Размещено на http://www.allbest.ru/

Министерство образования и науки Российской Федерации

Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего профессионального образования

«Национальный исследовательский Томский политехнический Университет»

Институт электронного обучения

Промышленная теплоэнергетика

Кафедра «Теплоэнергетика и теплотехника»

Спроектировать привод шестеренного насоса

Пояснительная записка к курсовому проекту

по дисциплине «Механика»

Томск 2015

ЗАДАНИЕ

Спроектировать привод шестеренного насоса в соответствии с заданием 41115

Исходные данные:

1. Схема привода - № 5.

2. Срок службы привода - 40000 часов.

3. Частота вращения выходного вала привода - 200 об/мин.

4. Привод - нереверсивный.

5. Крутящий момент на выходном валу - 310 Н·м.

СОДЕРЖАНИЕ

ВВЕДЕНИЕ

1. ВЫБОР ДВИГАТЕЛЯ. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА

1.1 Определение номинальной мощности и номинальной частоты вращения двигателя

1.2 Определение передаточного числа привода и его ступеней

1.3 Определение силовых и кинематических параметров привода

2. ВЫБОР МАТЕРИАЛА ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДОПУСКАЕМЫХ НАПРЯЖЕНИЙ

2.1 Выбор твердости, термообработки и материала колеса

2.2 Определение допускаемых контактных напряжений [у]Н, Н/мм2

2.3 Определение допускаемых напряжений изгиба []F, H/мм2

2.4 Табличный ответ

3. РАСЧЕТ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ РЕДУКТОРА. РАСЧЕТ ЗАКРЫТОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ

3.1 Определение главного параметра -- межосевого расстояния аw, мм

3.2 Определение модуля зацепления m, мм

3.3 Определение угла наклона зубьев min для косозубых передач

3.4 Определение суммарных чисел зубьев шестерни и колеса

3.5 Уточнение действительной величины угла наклона зубьев для косозубой передачи

3.6 Определение числа зубьев шестерни

3.7 Определяем число зубьев колеса

3.8 Определение фактического передаточного числа uф и проверка его отклонения u от заданного u

3.9 Определение фактического межосевого расстояния

3.10 Определение фактических основных геометрических параметров передачи, мм

3.11 Проверка межосевого расстояния

3.12 Проверка пригодности заготовки колес

3.13 Проверка контактных напряжений н, Н/мм2

3.14 Проверка напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса

4. РАСЧЁТ ОТКРЫТОЙ КЛИНОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ

4.1 Выбираем сечение ремня

4.2 Определение минимального диаметра ведущего шкива d1min, мм

4.3 Определение диаметра ведомого шкива d2, мм

4.4 Определение фактического передаточного числа uф и проверка его отклонения Дu от заданного u

4.5 Определение ориентировочного межосевого расстояния а, мм

4.6 Определение расчетной длины ремня

4.7 Уточнение значений межосевого расстояния а по стандартной длине l

4.8 Определение угла обхвата ремнем ведущего шкива б1, град

4.9 Определение скорости ремня v, м/с

4.10 Определение частоты пробегов ремня u, c-1

4.11 Определение допускаемой мощности передаваемой одним клиновым ремнем с десятью клиньями [Рп], кВт

4.12 Определение количества числа клиньев клиновых ремней z

4.13 Определение силы предварительного натяжения ремня F0, Н

4.14 Определение окружной силы Ft, Н, передаваемой ремнем

4.15 Определение силы натяжения ведущей F1 и ведомой F2 ветвей ремня

4.16 Определение силы давления ремня на вал FОП, Н

4.17 Проверка прочности одного клинового ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви уmax, H/мм2

5. НАГРУЗКА ВАЛОВ РЕДУКТОРА

5.1 Определение силы в зацеплении закрытой передачи

5.2 Определение консольной силы

5.3 Силовая схема нагружения валов редуктора

5.4 Табличный ответ

6. РАЗРАБОТКА ЧЕРТЕЖА ОБЩЕГО ВИДА РЕДУКТОРА

6.1 Выбор материала валов

6.2 Выбор допускаемых напряжений на кручении

6.3 Определение геометрических параметров ступеней валов

6.3.1 Определение размера ступеней быстроходного вала

6.3.2 Определение размера ступеней тихоходного вала

6.4 Предварительный выбор подшипников качения

6.5 Разработка чертежа общего вида редуктора

6.6 Табличный ответ

7. РАСЧЕТНАЯ СХЕМА ВАЛОВ РЕДУКТОРОВ

7.1 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов (тихоходный вал)

7.2 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов (быстроходный вал)

8. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ

8.1 Проверка пригодности подшипника 407 тихоходного вала

8.2 Проверка пригодности подшипника 207 быстроходного вала

8.3 Табличный ответ

9. РАЗРАБОТКА ЧЕРТЕЖА ОБЩЕГО ВИДА ПРИВОДА

9.1 Конструирование зубчатых колес

9.2 Конструирование валов

9.3 Выбор соединений

9.3.1 Шпоночные соединения

9.4 Выбор муфт

9.5 Смазывание. Смазочные устройства

9.5.1 Смазывание зубчатого зацепления

9.5.2 Смазывание подшипников

10. ПРОВЕРОЧНЫЕ РАСЧЕТЫ

10.1 Проверочный расчет шпонок

11. РАСЧЕТ ТЕХНИЧЕСКОГО УРОВНЯ РЕДУКТОРА

11.1 Определение массы редуктора

11.2 Определение критерия технического уровня редуктора

11.3 Табличный ответ

ЛИТЕРАТУРА

ВВЕДЕНИЕ

Привод - устройство, предназначенное для приведения в действие машин и механизмов. Привод состоит из источника энергии (двигателя электрического, теплового, гидравлического и т.д.) и механизма для передачи энергии (движения). В качестве механических чаще всего используются различные типы механических передач (зубчатая, цепная, ременная, винтовая и т. д.), которые обеспечивают преобразование одного вида движения в другое, понижение (повышение) крутящего момента и угловой скорости, регулирование скорости движения.

