполнению дипломного проекта и решению производственных конструкторских задач. В процессе работы над проектом студенты должны получить навыки анализа существующих конструкций с точки зрения преимуществ, недостатков и направления их совершенствования, пользования справочной литературой, ГОСТами, нормами, таблицами и номограммами, закрепить правила выполнения расчетов и составления пояснительных записок к проектам, а также графического оформления своих конструкторских решений.

В данном курсовом проекте необходимо разработать привод к элеватору по заданной схеме. Кинематическая схема привода и другие исходные данные к проекту даны в задании на курсовое проектирование.

Необходимо произвести выбор электродвигателя, спроектировать плоскоременную передачу, червячный одноступенчатый редуктор, раму привода. Все детали проверяются на прочность.

1. Кинематический и силовой расчет привода

Для определения требуемой мощности электродвигателя в задании указаны вращающий момент на 3 валу и угловая скорость этого вала.

Определяем мощность электродвигателя Р

(1.1)

Где Т₃ - вращающий момент на выходном вале, Т₃ = 875 Нм;

₃ - угловая скорость выходного вала, ₃ = 7,3 рад/с;

- общий к.п.д. привода.

Определяем общий к.п.д. привода элеватора

, (1.2)

Где _рп - к.п.д. ременной передачи, _рп = 0,95[1, табл. 1.1];

_чп - к.п.д. червячной передачи, _чп = 0,85[1, табл. 1.1];

з_м - к.п.д муфты, _м=0,99[1,табл 1,1]

_пп - к.п.д. пары подшипников, _пп = 0,99 [1, табл. 1.1].

.

Вт.

Мощность электродвигателя, подбираемого для проектируемого привода, должна быть не ниже той, которая определена по формуле (1.1). Из существующих типов электродвигателей выбирают преимущественно асинхронные электродвигатели трехфазного тока единой серии 4А.

Принимаем электродвигатель мощностью 4 кВт 1000 об/мин 4А112МВ6,

s =5,1% [1, П1].

Определяем асинхронную частоту вращения вала электродвигателя

, (1.3)

Где n_c - синхронная частота вращения вала электродвигателя, n_c =1000 об/мин;

s - величина магнитного скольжения, s =0,02.

об/мин.

Определяем общее передаточное отношение привода

, (1.4)

Где n₃ - частота вращения выходного вала привода.

.

Из стандартного ряда принимаем передаточное отношение червячной передачи

U_чп = 16,0.

Передаточное отношение клиноременной передачи

(1.5)

Для дальнейшего проектного расчета привода необходимо определить мощность, крутящий момент, частоту вращения и угловую скорость для каждого из валов. Результаты определения этих величин сведем в табл. 1.1.

Частота вращения валов:

(мин^-1),

(мин^-1), (1.6)

(мин^-1),

Угловая скорость:

(1.7)

(с^-1),

(с^-1),

(с^-1),

Мощность:

(Вт)

(Вт),

(Вт),

Передаваемый крутящий момент:

(1.8)

(Нм),

(Нм),

(Нм).

(Нм).

Таблица 1.1

Параметры привода

№ вала	Р, Вт	Т, Нм	n, об/мин	, с-1
1	3790	36,95	980	102,57
2	3564,5	74	460,09	48,17
3	2969,5	875	28,76	7,3

2. Расчет ременной передачи

Определяем диаметры ведущего и ведомого шкивов:

мм (2.1)

Принимаем диаметр ведущего шкива мм

мм (2.2)

Принимаем диаметр ведомого шкива мм

Уточняем передаточное отношение ременной передачи:

(2.3)

Определяем межосевое расстояние:

мм (2.4)

мм (2.5)

Принимаем: мм

Определим длину ремня:

мм (2.6)

мм

Принимаем: мм

Уточняем межосевое расстояние:

(2.7)

где: мм

мм²

Тогда:

мм (2.8)

Для монтажа необходимо предусмотреть возможность уменьшения межосевого расстояния на величину равную:

мм (2.9)

В процессе эксплуатации ремень растягивается, поэтому необходимо предусмотреть возможность увеличения межосевого расстояния на величину равную:

мм (2.10)

Определим угол обхвата ремнем ведущего шкива:

(2.11)

Определим линейные скорости ремня:

м/с (2.12)

Определим допускаемую мощность на один ремень:

кВт (2.13)

где: Р₀-номинальная мощность передаваемая одним ремнем,[1, табл. 7.8];

коэффициент учитывающий угол обхвата, [1, стр 135];

коэффициент режима работы

коэффициент учитывающий число ремней, [1, стр 135];

коэффициент длины ремня, [1, табл. 7.9];

Определим число ремней:

(2.14)

Принимаем Z=5.

Определим окружное усилие:

Н (2.15)

Определим предварительное натяжение ремня:

Н (2.16)

где: коэффициент учитывающий центробежную силу, [1, стр 136];

Определим усилие в ветвях:

Н (2.17)

Н (2.18)

Определим усилие на вал:

Н (2.19)

где: угол обхвата шкива.

Определим долговечность ремня:

(2.20)

Рис. 2.1 Эскиз плоскоременной передачи

3. Расчет червячной передачи

1. Материалы и допускаемые напряжения

Червяк принимаем из стали 45 т.к. передача длительно работающая.

Выбираем материал венца червячного колеса при предварительно оцениваемой скорости скольжения м/с (3.1)

м/с

Из [2 таблицы 4.2.15] выбираем материалы и допускаемые напряжения колеса:

БрФ10Ж4Н4 - Материал: бронза безоловянистая и латунь, Группа II, МПа; МПа; МПа;

1.1. Допускаемое контактное напряжение группа II МПа;

1.2. Допускаемые изгибные напряжения группа II (3.2)

где - коэффициент долговечности

Здесь - базовое число циклов;

- эквивалентное число циклов [2, таблица 4.1, п. 3.2.]

