Проектирование механического привода с цилиндрическим соосным редуктором

Размещено на http://www.allbest.ru/

Министерство транспорта Российской Федерации

Федеральное агентство железнодорожного транспорта

Государственное бюджетное образовательное учреждение

Высшего профессионального образования

Омский государственный университет путей сообщения (ОмГУПС)

Кафедра: «Теория механизмов и детали машин»

ПРОЕКТИРОВАНИЕ МЕХАНИЧЕСКОГО ПРИВОДА С ЦИЛИНДРИЧЕСКИМ СООСНЫМ РЕДУКТОРОМ

Пояснительная записка к курсовому проекту по дисциплине

«Детали машин и основы конструирования»

ИНМВ.312000.000 ПЗ

Омск 2015

Реферат

Курсовой проект содержит 63 страницы, 13 рисунков, 1 таблицу, 6 источников, 4 листа графического материала.

Редуктор, ременная передача, муфта, подшипник, шпонка, зубчатое колесо.

Объект проектирования является электромеханический привод, состоящий из электродвигателя, ременной передачи и цилиндрического соосного редуктора.

Цель работы - закрепление теоретических знаний в области прочностных расчетов деталей машин и приобретение опыта конструирования.

Выполненные расчеты позволили определить геометрические и конструктивные размеры деталей, проверить их на прочность, выполнить эскизную компоновочную схему, сборочный чертеж редуктора, рабочие чертежи деталей.



Введение

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 ременной передачи и редуктора, определение геометрических и контурных размеров деталей и проверок их на прочность.

1. Схема привода

В механический привод (рисунок 1) входят электродвигатель 1, ременная передача и редуктор. Ременная передача включает в себя ведущий 2 и ведомый 3 шкивы, ремень 4. Редуктор - цилиндрический двухступенчатый соосный.

Рисунок 1 - Схема привода

Зубчатые колеса быстроходной 5 и тихоходной 6 ступеней насажены на входной 7, промежуточный 8 и выходной 9 валы. Подшипники 10 поддерживают валы и позволяют им свободно вращаться. Зубчатые колеса, валы и подшипники расположены внутри закрытого чугунного корпуса II. Выходной вал редуктора соединен с приемным валом 12 машины муфтой 13. Ввиду того, что входной и выходной валы располагаются по одной оси, для размещения их подшипников внутри корпуса имеется опора 14, укрепленная ребром жесткости 15.



2. Кинематический расчет и выбор электродвигателя

2.1 Определение потребной мощности и выбор электродвигателя

Общий КПД привода рассчитываем по формуле:

(2.1)

где - КПД плоскоременной передачи;

- КПД быстроходной и тихоходной цилиндрических передач;

- КПД одной пары подшипников,

Потребная мощность , кВт, рассчитываем по формуле:

(2.2)

где - мощность на выходном валу редуктора.

.

Выбираем из таблицы «Двигатели закрытые обдуваемые единой серии 4А» тип двигателя 4А132М6 по потребной мощности при выполнении условия где - номинальная мощность электродвигателя.

Характеристика двигателя:



2.2 Определение передаточного числа и распределение его между типами и ступенями передач

Общее передаточное число привода рассчитываем по формуле:

(2.3)

где - рабочая частота вращения вала электродвигателя,

- частота вращения выходного вала редуктора.

Из условия рационального соотношения размеров диаметра ведомого шкива ременной передачи и редуктора принимаем передаточное число ременной передачи .

Передаточное число редуктора рассчитываем по формуле:

(2.4)

Передаточное число тихоходной ступени редуктора рассчитываем по формуле:

(2.5)

Передаточное число быстроходной ступени редуктора рассчитываем по формуле:

(2.6)

2.3 Частоты и угловые скорости вращения валов редуктора

Частота входного вала , об/мин, рассчитываем по формуле:

(2.7)

Частота промежуточного вала , об/мин, рассчитываем по формуле:

(2.8)

Частота выходного вала , об/мин, рассчитываем по формуле:

(2.9)

Частота приемного вала , об/мин, равна частоте выходного вала, а следовательно:

Угловая скорость входного вала , с-1, рассчитываем по формуле:

(2.10)

Угловая скорость промежуточного вала , с-1:

(2.11)

Угловая скорость выходного вала , с-1, рассчитываем по формуле:

(2.12)

Угловая скорость приемного вала , с-1, рассчитываем по формуле:

(2.13)

2.4 Мощности и вращающие моменты на валах редуктора

Мощность входного вала , кВт, рассчитываем по формуле:

(2.14)

Мощность промежуточного вала , кВт, рассчитываем по формуле:

(2.15)

Мощность выходного вала , кВт, рассчитываем по формуле:

(2.16)

Мощность приемного вала , кВт, рассчитываем по формуле:

(2.17)

Момент входного вала , Нм, рассчитываем по формуле:



(2.18)

Момент промежуточного вала , Нм, рассчитываем по формуле:

(2.19)

Момент выходного вала , Нм, рассчитываем по формуле:

(2.20)



3. Расчет ременной передачи

Расчет плоскоременной передачи заключается в определении геометрических размеров и долговечности приводного ремня, размеров шкива и разработке его эскиза.

Рисунок 2 - Номограмма для выбора сечения клинового ремня

Из таблицы «Клиновые ремни (ГОСТ 1284.1-89)» получаем размер сечения ремня:

Диаметр ведущего шкива передачи, мм

(3.1)

отсюда:

Из условия рационального соотношения размеров диаметра ведомого шкива ременной передачи и редуктора принимаем следующее передаточное число ременной передачи:

Диаметр ведомого шкива (без учета скольжения), мм,



(3.2)

Межосевое расстояние, мм,

(3.3)

Примем предварительно

Длина ремня, мм,

(3.4)

Найденное значение L округляем до ближайшего стандартного, L = 1000 мм.

