Основы проектирования горных машин

Размещено на http://www.allbest.ru/

Содержание

редуктор двигатель подшипник вал

Введение

1. Кинематический и силовой расчет привода

2. Расчет зубчатых передач

2.1 Расчет быстроходной ступени

2.2 Расчет тихоходной ступени

4. Расчет валов

4.1 Расчет тихоходного вала

4.2 Расчет промежуточного вала

4.3 Расчет быстроходного вала

5 Проверка подшипников

5.1 Проверка подшипников тихоходного вала

5.2 Проверка подшипников промежуточного вала

5.3 Проверка подшипников быстроходного вала

6 Проверка шпоночных соединений

7 Смазка редуктора

8 Сборка редуктора

9 Литература

Приложения

А4 Спецификации

Введение

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата, и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины. Кинематическая схема привода может включать, помимо редуктора, открытые зубчатые передачи, цепные или ременные передачи.

Назначение редуктора - понижение угловой скорости и, соответственно, повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.

Редукторы классифицируют по следующим признакам: типу передачи, (зубчатые, червячные или зубчато-червячные), числу ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые), типу зубчатых колес (цилиндрические, конические, коническо-цилиндрические), относительному расположению валов редуктора в пространстве (горизонтальные, вертикальные), особенностями кинематической схемы (развернутая, соосная, с раздвоенной ступенью).

Выполнение курсовой работы способствует закреплению и углублению знаний и умений, полученных при изучении дисциплины «Основы функционирования систем сервиса».

Работа позволяет получить следующие навыки:

· применение на практике приемов расчета и конструирования;

· составления кинематических схем, описания устройства и принципа действия проектируемого объекта;

· обоснования и разработки технических решений и расчетов элементов конструкций;

· работы со специальной технической литературой;

· анализа технических параметров и технико-экономического анализа проектируемого изделия.

1. Кинематический и силовой расчет привода

Исходные данные для расчета:

F_t - тяговое усилие цепи конвейера, F = 7,6 кН;

V - скорость движения цепи, V = 0,5 м/с;

t - шаг, t = 125 мм;

б - коэффициент, учитывающий распределение времени действия нагрузки, б = 0,3;

Z - число зубьев, Z = 10;

в - угол наклона цепной передачи, в = 25

1.1 Определяем необходимую мощность привода по формуле (1.18)

кВт

1.2 Определяем мощность двигателя с учетом потерь кинематической цепи привода по формуле (1.19)

где - общий КПД привода;

,

где - КПД цепной передачи из табл. 1.2 принимаем = 0,95.

- КПД подшипника, = 0.99

- КПД цилиндрической передачи, = 0,99

Тогда

Тогда

кВт

1.3 Определяем по формуле (1.21) необходимую частоту вращения вала электродвигателя.

,

где - частота вращения приводного вала мин^-1

- передаточное число привода

По формуле (1.22)

мин^-1;

Таким образом

мин^-1;

Из таблицы (1.3) выбираем электродвигатель 132S8 у которого:

мощность P_эл = 4 кВт;

обороты n_эл = 716 мин^-1

1.4 Уточняем передаточное число привода т.е. находим практическое с учетом стандартного двигателя.

Отсюда

- передаточное число редуктора

1.5 Проводим разбивку U_р по ступеням.

Передаточное число быстроходной цилиндрической ступени находим по формулам (1.4-1.5):

- вспомогательный коэффициент

,

что меньше U_max полученной по табл. 1.1.

Передаточное число тихоходной цилиндрической ступени:

,

что удовлетворяет требованием табл. 1.1

1.6 Находим крутящие моменты на валах и частоты их вращения по формулам (1.28)…(1.30):

1.6.1 Найдем D_зв (диаметр тяговой звездочки) для определения крутящего момента на выходном валу:

м.

1.6.2 Крутящие моменты на валах:

Н*м

Н*м

Н*м

Н*м

1.6.3 Частоты вращения валов:

мин^-1

мин^-1

мин^-1

мин^-1

1.7 Заполняем таблицу 1.4

Вал	Т, Н*м	n, мин-1
1	57	716
2	217	184
3	539	72
4	1520	24

2. Расчет зубчатых передач

2.1 Расчет тихоходной ступени

Исходные данные для расчета:

T₃=539Н*м - крутящий момент на колесе;

n₃=72 мин^-1 - частота вращения колеса;

U = 2,56 - передаточное число;

Выбор материала зубчатых колес.