;

МПа;

2. Расчёт межосевого расстояния и выбор основных параметров передачи

2.1. При числе заходов червяка Определяем число зубьев червячного колеса

2.2. Рассчитываем межосевое расстояние, мм

(3.3)

Предварительно принимаем коэффициент диаметра червяка =10.

мм

2.3. Расчётный осевой модуль, мм (3.4)

По [2, таблице 4.2.16] принимаем стандартный модуль , мм, наиболее близкий к расчётному . Принимаем .

По [2, таблице 4.2.17] выбирают значение коэффициента так, чтобы было максимально близким к расчетному .

, мм (3.5)

2.4. Расчетные контактные напряжения, Мпа

(3.6)

=200 Мпа

2.5. Проверяем предварительно принятую скорость скольжения, м/с

(3.7)

где , мм; град.

мм,

м/с.

2.6. Размеры червяка, мм

мм, (3.8)

мм, (3.9)

мм, (3.10)

мм, (3.11)

[2, таблица 4.2.19], мм.

Размеры червячного колеса, мм

мм, (3.12)

мм, (3.13)

мм, (3.14)

мм, (3.15)

[2, таблица 4.2.19] мм, мм; Принимаем мм;

3. Проверка расчётных напряжений изгиба

3.1. Окружная сила в зацеплении, Н

(3.16)

Н

3.2. Удельная окружная динамическая сила, Н/мм

(3.17)

362,9Н

3.3. Коэффициент, учитывающий форму зуба,

[2, таблица 4.2.20]; (3.18)

3.4. Рассчитываем напряжения изгиба зуба червячного колеса, Мпа

(3.19)

4. Жесткость и термообработка червяка

4.1. Степень точности передачи [2, таблица 4.2.22] выбираем 7.

4.2. Твердость и термообработка червяка [2, таблица 4.2.22]. Червяк закален, шлифован и полирован. Червячное колесо нарезается шлифовальными червячными фрезами и проводится обкатка под нагрузкой.

5. Тепловой расчет передачи

5.1. КПД передачи (3.20)

где -угол трения, град;

- [2, таблица 4.2.23];

5.2. Выделяющаяся тепловая мощность, Вт

Вт (3.21)

5.3. Тепловая мощность передаваемая в окружную среду, кВт

; (3.22)

где -температура окружающей среды;

- внутренняя температура редуктора (масла);

- поверхность охлаждения. Для одноступенчатых редукторов м².

- при хорошей циркуляции воздуха.

кВт;

5.4. Если , то , и следует применять искусственное охлаждения редуктора, чтобы увеличить

7. Силы в зацеплении червячной передачи, Н

Червячное колесо:

Окружная Н; (3.23)

Радиальная Н; (3.24)

Осевая Н; (3.25)

Червяк:

Окружная Н;

Радиальная Н; (3.26)

Осевая Н; (3.27)

Рис 3.1 Эскиз червячной передачи

4. Расчет и конструирование валов

В процессе эксплуатации валы передач испытывают деформации от действия внешних сил, масс самих валов и насаженных на них деталей. Однако в типовых передачах, разрабатываемых в курсовых проектах, массы валов и деталей, насаженных на них, сравнительно невелики, поэтому их влиянием обычно пренебрегают, ограничиваясь анализом и учетом внешних сил, возникающих в процессе работы.

Проектирование вала начинают с определения диаметра выходного конца его из расчета на чистое кручение по пониженному допускаемому напряжению без учета влияния изгиба.

4.1 Проектный расчёт ведущего вала

1. Принимаем материал вала и выписываем его механические характеристики

[3, таблица 2].Марка стали 45; Твёрдость НВ240;

Механические характеристики, МПа: ; ; ;;

2. Определяем диаметр выходного конца вала из расчета на кручение, приняв пониженное допускаемое напряжение []_кр = 20…35 МПа

, (4.1.1)

Где Т₁ - крутящий момент на валу, Т₁ = 74 Нм;

[]_кр - допускаемое напряжение на кручение, []_кр = 30 МПа [3].

мм.

Полученный размер округляем в большую сторону до нормального размера из ряда Ra 40 (ГОСТ 6636 - 69): d_в =55 мм.

3. Выполним эскиз, назначив и рассчитав диаметры и длины остальных участков валов.

Диаметр вала под уплотнение

мм. (4.1.2)

Определяем диаметр вала под подшипник

мм. (4.1.3)

Расстояние между опорами червяка примем мм.

Из [3, таблицы 4] принимаем ориентировочные значения для вала, мм

;;;;

4. Выписываем значения сил в зацеплении и нагрузок на вал от ременной передачи.

Н;

Н;

Н;

Н;

5. Начертим схему нагружения вала (рис 4.1)

6. Определим реакции в опорах горизонтальной и вертикальной плоскостях.

6.1. Вертикальная плоскость:

; ; (4.1.4)

; , (4.1.5)

Н;

Н.

Проверка

; (4.1.6)

6.2. Горизонтальная поверхность:

; ; (4.1.7)

; (4.1.8)

Н;Н.

Проверка

; (4.1.9)

7. Определяем суммарные реакции опор вала (Н):

;; (4.1.10)

Н;

Н;

8. Построим эпюры изгибающих моментов в плоскостях и и эпюру крутящего момента.

8.1. В вертикальной плоскости:

; Н·м;

Н·м;

8.2. В горизонтальной плоскости:

; Н·м;

Н·м;

;

9. Определяем суммарный изгибающий момент в расчетном сечении (Н·м). Из (рис.4.1.) видно, что наиболее нагруженным является сечение в точке D. Кроме того, в данном сечении имеется концентрация напряжения

Н·м; (4.1.11)

10. Определяем эквивалентный момент (Н·м):

(4.1.12)

11. Определяем диаметр вала (мм) в рассчитываемом сечении:

мм; (4.1.13)

где =50…60МПа - допускаемое напряжение при изгибе для обеспечения не только прочности, но и достаточной жесткости вала.