Угол обхвата меньшего шкива, гр.,

(3.5)

Скорость ремня, м/с,

(3.6)



В зависимости от скорости выбирается тип плоского ремня.

Ремни типа А применяют при скорости ремня типа Б - до 20 м/с, типа В - до 15 м/с.

При скорости выбираем ремень типа В (хлопчатобумажный).

Допускаемая удельная тяговая способность ремня, Н/м,

(3.7)

где - оптимальная удельная тяговая способность ремня, Н/м

(3.8)

значения коэффициентов и наибольшего допускаемого отношения берем для хлопчатобумажного ремня открытой периодически регулируемой передачиследующие значения коэффициентов:

- толщина ремня, мм;

Подставив значения в формулу (3.8) определим оптимальную удельную тяговую способность ремня:

- коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата меньшего шкива,

(3.9)



- коэффициент, учитывающий влияние скорости ремня,

(3.10)

- коэффициент, учитывающий влияние режима работы;

Для пусковой нагрузки - до 120 %, рабочая - постоянная,

- коэффициент, учитывающий расположение передачи.

Для открытой периодически регулируемой передачи, при угле наклона к горизонту 0 - 60,

Расчетная мощность , кВт, рассчитываем по формуле:

(3.11)

где - коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата

- коэффициент, учитывающий влияние длины ремня определяем по ГОСТ 1284.3-89

- коэффициент, учитывающий режим работы передачи (условия работы - режим легкий; нагрузка спокойная; кратковременная нагрузка до 120 )



- номинальная мощность, передаваемая одним ремнем (ГОСТ 1284.3-89), кВт

Из формулы (3.11) находим значение расчетной мощности , кВт:

Требуемое число ремней , рассчитываем по формуле:

(3.12)

где - коэффициент, учитывающий число ремней

Найденное значение округляем до целого числа:

Скорость ремня , м/с, рассчитываем по формуле:

(3.13)

Сила предварительного натяжения ремня , Н, рассчитываем по формуле:

(3.14)



Коэффициент и, учитывающий влияние центробежных сил, равен 0,18, т.к. сечения ремня - Б.

Сила, действующая на валы , Н, рассчитываем по формуле:

(3.15)

Рабочий ресурс (долговечность) клиноременной передачи , ч, рассчитываем по формуле:

(3.16)

где - число циклов, выдерживаемых ремнем, равное 4,7107

Ширина шкива , мм, рассчитываем по формуле:

(3.17)

Сила давления на валы для передачи с периодическим регулированием начального натяжения ремня:

(3.18)



Ширина обода шкива B выбирается в зависимости от ширины ремня BР

Рассчитанная ременная передача имеет следующие размеры: .



4. Расчет и конструирование редуктора

4.1 Материалы зубчатых колес

Основным материалом для изготовления зубчатых колес служат термически обрабатываемые стали. По сравнению с другими материалами они в наибольшей степени обеспечивают прочность зубьев контактную и на изгиб.

В зависимости от твердости (или термообработки) стальные зубчатые колеса разделяют на две группы: твердостью НВ > 350 (с объемной закалкой, закалкой током высокой частоты (ТВЧ), цементацией, азотированием); твердостью НВ 350 (зубчатые колеса нормализованные или улучшенные).

Применение материалов с НВ > 350 позволяет существенно повысить нагрузочную способность зубчатых передач. Однако колеса из таких материалов плохо прирабатываются, поэтому требуют высокой точности изготовления, повышенной жесткости опор и валов. Кроме того, нарезание зубьев при твердости материала НВ > 350 затруднено. Выполнение требований к зубчатым передачам обуславливает термообработка после нарезания зубьев. Часто некоторые виды термообработки вызывают значительное коробление зубьев. Исправление формы зубьев требует осуществления дополнительных операций: шлифовки, притирки, обкатки. Эти трудности проще преодолеть в условиях крупносерийного и массового производства, когда окупаются затраты на специальное оборудование и инструменты.

Твердость материала НВ 350 позволяет производить нарезание зубьев после термообработки. При этом можно получать высокую точность без применения дорогих отделочных операций. Колеса этой группы хорошо прирабатываются и не подвержены хрупкому разрушению при динамических нагрузках. Для лучшей приработки зубьев твердость шестерни рекомендуется назначать больше твердости колеса на 30 50 единиц:

НВ1 НВ2 + (30…50) НВ,	(4.1)

где НВ1, HВ2 твердость рабочих поверхностей шестерни и колеса.

Технологические преимущества материала при НВ 350 обеспечили ему широкое распространение в условиях индивидуального и мелкосерийного производства, в мало- и средненагруженных передачах.

Учитывая, что заданием предусмотрено проектирование индивидуального привода, рекомендуется выбирать материалы для зубчатых колес с твердостью НВ 350. Для получения передач сравнительно небольших габаритов следует подобрать материал шестерни твердостью, близкой к НВ 300.

Данные о материалах представлены в виде таблицы 1.