Целью выполнения проекта является закрепление знаний, полученных из ранее освоенных дисциплин и использование их при проектировании механического привода.

Задачей работы является подбор электродвигателя, выполнение кинематического расчета, расчет цилиндрической передачи и редуктора, определение геометрических и контурных размеров деталей и проверок их на прочность.

При выполнении графической части проекта использованы результаты проведенных расчетов.

Поставленные задачи решались с учетом изменений в действующих стандартах и рекомендаций, учитывающих опыт создания и эксплуатации подобных устройств.

1. ВЫБОР ДВИГАТЕЛЯ. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА

1.1 Определение номинальной мощности и номинальной частоты вращения двигателя

Мощность двигателя зависит от требуемой мощности рабочей машины, а его частота вращения от частоты вращения приводного вала рабочей машины.

Определяем требуемую мощность рабочей машины,

, где

Т - крутящий момент на выходном валу, Н·м;

- угловая скорость, рад/с

Определяем угловую скорость , рад/с

Определяем КПД привода:

, где

- КПД ременная передачи, - КПД закрытой передачи,

- КПД муфты, - КПД подшипников качения.

Находим требуемую мощность двигателя



По таблице К9 [1] выбираем двигатель серии 4А с номинальной мощностью Рном = 7.5 кВт, применив для расчета четыре варианта типа двигателя:

Таблица 1 - Двигатели серии 4А с номинальной мощностью Рном = 7.5кВт

Вариант	Тип двигателя	Номинальная мощность Рном, кВт	Частота вращения, об/мин
			при номинальном режиме, nном
1	4АМ160S8У3	7.5	730
2	4АМ132М6У3	7.5	870
3	4АМ132S4У3	7.5	1455
4	4АМ112М2У3	7.5	2900

1.2 Определение передаточного числа привода и его ступеней

Передаточное число привода и определяется номинальной частоты вращения двигателя nном вращения приводного вала рабочей машины nрм при отношением к частоте номинальной нагрузке:

Находим передаточное число привода u для каждого варианта:

;

Производим разбивку передаточного числа привода u, принимая для всех вариантов передаточное число редуктора постоянным uзп=3.15

uоп=

uоп1 = uоп2 =

uоп3 = uоп4 =

Таблица 2 - Варианты передаточных чисел

Передаточное число	Варианты
	1	2	3	4
Привода u	3.65	4.35	7.275	14.5
Открытой ременной передачи uОП	1.15	1.38	2.3	4.6
Закрытой редуктора uЗП	3.15	3.15	3.15	3.15

По полученным данным принимаем двигатель 4АМ132S4УЗ, номинальная мощность Рном=7.5 кВт, частота вращения, nном=1455 об/мин. При этом передаточные числа: привода u=7.275, редуктора uЗП=3.15, открытой ременной передачи uОП=2.3.

1.3 Определение силовых и кинематических параметров привода

Определяем мощность на валах

Определяем частоту вращения



Определяем угловую скорость

Определяем вращающий момент

1.4 Табличный ответ

Таблица 3 - Силовые и кинематические параметры привода

Тип двигателя 4АМ132S4УЗ Рном = 7.5 кВт, nном = 1455 об/мин
Параметры	Передача	Параметры	Вал
	Закрытая (редуктор)	Открытая		Двигателя	Быстроходный	Тихоходный	Приводной рабочей машины
Передаточное число u	3,15	2.3	Расчетная мощность Р, кВт	7,5	7,27	6,98	6,7
			Угловая скорость , рад/с	152,29	152,29	66,2	21,01
КПД	0,97	0,97	Частота вращения n, об/мин	1455	1455	632	201
			Вращающий момент Т, Нм	49,2	48,2	105,39	315,61

2. ВЫБОР МАТЕРИАЛА ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДОПУСКАЕМЫХ НАПРЯЖЕНИЙ

2.1 Выбор твердости, термообработки и материала колеса

Для равномерного изнашивания зубьев и лучшей их прирабатываемости твердость шестерни НВ1, назначается больше твердости колеса НВ2.

а) выбираем материал для зубчатой пары колес, одинаковый для шестерни и колеса: сталь 40Х.

б) выбираем термообработку для зубьев шестерни - улучшение +закалка ТВЧ и колеса - улучшение.

в) выберем интервал твердости зубьев шестерни Н45HRCэ и колеса Н350HВ.

г) определяем среднюю твердость зубьев шестерни HRCэср=47 НВ1ср=460 и колеса НВ2ср=245.

д) определим механические характеристики стали для шестерни В=900Н/мм2, -1=410Н/мм2 и колеса В=900Н/мм2, -1=410Н/мм2

е) предельные значения размеров заготовки шестерни (Dпред=125мм - диаметр) и колеса (Sпред=80мм - толщина обода или диска).

2.2 Определение допускаемых контактных напряжений [у]Н, Н/мм2

Допускаемые контактные напряжения при расчетах на прочность определяются отдельно для зубьев шестерни []Н1, и колеса []Н2 в следующем порядке.