Из таблицы 3.1 выбираем материал зубчатых колес сталь 35ХМ ГОСТ'4543-71* с сочетанием термообработок: шестерня - улучшение 269….302НВ, колесо - улучшение 235….262НВ,у_Т=750МПа

2.1.2 Допускаемые напряжения определяем по таблице 3.2

Для шестерни:

Для колеса:

2.1.4 Межосевое расстояние.

Ориентировочное значение межосевого расстояния(мм) определяется по формуле:

,

где К_а - вспомогательный коэффициент, для косозубых передач К-_а=430;

T_НЕ2 - эквивалентный момент на колесе, Нм;

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

- относительная ширина колеса;

- допускаемое контактное напряжение, МПа.

;

Где Т₂ - наибольший из длительно действующих на колесе крутящих моментов по циклограмме;

Т_2i - крутящий момент, соответствующий i-й ступени циклограммы;

N_i - число циклов напряжений, соответствующее i-й ступени циклограммы;

N_k - общее число циклов напряжений, соответствующее заданному сроку службы.

Коэффициент К_Нв принимают в зависимости от параметра ш_bd и схемы расположения зубчатой передачи в редукторе.

;

Где ш_ba зависит от положения колес относительно опор, ш_ba=0,25;

;

К_Нв = 1,04.

;

Вычисленное межосевое расстояние округляем в ближайшую сторону до стандартного. мм.

2.1.5 Предварительный размер колес:

ширина колеса:

ширина шестерни: .

2.1.6 Модуль передачи. Ориентировочно значение модуля для косозубых передач зависит от твердости зубьев: мм.

2.1.7 Угол наклона и число зубьев.

.

Суммарное число зубьев.

.

Уточняем угол наклона зубьев:

Число зубьев шестерни:

Число зубьев колеса:

.

Фактическое передаточное число

.

2.1.8 Основные размеры зубчатых колес, мм.

Делительные диаметры:

Проверка:

Диаметры окружностей вершин зубьев:

Диаметры окружностей впадин зубьев:

Силы в зацеплении, H

Окружная: .

Радиальная: .

Осевая:

2.1.9 Степень точности передачи.

Точность изготовления зубчатых колес и передач задается степенью точности в зависимости от окружной скорости V₂.

Для косозубых колес при скорости до 4м/с принимаем степень точности9.

2.2 Расчет быстроходной ступени

Исходные данные для расчета:

T₂=217 Н*м - крутящий момент на колесе;

n₂=184 мин^-1 - частота вращения колеса;

U = 3,9- передаточное число;

Так как редуктор соостный, то межосевое расстояние принимаем

3.2.1 Ширина колес - по формуле (3,7):

мм; мм

3.2.8 Модуль передачи мм. Принимаем стандартныймм.

3.2.2 Угол наклона и число зубьев.

.

Суммарное число зубьев

.

Уточняем угол наклона зубьев:

Число зубьев шестерни:

Число зубьев колеса:

.

Фактическое передаточное число

3.2.3 Основные размеры зубчатых колес, мм.

Делительные диаметры:

Проверка:

Диаметры окружностей вершин зубьев:

Диаметры окружностей впадин зубьев:

Силы в зацеплении, H

Окружная: .

Радиальная: .

Осевая:

3.2.4. Степень точности передачи.

Точность изготовления зубчатых колес и передач задается степенью точности в зависимости от окружной скорости V₂.

Для косозубых колес при скорости до 4м/с принимаем степень точности9.

4. Расчет валов

Валы, соединения вал-ступица

Проверочный расчет валов на усталостную прочность.

4.1 Тихоходный вал

РHИсходные данные:

T₃=539 Н*м - крутящий момент на колесе;

n₃=72 мин^-1 - частота вращения колеса;

Усилия на колесе - .Радиальная: .Осевая:

Диаметр делительной окружности колеса d = 230.

Принимаем материал вала сталь 40ХН2МА ГОСТ 10702-78*, НВ>240,у_В=1100, у_-1=480,ф_-1=280.

4.2 Расчет промежуточного вала

Исходные данные для расчета:

T₂=217 Н*м - крутящий момент;

n₂=184мин^-1 - частота вращения;

Колесо:. .

Шестерня:

- делительный диаметр шестерни;

.Радиальная: .Осевая: - осевая сила;

4.2.2 Принимаем материал вала сталь 40ХН2МА ГОСТ 10702-78*, НВ>240,у_В=1100, у_-1=480,ф_-1=280.