Таблица 1 - Механические характеристики материалов зубчатых колес

Деталь	Марка стали	Термообработка	Твердость поверхности HB, МПа
Зубчатая шестерня (I, II ступени)	40Х	Улучшение	280
Зубчатое колесо (I, II ступени)	40Х	Нормализация	240

4.2 Определение геометрических и кинематических параметров тихоходной ступени редуктора (колеса прямозубые)

Межосевое расстояние тихоходной ступени , мм, рассчитываем по формуле:

(4.2)



где - вспомогательный коэффициент для прямозубых передач равен 495

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца равен 1,03, который зависит от коэффициента ширины венца зубчатого колеса относительно делительного диаметра

(4.3)

где - коэффициент ширины венца зубчатого колеса относительно межосевого расстояния равен 0,5

Допускаемое контактное напряжение , МПа, для прямозубой передачи принимают в качестве допускаемого контактного напряжения зубчатого колеса:

(4.4)

где - предел контактной усталости поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов напряжений колеса, МПа

(4.5)

где - твердость материала колеса, выбирается по правой границе (таблица 1);



- коэффициент долговечности,

(4.6)

где - базовое число циклов напряжений, соответствующее предел у выносливости, миллионов циклов

(4.7)

- суммарное число циклов напряжений, миллионов циклов

, (4.8)

где - ресурс (долговечность) передачи, ч

Из формулы (4.6) находим значение коэффициента долговечности :

Можем принять значение коэффициента долговечности как единицу.

При выполнении расчетов принимаем равным 0,9.

- коэффициент, учитывающий влияние исходной шероховатости сопряженных поверхностей зубьев,

- коэффициент, учитывающий влияние скорости,

- коэффициент, учитывающий влияние смазочного материала,

- коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса.

Коэффициент запаса прочности равен 1,1.

Из формулы (4.4) находим значение допускаемого контактного напряжения зубчатого колеса:

Из формулы (4.2) находим значение межосевого расстояния тихоходной ступени , мм:

Модуль зубьев , мм, рассчитываем по формуле:

, (4.9)

Выбираем модуль равный 3 мм.

Сумма зубьев шестерни и колеса рассчитываем по формуле:

(4.10)

Значение суммы зубьев шестерни и колеса округляем до целого числа:

Число зубьев шестерни рассчитываем по формуле:



(4.11)

Значение числа зубьев шестерни округляем до целого числа:

Число зубьев колеса рассчитываем по формуле:

, (4.12)

Делительный диаметр шестерни , мм, рассчитываем по формуле:

, (4.13)

Делительный диаметр колеса , мм, рассчитываем по формуле:

, (4.14)

.

Диаметр вершин зубьев шестерни , мм, рассчитываем по формуле:

, (4.15)



.

Диаметр вершин зубьев колеса , мм, рассчитываем по формуле:

, (4.16)

.

Диаметр впадин зубьев шестерни , мм, рассчитываем по формуле:

, (4.17)

.

Диаметр впадин зубьев колеса , мм, рассчитываем по формуле:

, (4.18)

.

Уточнение межосевого расстояния , мм, рассчитываем по формуле:

, (4.19)

.

Рабочую ширину зубчатого венца, равной ширине венца колеса, , мм, рассчитываем по формуле:

, (4.20)

.

Ширину венца шестерни , мм, рассчитываем по формуле:

, (4.21)

Окружную скорость зубчатых колес , м/с, рассчитываем по формуле:

, (4.22)

.

Из таблицы «Степень точности цилиндрических зубчатых передач» по ГОСТ 1643-81 выбираем по рекомендации степень точности 8.

4.2.1 Проверочный расчет зубьев колес на контактную прочность

После определения геометрических размеров рабочие поверхности зубьев необходимо проверить на контактную прочность. Для этого следует определить рабочее контактное напряжение и сравнить с допускаемым . Должно выполняться условие:

(4.23)

Определим рабочее контактное напряжение , МПа:



(4.24)

где - коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес, изготовленных из стали, равен 190 Мпа1/2

- коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев; для прямых зубьев ;

- коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий прямозубой передачи, рассчитываем по формуле:

(4.25)

где - коэффициент торцового перекрытия рассчитываем по формуле:

, (4.26)

.

Из формулы (4.27) находим значение коэффициента :

Окружную силу на делительном диаметре шестерни , Н, рассчитываем по формуле:

, (4.27)

.

- коэффициент внешней динамической нагрузки при равномерном нагружении двигателя и ведомой машины равен 1,3

- коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении принимаем из таблицы «Значения коэффициентов и , учитывающих внутренние динамические нагрузки зацепления» в зависимости от степени точности зубчатой передачи, твердости зуба и окружной скорости колес.

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями прямозубых передач, равен 1.

Из формулы (4.24) находим значение рабочего контактного напряжение , МПа:

.

После данных расчетов условие (4.23) выполняется.

электродвигатель редуктор передача соединение

4.3 Определение геометрических и кинематических параметров быстроходной ступени редуктора (колеса косозубые)

Межосевое расстояние быстроходной ступени , мм, определяем по формуле:

, (4.28)

.

Модуль зацепления , мм, рассчитываем по формуле:

, (4.29)

Выбираем модуль равный 3 мм, так как число зубьев шестерни быстроходной ступени рекомендуется проектировать:

Число зубьев для шестерни рассчитываем по формуле:

(4.30)

Угол наклона зубьев первоначально принимается любое из интервала от 8 до 18.

Значение числа зубьев для шестерни округляем до целого числа:

.

Число зубьев для колеса рассчитываем по формуле:

, (4.31)

Значение числа зубьев для колеса округляем до целого числа: .

Уточненное значение угла наклона зубьев, град:

, (4.32)

.

Делительный диаметр шестерни , мм, рассчитываем по формуле:

, (4.33)

.

Делительный диаметр колеса , мм, рассчитываем по формуле:

, (4.34)

.