12. Проверочный расчет вала

Наметив конструкцию вала, установив основные его размеры, выполняют уточненный проверочный расчет, заключающийся в определении коэффициентов запаса прочности S в опасном сечении.

Определяем коэффициент запаса прочности в опасном сечении

, (4.1.14)

Где S - коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;

S - коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям.

Определяем коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

, (4.1.15)

Где -₁ - предел выносливости стали при симметричном цикле нагружения [3, таблица 2] ;

k - эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений [3, таблица 7] k=2,37;

- масштабный фактор для нормальных напряжений, [3, таблица 8] =0,9;

- коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, = 0,97 [3];

_а - амплитуда цикла нормальных напряжений, равная наибольшему напряжению изгиба в рассматриваемом сечении;

- коэффициент, учитывающий влияние среднего напряжения цикла=0,2[3];

_m - среднее напряжение цикла

Определяем амплитуду цикла нормальных напряжений

МПа. (4.1.16)

- момент сопротивления при изгибе (мм³)

Определяем коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

, (4.1.17)

Где -₁ - предел выносливости стали при симметричном цикле кручения [3, таблица 2] -₁=200;

k - эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений [3, таблица 7] k=1,77;

- масштабный фактор для нормальных напряжений, [3, таблица 8] =0,8;

- коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, = 0,97 [1];

_а - амплитуда цикла касательных напряжений, равная наибольшему касательному напряжению в рассматриваемом сечении;

- коэффициент, учитывающий влияние среднего напряжения цикла,

= 0,1 [3];

_m - среднее напряжение цикла, равное амплитуде цикла касательных напряжений _а.

Определяем амплитуду цикла касательных напряжений

, (4.1.18)

Где W_к - момент сопротивления сечения кручению.

Определяем момент сопротивления сечения кручению

мм³. (4.1.19)

МПа.

.

> .

Рассчитанное значение коэффициента запаса прочности меньше допускаемого, следовательно необходимо провести расчет на жесткость.

12.1. Расчет на жесткость

При симметричном расположении опор червяка максимальный прогиб:

(4.1.20)

где -расстояние между опорами червяка, мм

- окружные и радиальные усилия на червяке, Н;

Е - модуль продольной упругости для стали Е=2,1·10⁵ МПа;

- приведенный момент инерции сечения червяка, мм⁴

(4.1.21)

где - диаметры впадин и вершин витков червяка, мм;

- допускаемый прогиб для валов червяка, мм;

- модуль зацепления, мм;

мм⁴;

4.2 Проектный расчёт ведомого вала

1. Принимаем материал вала и выписываем его механические характеристики [3, таблица 2].Марка стали 45; Твёрдость НВ240;

Механические характеристики, МПа:

; ; ;;

2. Определяем диаметр выходного конца вала из расчета на кручение, приняв пониженное допускаемое напряжение []_кр = 20…35 МПа

, (4.2.1)

Где Т₁ - крутящий момент на валу, Т₁ = 875 Нм;

[]_кр - допускаемое напряжение на кручение, []_кр = 30 МПа [2].

мм.

Полученный размер округляем в большую сторону до нормального размера из ряда Ra 40 (ГОСТ 6636 - 69): d_в =55 мм.

3. Выполним эскиз, назначив и рассчитав диаметры и длины остальных участков валов. (рис 4.2)

Диаметр вала под уплотнение

мм. (4.2.2)

Определяем диаметр вала под подшипник

мм. (4.2.3)

Определяем диаметр вала под кольцо

(4.2.4)

Расстояние между опорами червячного колеса примем

мм.

мм

Из [3, таблицы 4] принимаем ориентировочные значения для вала, мм

;;;;

4. Выписываем значения сил в зацеплении и нагрузок на вал от муфты.

Н;

Н;

Н;

Н;

5. Начертим схему нагружения вала (рис 4.2)

6. Определим реакции в опорах горизонтальной и вертикальной плоскостях.

6.1. Вертикальная плоскость:

; ; (4.2.5)

; , (4.2.6)

Н;

Н.

Проверка

; (4.2.7)

6.2. Горизонтальная поверхность:

; (4.2.8)

; (4.2.9)

Н;Н.

Проверка

; (4.2.10)

7. Определяем суммарные реакции опор вала (Н):

;; (4.2.11)

Н;

Н;

8. Построим эпюры изгибающих моментов в плоскостях и и эпюру крутящего момента.

8.1. В вертикальной плоскости:

; Н·м;

Н·м;

;

8.2. В горизонтальной плоскости:

; Н·м;

Н·м;

;

9. Определяем суммарный изгибающий момент в расчетном сечении (Н·м). Из (рис.4.1.) видно, что наиболее нагруженным является сечение в точке В. Кроме того, в данном сечении имеется концентрация напряжения

Н·м; (4.2.12)

10. Определяем эквивалентный момент (Н·м):

(4.2.13)

11. Определяем диаметр вала (мм) в рассчитываемом сечении:

мм; (4.2.14)

где =50…60МПа - допускаемое напряжение при изгибе для обеспечения не только прочности, но и достаточной жесткости вала.

12. Проверочный расчет вала

Наметив конструкцию вала, установив основные его размеры, выполняют уточненный проверочный расчет, заключающийся в определении коэффициентов запаса прочности S в опасном сечении.

Определяем коэффициент запаса прочности в опасном сечении

, (4.2.15)

Где S - коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;

S - коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям.

Определяем коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

, (4.2.16)

Где -₁ - предел выносливости стали при симметричном цикле нагружения [3, таблица 2] ;

k - эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений [3, таблица 7] k=1,8;

- масштабный фактор для нормальных напряжений, [3, таблица 8] =0,76;

- коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, = 0,97 [3];

_а - амплитуда цикла нормальных напряжений, равная наибольшему напряжению изгиба в рассматриваемом сечении;

- коэффициент, учитывающий влияние среднего напряжения цикла=0,2[3];

_m - среднее напряжение циклаМПа.