а) Определим коэффициент долговечности для зубьев шестерни KHL1 и колеса KHL2:

,

Где NH0 - число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости (см. табл. 3.3 [1]); N - число циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработок), , здесь - угловая скорость соответствующего вала, (см. табл. 4).

Так как N>NHO, то принимаем KHL1 = 1

Так как N>NHO, то принимаем KHL2 = 1

б) По таблице 3.1 [1] определим допускаемое контактное напряжение []Н01 и []Н02, соответствующее пределу контактной выносливости при числе циклов перемены напряжений NH01 и NH02:

в) Определим допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни []Н1 и колеса []Н2:

2.3 Определение допускаемых напряжений изгиба []F, H/мм2

Проверочный расчет зубчатых передач на изгиб выполняется отдельно для зубьев шестерни и колеса по допускаемым напряжениям изгиба []F1 и []F2 которые определяются в следующем порядке:

а) Определим коэффициент долговечности для зубьев шестерни KFL1 и колеса KFL2:

,

Где NF0=4106 - число циклов перемены напряжений для всех сталей, соответствующее пределу выносливости; N - число циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработок), , здесь - угловая скорость соответствующего вала, (см. табл. 4). Если N>NF0, то принимаем KFL1=1

Так как N>NF0, то принимаем KFL1=1

Так как N>NF0, то принимаем KFL2=1

б) Определим допускаемое напряжение изгиба []F01 и []F02, соответствующее пределу изгибной выносливости при числе циклов перемены напряжений NF0 (см. табл. 3.3 [1]):



где [у]F01 = 370 H/мм2 при m?3мм; [у]F01 = 310 Н/мм2 при m<3мм,

[у]F02 = 1.03НВср = 1.03 * 286 = 295 Н/мм2

Для реверсивных передач []F уменьшают на 25%.

Расчет модуля зацепления для цилиндрических и конических зубчатых передач с прямыми и непрямыми зубьями выполняют по меньшему значению []F из полученных для шестерни []F1 и колеса []F2 т. е. по менее прочным зубьям.

2.4 Табличный ответ

Таблица 4 - Механические характеристики материалов зубчатой передачи

Элементы передачи	Марка стали	Dпред	Термообработка	HB1cp	B	-1	[]Н	[]F
		Sпред		HB2cp	Н/мм2
Шестерня	40Х	125	улучшение + закалка ТВЧ	460	900	410	828	310
Колесо	40Х	80	Улучшение	286	900	410	508	295

3. РАСЧЕТ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ РЕДУКТОРА. РАСЧЕТ ЗАКРЫТОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ

3.1 Определение главного параметра -- межосевого расстояния аw, мм

, где

а) Ка - вспомогательный коэффициент, для косозубых передач Ка=43;

б) а=b2/aW - коэффициент ширины венца колеса, равный 0,28…0,36 - для шестерни, расположенной симметрично относительно опор в проектируемых нестандартных одноступенчатых цилиндрических редукторах;

в) u - передаточное число редуктора или открытой передачи (см. табл.3);

г) Т2 - вращающий момент на тихоходом валу при расчете редуктора или на приводном валу рабочей машины при расчете открытой передачи, Нм (см. табл. 3);

д) []н - допускаемое контактное напряжение колеса с менее прочным зубом или среднее допускаемое напряжение, []н=508Н/мм2;

е) КН - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихся зубьев КН=1.

Принимаем

3.2 Определение модуля зацепления m, мм

, где

а) Km -- вспомогательный коэффициент, для косозубых передач Km=5,8,

б) - делительный диаметр колеса, мм;

в) - ширина венца колеса, мм;

г) []F -- допускаемое напряжение изгиба материала колеса с менее прочным зубом, Н/мм2;

д) значения аW, мм; Т2, Нм; u; a (см 4.1. п.1)

Полученное значение модуля m округлить в большую сторону до стандартного из ряда.

Принимаем m = 1

3.3 Определение угла наклона зубьев min для косозубых передач

Угол наклона принимаем

3.4 Определение суммарных чисел зубьев шестерни и колеса

Для косозубых колес

Полученное значение z? округляем в меньшую сторону до целого числа.

Принимаем z? = 180

3.5 Уточнение действительной величины угла наклона зубьев для косозубой передачи

3.6 Определение числа зубьев шестерни

Значение z1 округлим до ближайшего целого числа

Принимаем z1 = 43

3.7 Определяем число зубьев колеса

3.8 Определение фактического передаточного числа uф и проверка его отклонения u от заданного u

3.9 Определение фактического межосевого расстояния

для косозубой передачи

3.10 Определение фактических основных геометрических параметров передачи, мм

Таблица 5 - Основные параметры передачи

Параметры	Шестерня	Колесо
Диаметр	Делительный
	вершин зубьев
	впадин зубьев
Ширина венца

Проверочный расчет

3.11 Проверка межосевого расстояния

3.12 Проверка пригодности заготовки колес

Условие пригодности заготовок колес:

Диаметр заготовки шестерни

Толщина диска заготовки колеса закрытой передачи

3.13 Проверка контактных напряжений н, Н/мм2

, где

а) К - вспомогательный коэффициент, для косозубой передачи К=376;

б)

- окружная сила в зацеплении;

в) КН - коэф., учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Для косозубых определяется по графику на рис. 4.2. [1] в зависимости от окружной скорости колес

и степень точности передачи (табл. 4.2. [1]). Принимаем КН - 1,08.

г) КНv - коэф., динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи (табл. 4.3. [1]). Принимаем КНv - 1,05.

