Главная Коллекция "Otherreferats" Производство и технологии Проектирование механического привода с цилиндрическим двухступенчатым редуктором

Проектирование механического привода с цилиндрическим двухступенчатым редуктором

Общая характеристика конструкций клиновых ремней. Знакомство с особенностями и этапами проектирования механического привода с цилиндрическим двухступенчатым редуктором. Рассмотрение способов определения геометрических и конструктивных размеров деталей.

Рубрика Производство и технологии
Вид курсовая работа
Язык русский
Дата добавления 17.02.2019
Размер файла 2,9 M

Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже

Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Проектирование механического привода с цилиндрическим двухступенчатым редуктором

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 клиноременной передачи и редуктора, определение геометрических и конструктивных размеров деталей и проверка 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. Кинематический расчет электродвигателя

1.1 Определение потребной мощности и выбор электродвигателя

Общий КПД привода:

,

где зР = 0,95 - КПД ременной передачи;

зБ= зТ (0,96 - 0,98) - КПД быстроходной и тихоходной цилиндрических передач;

зП = (0,99 - 0,995) - КПД одной пары подшипников.

Потребная мощность, кВт:

,

где P3 - мощность на выходном валу редуктора, кВт.

По потребной мощности выбирается тип электродвигателя так, чтобы

Рэ ? Pп,

где Рэ - номинальная мощность электродвигателя, указанная в каталоге.

Двигатель закрытый обдуваемый единой серии 4А132 М6

номинальная мощность - 4,00 кВт,

рабочая частота вращения, nэ - 950 об/мин,

диаметр вала двигателя, dэ - 32 мм.

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

Общее передаточное число привода:

,

где nэ - рабочая частота вращения вала электродвигателя, об/мин;

n3 - частота вращения выходного вала редуктора, об/мин.

Общее передаточное число привода можно представить и как произведение:

где Uр, Uб, Uт - передаточные числа ременной передачи, быстроходной и тихоходной ступеней редуктора соответственно.

Из условия рационального соотношения размеров диаметра ведомого шкива ременной передачи и редуктора рекомендуется в расчетах принимать:

1<UР?3, Uр=2

Передаточное число редуктора

,

В соответствии с этим, передаточные числа тихоходной и быстроходной ступеней редуктора можно определить из соотношений:

, (1.6)

(1.7)

1.3 Частоты и угловые скорости вращения валов редуктора

Частоты, об/мин:

входной вал -

промежуточный вал

выходной вал -

Угловые скорости, с-1:

входной вал

промежуточный вал

(1.12)

выходной вал

, (1.13)

1.4 Мощности и вращающие моменты на валах редуктора

Мощности, кВт:

(1.15)

(1.16)

Моменты, Нм:

(1.17)

(1.18)

(1.19)

2. Расчет клиноременной передачи

Клиновые ремни изготавливают двух конструкций: кордтканевые т кордшнуровые. Кордтканевые ремни (рисунок 2, а) состоят из нескольких слоев прорезиненной текстильной кордткани 2, передающей основную нагрузку; резинового или резинотканевого слоя растяжения 1, находящегося над кордом; резинового или (реже) резинотканевого слоя сжатия 3, расположенного над кордом, и нескольких слоев оберточной прорезиненной ткани 4. В кордшнуровых клиновых ремнях (рисунок 2, б) вместо слоев кордткани предусматривают слой кордшнура 2 толщиной 1,6 - 1,7 мм, слой растяжения 1 из резины средней твердости и слой сжатия 3 из более твердой резины.

Рисунок 2 - Конструкция клиновых ремней: а) 1 - слой растяжения; 2 - кордткань; 3 - слой сжатия; 4 - оберточная прорезиненная ткань; б) 1 - слой растяжения; 2 - кордшнура; 3 - слой сжатия; 4 - оберточная прорезиненная ткань

механический редуктор привод

Технические данные:

Сечение ремня Б; , мм =17; h, мм =10,5; , мм =14; А, =138

Интервал длины ремня: 800…6300.

С целью повышения ресурса работы передачи рекомендуется устанавливать шкивы с углом профиля канавок 36°

Диаметр ведущего шкива передачи, мм,

(2.1)

Диаметр ведомого шкива , мм,

, (2.2)

где Uр- передаточное число ременной передачи,

Найденное значение d2 округляем до ближайшего стандартного: d2=400 мм.