Определяем амплитуду цикла нормальных напряжений

МПа. (4.2.17)

- момент сопротивления при изгибе (мм³)

Определяем коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

, (4.2.18)

Где -₁ - предел выносливости стали при симметричном цикле кручения [3, таблица 2] -₁=200;

k - эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений [3, таблица 7] k=1,7;

- масштабный фактор для нормальных напряжений, [3, таблица 8] =0,66;

- коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, = 0,97 [1];

_а - амплитуда цикла касательных напряжений, равная наибольшему касательному напряжению в рассматриваемом сечении;

- коэффициент, учитывающий влияние среднего напряжения цикла, = 0,1 [3];

_m - среднее напряжение цикла, равное амплитуде цикла касательных напряжений _а.

Определяем амплитуду цикла касательных напряжений

, (4.2.19)

Где W_к - момент сопротивления сечения кручению.

Определяем момент сопротивления сечения кручению

мм³. (4.2.20)

МПа.

.

> .

Рассчитанное значение коэффициента запаса прочности больше допускаемого, следовательно проектируемый вал удовлетворяет всем условиям прочности, что позволит ему успешно функционировать в проектируемом редукторе.

5. Расчет шпоночных соединений

5.1 Шпоночное соединение колеса с выходным валом

Выбираем шпонку призматическую по ГОСТ 23360-78 18x11x65, t₁ = 7,0 мм, t₂ = 4,4 мм l=100мм [3. таблица 6].

Рис. 5.1 Шпоночное соединение

Произведем расчет шпонки на смятие

, (5.1)

где h - высота шпонки, h = 11 мм;

l - длина шпонки, мм

[_см] - допускаемое напряжение на смятие металла шпонки, [_см] = 100 МПа.

МПа < МПа.

Выбранная шпонка в состоянии передать необходимый крутящий момент на вал.

5.2 Шпоночное соединение муфты на выходным валом

Выбираем шпонку коническую по ГОСТ 12081-72 14x9x55, t₁ = 5,5 мм, t₂ = 3,8 мм l=110мм [3. таблица 5].

Произведем расчет шпонки на смятие

, (5.2)

Где h - высота шпонки, h = 9 мм;

l - длина шпонки, мм

[_см] - допускаемое напряжение на смятие металла шпонки, [_см] = 100 МПа.

МПа < МПа.

Выбранная шпонка в состоянии передать необходимый крутящий момент на вал.

5.3 Шпоночное соединение шкива клиноременной передачи с входным валом

Выбираем шпонку призматическую по ГОСТ 23360-78 8x7x24, t₁ = 4 мм, t₂ = 3,3 мм l=70мм [3. таблица 6].

Произведем расчет шпонки на смятие

, (5.3)

Где h - высота шпонки, h = 7 мм;

l - длина шпонки, мм

[_см] - допускаемое напряжение на смятие металла шпонки, [_см] = 100 МПа.

МПа < МПа.

Выбранная шпонка в состоянии передать необходимый крутящий момент на вал.

6. Расчет и конструирование подшипниковых узлов

вал электродвигатель шкив прочность

6.1 Расчет подшипников ведущего вала

1. Предварительно принимаем роликовый конический однорядный подшипник средней серии 7306 ГОСТ 27365-87 [3, таблица 11].

; ; ; ; ; ;

2. Назначаем схему установки подшипников в опорах вала «враспор».

3. Определяем расстояние L_баз между точками приложения реакций

, (6.1)

Где L_ОП - межопорное расстояние для вала, L = 180 мм;

Т - наибольшая ширина подшипника, Т = 21 мм [3, таблица 11],

а - расстояние от точки приложения реакции до дальнего торца подшипника

Определяем расстояние а

, (6.2)

Где d - диаметр внутреннего кольца подшипника, d =30 мм [3, таблица 11],

D - диаметр внешнего кольца подшипника, D = 72 мм [3, таблица 11];

е - коэффициент осевого нагружения подшипника, e = 0,34 [3, таблица 11].

мм.

мм.

4. Пересчитываем реакции в опорах вала, используя готовые формулы раздела 4.

4.1. Вертикальная плоскость:

; ; (6.3)

; , (6.4)

Н;

Н.

Проверка

; (6.5)

4.2. Горизонтальная поверхность:

; ; (6.6)

; (6.7)

Н;Н.

Проверка

; (6.8)

4.3. Определяем суммарные реакции опор вала (Н):

;; (6.9)

Н;

Н;

5. Определяем осевые составляющие от радиальных реакций

Н, (6.10)

Н. (6.11)

6. Определяем расчетные осевые нагрузки на подшипник, Н;

опора 1: < 0, (6.12)

тогда ; (6.13)

опора 2: > 0, (6.14)

тогда ; (6.15)

Дальнейший расчет ведем для наиболее нагруженного подшипника, в данном случае это подшипник второй опоры.

7. Определяем действительный коэффициент осевого нагружения

, (6.16)

где К_к - кинематический коэффициент, при вращении внутреннего кольца К_к = 1,0 [3].

.

8. Так как e' > e, то считается, что коэффициенты

Х = 0,4 и У =1,78 [3, таблица 11].

Определяем эквивалентную нагрузку на подшипник

, (6.17)

Где Х - коэффициент радиальной нагрузки, Х = 0,4;

Y - коэффициент осевой нагрузки, Y = 1.78;

К_т - температурный коэффициент, К_т = 1 [3, таблица 14];

К_б` - коэффициент безопасности, К_б = 1,1 [3, таблица 13].

Н.