Диаметр вершины зубьев шестерни , мм, рассчитываем по формуле:

, (4.35)

Диаметр вершины зубьев колеса , мм, рассчитываем по формуле:

, (4.36)

.

Диаметр впадин зубьев шестерни , мм, рассчитываем по формуле:

, (4.37)

.

Диаметр вершины зубьев колеса , мм, рассчитываем по формуле:

, (4.38)

.

Рабочую ширину зубчатого венца колеса , мм, рассчитываем по формуле:

, (4.39)

.

Примем = 70.

Рабочую ширину зубчатого венца шестерни , мм, рассчитываем по формуле:

(4.40)

Примем

Окружную скорость зубчатых колес , м/с, рассчитываем по формуле:

, (4.41)

.

Из таблицы «Степень точности цилиндрических зубчатых передач» по ГОСТ 1643-81 выбираем по рекомендации степень точности 8.

4.4 Ориентировочный расчет и конструирование валов

4.4.1 Входной вал

Диаметр выходного конца вала , мм, (рисунок 3) рассчитываем по формуле:

, (4.42)

где - допускаемое напряжение кручения для среднеуглеродистых сталей 35,40,45 равно 20-25 МПа

Выбираем равное 20 МПа.

,



Рисунок 3 - Входной вал

Значение диаметра выходного конца вала округляем до стандартного:

мм.

Диаметр вала под уплотнением , мм, рассчитываем по формуле:

, (4.43)

где - высота буртика равна 2,2 мм

,

Диаметр вала под уплотнением согласовываем со стандартным диаметром уплотнения:

.

Диаметр вала в месте посадки подшипника , мм, равен диаметру вала под уплотнением или больше его, но кратен пяти:

.

Диаметр кольца со стороны подшипника , мм, рассчитываем по формуле:

, (4.44)

где - координата фаски подшипника равна 2 мм

,

Значение диаметра кольца со стороны подшипника , округляем до стандартного:

.

Диаметр вала под шестерней , мм:

(4.45)

.

Диаметр разделительного кольца со стороны шестерни , мм, рассчитываем по формуле:

, (4.46)

где - размер фаски 1,0 мм

,

Значение диаметра разделительного кольца со стороны шестерни округляем до стандартного:

.



4.4.2 Промежуточный вал

Диаметр вала под колесом и шестерней , мм, (рисунок 4) рассчитываем по формуле:

, (4.47)

где - допускаемое напряжение кручения для среднеуглеродистых сталей 35,40,45 равно 10-13 МПа

Выбираем равное 10 МПа.

Значение диаметра вала под колесом округляем до стандартного внутреннего диаметра зубчатого (шлицевого) соединения:

,

Значение диаметра вала под шестерней округляем до стандартного:

.

Рисунок 4 - Промежуточный вал



Диаметр вала в месте посадки подшипника , мм, рассчитываем по формуле:

, (4.48)

где - координата фаски подшипника равна 3 мм;

,

Значение диаметра вала в месте посадки подшипника округляем до величины кратной пяти:

.

Диаметр разделительного кольца со стороны подшипника , мм, рассчитываем по формуле:

, (4.49)

,

Значение диаметра разделительного кольца со стороны подшипника округляем до стандартного:

.

Диаметр разделительного кольца со стороны колеса и шестерни , мм, рассчитываем по формуле:

, (4.50)

где - размер фаски равен 2,0 мм;

,

Значение диаметра разделительного кольца со стороны колеса и шестерни округляем до стандартного:

.

4.4.3 Выходной вал

Диаметр выходного конца вала , мм, (рисунок 5) рассчитываем по формуле:

(4.51)

где - допускаемое напряжение кручения для среднеуглеродистых сталей 35,40,45 равно 20-25 МПа

Выбираем равное 20 МПа.

,

Значение диаметра выходного конца вала округляем до стандартного:

.

Диаметр вала под уплотнением , мм, рассчитываем по формуле:

, (4.52)

где - высота буртика равна 3 мм;

,



Диаметр вала под уплотнением согласовываем со стандартным диаметром уплотнения: .

Рисунок 5 - Выходной вал

Диаметр вала в месте посадки подшипника , мм, равен диаметру вала под уплотнением или больше его, но кратен пяти:

.

Диаметр разделительного кольца со стороны подшипника , мм, рассчитываем по формуле:

, (4.53)

где - координата фаски подшипника равна 3,0 мм;

,

Значение диаметра кольца со стороны подшипника , округляем до стандартного: .

Диаметр вала под колесом , мм:

, (4.54)

.

Диаметр разделительного кольца со стороны колеса , мм, рассчитываем по формуле:

, (4.55)

где - размер фаски 2,0 мм;

,

Значение диаметра разделительного кольца со стороны колеса , округляем до стандартного:

.

4.5 Выбор подшипников качения

Из таблицы «Подшипники радиальные шариковые лёгкой серии (из ГОСТ 8338-75)» по диаметру вала в месте посадки подшипника для выходного вала (цилиндрические прямозубые колеса) выбираем подшипник 213. Его параметры следующие:

,

,

,

,

.



Из таблицы «Подшипники радиальные шариковые средней серии(из ГОСТ 8338-75)» по диаметру вала в месте посадки подшипника для промежуточного вала выбираем подшипник 36208. Его параметры следующие:

,

,

,

,

.

Из таблицы «Подшипники радиальные шариковые средней серии (из ГОСТ 8338-75)» по диаметру вала в месте посадки подшипника для входного вала выбираем подшипник 36207. Его следующие параметры:

,

,

,

,

.