Межосевое расстояние ( предварительное ) , мм,

(2.3)

где h - высота ремня, мм

(2.4)

(2.5)

Расчетная длина ремня, мм,

(2.6)

Найденное значение округляется до ближайшего стандартного:

=2000мм

Уточненное межосевое расстояние, мм,

(2.7)

где

- слагаемые формулы (2.26)

Угол обхвата ремнем малого шкива, гр.,

(2.8)

Расчетная мощность, передаваемая одним клиновым ремнем, Вт,

, (2.9)

где - коэффициенты, учитывающие влияние угла обхвата, влияние длины ремня, режим работы передачи соответственно;

- номинальная мощность, передаваемая одним ремнем.

Требуемое число ремней

,

где - мощность на ведущем валу передачи (потребная мощность);

- коэффициент, учитывающий число ремней. Для определения коэффициента предварительно принимают некоторое число ремней

(z=2-4)

Найденное значение z округляется до целого числа, z=1.

Скорость ремня, м/с,

(2.11)

Сила предварительного натяжения ремня, Н,

(2.12)

Сила действующая на вал, Н,

(2.13)

,

Рабочий ресурс (долговечность) клиноременной передачи, ч,

(2.14)

где - число циклов, выдерживаемых ремнем. Для клиновых ремней с кордной тканью сечением О и А , сечением Б,В,Г - .

При среднем режиме работы ресурс ремней, установленный стандартом, составляет 2000 ч, если < 2000 ч, то следует увеличить диаметр на одну ступень из стандартного ряда. Ресурс работы ремней возрастает пропорционально отношению диаметров в шестой ступени.

Ширина шкива М определяется по формуле:

(2.15)

Рассчитанная клиноременная передача имеет параметры, приведенные в таблице 1.

Таблица 1. Параметры клиноременной передачи

3. Расчёт и конструирование редуктора

Тип редуктора - цилиндрический двухступенчатый. Быстроходная ступень редуктора - цилиндрическая с косозубыми колесами, тихоходная - цилиндрическая с прямозубыми.

3.1 Материалы зубчатых колес

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

В зависимости от твердости (ила термообработки) стальные зубчатые колеса разделяют на две группы: твердостью (с объемной закалкой, закалкой т.в.ч., цементацией, азотированием); твердостью (зубчатые колеса нормализованные или улучшенные).

Применение материалов с позволяет существенно повысить нагрузочную способность зубчатых передач. Однако колеса из таких материалов плохо прирабатываются. Поэтому требуют повышенной точности изготовления, повышенной жесткости валов и опор. Кроме того, нарезание зубьев при высокой твердости затруднено. Это обусловливает выполнение термообработки после нарезания зубьев. Часто некоторые виды термообработки вызывают значительное коробление зубьев. Исправление формы зубьев требует осуществления дополнительных операций: шлифовки, притирки, обкатки. Эти трудности можно преодолеть в условиях крупносерийного и массового производства, когда окупаются затраты на специальное оборудование, инструменты, приспособления. Твердость материала 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 единиц:

где - твердости рабочих поверхностей шестерни и колеса соответственно.

Технологические преимущества материала при 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 тс твердостью .Для получения передач сравнительно небольших габаритов следует подбирать материал для шестерни твердостью, близкой к .

С целью сокращения номенклатуры материалов в двух- и многоступенчатых редукторах назначают одну и ту же марку стали для всех шестерен, аналогично и для колес.

Данные о материалах представлены в таблице 2.

Таблица 2. Механические характеристики материалов зубчатых колес

3.2 Определение геометрических и кинематических параметров быстроходной ступени редуктора (колёса косозубые)

При расчете передач считаем, что редуктор выполняется в виде самостоятельного механизма. Поэтому в соответствии с основным параметром передачи является межосевое расстояние ,мм.

, (3.1)

где - вспомогательный коэффициент для косозубых передач;

- передаточное число быстроходной ступени редуктора;

Т2 - вращающий момент на входном валу редуктора, Нмм

, (3.2)

где - коэффициент ширины венца зубчатого колеса относительно межосевого расстояния;

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, принимаемый в зависимости от коэффициента ширины венца зубчатого колеса относительного делительного диаметра.