9. Определяем требуемую динамическую грузоподъемность

, (6.18)

где n - частота вращения кольца рассчитываемого подшипника, n = 460,09 об/мин;

L_h10 - долговечность подшипника в часах при вероятности безотказной работы 90%, L_h10 = 3000 час [3, табл. 13].

- показатель степени, = 3,33 [3];

а₁ - коэффициент долговечности в функции необходимой надежности,

а₁ = 1,0 [3];

а₂ - обобщенный коэффициент совместного влияния качества металла и условий эксплуатации, а₂ = 0.7 [3, табл. 15].

>

Подобранные подшипники имеют значительно большее значения долговечности, для решения этой проблемы необходимо применить сдвоенный подшипник.

10. Рассчитываем действительную долговечность подшипника:

часов (6.19)

6.2 Расчет подшипников ведомого вала

1. Предварительно принимаем роликовый конический однорядный подшипник средней серии 7212 ГОСТ 27365-87 [3, таблица 11].

; ;; ; ; ;

2. Назначаем схему установки подшипников в опорах вала «враспор».

3. Определяем расстояние L_баз между точками приложения реакций

, (6.20)

где L - межопорное расстояние для вала, L_ОП = 250 мм;

Т - наибольшая ширина подшипника, Т = 23,75 мм [3, таблица 11],

а - расстояние от точки приложения реакции до дальнего торца подшипника

Определяем расстояние а

, (6.21)

Где d - диаметр внутреннего кольца подшипника, d =30 мм [3, таблица 11],

D - диаметр внешнего кольца подшипника, D = 72 мм [3, таблица 11];

е - коэффициент осевого нагружения подшипника, e = 0,34 [3, таблица 11].

мм.

мм.

4. Пересчитываем реакции в опорах вала, используя готовые формулы раздела 4.

4.1. Вертикальная плоскость:

; ; (6.22)

; , (6.23)

Н;

Н.

Проверка

; (6.24)

4.2. Горизонтальная поверхность:

; (6.25)

; (6.26)

Н;Н.

Проверка

; (6.27)

4.3. Определяем суммарные реакции опор вала (Н):

;; (6.28)

Н;

Н;

5. Определяем осевые составляющие от радиальных реакций

Н, (6.29)

Н. (6.30)

6. Определяем расчетные осевые нагрузки на подшипник, Н;

опора 1: < 0, (6.31)

тогда ; (6.32)

опора 2: > 0, (6.33)

тогда ; (6.34)

Дальнейший расчет ведем для наиболее нагруженного подшипника, в данном случае это подшипник второй опоры.

7. Определяем действительный коэффициент осевого нагружения

, (6.35)

где К_к - кинематический коэффициент, при вращении внутреннего кольца К_к = 1,0 [3].

.

8. Так как e' > e, то считается, что коэффициенты

Х = 0,4 и У =1,5 [3, таблица 11].

Определяем эквивалентную нагрузку на подшипник

, (6.36)

Где Х - коэффициент радиальной нагрузки, Х = 0,4;

Y - коэффициент осевой нагрузки, Y = 1.78;

К_т - температурный коэффициент, К_т = 1 [3, таблица 14];

К_б` - коэффициент безопасности, К_б = 1,1 [3, таблица 13].

Н.

9. Определяем требуемую динамическую грузоподъемность

, (6.37)

где n - частота вращения кольца рассчитываемого подшипника, n = 28,76 об/мин;

L_h10 - долговечность подшипника в часах при вероятности безотказной работы 90%, L_h10 = 10000 час [3, табл. 13].

- показатель степени, = 3,33 [3];

а₁ - коэффициент долговечности в функции необходимой надежности, а₁ = 1,0 [3];

а₂ - обобщенный коэффициент совместного влияния качества металла и условий эксплуатации, а₂ = 0.7 [3, табл. 15].

< кН

Подобранные подшипники имеют значительный запас долговечности, что позволит им работать безаварийно на протяжении планируемого срока эксплуатации.

10. Рассчитываем действительную долговечность подшипника:

часов (6.38)

7. Конструирование червячного колеса и шкива

7.1 Конструирование червячного колеса

Основные параметры зубчатых, червячных колес и червяков (диаметры ширина, модуль, число зубьев и пр.) определены при проектировании передач (см. раздел 6). Конструкция колес и червяков зависит главным образом от проектных размеров, материала, способа получения заготовки.

Цилиндрические зубчатые колеса обычно изготавливают из круглого проката или поковок. Ступицу цилиндрического колеса располагают симметрично или несимметрично относительно обода. При d_a/d2…2.5 (где d - диаметр вала вблизи зубчатого венца) шестерню обычно выполняют за одно с валом. При этом упрощается сборка и повышается надежность, поскольку каждое высоконагруженное соединение может оказаться потенциальным источником отказа.[3].

Конструирование червячных колес, мм.

Элемент колеса	Параметр	Значения
Обод	Диаметр наибольший	dam2=169,5
	Диаметр Внутренний	dв=0.9d2-2.5m=0,9160-2.55=131.5
	Толщина	S=0.05d2=0.05160=8; S01.2S=1.28=9.6; h=0.15b2=0.1540=6; t=0.8h=0.85.625=4.5
	Ширина	b2=40
Ступица	Диаметр внутренний	d=d3=80
	Диаметр наружный	Стальная dст=1.55d=1.5580=124 при соединении шпоночном и с натягом
	Толщина	ст0.3d0.3128=38.4
	Длина	lст=(1.2…1.5)d=120
Диск	Толщина	C=0.5(S+ст)0.25b2 C=23.210
	Радиусы закруглений и уклоны	R10; 7
	Отверстия	D025 мм; n0=4…6

7.2 Конструирование шкива

Червяки выполняют стальными и чаще всего заодно с валом. Геометрические размеры червяка, в том числе длина b₁ нарезанной части и ориентировочное расстояние l между опорами, известны из расчета.