- недогрузка

Допускаемая недогрузка передачи не более 10% - условие прочности выполняется.

3.14 Проверка напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса

; , где

а) m - модуль зацепления, мм; b2 - ширина зубчатого венца колеса, мм;

- окружная сила в зацеплении;

б) КF - коэф., учитывающий распределение нагрузки между зубьями, для косозубых зависит от степени точности передачи, в нашем случае КF=0,81.

в) КF - коэф., неравномерности нагрузки по длине зуба. КF=1.

г) КFv - коэф., динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи. Принимаем КFv - 1,11.

д) YF1 и YF2 - коэф., формы зуба шестерни и колеса. Для косозубых - в зависимости от эквивалентного числа зубьев (табл. 4.4. [1]).

Шестерни

колеса

где - угол наклона зубьев уточненный;

е)

- коэф., учитывающий наклон зуба.

ж) []F1 и []F2 - допускаемые напряжения изгиба шестерни и колеса, Н/мм2 (см. 3.1., п.3)

- условие прочности выполняется

- условие прочности выполняется

Таблица 6 - Параметры зубчатой цилиндрической передачи, мм

Проектный расчет
Параметр	Значение	Параметр	Значение
Межосевое расстояние аW	91	Угол наклона зубьев	8.5
Модуль зацепления m	1	Диаметр делительной окружности: Шестерни d1 Колеса d2	42,14 134,26
Ширина зубчатого венца: Шестерни b1 Колеса b2	31,62 29,12	Диаметр окружности вершин: Шестерни dа1 Колеса dа2	44,14 136,26
Вид зубьев	круговые	Диаметр окружности впадин: Шестерни df1 Колеса df2	29,74 131,86
Проверочный расчет
Параметр	Допускаемое значение	Расчетное значение	Примечания
Контактные напряжение , Н/мм2	508	500	недогрузка
Напряжения изгиба, Н/мм2	F1	310	173	недогрузка
	F2	295	160	недогрузка

4. РАСЧЁТ ОТКРЫТОЙ КЛИНОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ

4.1 Выбираем сечение ремня

В зависимости от передаваемой мощности и числа оборотов ведущего шкива по номограмме, представленной на рис. 1 получим сечение ремня Б

Рис Номограмма для выбора клиновых ремней узкого сечения

4.2 Определение минимального диаметра ведущего шкива d1min, мм

Определим минимально допустимый диаметр ведущего шкива по табл.5.4

d1min = 125мм

В целях повышения срока службы ремней рекомендуется применять ведущие шкивы с диаметром d1 на 1….2 порядка выше d1min из стандартного ряда табл.К40. Принимаем d1 = 180 мм.

4.3 Определение диаметра ведомого шкива d2, мм

, где

u - передаточное число открытой ременной передачи (см. табл. 4), е = 0,01…0,02 коэффициент скольжения. Полученное значение d2 округлить до ближайшего стандартного по табл. К40.

Принимаем d2 = 400 мм.

4.4 Определение фактического передаточного числа uф и проверка его отклонения Дu от заданного u

4.5 Определение ориентировочного межосевого расстояния а, мм

h (H) - высота сечения клинового ремня (см. табл. К31)

4.6 Определение расчетной длины ремня

Полученное значение l, мм принять по стандарту из ряда чисел (см. табл. К31). Принимаем l = 1800 мм.

4.7 Уточнение значений межосевого расстояния а по стандартной длине l

При монтаже передачи необходимо обеспечить возможность уменьшения а на 0.01 l для того, чтобы облегчить надевание ремня на шкив; для увеличения натяжения ремней необходимо предусмотреть возможность увеличения a на 0.025l

4.8 Определение угла обхвата ремнем ведущего шкива б1, град

Угол б1 должен быть ?1200

4.9 Определение скорости ремня v, м/с

, где

d1 и n1 диаметр ведущего шкива и его частота вращения [v]=40м/с - допустимая скорость.



4.10 Определение частоты пробегов ремня u, c-1

, где

[U] = 30 с-1 - допускаемая частота пробегов; l - стандартная длина ремня, м.

Соотношение U?[U] условно выражает долговечность ремня и его соблюдение гарантирует срок службы 1000….5000 ч.

4.11 Определение допускаемой мощности передаваемой одним клиновым ремнем с десятью клиньями [Рп], кВт

, где

[Р0] - допускаемая приведенная мощность, передаваемая одним клиновым ремнем с десятью клиньями кВт выбирается по таблице 5.5, С - поправочный коэффициенты

4.12 Определение количества числа клиньев клиновых ремней z

4.13 Определение силы предварительного натяжения ремня F0, Н

4.14 Определение окружной силы Ft, Н, передаваемой ремнем

, где

Рном - номинальная мощность двигателя, кВт; v - скорость ремня, м/с

4.15 Определение силы натяжения ведущей F1 и ведомой F2 ветвей ремня

4.16 Определение силы давления ремня на вал FОП, Н

Проверочный расчёт

4.17 Проверка прочности одного клинового ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви уmax, H/мм2

, где

а) у1 - напряжение растяжения, Н/мм2

где А - площадь сечения

б) уИ - напряжение изгиба, Н/мм2

,где

ЕИ = 80 - 100 Н/мм2 - модуль упругости при изгибе для прорезиненных ремней

в) уv = сv2*10-6 - напряжение от центробежных сил, Н/мм2, здесь с - плотность материала ремня, кг/м3, с = 1250…1400 кг/м3 - для клиновых ремней. двигатель зубчатый напряжение редуктор