- допускаемое контактное напряжение для косозубой передачи, МПа. Допускаемое контактное напряжение для косозубой передачи, МПа:

(3.3)

где - допускаемые контактные напряжения для материалов шестерни и колеса

(3.4)

где , - пределы контактной усталости поверхностей зубьев, соответствующих базовому числу циклов напряжений шестерни и колеса, МПа:

(3.5)

(3.6)

- коэффициент долговечности,

, при Nk1 NH lim1 (3.7)

, при Nk2 NH lim2 , (3.8)

где - базовое число циклов напряжений, соответствующее пределу выносливости, миллионов циклов:

Тогда, учитывая, что

где , - коэффициент, учитывающий влияние исходной шероховатости сопряженных поверхностей зубьев;

, - коэффициент, учитывающий влияние скорости;

, - коэффициент, учитывающий влияние смазочного материала;

, - коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса;

Sн - коэффициент запаса прочности для зубчатых колес с однородной структурой материалов, Sн =1,1;

ZN1 = 0,833, получаем, МПа:

Следовательно, при :

МПа

мм

Модуль зацепления, мм,

m= (0,01 - 0,02) (3.9)

m=0,01

Сумма зубьев шестерни и колеса:

, (3.10)

Получившееся значение округляем: .

Число зубьев шестерни -

(3.11)

Число зубьев округляем: .

Число зубьев колеса -

(3.12)

Уточненное значение угла наклона зубьев, град.:

(3.13)

Делительные диаметры, мм: шестерни -

(3.14)

Колеса

(3.15)

Диаметры вершин зубьев, мм:

шестерни -

(3.16)

колеса -

(3.17)

Диаметры впадин зубьев, мм:

шестерни -

(3.18)

колеса -

(3.19)

Уточненное межосевое расстояние, мм,

(3.20)

Рабочая ширина зубчатого венца, мм:+

колеса -

(3.21)

шестерни -

, (3.22)

Принимаем стандартные значения: мм, мм.

Окружная скорость зубчатых колес, м/с,

, (3.23)

где ,- частота входного вала, об/мин;

Степень точности цилиндрической зубчатой передачи по ГОСТ 1643-81 равна 8.

3.2.1 Проверочный расчет зубьев колес на прочность

После определения геометрических размеров рабочие поверхности зубьев проверяем на контактную прочность. Для этого определяем рабочее контактное напряжение сравниваем с допускаемым . Должно выполняться условие: .

Рабочее контактное напряжение, МПа:

, (3.24)

где ZE = 190 МПа - коэффициент, учитывающий механические свойства мате-риалов сопряженных зубчатых колес, изготовленных из стали;

ZH - коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления:

(3.25)

- коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий:

(3.26)

где - коэффициент торцового перекрытия:

(3.27)

Ft1 - окружная сила на делительном диаметре шестерни, Н;

(3.28)

КA = 1,1 - коэффициент внешней динамической нагрузки при равномерном нагружении двигателя и ведомой машины;

KHV - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, принимаем равным 1,06.

КНв=1,16 - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения по ширине венца.

Кнб= 1,07 - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями.

Проверка выполнения условия: ун ? унр:

268,7105 < 387,647 МПа

Условие прочности выполняется.

3.3 Определение геометрических и кинематических параметров тихоходной ступени редуктора (колёса прямозубые)

Межосевое расстояние, мм:

(3.30)

где Kа= 495 - вспомогательный коэффициент для прямозубых передач;

UT - передаточное число тихоходной ступени редуктора;

Т3 - вращающий момент на ведомом валу передачи, Н•м;

Кнв - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, принимаемый из графика (рисунок 3) в зависимости от коэффициента ширины венца зубчатого ко-леса шbd.

Рисунок 3. График зависимости неравномерного распределения нагрузки по ширине венца

(3.31)

где шba - коэффициент ширины венца зубчатого колеса относительно межосевого расстояния, принимаемый из ряда 0,4; 0,5; 0,63; 0.8; 1,0.