Шкивы для клиновых ремней изготавливают из чугуна, стали, легких сплавов и неметаллических материалов. При скоростях V30 м/с применяют чугун СЧ15, СЧ20. При более высоких скоростях - стальные. Конструкция шкива определяется его диаметром, типом выбранного ремня и числом ремней [3].

Шкив для привода клинового ремня

Сечения ремня А

Внешний диаметр шкива для передачи:

клиновыми ремнями d_e=d_p+2b, (7.1)

где b=3,3 [3, таблица 7.4]

d_e=112+23,3=118,6мм

Ширина шкива M=(z-1)e+2f, (7.2)

где z - число канавок на шкиве,

е=15,0 [3, таблица 7.4],

f=10,0 [3, таблица 7.4];

M =(5-1) 15+810=140мм;

Толщина обода шкивов:

клиноременных _{ч у г}=(1.1…1.3)h; (7.3)

где h=9,0 [3, таблица 7.4];

_{ч у г}=(1.1…1.3)9,0=10мм;

Толщина обода стальных шкивов:

_ст0,8 _{ч у г}=0,810=8мм; (7.4)

Размер С принять равным 8...14 мм.

Диаметр ступицы

d_ст=(1.55…1.65)d=1,6025=40мм; (7.5)

8. Конструирование корпусных деталей, стаканов и крышек

8.1 Конструирование корпусных деталей

Корпус редуктора служит для размещения и координации деталей передачи, защиты их от загрязнения, организации системы смазки, а также восприятия сил, возникающих в зацеплении редукторной пары, подшипниках, открытой передачи.

Материал литого корпуса обычно чугун СЧ10, СЧ15 или СЧ18; сварного - из листовой стали Ст2 или Ст3.

При конструировании корпуса редуктора должны быть обеспечены прочность и жесткость, исключающие перекосы валов. Для повышения жесткости служат ребра, располагаемые у приливов под подшипники. Корпус обычно выполняют разъемным, состоящим из основания (его иногда называют картером) и крышки. Плоскость разъема проходит через оси валов. В вертикальных цилиндрических редукторах разъемы делают по двум и даже по трем плоскостям. При конструировании червячных редукторов можно применять неразъемный корпус (при а _w140 мм) с двумя окнами по боковым стенкам, через которые при сборке вводят в корпус комплект вала с червячным колесом, и разъемный (плоскость разъема располагают по оси вала червячного колеса).

Несмотря на разнообразие форм корпусов, они имеют одинаковые конструктивные элементы - подшипниковые бобышки, фланцы, ребра, соединенные стенками в единое целое, - и их конструирование подчиняется некоторым общим правилам.

Основание корпуса и крышку фиксируют относительно друг друга двумя коническими штифтами.

Для предотвращения протекания масла плоскости разъема смазывают спиртовым лаком или жидким стеклом. Ставить прокладку между основанием и крышкой нельзя, так как при затяжке болтов она деформируется, и посадка подшипников нарушается.

Определяем толщину стенки корпуса

, (9.1)

Принимаем = 8 мм.

Определяем толщину стенки крышки

мм. (9.2)

Определяем толщину ребра в сопряжении со стенкой корпуса

m=(0.8…1.0)=1,08=8 мм. (9.3)

Определяем толщину ребра в сопряжении со стенкой крышки

m₁=(0.8…1.0)₁=1,07.2=7.2мм. (9.4)

Определяем толщину фланца корпуса и крышки

мм. (9.5)

Толщина подъемных ушей:

корпуса ₂=2.5=2.58=20мм, (9.6)

крышки ₃=2.5₁=2.57.2=18 мм; (9.7)

Толщина нижнего пояса корпуса (фундаментных лап) без бобышки:

p=2.35=2.358=18.8мм (9.8)

Определяем диаметр фундаментных болтов

мм; (9.9)

Принимаем d₁ = 15 мм. Принимаем 4 фундаментных болта [3].

Диаметр болтов (винтов) соединения крышки с корпусом редуктор:

у подшипников d₂=(0.7…0.75)d₁=0.7315=11мм (9.10)

соединяющих основание корпуса с крышкой d₃=(0.5…0.6)d₁=0.615=9мм ; (9.11)

Диаметр резьбы пробки для выпуска масла _п.р.(1.6…2.2)=16мм; (9.12)

Расстояние от стенки корпуса до края фланца фундаментных лап

К₁=(2.2…2.5)d₁=2.315=35мм;

Расстояние от стенки до края фланца по разъему корпуса и крышки

у подшипников; К₂=(2.2…2.5)d₂=27.5 мм, (9.13)

у основания; К₃=(2.2…2.5)d₃=22.5 мм; (9.14)

Расстояние от стенки корпуса до оси болтов (винтов)

С₁0.5К₁=17.5 мм, (9.15)

С₂0.5К₂=13.75 мм, (9.16)

С₃0.5К₃=11.25 мм; (9.17)

Размеры, определяющие положение болтов d₂

l(1…1.2)d₂=13 мм; (9.18)

Наименьший зазор между наружной поверхностью колеса и стенкой корпуса:

по диаметру A(1…1.2)=9 мм, (9.19)

по торцам A₁A= 9мм; (9.20)

По полученным размерам выполняются рабочие чертежи корпуса и крышки.

8.2 Конструирование крышек подшипников

Крышки подшипников изготавливают из чугуна марок СЧ15, СЧ20. Различают крышки привертные и закладные.

При небольшом межосевом расстоянии фланцы двух соседних крышек подшипников могут перекрывать друг друга. В этом случае у обеих крышек фланцы срезают, оставляя между срезами зазор 1...2 мм.

Принимаем толщину привертной крышки для ведущего вала 8 мм, для ведомого 10 мм [3, таблица 8.2].

Диаметр болтов для ведущего вала d = 8 мм, для ведомого d = 10 мм [3, таблица 8.2].