г) [у]р - допускаемое напряжение растяжения, Н/мм2; [у]р = 10 Н/мм2 - для клиновых ремней

Условие выполняется

4.18 Табличный ответ

Таблица 7

Параметр	Значение	Параметр	Значение
Тип ремня	Клиновой	Частота пробегов ремня U, c-1	7.61
Сечение ремня	Б	Диаметр ведущего шкива d1	180
Число клиньев	2.8	Диаметр ведомого шкива d2	400
Межосевое расстояние	329.5	Максимальное напряжение уmax, Н/мм2	7.07
Длина ремня l	1800	Предварительное напряжение F0,Н	207.45
Угол обхвата малого шкива б1, град	130.750	Сила давления ремня на вал FОП, Н	1057.16

5. НАГРУЗКА ВАЛОВ РЕДУКТОРА

5.1 Определение силы в зацеплении закрытой передачи

Окружная сила на колесе

Окружная сила на шестерне

Ft1 = Ft2 = 1525H

Радиальная сила на колесе

Радиальная сила на шестерне

Fr1 = Fr2 = 554H

Осевая сила на колесе

Fа1 = Fа2 = 229H

5.2 Определение консольной силы

Определяем силу клиноременной передачи

где F0 см. п. 5.13

Определяем силу муфты на быстроходном валу

Определяем силу муфты на тихоходном валу

5.3 Силовая схема нагружения валов редуктора

Рис. Силовая схема нагружения валов цилиндрического одноступенчатого редуктора

Силовая схема нагружения валов имеет целью определить направление сил в зацеплении редукторной пары, консольных сил со стороны открытых передач и муфты, реакций в подшипниках, а так же направление вращающих моментов и угловых скоростей валов.

5.4 Табличный ответ

Таблица 8 - нагружения валов цилиндрического одноступенчатого редуктора

Параметр	Шестерня	Ременная передача
Ft	1525
Fr	554
Fa	229
Fм	FОП	1287.5	1057.16
Т, Н*м	105.39	315.61
щ, рад/с	66.2	21.01

6. РАЗРАБОТКА ЧЕРТЕЖА ОБЩЕГО ВИДА РЕДУКТОРА

6.1 Выбор материала валов

В проектируемых редукторах рекомендуется применять термически обработанные среднеуглеродистые и легированные стали 45, 40Х, одинаковые для быстроходного и тихоходного вала. Механические характеристики стали 40Х для изготовления валов В = 900Н/мм2, Т = 750 Н/мм2., -1 = 410Н/мм2.

6.2 Выбор допускаемых напряжений на кручении

Проектный расчет валов выполняется по напряжениям кручения (как при чистом кручении), т.е. при этом не учитывают напряжения изгиба, концентрации напряжений и переменность напряжений во времени (циклы напряжений). Поэтому для компенсации приближенности этого метода расчета допускаемые напряжения на кручение применяют заниженными: []к=10...20Н/мм2. При этом меньшие значения []к - для быстроходных валов, большие []к - для тихоходных.

6.3 Определение геометрических параметров ступеней валов

Редукторный вал представляет собой ступенчатое цилиндрическое тело, количество и размеры ступней которого зависят от количества и размеров установленных на вал деталей.

Проектный расчет ставит целью определить ориентировочно геометрические размеры каждой ступени вала: ее диаметр d и длину l.

6.3.1 Определение размера ступеней быстроходного вала

Рис. 3

1-я под элемент открытой передачи

Принимаем d1 = 30 мм.

Размер фаски с=1,6

2-я под уплотнение крышки с отверстием и подшипник3

Принимаем d2 = 35 мм, l2 = 50мм

3-я под шестерню, колесо

- определяем графически по эскизной компоновке

4-я под подшипник

- для конических подшипников (табл. К27, К28)

6.3.2 Определение размера ступеней тихоходного вала

Рис. 4

1-я под элемент открытой передачи или полумуфту

Принимаем l1 = 40мм

Размер фаски с=1,6

2-я под уплотнение крышки с отверстием и подшипник

Принимаем d2 = 35 мм, l2 = 55мм

3-я под шестерню, колесо



Принимаем d3 = 45 мм

- определяем графически по эскизной компоновке

4-я под подшипник

- для шариковых подшипников (табл. К27, К28) [1]

6.4 Предварительный выбор подшипников качения

Для зубчатой передачи быстроходного и тихоходного валов принимаем шариковые радиальные однорядные подшипники, легкой серии.

Для быстроходного вала принимаем подшипник 207 ГОСТ 8338-75 с размерами d=35мм, D=72мм, В=17мм, r=2мм, динамическая Сг=25,5 кН и статистическая С0г=13,7 кН нагрузки.

Для тихоходного вала принимаем подшипник 407 ГОСТ 8338-75 с размерами d=35мм, D=100мм, В=25мм, r=2,5мм, динамическая Сг=55,3 кН и статистическая С0г=31 кН нагрузки.

Рис. 5. Подшипники шариковые радиальные однорядные

6.5 Разработка чертежа общего вида редуктора

Чертеж общего вида редуктора устанавливает положение колес редукторной пары, элемента открытой передачи и муфты относительно опор (подшипников); определяет расстояние lБ и lТ между точками приложения реакций подшипников быстроходного и тихоходного валов, а также точки приложения силы давления элемента открытой передачи и муфты на расстоянии lоп и lм от реакции смежного подшипника.