отсюда . В качестве допускаемого контактного напряжения унр для прямозубой передачи принимают допускаемое контактное напряжение зубчатого колеса:

(3.32)

где уH lim b4 - контактной усталости поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов напряжений колеса, МПа:

, (3.33)

где HB4 - твердость материала колеса (таблица 2);

Zn4 - коэффициент долговечности,

при Nk4?NH lim4 (3.34)

при Nk4 NH lim4 (3.35)

В расчетах принимаем: Zn4= Zn=1,095

где NH lim4, Nk4 - базовое число циклов напряжений, соответствующее пределу выносливости и суммарное число циклов напряжений соответственно, миллионов циклов,

n3 - частота вращения ведомого вала передачи, об/мин;

Lh - ресурс (долговечность) передачи, ч;

Nk4 = 60·55·20000=66•106

где ZR - коэффициент, учитывающий влияние исходной шероховатости сопряженных поверхностей зубьев;

Zv - коэффициент, учитывающий влияние скорости;

ZL - коэффициент, учитывающий влияние смазочного материала;

ZX - коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса;

SH =1,1- коэффициент запаса прочности.

Модуль зубьев, мм,

(3.36)

Значение модуля принимается из вычисленного интервала и согла-совывается со стандартным (таблица 3).

Таблица 3. Значения нормальных модулей

Модуль принимаем m=3

Сумма зубьев шестерни и колеса

(3.37)

Принимаем .

Число зубьев шестерни -

(3.38)

Принимаем

Число зубьев колеса

(3.39)

Делительные диаметры, мм:

шестерни -

(3.40)

колеса -

(3.41)

Диаметры вершин зубьев, мм:

шестерни -

(3.42)

колеса -

(3.43)

Диаметры впадин зубьев, мм:

шестерни -

(3.44)

колеса -

(3.45)

Уточненное межосевое расстояние, мм:

(3.46)

Рабочая ширина зубчатого венца, равная ширине венца колеса, мм:

(3.47)

Принимаем мм.

Ширина венца шестерни, мм,

(3.48)

Принимаем мм.

Окружная скорость зубчатых колес, м/с

, (3.49)

где n2 - частота вращения промежуточного вала, об/мин.

м/c2

Выбираем 8 степень точности.

3.3.1 Проверочный расчет зубьев колес на контактную прочность

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

Рабочее контактное напряжение, Мпа:

,

где ZE = 190 МПа - коэффициент, учитывающий механические свойства мате-риалов сопряженных зубчатых колес, изготовленных из стали;

ZH - коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления:

(3.50)

- коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий прямозубой передачи:

(3.51)

где - коэффициент торцового перекрытия:

(3.52)

Ft3 - окружная сила на делительном диаметре шестерни, Н;

(3.53)

КA = 1,1 - коэффициент внешней динамической нагрузки при равномерном нагружении двигателя и ведомой машины;

KHV - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, принимаем равным 1,02.

Где КНв=1,07 - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца.

Кнб= 1 - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями.

Проверка выполнения условия: ун ? унр:

276,895 < 510,668 МПа

Условие прочности выполняется.

3.4 Ориентировочный расчет и конструирование валов

Ориентировочный расчет валов производится на ранней стадии проектирования, когда изгибающие моменты еще не определены. Расчет выполняют на чистое кручение по пониженным допускаемым напряжениям [фк]и определяют диаметры отдельных ступеней валов.

Основным материалом для валов служат термически обрабатываемые среднеуглеродистые стали 35, 40, 45 или легированные - 40Х, 40ХН и др.

3.4.1 Входной вал

Диаметр входного конца вала (рисунок 5), мм:

где Т1- вращающий момент на валу, Н·мм;

[фк]=(20 - 25) МПа - допускаемое напряжение кручения для среднеуглеродистых сталей 35, 40, 45.

Рисунок 4. Входной вал

Принимаем мм.

Диаметр вала под уплотнение, мм:

, (3.55)

где t =2,2 - высота буртика

Диаметр вала dп в месте посадки подшипника может быть равен диаметру вала под уплотнением или больше его, но кратен пяти, т.е:мм. Между подшипником и шестерней на том же диаметре, что и подшипник, располагают разделительное кольцо. Диаметральные размеры кольца определяются из условия контакта его торцов с колесом и внутренним кольцом подшипника.

Диаметр кольца со стороны подшипника:

(3.56)

где r= 2,0 - координата фаски подшипника

мм

Диаметр вала под шестерней:

> (3.57)

>40 мм

Диаметр разделительного кольца со стороны шестерни:

(3.58)

где ѓ=1,0- размер фаски

мм

Принимаем

3.4.2 Промежуточный вал

Диаметр вала под колесом и шестерней (рисунок 5), мм:

где T2 - вращающий момент на промежуточном валу, Н•мм;

[фк] =(10 - 13) МПа

Принимаем мм.