4.3 Расчет быстроходного вала

4.3.1 Внутренний диаметр подшипника d_n кратный пяти, для цилиндрического конца вала определяют по таблице 4.1.

мм.

Исходные данные:

T=57 Н*м - крутящий момент;

n=716мин^-1 - частота вращения;

Колесо::. .

мм - делительный диаметр шестерни;

4.3.2 Принимаем материал вала сталь 40Х ГОСТ 4543-71*, НВ>270, МПа, МПа, МПа.

Н;

Н

Н

Н

Н

4.3.3 Изгибающий момент в опасном сечении 1-1(Н*м)

Н*м

4.3.4 Поскольку частота вращения данного вала больше, чем тихоходного, то эквивалентное число циклов N_E будет больше, тогда коэффициент долговечности K_L=1.

4.3.5 Проверяем на усталостную прочность сечение 1-1. Рассчитываем по внутреннему диаметру мм, тогда по аналогии со шлицами согласно табл. 4.3 получим; . Из таблицы 4.5 имеем ; ; шестерня закаливается до 45…50 HRC_Э, поэтому согласно табл. 4,6

По формуле (4.44):

;;

4.3.6 Осевой и полярные моменты сопротивления вала рассчитываем по формуле (4,46):

;

4.3.7 Напряжения определяем по формуле (4,45):

МПа; Мпа

4.3.8 Дальнейший расчет можно не проводить, т.к. очевидно, что вследствие малых значений напряжений прочность в опасном сечении 2-2 будет обеспечена.

5.1 Проверка подшипников тихоходного вала

5.1.1 Предварительно выбираем роликоподшипник радиально-упорный однорядный легкой серии № 7208, для которого , ,.

Исходные данные для расчета:

n=72 мин^-1

.

На основании рекомендации выбран подшипник легкой серии № 7207 ГОСТ 333-79, у которого динамическая грузоподъемность , статическая радиальная грузоподъемность , угол контакта

5.1.2 Коэффициент вращения V=1; коэффициент безопасности - по табл.5.8: ; температурный коэффициент .

5.1.3 Находим соотношение и по рис. 5.2 определяем значение параметра e^`;

-для подшипника

I ; ;

5.1.4 Осевые составляющие радиальных нагрузок (формула 5.7):

;.

5.1.5 Расчетная осевая нагрузка определяется по табл. 5.10, :

-для подшипника I

5.1.6 Дальнейший расчет ведем по наиболее нагруженному подшипнику I с

5.1.7 Находим соотношение

.

Для этого соотношения из табл. 5.7 определяем Соотношение

Из табл. 5.7 для и находим коэффициенты радиальной и осевой нагрузок .

5.1.8 Эквивалентную динамическую нагрузку на подшипник I вычисляем по формуле (5,3):

Н.

Срок службы подшипника

ч.

5.1.9 Долговечность подшипника находим по формуле (5,11):

млн.об.

5.1.10 Приведенную динамическую нагрузку с учетом графика нагрузки определяем по формуле (5,10):

Н.

5.1.11 Расчетную динамическую грузоподъёмность вычисляем по формуле (5.2):

Вывод: подшипник подобран правильно.

5.2 Проверка подшипников промежуточного вала

5.2.1 Предварительно выбираем роликоподшипник радиально-упорный однорядный подшипник легкой серии № 7206, для которого , ,.

Исходные данные для расчета:

n=184 мин^-1

Н - осевая сила;

На основании рекомендации выбран подшипник легкой серии № 7206 ГОСТ 333-79, у которого динамическая грузоподъемность , статическая радиальная грузоподъемность , угол контакта

5.2.2 Коэффициент вращения V=1; коэффициент безопасности - по табл.5.8: ; температурный коэффициент .

Находим соотношение и по рис. 5.2 определяем значение параметра e^`;

-для подшипника I ; ;

-для подшипника II ; ;

5.2.3 Осевые составляющие радиальных нагрузок (формула 5.7):

; .

5.2.4 Расчетная осевая нагрузка определяется по табл. 5.10, при и :

-для подшипника I

-для подшипника II .

Дальнейший расчет ведем по наиболее нагруженному подшипнику II с

Н, Н.

5.2.5 Находим соотношение . Для этого соотношения из табл. 5.7 определяем Соотношение

5.2.6 Из табл. 5.7 для и находим коэффициенты радиальной и осевой нагрузок .

Эквивалентную динамическую нагрузку на подшипник II вычисляем по формуле (5,3):

Н.