Рис. Общий вид редуктора

Вал	d1	d2	d3	d4	L	l	lОП	Подшипники	х	аw
	l1	l2	l3	l4
Б	30	35	42	35	85	66	60,5	207	9	160
	35	50	50	16
Т	30	35	45	35	85	66	64,5	407
	40	55	50	16

6.6 Табличный ответ

Таблица 10 - Материал валов. Размеры ступеней. Подшипники.

Вал (сталь 40Х) B=900Н/мм2 Т=750Н/мм2 -1=410Н/мм2	Размеры ступеней, мм	Подшипники
	d1	d2	d3	d4	Типо-размер	d х D x В, мм	Сг, кН	C0г, кН
	l1	l2	l3	l4
Быстроходный	30	35	42	35	207	35х72х17	25,5	13,7
	35	50	50	16
Тихоходный	30	35	45	35	407	35х100х25	55,3	31
	40	55	50	16

7. РАСЧЕТНАЯ СХЕМА ВАЛОВ РЕДУКТОРОВ

7.1 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов (тихоходный вал)

Дано:

Ft2 = 1525H, Fr2 = 554H, Fa2 = 229H, FОП = 1287.5Н, Fy = FОПsin30 = 643.75H,

Fx = FОПcos30 = 1120.125H, d2 = 0,035м, LT = 0,085м, LОП = 0,0645м.

1. Вертикальная плоскость

а) определяем опорные реакции, Н:

Проверка:

б) строим эпюры изгибающих моментов относительно оси Х в характерных сечениях 1…4, Нм:

2. Горизонтальная плоскость

а) определяем опорные реакции, Н:

Проверка:

б) строим эпюры изгибающих моментов относительно оси Х в характерных сечениях 1…4, Нм:

3. Строим эпюры крутящих моментов, Нм:

4. Определяем суммарные радиальные реакции, Н:

5. Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях, Нм:

7.2 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов (быстроходный вал)

Дано:

Ft1 = 1525H, Fr1 = 554H, Fa1 = 229H, FОП = 1057.16Н, d1 = 0,03м, LБ = 0,085м,

LОП = 0,0605м.

1. Вертикальная плоскость

а) определяем опорные реакции, Н:

Проверка:

б) строим эпюры изгибающих моментов относительно оси Х в характерных сечениях 1…4, Нм:

2. Горизонтальная плоскость

а) определяем опорные реакции, Н:

б) строим эпюры изгибающих моментов относительно оси Х в характерных сечениях 1…3, Нм:

3. Строим эпюры крутящих моментов, Нм:

4. Определяем суммарные радиальные реакции, Н:

5. Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях, Нм:

Подшипник 207

8. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ

8.1 Проверка пригодности подшипника 407 тихоходного вала

Так как на вал установлено шевронное колесо, и осевых нагрузок нет, то нет и осевых реакций опор, следовательно, для вала нужно выбрать шариковые радиальные подшипники.

Проверим подшипники для диаметра вала 35мм №407 с характеристиками Cr=55300Н, С0r=31000Н.

Определяем эквивалентную радиальную нагрузку на подшипник:

Так как осевая нагрузка на подшипник Fa=229Н, Х=0,16, Кб=1,3, КТ=1, а1=1, а23=0,8. При вращающемся вместе с валом внутренним кольце подшипника V=1.

Коэффициент безопасности Kб для всех типов редукторов равен 1,3. При нормальной температуре коэффициент, учитывающий нагрев подшипника КТ=1.

Тогда эквивалентная нагрузка на подшипник:

Определим динамическую грузоподъемность:

Подшипник пригоден.

Определим долговечность подшипника:

Долговечность подшипника обеспечена.

8.2 Проверка пригодности подшипника 207 быстроходного вала

На вал установлено шевронное колесо, осевых нагрузок нет, значит нет и осевых реакций опор, следовательно, для вала нужно выбрать шариковые радиальные подшипники.

Проверим подшипники для диаметра вала 35мм №207 с характеристиками Cr=25500Н, С0r=13700Н.

Определяем эквивалентную радиальную нагрузку на подшипник:

Так как осевая нагрузка на подшипник Fa=229Н, Х=0,16, Кб=1,3, КТ=1, а1=1, а23=0,8. При вращающемся вместе с валом внутренним кольце подшипника V=1.

Коэффициент безопасности Kб для всех типов редукторов равен 1,3. При нормальной температуре коэффициент, учитывающий нагрев подшипника КТ=1.

Тогда эквивалентная нагрузка на подшипник:

Определим динамическую грузоподъемность:



Подшипник пригоден.

Определим долговечность подшипника:

,

Долговечность подшипника обеспечена.

8.3 Табличный ответ

Таблица 11 - Основные размеры и эксплуатационные характеристики подшипников.

Вал	Подшипник	Размеры dxDxВ, мм	Динамическая грузоподъемность, Н	Долговечность, ч
	Принят предварительно	Выбран окончательно		Сгр	Сг	L10h	Lh
Б	207	207	35х72х17	19173,03	25500	94015,5	40000
Т	407	407	35х100х25	38376,12	55300	119575,92	40000

9. РАЗРАБОТКА ЧЕРТЕЖА ОБЩЕГО ВИДА ПРИВОДА

Общие положения

Конструктивной разработке и компоновке подлежат: зубчатая (червячная) передача редуктора, корпус редуктора, быстроходный и тихоходный валы, подшипниковые узлы, элементы открытых передач (шестерни, шкивы, звездочки), муфтовые соединения, двигатель - все то, что составляет приводное устройство (привод).

При разработке чертежа общего вида привода ищут такое расположение узлов и деталей, при котором при их наименьших габаритах создаются наибольшие удобства для монтажа и эксплуатации.