Число болтов для ведущего вала z = 4, для ведомого z = 6 [3, таблица 8.2].

Принимаем длину пояска с центрирующей поверхностью l = 6 мм [3].

При установке в крышке подшипников манжетного уплотнения выполняют расточку отверстия так, чтобы можно было выпрессовать изношенную манжету.

Рис. 8.1 Эскиз крышек подшипника

8.3 Конструирование стаканов

Стаканы применяют для создания самостоятельного сборочного комплекта вала с фиксирующими опорами. Наиболее часто стаканы используют в конических и червячных передачах, где требуется точная установка и регулирование относительного положения зубчатых колес и червяка. Стаканы обычно выполняют литыми из чугуна СЧ15.

Варианты конструкций стаканов, наиболее часто встречающиеся на практике, представлены на рис. 8.3.

Толщину стенки, _к крышки подшипника, диаметр d и число z винтов крепления стакана и крышки к корпусу назначают в зависимости от диаметра D наружного кольца подшипника. Выбираем из [таблицы 8.2, 3] для подшипников червяка: толщину стенки =8 мм, крышки подшипника _к=6 мм, диаметр стакана d=8, число винтов крепления стакана z=4 мм, диаметр крышки к корпусу d₄=8 мм, D_a=86 мм, ₂=9,6 мм.

Для подшипников червячного колеса: толщину стенки =10 мм, крышки подшипника _к=7 мм, диаметр стакана d=8, число винтов крепления стакана z=6 мм, диаметр крышки к корпусу d₄=10 мм. D_a=130 мм. ₂=12 мм.

Наружный диаметр стакана D_aD+2 округляют до ближайшего стандартного числа из ряда.

Толщина фланца ₂1.2.

Высоту t упорного заплечика согласуют с размером фаски наружного кольца подшипника.

Принимая Cd(d₄), h=(1.0…1.2)d, получаем минимальный диаметр фланца стакана D_ф=D_a+(4…4.4)d.

Рис. 8.3 Эскиз стакана подшипника

9. Смазывание зубчатых и червячных передач

Для уменьшения потерь мощности на трение, снижение интенсивности изнашивания трущихся поверхностей, их охлаждения и очистки от продуктов износа, а также для предохранения от заедания, задиров, коррозии должно быть обеспечено надежное смазывание трущихся поверхностей.

Для открытых зубчатых передач, работающих при окружных скоростях до 4 м/с, обычно применяют периодическое смазывание весьма вязкими маслами или пластичными смазками.

9.1 Способы смазывания

Для редукторов общего назначения применяют непрерывное смазывание жидким маслом картерным непроточным способом (окунанием). Он применяется при окружной скорости зубчатых колес и червяков от 0.3 до 12.5 м/с.

9.2 Выбор сорта масла

Выбор сорта масла зависит от значения расчетного контактного напряжения в зубьях _н=497,25 МПа и фактической окружной скорости колес V=8 м/с принимаем кинематическую вязкость масла 23 сСт [3, таблица 9.1]. Принимаем марку масла И-Т-Д-220 [3, табл. 9.3].

9.3 Определение объема масла

При смазывании окунанием приближенно объем масляной ванны редуктора принимают из расчета 0.5…0.8 л. масла на 1 кВт. передаваемой мощности. Меньшие значения принимают для крупных редукторов (В дальнейшем объем уточнится в зависимости от уровня масла).

9.4 Определение уровня масла

Глубину погружения в масло деталей редуктора принимают: при нижнем расположении червяка (рис. 9.1) h_м(0.5…0.5)d_а1=25 мм.

Рис. 9.1 Глубина погружения в масло деталей червячного редуктора

Если важно уменьшить в червячной передаче тепловыделение и потери мощности (например, при высокой частоте вращения червяка и длительной работе передачи), уровень масла в корпусе понижают. Для смазывания зацепления на червяке устанавливают разбрызгиватели (рис. 9.2). Масло заливают в этом случае до центра нижнего тела качения подшипника.

9.5 Контроль уровня масла

Уровень масла, находящегося в корпусе редуктора, контролируют с помощью маслоуказателей. Принимаем маслоуказатель из орстекла.

9.6 Слив масла

При работе передач масло постепенно загрязняется продуктами износа деталей передач. С течением времени оно стареет, свойства его ухудшаются. Поэтому масло, налитое в корпус редуктора, периодически меняют. Для этой цели в корпусе предусматривают сливное отверстие, закрываемое пробкой с цилиндрической или конической резьбой.

10. Конструирование фрикционной муфты

Для соединения отдельных узлов и механизмов в единую кинематическую цепь используются муфты, различные типы которых могут также обеспечивать компенсацию смещения соединяемых валов (осевых, радиальных, угловых и комбинированных), улучшение динамических характеристик привода, ограничение передаваемого момента, включение и отключение отдельных частей привода и пр.

Наиболее распространенные муфты стандартизованы или нормализованы. Выбор муфт производится в зависимости от диаметра вала и передаваемого момента

Т_м=kТ_номТ_табл (10.1)

где Т_ном - номинальный длительно действующий момент;

k - коэффициент режима работы k=1.25…1.5 [3]

Т_м=1.25989.83=1237Hм

Из [2, таблица12.2.1] выбираем муфту:

T=1,6 кН;d=55 мм;D=170 мм;D₁=125 мм;D₂=80 мм;L=174 мм;I=82 мм;c=12 ;B=50 мм;

Обозначение муфты: зубчатая муфта типа 1 с номинальным крутящим моментом T=1,6 кН, с диаметром посадочного отверстия во втулках d=55 мм, со втулками исполнения 1: 1-1600-55-1 ГОСТ 5006-94.

После подбора муфты необходимо выполнить проверочные расчеты наименее прочных элементов (резиновых втулок, звездочек, шпонок, болтов и т. д.).