Диаметр вала в месте посадки подшипника, мм:

(3.60)

где r = 3 - координата фаски подшипника

Принимаеммм.

Диаметр разделительного кольца со стороны подшипника, мм:

, (3.61)

где r - координата фаски подшипника

Принимаеммм. со стороны колеса и шестерни -

(3.62)

где ѓ=2,0- размер фаски

Принимаем мм.

Рисунок 5. Промежуточный вал

3.4.3 Выходной вал

Диаметр выходного конца вала (рисунок 6), мм:

(3.63)

где Т3- вращающий момент на валу, Н·мм;

[фк]=(20 - 25) МПа - допускаемое напряжение кручения для среднеуглеродистых сталей 35, 40, 45.

мм

Принимаем мм.

Диаметр вала под уплотнение, мм:

(3.64)

где t = 3,0 - высота буртика

Принимаем мм.

Диаметр вала dn в месте посадки подшипника может быть равен диаметру вала под уплотнением или больше его, но кратен пяти, т.е.:

мм

Рисунок 6. Выходной вал

Диаметр разделительного кольца со стороны подшипника, мм:

(3.65)

где r=3,0 - координата фаски подшипника

Принимаем

Диаметр вала под колесом:

> (3.66)

> 65 мм

Диаметр разделительного кольца со стороны колеса, мм:

(3.67)

где ѓ=2 - размер фаски

Принимаеммм.

3.5 Выбор подшипников качения

Подшипники качения выбираются в зависимости от диаметров валов, начиная с легкой серии. Для опор валов с цилиндрическими прямозубыми колесами нужно использовать радиальные шариковые подшипники, для валов с цилиндрическими косозубыми, ко-ническими и червячными колесами и для червяка: - радиально - упорные или роликовые конические. Для выбранных подшипников из таблиц вы-писать их маркировку, наружный D и внутренний d диаметры и шири-ну В, величины статической Сor и динамической Сr грузоподъемностей.

Входной вал: подшипники радиально - упорные, однорядные, легкой серии, 2шт. (таблица 4)

Таблица 4. Подшипник для входного вала

Номер подшипника

36208

Наружный диаметр D, мм

80

Внутренний диаметр dп, мм

40

Ширина, мм

18

Статическая грузоподъёмность Сor, кН

23,2

Динамическая грузоподъёмность Сr, кН

38,9

Промежуточный вал: подшипники радиально - упорные, однорядные.

Таблица 5. Подшипник для промежуточного вала

Номер подшипника

36210

Наружный диаметр D, мм

85

Внутренний диаметр dп, мм

45

Ширина, мм

19

Статическая грузоподъёмность Сor, кН

25

Динамическая грузоподъёмность Сr, кН

42,3

Выходной вал: подшипники радиально-упорные, однорядные.

Таблица 6. Подшипник для выходного вала

Номер подшипника

213

Наружный диаметр D, мм

120

Внутренний диаметр dп, мм

65

Ширина, мм

23

Статическая грузоподъёмность Сor, кН

34

Динамическая грузоподъёмность Сr, кН

56

3.6 Конструирование зубчатых колес

Для изготовления стальных зубчатых колес рекомендуется применять кованые или штампованные заготовки, имеющие более высокие механические характеристики.

Шестерни (рисунок 7(а)) изготавливают за одно целое с валом, если расстояние а от впадины зуба до шпоночного паза меньше 2,5 m (рисунок 7 (б)). Если а 2,5m, то шестерня выполняется съемной.

(3.68)

где t2 - глубина паза ступицы

2,249 < 5. Следовательно, шестерня будет изготавливаться за одно целое с валом.

7,95 7,5. Следовательно, шестерня будет изготавливаться отдельно от вала.

На торцах зубчатого венца выполнить фаски размером ѓ=(0,5 - 0,7)m.

мм,

мм.

Принимаем мм.

Конструкцию кованых зубчатых колес (рисунок 10) применяют при наружном диаметре da менее 500 мм.

Диаметр ступицы:

(3.69)

где dк - диаметр ступени вала, предназначенной для посадки колеса, мм.

Длина ступицы, мм:

(3.70)

Рисунок 7. Шестерня (а) и шпоночный паз(б)

Толщина обода колеса, мм:

(3.71)

где m - модуль передачи, мм.