Чертеж общего вида привода должен содержать:

а) изображение привода в двух проекциях с разрезами, сечениями, а также текстовую часть и надписи, необходимые для понимания конструктивного устройства привода, взаимодействия его основных составных частей и принципа работы. На чертеже общего вида допускается изображать перемещающиеся части привода в крайнем или промежуточном положении, а также пограничные (соседние) элементы привода.

б) габаритные, присоединительные и сопряженные размеры;

в) техническую характеристику, в которой указывают силу (момент) и скорость тягового органа рабочей машины и общее передаточное число привода;

г) основную надпись.

Чертеж общего вида привода следует выполнять поэтапно с разработкой конструкций отдельных деталей и узлов.

9.1 Конструирование зубчатых колес

В проектируемых приводах колеса редукторов получаются относительно небольших диаметров и их изготовляют из круглого проката или поковок. Большие колеса открытых зубчатых передач изготовляют литьем или составными. Ступицу колес цилиндрических редукторов располагают симметрично относительно обода, а ступица колес открытых цилиндрических зубчатых передач может быть расположена симметрично и несимметрично относительно обода. Ступица колес закрытых и открытых передач конического зацепления выступает со стороны большого конуса.

9.2 Конструирование валов

Конструкция ступеней валов зависит от типа и размеров установленных на них деталей (зубчатых и червячных колес, подшипников, муфт, звездочек, шкивов) и способов закрепления этих деталей в окружном и осевом направлениях. При разработке конструкции вала принимают во внимание технологию сборки и разборки передач, механическую обработку, усталостную прочность и расход материала при изготовлении. Способы осевого фиксирования колес, элементов открытых передач, муфт и подшипников рассмотрены в соответствующих вопросах конструирования. Окружное закрепление колес, элементов открытых передач муфт и подшипников осуществляется посадками, шпоночными соединениями и соединениями с натягом.

9.3 Выбор соединений

Для соединения валов с деталями, передающими вращающий момент (колесами, элементами открытых передач, муфтами), применяют шпонки и посадки с натягом. При курсовом проектировании кроме выбора шпоночных соединений вала с колесом, муфтой, элементом открытой передачи рассчитывают также соединение с натягом колеса с 3-й ступенью тихоходного вала.

9.3.1 Шпоночные соединения

Выбираем шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78. Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.

Напряжение смятия и условие прочности

,

где h - высота шпонки; t1 - глубина паза; l - длина шпонки b - ширина шпонки.

Быстроходный вал

Шпонка под шестерней d3=42мм - 12Ч8Ч40

Тихоходный вал.

Шпонка под колесом d3=45мм - 12Ч8Ч35

Условие усм < [усм] выполняется во всех случаях.

9.4 Выбор муфт

В проектируемых приводах применены компенсирующие разъемные муфты нерасцепляемого класса в стандартном исполнении.

Для соединения выходных концов двигателя и быстроходного вала редуктора, установленных, как правило, на общей раме, применены упругие втулочно-пальцевые муфты и муфты со звездочкой. Эти муфты обладают достаточными упругими свойствами и малым моментом инерции для уменьшения пусковых нагрузок на соединяемые валы. (см. табл. К21, К23 [1]).

Для соединения выходных концов тихоходного вала редуктора и приводного вала рабочей машины применены цепные муфты и муфты с торообразной оболочкой. Эти муфты обладают достаточной податливостью, позволяющей компенсировать значительную несоосность валов. Кроме того, к ним не предъявляются требования малого момента инерции. (см. табл. К25, К26 [1]).

Определим расчетный момент и выберем муфту.

Основной характеристикой для выбора муфты является номинальный вращающий момент Т, Нм, установленный стандартом. Муфты выбирают по большему диаметру концов соединяемых валов и расчетному моменту Тр, который должен быть в пределах номинального:

,

Где Кр - коэф. режима нагрузки (табл. 10.26 [1]), Т1(Т2) - вращающий момент на соответствующем валу редуктора Нм (см. табл.4), Т - номинальный момент (см. табл. К21, К23, К25, К26 [1]).

По таблице К21 [1] Примем муфту 250-28-I. 30-II.2-УЗ ГОСТ 21424-93

Рис. Муфта упругая втулочно-пальцевая

9.5 Смазывание. Смазочные устройства

Смазывание зубчатых и червячных зацеплений и подшипников применяют в целях защиты от коррозии, снижения коэффициента трения, уменьшения износа, отвода тепла и продуктов износа от трущихся поверхностей, снижения шума и вибраций.

9.5.1 Смазывание зубчатого зацепления

а) Способ смазывания. Для редукторов общего назначения применяют непрерывное смазывание жидким маслом картерным непроточным способом (окунанием). Этот способ применяют для зубчатых передач при окружных скоростях от 0,3 до 12,5 м/с; для червячных передач с цилиндрическим червяком смазывание окунанием допустимо до скорости скольжения 10 м/с.

Для открытых зубчатых передач, работающих при окружных скоростях до 4 м/с, обычно применяют периодическое смазывание весьма вязкими маслами или пластичными смазками, которые наносят на зубья через определенные промежутки времени. В некоторых случаях применяют капельное смазывание из корыта (при v<1,5м/с), наполненного вязким маслом и расположенного под зубчатым колесом.

б) Выбор сорта масла. Зависит от значения расчетного контактного напряжения в зубьях Н и фактической окружной скорости колес v. Сорт масла выбирается по табл. 10.29. [1].