4.6 Конструирование зубчатых колес

Шестерни (рисунок 6) изготавливают за одно целое с валом, если расстояние от впадины зуба до шпоночного паза меньше (рисунок 7). Если , то шестерня выполняется съемной.



Рисунок 6 - Шестерня Рисунок 7 - Съемная шестерня

Расстояние от впадины зуба до шпоночного паза , мм, рассчитываем по формуле:

, (4.56)

где - глубина паза ступицы, которая равна 3,3 мм (для быстроходной ступени) и (для тихоходной ступени).

Расстояние от впадины зуба до шпоночного паза для быстроходной ступени , мм, рассчитываем по формуле (4.56):

,

Расстояние от впадины зуба до шпоночного паза для тихоходной ступени , мм, рассчитываем по формуле (4.56):

,

Рассчитав расстояния от впадины зуба до шпоночного паза для быстроходной и тихоходной ступеней, делаем вывод, что обе шестерни выполняются съемными, так как выполняется условие .

На торцах зубчатого венца выполняем фаски , мм:

, (4.57)

Для быстроходной ступени:

мм,

После согласования со стандартными значениями фаски , мм, равны:

мм,

мм,

Для тихоходной ступени:

,

После согласования со стандартными значениями фаски , мм, равны:

,

.

Конструкцию кованых зубчатых колес (рисунок 8) применяют при наружном диаметре менее 500 мм.

Диаметр ступицы, мм:

, (4.58)

Диаметр ступицы для колеса промежуточного вала:

,



Рисунок 8 - Конструкция колеса

Диаметр ступицы для колеса выходного вала:

Примем 110.

Длина ступицы , мм:

(4.59)

Длина ступицы для колеса промежуточного вала:

,

Длина ступицы для колеса выходного вала:

.

Толщина обода колеса , мм:

, (4.60)

Толщина обода колеса промежуточного вала:

,

Толщина обода для колеса выходного вала:

.

Диаметр окружности, по которой располагаются центры отверстий, , мм:

, (4.61)

где находим по формуле:

, (4.62)

,

.

Диаметр окружности, по которой располагаются центры отверстий, для колеса промежуточного вала определяем по формуле (4.61):

,

Диаметр окружности, по которой располагаются центры отверстий, для колеса выходного вала определяем по формуле (4.61):

.

Диаметр отверстий , мм, для колеса промежуточного вала равен:

Диаметр отверстий , мм, для колеса выходного вала равен:

Толщину диска , мм, для колеса промежуточного вала и для колеса выходного вала, находим по формуле:

, (4.63)

,

,

Для технологичности изготовления примем толщину диска для колес равную 25 мм.

На торцах ступицы с внешней стороны выполняем фаски , мм, и после согласования со стандартными значениями равны:

,

,

На углах обода выполняем фаски , мм, и после согласования со стандартными значениями равны:

.

4.7 Конструирование корпуса редуктора

Для удобства монтажа деталей корпус обычно выполняют разъемным (рисунок 9). Плоскость разъема проходит через оси валов и делит корпус на основание и крышку.



Рисунок 9 - Корпус редуктора

Толщина стенки корпуса , мм, находится по формуле:

, (4.64)

где - межосевое расстояние тихоходной ступени, мм,

.

Толщина стенки крышки , мм, находится по формуле:

, (4.65)

,

Толщина верхнего фланца основания корпуса редуктора , мм, находим по формуле:

, (4.66)

.

Толщина нижнего фланца основания корпуса редуктора , мм, находим по формуле:

, (4.67)

,

Округляем толщину нижнего фланца основания корпуса редуктора до целого 20 мм.

Толщина фланца крышки редуктора , мм, находим по формуле:

, (4.68)

.

Толщина ребер жесткости основания редуктора , мм, находим по формуле:

, (4.69)

.

Толщина ребер жесткости крышки редуктора , мм, находим по формуле:

, (4.70)

.

Диаметр фундаментных болтов , мм, находим по формуле:

, (4.71)



.

Выбираем диаметр болтов у подшипников равный 20 мм, так как согласовываем со стандартными размерами диаметров болтов.

Диаметр болтов у подшипников , мм, находим по формуле:

, (4.72)

.

Приняли болты с резьбой М12.

Диаметр болтов, соединяющих основание корпуса с крышкой, , мм, находим по формуле:

, (4.73)

.

Принимаем болты с резьбой М10.

Диаметр винтов, крепящих смотровую крышку, , мм, находим по формуле:

, (4.74)

.

Приняли болты с резьбой М6.

Расстояния от наружной поверхности стенки корпуса до оси болтов, , мм, выбираем из таблицы «Размеры лап и фланцев редукторов» в зависимости от диаметров болтов:

,

,

.

Ширины фланцев корпуса , мм, выбираем из таблицы «Размеры лап и фланцев редукторов» в зависимости от диаметров болтов:

,

,

.

Расположение оси отверстия для болта диаметром , мм, определяется размером :

, (4.75)

.

При конструировании крышки определяющим размером является диаметр отверстия в корпусе под подшипник (рисунок 10 а ,б). Толщина стенки крышки, диаметр и число винтов крепления крышки к корпусу в зависимости от диаметра отверстия в корпусе под подшипник выбираем из таблицы «Размеры толщины стенки крышки подшипника, диаметр и количество винтов ».



а б

Рисунок 10 - Конструкция корпуса редуктора

Для крышки со стороны входного вала (подшипник 36207,):

,

,

.

Для крышки со стороны промежуточного вала (подшипник 36208, ):

,

,

.

Для крышки со стороны выходного вала (подшипник 213, ):

,

,

.

Толщина фланца крышки , мм, находится по формуле:

, (4.76)



Со стороны входного и промежуточного вала:

.