Величина должна быть не менее 8 - 10 мм.

Диаметр окружности, по которой располагаются центры отверстий, мм:

(3.72)

где

(3.73)

Диаметр отверстий, мм:

. Принимаем dотв=25 мм.

Толщина диска, мм:

(3.74)

где - ширина венца колеса (п. 4.2, 4.3).

,

3.7 Конструирование крышек подшипников

Крышки подшипников изготавливают из чугуна марки СЧ 15. На рисунке 9,а, показана конструкция глухой крышки, а на рисунке 9,б - с отверстием для выходного конца вала. При конструировании крышек определяющим размером является диаметр D отверстия в корпусе под подшипник.

Размеры других элементов крышек определяют по формулам:

Входной вал (глухая и проходная крышки):

D=80 мм, мм, d4=8 мм, z=4

Значение толщины фланца крышки, мм:

(3.75)

(3.76)

Диаметр крышки, мм:

(3.77)

Диаметр отверстия, мм:

(3.78)

Диаметр Dв, мм:

, (3.79)

где Сd4= 8 мм

Принимаеммм.

Диаметр dв, мм:

(3.80)

Диаметр dм равен наружному диаметру манжеты dм=D1=58 мм, высота h манжеты в соответствии с ГОСТ 8752-79 равна h=10 мм.

Таблица 7. Размеры канавок

D1

b2

R

R1

Св. 10 до 50

3

1,0

0,5

Св. 50 до 100

5

1,6

0,5

Св. 100

8

2,0

1,0

Длина пояска с центрирующей цилиндрической поверхностью, мм:

, (3.81)

где -ширина канавки, =3 мм. (Таблица 7).

В крышках с отверстием для выхода вала предусматривают 2-3 отверстия диаметром d0=(3-4) мм для выталкивания манжеты.

Рисунок 9 - Крышки подшипника: a - глухая; б - проходная

Промежуточный вал (глухие крышки):

D=85 мм, мм, d4=8 мм, z=4

Толщина стенки крышки, мм:

(3.82)

Толщина фланца крышки, мм:

(3.83)

Диаметр фланца крышки, мм:

(3.84)

Диаметр отверстия, мм:

(3.85)

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

, (3.86)

где Сd4= 8 мм

Выходной вал (глухая и проходная крышки):

D=125 мм, мм, d4=10 мм, z=6

Толщина фланца крышки, мм:

(3.87)

Толщина ножки крышки, мм:

(3.88)

Диаметр фланца крышки, мм:

(3.89)

Диаметр отверстия, мм:

(3.90)

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

, (3.91)

где Сd4= 10 мм

Диаметр dв, мм:

(3.92)

Диаметр dм равен наружному диаметру манжеты dм=D1=85 мм, высота h манжеты в соответствии с ГОСТ 8752-79 равна h=10 мм.

Длина пояска с центрирующей цилиндрической поверхностью, мм:

, (3.93)

где -ширина канавки, =5 мм.

В крышках с отверстием для выхода вала предусматривают 2-3 отверстия диаметром d0=(3-4) мм для выталкивания манжеты.

3.8 Конструирование корпуса редуктора

Для удобства монтажа деталей корпус обычно выполняют разъемным (рисунок 10). Плоскость разъема проходит через оси валов и, делит корпус на основание (нижнюю часть) и крышку (верхнюю часть).

, (3.94)

где ащТb- межосевое расстояние тихоходной ступени, мм.

Толщина стенки крышки д1к редуктора, мм:

(3.95)

Толщина верхнего фланца основания корпуса редуктора, мм:

(3.96)

Толщина нижнего фланца основания корпуса редуктора, мм:

(3.97)

Толщина фланца крышки редуктора, мм:

(3.97)

Рисунок 10 - Корпус редуктора

Толщина peбep жесткости основания m и крышки m1 редуктора, мм:

, (3.98)

,

Диаметр фундаментных болтов, мм:

(3.99)

Диаметр болтов у подшипников, мм:

(3.100)

Принимаем:

Диаметр болтов, соединяющих основание корпуса с крышкой, мм:

(3.101)

Принимаем:

Диаметр винтов, крепящих смотровую крышку, мм:

(3.102)

Принимаем:

Расстояния от наружной поверхности стенки корпуса С1 , С2 , С3 до оси болтов d1, d2, d3 и ширины фланцев корпуса К1 , К2 , К3 в зависимости от диаметров болтов d1 , d2 , d3 . Диаметры отверстий под болты принять на 1 мм больше диаметров болтов. Получаем:

К1=44 мм, С1=23 мм,

К2=36 мм, С2=19,5 мм,

К3=28 мм, С3=16 мм,

К4=24 мм, С3=13 мм.