Рис 10.1 Муфта зубчатая типа 1

11. Конструирование рамы (плиты)

Установочные плиты и рамы предназначены для объединения механизмов привода в установку, монтируемую на фундамент.

Конфигурацию и размеры литой плиты или сварной рамы определяют при выполнении компоновочного чертежа привода.

В верхней части чертежа в масштабе вычерчивают контур электродвигателя.

В соединении с валом электродвигателя вычерчивают шкив. Вал редуктора соединяют с другим шкивом и вычерчивают контур редуктора с указанием положения фундаментных лап. В результате выясняют разность высот центров осей электродвигателя и редуктора h₀ и расстояние между болтами их крепления к плите (раме) l_б.

На главном виде вычерчивают контур плиты (рамы) и приступают к конструированию плиты (рамы) на виде сверху. Для этого в контурах электродвигателя и редуктора наносят центры и контуры опорных поверхностей (фундаментных лап). Опорные поверхности под лапы электродвигателя и редуктора на плите (раме) выделяют в виде приливов (платиков) и подвергают механической обработке. Ширину и длину приливов (платиков) назначают больше ширины b_э, b_р1, b_к и длимы l₀, 1_р, l_k опорных (присоединительных) поверхностей электродвигателя, редуктора и защитного кожуха на величину 2С₀ = 8...10 мм.

Для крепления рамы к полу цеха применяют фундаментные болты, их расположение определяют при проектировании рамы.

Ориентировочное расстояние между болтами должно быть равно 300...500 мм. При сложной конфигурации рамы число болтов может быть увеличено.

Глубина заложения болта Н=150…300 мм, для болта с изогнутым концом Н20d.

12. Выбор посадок

На сборочном чертеже основных сопряжений необходимо выбрать посадку, систему и квалитет.

Принятые виды посадок для различных сопряжений приведены в табл. 12.1.

Таблица 12.1

Принятые посадки

Сопряжение	Условное обозначение по ГОСТ
1	2
Внутреннее кольцо подшипника на вал	k6
Наружное кольцо подшипника в корпус (или в стакан)	H7
Зубчатые колеса на валы	H7/p6
Шкивы	H7/h6
Крышки подшипников в корпус (или в стакан)	H7/h8
Шпоночная канавка на валу по ширине	P9
Шпоночная канавка на валу по глубине	H12
Шпонка по ширине	h9
Шпонка по длине	h14
Венец червячного колеса на ободе колеса	H9/x8
Участок вала под уплотнение (манжету)	h11

13. Сборка и регулировка редуктора

Перед сборкой внутренние части корпусных деталей очищают и покрывают маслостойкой краской. Перед общей сборкой собираются валы с насаженными деталями. На тихоходный вал последовательно надеваются, верхний подшипник, втулка, нижний подшипник. Собранный вал вставляется в отверстие корпуса. Подшипники качения перед сборкой нагреваются в масле. В крышку подшипника устанавливается манжета. Затем на вал надевается подшипниковая крышка, которая крепится к корпусу. На быстроходный вал надеваются предварительно нагретые в масле подшипники качения. Корпус редуктора вместе с установленным быстроходным валам устанавливается на основание и фиксируется болтами. Сверху на корпус редуктора надевается крышка корпуса и фиксируется болтами. На быстроходный вал сверху надеваются подшипниковые крышки, которые винтами крепятся к корпусу. Перед установкой в проточки подшипниковых крышек закладываются манжетные уплотнения, предварительно пропитанные маслом. Затем на подшипниковые крышки надеваются регулировочные прокладки (комплект). Собранные крышки вставляются в гнезда корпуса и крепятся к нему. После сборки производится регулировка редуктора. Регулировка подшипников производится набором регулировочных прокладок, устанавливаемых между корпусом и подшипниковыми крышками. Требуемый зазор получается за счет подбора толщины регулировочных прокладок. В собранном редукторе быстроходный вал должен свободно проворачиваться. Закручивается пробка маслоспускного отверстия. Заливается масло. Собранный редуктор обкатывается.

14. Техника безопасности

При освещении вопросов техники безопасности во время монтажа и в период эксплуатации редукторной установки необходимо обратить внимание на следующие мероприятия.

Предусмотреть надежное крепление электродвигателя и редуктора к раме и рамы к фундаменту.

Вращающиеся детали (входные и выходные концы валов, шкивов) должны иметь защитный кожух.

Ременные, цепные, открытые зубчатые и червячные передачи должны быть ограждены (кожухом из листового металла или мелкой металлической сеткой).

Электрические провода должны иметь защитный экран (пропущены через трубку).

Концы проводов (подвод к электродвигателю) должны быть изолированы и закрыты крышкой.

Установка должна быть заземлена.

Рама после слесарной обработки и сварки не должна иметь заусенцев.

Проводить осмотр зацепления, регулировки, устранение неисправностей и сборочно-разборочные работы необходимо только при выключенном электродвигателе.

При работе не прикасаться к вращающимся деталям.

Техническое обслуживание производить при полной остановке электродвигателя.

Регулярно контролировать уровень масла в редукторе и следить за наличием смазки в подшипниках.

Не допускать к работе лиц, которые не прошли инструктаж по технике безопасности и обслуживанию редукторной установки.

При обслуживании, монтаже и демонтаже пользоваться только исправными инструментами.

Не допускать грубых ударов по деталям во избежание их порчи.

При хранении все открытые детали должны иметь антикоррозийную окраску или смазку.

Нельзя хранить детали в сырых помещениях.

Литература

1. Чернавский С.А. Курсовое проектирование деталей машин. М.: Машиностроение, 1987. 416 с.

2. Курмаз Л.В., Скойбеда А.Т. Детали машин. Проектирование. Мн.: УП "Технопринт", 2001.

3. Расчет и конструирование элементов механических приводов машин / Под ред. В.М. Горелько. Горки, 2003. 88 с.

Размещено на Allbest.ru