Со стороны выходного вала:

,

Округляем толщину фланца крышки до целого числа для всех валов 8 мм.

Длина пояска с центрирующей цилиндрической поверхностью , мм, находится по формуле:

(4.77)

где b - ширина канавки [2, c. 159].

Ширина канавки зависит от диаметра вала, для крышки подшипника со стороны входного и промежуточного валов b = 6 мм, для крышки подшипника со стороны выходного вала b = 7 мм.

Длина пояска с центрирующей цилиндрической поверхностью со стороны входного и промежуточного валов:

,

Длина пояска с центрирующей цилиндрической поверхностью со стороны выходного вала:

.

Диаметр окружности, по которой располагаются оси винтов крепления крышки, , мм, находится по формуле:

, (4.78)

где ,

Со стороны входного вала:

,

Со стороны промежуточного вала:

,

Со стороны выходного вала:

.

Диаметр фланца крышки , мм, находится по формуле:

, (4.79)

Со стороны входного вала:

,

Со стороны промежуточного вала:

,

Со стороны выходного вала:

.

Диаметр гнезда , мм, находится по формуле:

, (4.80)

Со стороны входного вала:

.

Со стороны промежуточного вала:

.

Со стороны выходного вала:

.

Промежуточная опора (рисунок 11) соосно расположенных валов находится внутри корпуса редуктора. В отверстии опоры располагаются подшипники входного и выходного валов, имеющие разные наружные диаметры. Для установки подшипника с меньшим диаметром применяют кольцо. Кольцо фиксируется кольцевым выступом на наружной поверхности, входящим в канавку разъемного корпуса. Подшипники доводятся до упора в торцевые поверхности кольца. Формы канавок выбираем из таблицы «Размеры канавок» в зависимости от наружных диаметров подшипников .

Рисунок 11 - Промежуточная опора

4.8 Расчет валов на совместное действие изгиба и кручение

Валы редуктора нагружены силами, действующими в зацеплениях передач, и испытывают деформации изгиба и кручения.

Для упрощения расчётов принять, что силы являются сосредоточенными, приложены в серединах венцов зубчатых колёс и направлены по нормалям к профилям зубьев в полюсах зацепления. При расчёте их раскладывают на составляющие, действующие вдоль координатных осей. Схема редуктора и усилий, действующих в передачах, приведена на рисунке 12.



Рисунок 12 - Силы, действующие в зубчатых передачах

Окружные усилия , Н, действующие в передачах, находим по формулам:

, (4.81)

,

, (4.82)

,

, (4.83)

,

, (4.84)

.

Радиальные усилия , Н, действующие в передачах, находим по формулам:

, (4.85)

Н,

, (4.86)

Н,

, (4.87)

Н,

, (4.88)

Н.

Осевые усилия , Н, действующие в передачах, находим по формулам:

, (4.89)

Н,

, (4.90)

Н,

, (4.91)

. (4.92)

Последовательность расчета рассмотрим на примере промежуточного вала, подвергающегося действию наибольшего числа сил.

Реакции в опорах вала (подшипниках) от сил, действующих в плоскости XOZ вдоль оси Z (см. рисунок 12):

, (4.93)

,



(4.94)

Реакции в опорах вала от сил, действующих в плоскости XOY вдоль осей X и Y:

(4.95)

(4.96)

Суммарные реакции:

(4.97)

(4.98)

Изгибающие моменты и эпюры участка вала АВ, обусловленные силами, действующими в плоскости XOZ:

(4.99)

,

.

Изгибающие моменты и эпюры участка вала ВС, обусловленные силами, действующими в плоскости XOZ:

(4.100)

,

.

Изгибающие моменты и эпюры участка вала СД, обусловленные силами, действующими в плоскости XOZ:



(4.101)

Изгибающие моменты и эпюры участка вала АВ, обусловленные силами, действующими в плоскости XOY:

(4.102)

,

.

Изгибающие моменты и эпюры участка вала ВС, обусловленные силами, действующими в плоскости XOY:

, (4.103)

,



Изгибающие моменты и эпюры участка вала СД, обусловленные силами, действующими в плоскости XOY:

(4.104)

По найденным значениям изгибающих моментов строятся эпюры (см. рисунок 13).

Рисунок 13 - Эпюры изгибающих моментов промежуточного вала

Суммарные изгибающие моменты:

, (4.105)

,

, (4.106)

.

Эквивалентный момент по третьей теории прочности ():

, (4.107)

.

Диаметр вала в опасном сечении , мм, находим по формуле:

(4.108)

Допускаемое напряжение [И] выбирают невысоким, чтобы валы имели достаточную жесткость, обеспечивающую нормальную работу зацепления и подшипников. Валы рекомендуется изготавливать из сталей 35, 40, 45, Ст 5, Ст 6, для которых МПа.

Вычисленные значения диаметра вала d в опасном сечении сравниваем с диаметром dк под колесом, найденным при ориентировочном расчете. Должно выполняться условие: . При невыполнении этого условия следует принять и вновь определить размеры вала .

- выбираем равным 50 МПа,

Диаметр вала в опасном сечении определяем по формуле (4.108):

,

Вывод: условие выполняется.

4.8.1 Расчет вала на сопротивление усталости

Расчет вала на сопротивление усталости заключается в определении действительного коэффициента запаса прочности для сечения, имеющего

наибольший изгибающий момент, и в сопоставлении его с допускаемым.