5.2.7 Срок службы подшипника

ч.

5.2.8 Долговечность подшипника находим по формуле (5,11):

млн.об.

Долговечность на каждой ступени графика нагрузки млн.об. млн.об.

5.2.9 Приведенную динамическую нагрузку с учетом графика нагрузки определяем по формуле (5,10):

Н.

5.2.10 Расчетную динамическую грузоподъёмность вычисляем по формуле (5.2):

Вывод: подшипник подобран правильно.

5.3 Проверка подшипников быстроходного вала

5.3.1 Предварительно выбираем шариковый радиальный однорядный подшипник легкой серии № 7206, для которого , ,.

Исходные данные:

- внутренний диаметр.

n=716мин^-1

.

На основании рекомендации выбран подшипник легкой серии № 7206 ГОСТ 333-79, у которого динамическая грузоподъемность , статическая радиальная грузоподъемность , угол контакта

5.3.2 Коэффициент вращения V=1; коэффициент безопасности - по табл.5.8: ; температурный коэффициент .

5.3.3 Находим соотношение и по рис. 5.2 определяем значение параметра e^`;

-для подшипника I ; ;

5.3.4 Осевые составляющие радиальных нагрузок (формула 5.7):

;

Из табл. 5.7 для и находим коэффициенты радиальной и осевой нагрузок .

5.3.8 Эквивалентную динамическую нагрузку на подшипник II вычисляем по формуле (5,3):

Н.

5.3.9 Срок службы подшипника

ч.

5.3.10 Долговечность подшипника находим по формуле (5,11):

млн.об.

5.3.11 Приведенную динамическую нагрузку с учетом графика нагрузки определяем по формуле (5,10):

Н.

5.3.13 Расчетную динамическую грузоподъёмность вычисляем по формуле (5.2):

Вывод: подшипник подобран правильно.

6. Проверка шпоночных соединений

Для всех валов применяем призматические шпонки по ГОСТ 23360-78 из материала Сталь 45 нормализованная, для которой:

.

Входной вал:

Подбираем шпонку под муфту:

Согласно ГОСТ 23360-78: ; ; ;

Проверяем стандартные шпонки только по напряжениям смятия по формуле:

6.1 Быстроходный вал:

,

6.2 Промежуточный вал:

Выбираем шпонку под колесо

; ; ;

,

6.3 Тихоходный вал:

Выбираем шпонку под колесо

; ; ;

,

Выбираем шпонку под звездочку:

; ; ;

,

7. Смазка редуктора

В проектируемом редукторе используем смазывание зубчатых колес путем частичного погружения одного из колес пары в масло.

Выбор сорта масла зависит от контактного давления в зубьях , а также от окружной скорости: .

По табл. определяем необходимую кинематическую вязкость масла - , по величине которой назначаем масло индустриальное И-30А ГОСТ 20779-75.

Рекомендуемый объем масляной ванны редуктора принимают из расчета 0,5…0,8л масла на 1 кВт передаваемой мощности.

Смазка подшипников качения осуществляется за счет разбрызгивания масла зубчатыми колесами.

8. Сборка редуктора

Редуктор вычерчиваем в двух проекциях на листе формата А1 в масштабе 1:2 с указанием технических требований, основной надписью и спецификацией.

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.

Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов:

- на входной вал насаживают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80-100єС. Затем на один конец вала надеваем крышку с комплектом маслосодержащих прокладок, а на другой крышку с комплектом маслосодержащих прокладок и уплотнением;

- в промежуточный вал закладывают шпонку и напрессовываем зубчатое колесо в бурт вала; затем надеваем распорную втулку и устанавливаем шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле. Далее на оба конца вала надеваем крышки с комплектом маслосодержащих прокладок;

- на выходной вал закладывают шпонку и напрессовываем зубчатое колесо в бурт вала; далее устанавливаем шарикоподшипники, нагретые в масле. Потом надеваем крышку с уплотнением.

Собранные валы укладываем в основание корпуса редуктора, вставляем крышки и надеваем крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливаем крышку в корпус с помощью двух конических штифтов; затягиваем болты, крепящие крышку к корпусу.

После этого на один конец промежуточного вала одеваем распорное кольцо, в подшипниковые камеры закладываем пластичную смазку, ставим крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки.

9. Литература

1. В.Д.Соловьев, В.И. Фатеев Детали Машин курсовое проектирование. Издательство ТулГУ. Тула 2007.

Размещено на Allbest.ru