Расположение оси отверстия для болта диаметром d2 определяется размером е (рисунок 11), мм:

(3.103)

Рисунок 11. Расположение оси отверстия для болта диаметром d20

3.9 Компоновочная схема редуктора

Компоновочную схему редуктора выполнять на миллиметровой бумаге формата A1 в масштабе 1:1 тонкими линиями (приложение 1), чтобы при необходимости можно было произвести необходимые изменения.

При выполнении компоновочной схемы размеры принимать из таблицы 8.

Таблица 8. Размеры к компоновочной схеме редуктора

Обозначения

Наименование

Примечание

ащб

ащТ

Межосевое расстояние быстроходной и тихоходной ступеней

129,328 мм

181,5 мм

а

Расстояние между торцом колеса и внутренней стенкой редуктора

10 мм

а1

Расстояние между делительным диаметром колеса и стенкой редуктора

а1=а+m=12 мм

а2

Расстояние между торцами колес

5 мм

вi

Ширина венца шестерни

в1=67 мм

в2=65 мм

в3=94 мм

в4=91мм

di

Диаметры делительных окружностей зубчатых колес

d1=61,099 мм

d2=197,556 мм

d3=102 мм

d4=261 мм

lст

Длина ступицы колеса

lст(б)=65 мм

lст(т)=98 мм

dст

Диаметр ступицы колеса

dст(б)=72 мм

dст(т)=112 мм

Di

Диаметры наружных колец подшипников

D1=80 мм

D2=85 мм

D3=120 мм

dпi

Диаметры внутренних колец подшипников

dп1=40 мм

dп2=45 мм

dп3=65 мм

Впi

Ширина подшипников

Вп1=18 мм

Вп1=19 мм

Вп1=23 мм

l1

l2

Расстояние между центрами подшипников и зубчатых колёс промежуточного вала

l1=68,5 мм

l2=101 мм

К2, К3

Размеры фланцев редуктора

К2=36 мм; К3=28мм;

Dф, д4

Размеры крышки подшипника

Dф=113,6 мм

Dф=118,6 мм

Dф=162 мм

l4

Расстояние от крышки подшипника до шкива ременной передачи

l4=13 мм

l5

Ширина шкива ременной передачи

-

l6

Расстояние от крышки подшипника до муфты

l6=14 мм

l7

Длина полумуфты

l7=120

3.10 Расчет валов на совместное действие изгиба и кручения

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 Усилия, действующие в передачах редуктора

Усилия, действующие в передачах, Н:

Окружные:

(3.104)

(3.105)

(3.106)

(3.107)

Радиальные:

(3.108)

(3.109)

Осевые:

(3.110)

где б = 20 0, в - угол наклона линии зуба.

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 (рисунок 12),Н:

; (3.111)

(3.112)

; (3.113)

(3.114)

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

; (3.115)

(3.116)

; (3.117)

(3.118)

Суммарные реакции, Н:

(3.119)

(3.120)

Изгибающие моменты и эпюры, обусловленные силами, действующими в плоскостях XOZ, Нм:

участок вала АВ

(3.121)

X=0;

X=l1;

участок вала ВС

(3.122)

X=l1;

X=l1+l2;

участок вала CД

(3.123)

X=l1+l2;

Изгибающие моменты и эпюры, обусловлены силами, действующими в плоскости XOY,Нм:

участок вала АВ

(3.124)

X=0;

X=l1;

участок вала ВС

(3.125)

X=l1;

X=l1+l2;

участок вала CD

(3.126)

X=l1+l2;

X=l1+l2+l3;

Рисунок 13. Эпюры сил, действующих на промежуточный вал

Суммарные изгибающие моменты:

кНм

(3.128)

кНм

Эквивалентный момент по третьей теории прочности: MC > MB, следовательно:

(3.129)

кНм

Диаметр вала в опасном сечении:

(3.130)

мм

Допускаемое напряжение [уИ] 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 [уИ] = (50 - 60) МПа.