Сталь 45 нормализованная, 246 HB, , , , , ,

Момент сопротивления W1, мм3 при изгибе вычисляем по формуле:

(4.109)

где d - диаметр проверяемого участка вала, мм,

Напряжение в опасном сечении, МПа:

(4.110)

Момент сопротивления WК1, мм3 при кручении вычисляем по формуле:

(4.111)

Крутящий момент, Нм:

(4.112)

Амплитуда касательных напряжений цикла, МПа:

(4.113)

Среднее напряжение цикла, МПа:

(4.114)

Зубчатое колесо установлено на валу с натягом. Посадочную поверхность вала под зубчатое колесо шлифуют (Ra = 0,8 мкм); коэффициенты влияния качества поверхности и . Поверхность вала - без упрочнения: , где Кv - коэффициент влияния поверхностного уплотнения. Эффективные коэффициенты концентрации напряжений и . Коэффициенты касательного и нормального напряженного состояния соответственно и .

Коэффициенты снижения предела выносливости и :

(4.115)



(4.116)

Пределы выносливости вала и :

(4.117)

(4.118)

Коэффициент чувствительности к асимметрии цикла касательного напряжения:

(4.119)

Коэффициент запаса по нормальному напряжению:

(4.120)

Коэффициент запаса по касательному напряжению:

(4.121)

Коэффициент запаса прочности:

(4.122)

Больше нормативного коэффициента. Выносливость вала обеспечена.

4.9 Расчет подшипников качения

В основу расчета подшипников качения положены два критерия: по остаточным деформациям и усталостному выкрашиванию. При частоте вращения кольца n ? 10 об/мин критерием является остаточная деформация, и расчет выполняют по статической грузоподъемности Cor; при n > 10 об/мин критерием является усталостное выкрашивание дорожек качения и расчет выполняют по динамической грузоподъемности Cr. Суждение о пригодности подшипника выносится из сопоставления требуемой и базовой грузоподъемностей (Cтр ? Сr) или долговечностей (L10h ? [L10h]).

Последовательность расчета подшипников качения рассмотрим на примере промежуточного вала.

Частота вращения n2 = 198,48 об/мин;

Базовая долговечность подшипника [L10h] = 17000 ч;

Диметр посадочных поверхностей вала dП = 40 мм;

Действующие силы:

радиальные:

Fr1 = RA = 1536,82 H; и Fr2 = RД = 4679,23 Н;

осевая:

Fa = 520,34 Н;

Учитывая диаметр посадочных поверхностей вала и характер действующей нагрузки, выбираем радиально - упорный шариковый подшипник 36208, для которого величины статической и динамической грузоподъемностей:

Сor = 22,4 кН; Cr = 41 кН;

Проверяем более нагруженную опору Д:



По величине отношения из таблицы «Значение коэффициентов x, y, e радиально-упорных подшипников качения» находим параметр осевого нагружении :

, (4.123)

,

Осевую силу не учитываем.

Эквивалентная динамическая нагрузка, Н:

, (4.124)

где - коэффициент безопасности равен 1,3

- температурный коэффициент равен 1 при t ? .

.

И определим для этой опоры (правой) долговечность выбранного подшипника 36208:

, (4.125)

где а1 - коэффициент надежности при вероятности безотказной работы 90%, равен единице;

а23 - коэффициент, характеризующий совместное влияние на долговечность особых свойств металла деталей подшипника и условий его эксплуатации, а23 = 0,7 - 0,8;

р - показатель степени, равный в соответствии с результатами экспериментов для шарикоподшипников трем,

.

Так как рассчитанная (требуемая) долговечность больше базовой (20569> 17000), то выбранный подшипник пригоден для данных условий работы.

4.10 Проверка прочности шпоночных соединений

4.10.1 Проверка прочности шпоночных соединений

Шкив, зубчатые колеса и муфту насаживают на валы редуктора и предохраняют их проворачивания призматическими шпонками.

Размеры шпонки под шкивом клиноременной передачи из таблицы «Размеры шпонок призматических (ГОСТ 23360-78)» для входного вала

():

,

,

,

.

Размеры шпонки под шестерней из таблицы «Размеры шпонок призматических (ГОСТ 23360-78)» для входного вала ():

,

,

,

.

Размер шпонки под колесом из таблицы «Шпонки призматические (ГОСТ 23360-78)» для промежуточного вала ():

,

,

,

.

Размеры шпонки под колесом из таблицы «Шпонки призматические (ГОСТ 23360-78)» для выходного вала ():

,

,

,

.

Размеры шпонки из таблицы «Шпонки призматические (ГОСТ 23360-78)» для выходного вала ():

,

,

,

.

Рабочая длина шпонки , мм:

, (4.126)

где В - длина ступицы зубчатого колеса, шкива или полумуфты;

b - ширина шпонки.

Рабочая длина шпонки на входном валу при : ,

Рабочая длина шпонки на входном валу при мм: ,

Рабочая длина шпонок на промежуточном валу при : ,

Рабочая длина шпонки на выходном валу при : ,

Рабочая длина шпонки на выходном валу при : ,

Часть шпонки, выступающую из вала, проверяют по напряжению смятия , МПа, по формуле:

Проверим шпонку входного вала под шкив ременной передачи:

,

Проверим шпонку входного вала под шестерню:

,

Проверим шпонки промежуточного вала под зубчатое колесо:

,

Проверим шпонку выходного вала под зубчатое колесо:

,

Проверим шпонку выходного вала под полумуфту:

,



4.11 Выбор и расчет муфт

Муфту выбирают из стандартов или нормалей машиностроения в зависимости от расчетного вращающего момента и диаметров соединяемых валов.