В нашем случаем применим масло И-Г-А-46

в) Определение количества масла. Для одноступенчатых редукторов при смазывании окунанием объем масляной ванны определяют из расчета 0,4...0,8 л масла на 1 кВт передаваемой мощности. Меньшие значения принимают для крупных редукторов. Примем 0,84=3,2л.

г) Определение уровня масла. В цилиндрических редукторах: при окунании в масляную ванну колеса (рис. 3) mh0,25d2, где m - модуль зацепления; при нижнем расположении шестерни hм=(0,1...0,5)d1 при этом hmin=2,2m - аналогично уровню масла при нижнем расположении червяка. Желательно, чтобы уровень масла проходил через центр нижнего тела качения подшипника (шарика или ролика).

д) Контроль уровня масла. Уровень масла, находящегося в корпусе редуктора, контролируют различными маслоуказателями.

е) 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.

Рис. Определение уровня погружения колеса цилиндрического одноступенчатого горизонтального редуктора в масляную ванну

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

9.5.2 Смазывание подшипников

В проектируемых редукторах для смазывания подшипников качения применяют жидкие и пластичные смазочные материалы. При выборе вида смазочного материала следует учитывать скорость вращения, температуру узла и способ отвода теплоты от подшипников, способ подачи смазочного материала, конструкцию уплотнений и вид смазочного материала в сопряженных узлах.

10. ПРОВЕРОЧНЫЕ РАСЧЕТЫ

После завершения конструктивной компоновки редуктора, когда определены и уточнены окончательные размеры всех его деталей, деталей открытой передачи и муфты, выбран режим смазки зацепления и подшипников, проводят ряд проверочных расчетов, которые должны подтвердить правильность принятых конструкторских решений.

10.1 Проверочный расчет шпонок

Призматические шпонки, применяемые в проектируемых редукторах, проверяют на смятие. Проверке подлежат две шпонки тихоходного вала - под колесом и элементом открытой передачи или полумуфты и одна шпонка на быстроходном валу - под полумуфтой или элементом открытой передачи.

Условие прочности

где Ft - окружная сила на шестерне или колесе, Н (см. табл. 9), Асм=(0,94h-t1)lp - площадь смятия, мм2. Здесь lp=l-b - рабочая длина шпонки со скругленными торцами, мм (l - полная длина шпонки, определенная на конструктивной компоновке); b; h; t1 - стандартные размеры (табл. К42 [1]). []см - допускаемое напряжение на смятие, Н/мм2.

Быстроходный вал.

Шпонка под шестерней 12Ч8Ч40

Тихоходный вал.

Шпонка под колесом 12Ч8Ч35

11. РАСЧЕТ ТЕХНИЧЕСКОГО УРОВНЯ РЕДУКТОРА

В редукторостроении произошли большие изменения. Пересмотрены все параметрические стандарты на передачи и редукторы с целью их рационализации и обеспечения научного и методологического единства в выборе параметров редукторов; усовершенствованы и уточнены расчеты; разработаны стандарты на методы расчета; созданы семейства редукторов, применяемых в одной или нескольких отраслях народного хозяйства; унифицированы все параметры редукторов, нагрузочных характеристик и деталей; увеличены нагрузки и повышена твердость рабочих поверхностей зубьев, существенно изменены конструкции основных деталей редукторов.

Кроме того, повышены требования и введены новые принципы подхода к точности изготовления деталей; уровни вибрации и шума стали признаками технической диагностики качества изготовления и важными товарными характеристиками; нормированы показатели надежности редукторов и разработаны методы их расчета; установлено понятие "технический уровень" и регламентированы его значения.

Технический уровень целесообразно оценивать количественным параметром, отражающим соотношением затраченных средств и полученного результата.

''Результатом " для редуктора является его нагрузочная способность, в качестве характеристики которой можно принять вращающий момент Т2, Нм, на его тихоходном валу.

11.1 Определение массы редуктора

Цилиндрический, редукторы - , где - коэф. заполнения определить по графикам в зависимости от межосевого расстояния aW, для цилиндрического редуктора (см. рис. 12.1 [1]), в зависимости от внешнего конусного расстояния Re - для конического; - 7,4103 кг/м3 - плотность чугуна; V - условный объем редуктора определить как произведение наибольшей длины, ширины и высоты редуктора, мм3 V=LBH.

11.2 Определение критерия технического уровня редуктора

Критерий технического уровня определяется по формуле =m/Т2, где Т2 - вращающий момент на тихоходном валу редуктора, Нм:

11.3 Табличный ответ

Таблица 12 - Технический уровень редуктора

Тип редуктора	Масса, кг	Момент, Нм	Критерий	Вывод
Цилиндрический одноступенчатый	81,7	105,39	0,775	Низкий технический уровень

ЛИТЕРАТУРА

1. Кудрявцев В. Н. Детали машин / В. Н. Кудрявцев. Л.: Машиностроение, 1980. 464 с.

2. Проектирование механических передач: Учебно-справочное пособие / Под ред. С. А. Чернавского. 5-е изд., перераб. и доп. М.: Машиностроение, 1988. 560 с.

3. Иванов М. Н. Детали машин: Учебник для машиностр. специальностей вузов. 4-е изд., перераб. / М. Н. Иванов. М.: Высшая школа, 1984. 336 с.

4. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие / В. Н. Кудрявцев, Ю. А. Державец, И. И. Арефьев и др.; Под ред. В. Н. Кудрявцева. Л.: Машиностроение, 1984. 400 с.

5. Шейнблит А. Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие. -- М.: Высшая школа, 1991. -- 432 с:

Размещено на Allbest.ru