При работе муфта испытывает колебания нагрузки, обусловленные характером работы приводимой в движение машины. Расчетный вращающий момент , Нм, находим по формуле:

, (4.127)

где - коэффициент режима работы для привода от электродвигателя, равен 1,5;

При выборе муфты должно соблюдаться условие , где - вращающий момент, передаваемый стандартной муфтой.

Из таблицы «Размеры муфт упругих втулочно-пальцевых, пальцев и втулок, применяемых для этих муфт (ГОСТ 21424-93)» выбираем фланцевую муфту 1600-55-1.1-УЗ с номинальным моментом:

Нм,

Рабочее напряжение в ослабленном резьбой сечении:

(4.128)



4.12 Выбор марки масла для зубчатых передач и подшипников

Ориентировочного значение вязкости масла для смазывания зубчатых передач определяется в зависимости от фактора :

(4.129)

где - твердость по Виккерсу активных поверхностей зубьев в шестерне равна HV = 350 для тихоходной и быстроходной ступеней;

- рабочее контактное напряжение, Мпа;

- окружная скорость в зацеплении, м/с, и - для тихоходной и быстроходной ступеней соответственно.

Для тихоходной ступени значение вязкости:

Для быстроходной ступени значение вязкости:

Так как редуктор имеет общую масляную ванну, то определяем среднее значение вязкости по формуле:

, (4.130)

.



Из таблицы «Нефтяные смазочные масла» выбираем по среднему значению вязкости марку масла И-100А.

4.13 Рекомендуемые посадки деталей

4.13.1 Посадки ступиц зубчатых колес на валы

Прямозубое колесо: промежуточного вала - Ш54Н7/p6, выходного вала - Ш80Н7/p6.

Косозубых колес: входного вала - Ш46Н7/r6, промежуточного вала - Ш54Н7/r6.

4.13.2 Посадка шкива ременной передачи на вал

Посадка шкива ременной передачи со шпонкой при умеренных толчках нагрузки на вал Ш28Н7/m6.

4.13.3 Посадки подшипников качения на вал

Посадка подшипников качения в корпус: входного вала - Ш80Н7/l0,

промежуточного вала - Ш85Н7/l0, выходного вала -Ш130Н7/l0.

Посадка подшипников качения на вал: входного вала - Ш40L0/k6,

промежуточного вала - Ш45L0/k6, выходного вала -Ш75L0/k6.

4.13.4 Посадка крышек подшипников корпус

Посадка глухой крышки в корпус: промежуточного вала - Ш90Н7/d11.

Посадка проходной крышки в корпус: входного вала - Ш80Н7/h8, выходного вала -Ш130Н7/h8.



Заключение

На основании произведенных расчетов выбран электродвигатель 4А132М6, определены передаточные отношения ременной и зубчатой передач Up = 1,6, Uб = 3,05, Uт = 2,76, частоты вращения, мощности и вращающие моменты на валах редуктора n1 = 606,25 об/мин, n2 = 198,48 об/мин, n3 = 72 об/мин, Р1 = 6,799 кВт, Р2 = 6,597 кВт, Р3 = 6,4 кВт, Т1 = 107,1 Н•м, Т2 = 317,38 Н•м, Т3 = 848,83 Н•м.

Путем замены хлопчатобумажного ремня на прорезиненный, получена долговечность ременной передачи 2056 ч.

Используя недорогую, но достаточно прочную сталь 40Х, рассчитаны компактные зубчатые передачи, определены диаметры валов и сделаны проверки на прочность.

Разработана эскизная компоновка редуктора, позволившая принять окончательное решение о размерах деталей редуктора, с учетом характера действующих в зацеплении сил и размеров валов, подобраны подшипники качения и проверены на долговечность 20569 ч.

Для соединения редуктора с приёмным валом машины из стандартов выбрана муфта, и её отдельные элементы проверены на прочность.

Расчетным путём определена марка масла И -100А для зубчатых колес и подшипников.

По размерам, полученным из расчетов, выполнены сборочный чертеж редуктора и рабочие чертежи деталей. Результаты проектирования можно использовать для создания опытного образца.

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.

Библиографический список

1. Приводы машин. 3-е изд., перераб. и доп. / Под общ. ред. В. В. Длоугого. М.: Академия, 2004. 395 с.

2. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для студ. техн. спец. вузов / П. Ф. Дунаев, О. П. Леликов. - 8-е изд., перераб. и доп. - М.: Издательский центр «Академия», 2004. - 496 с.

3. Проектирование электромеханического привода. Расчет и конструирование ременных передач. Часть 1: Методические указания к выполнению курсового проекта по дисциплине «Детали машин и основы конструирования». 2-е изд., с измен. / Г. П. Здор, А. В. Бородин ; Омский гос. ун-т путей сообщения. Омск, 2013. 30 с.

4. Проектирование электромеханического привода. Расчет и конструирование цилиндрического соосного редуктора. Часть 3: Методические указания к выполнению курсового проекта по дисциплине «Детали машин и основы конструирования». 2-е изд., стереотипное / Г. П. Здор, А. В. Бородин; Омский гос. ун-т путей сообщения. Омск, 2013. 48 с.

5. Методические указания к лабораторным работам по курсу «детали машин и основы конструирования». Часть 2. Валы, опоры и муфты / А. В. Бородин, Г. П. Здор, Д. В. Тарута; Омский гос. ун-т путей сообщения. Омск, 2009. 41 с.

6. Техническая механика: В четырех книгах. Книга четвертая. Детали машин и основы проектирования: учебное пособие / Д. В. Чернилевский М: Машиностроение. Омск, 2012. 160 с.

Размещено на Allbest.ru