Вычисленное значение диаметра вала d в опасном сечении сравнить с диаметром dK под колесом, найденным при ориентировочном расчете. Должно выполняться условие: dK ? d. При невыполнении этого условия следует принять dK = d и вновь определить размеры вала.

Условие:

dK ? d,

где dK = 53 мм,

53 > 37,77 мм

Данное условие выполняется.

3.11 Расчет подшипников качения

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

Расчет подшипников качения рассмотрим на примере промежуточного вала.

Частота вращения вала n2 =142,258 об/мин. Базовая долговечность подшипника [L10h] = 20000 ч. Диаметр посадочных поверхностей вала dп = 45 мм. Действующие силы: радиальные - Н и Н; осевая - Fa1 = 1043,801 Н и =1533,067 Н.

Учитывая диаметр посадочных поверхностей вала и характер действующей нагрузки, выберем радиально-упорный шариковый подшипник 36210, для которого статическая грузоподъемность Cor = 25000 Н;
динамическая Сr = 42300 Н.

Схема установки подшипников и действующих сил представлена на
рисунке 14.

Рисунок 14. Схема установки подшипников

(3.131)

По величине отношения определяем параметр осевого нагружения:

(3.132)

Осевые составляющие от радиальных нагрузок, Н:

(3.133)

(3.134)

Суммарные осевые нагрузки на подшипник:

так как S2 S1, Fa < S2 - S1, то отсюда следует:

Н, Н (3.135)

Для опоры, нагруженной большей осевой силой, определить отношение:

(3.136)

Уточняем значение параметра осевого нагружения:

(3.137)

Определить отношение для правой, более нагруженной опоры:

(3.138)

где V - коэффициент вращения внутреннего кольца подшипника

0,344

Так как ,то для е2 найдём значения коэффициентов радиальной Х и осевой Y нагрузок: X=1; Y=0.

Эквивалентная динамическая нагрузка правой опоры, Н:

, (3.139)

где Кб = 1,3 - коэффициент безопасности;

Кт = 1 - температурный коэффициент;

Уточняем коэффициент е1 для левой опоры:

(3.140)

.

Найти отношение:

(3.150)

0,3239>

Определить коэффициенты Х и Y:X=0,45; Y=1,56.

Эквивалентная динамическая нагрузка левой опоры, Н:

(3.160)

Для более нагруженной опоры (правой) определить долговечность
выбранного подшипника 36208,ч.:

, (3.161)

где а1=1 - коэффициент надежности при вероятности безопасной работы 90%;

a23=0,7-0,8 - коэффициент, характеризующий совместное влияние га долговечность особых свойств металла деталей подшипника и условий эксплуатации;

Так как рассчитанная (требуемая) долговечность больше базовой [] (31922,139 20000), то выбранный подшипник пригоден для данных условий работы.

3.12 Проверка прочности шпоночных соединений

Шкив, зубчатые колеса и муфту насаживают на валы редуктора и предохраняют их от проворачивания призматическими шпонками (рисунок 15).

Размеры сечения шпонки выбирают в зависимости от диаметра вала в месте установки шпонки.

(3.162)

где lст - длина ступицы зубчатого колеса, шкива или полумуфты, мм;

b - ширина шпонки, мм.

Рисунок 15. Установка призматических шпонок

Входной вал:

Шкив: сечение шпонки:

d =28 мм; b = 8 мм;

Глубина паза:

вала: t1 = 6,0 мм; ступицы: t2 = 4,3 мм;

Рабочая длина: lр= 40 мм.

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

, (3.163)

где Тi - вращающий момент на валу, Н ? мм;

Z - число шпонок;

lP - рабочая длина шпонки, мм;

di - диаметр вала, мм;

h - высота шпонки, мм;

t1 - глубина паза вала, мм;

усм, [усм] - рабочее и допускаемое напряжение смятия, МПа;

МПа.

МПа

<, следовательно, условие выполняется.

Промежуточный вал:

Шестерня: сечение шпонки:

d = 53 мм; b = 16 мм; h = 10 мм;

Глубина паза:

вала: t1 = 6,0 мм; ступицы: t2 = 4,3 мм;

Рабочая длина: lр= 70 мм.

Рисунок 16. Рабочая длина шпонки

МПа,

<, следовательно, условие выполняется.

Колесо: сечение шпонки:

d = 53 мм; b = 16 мм; h = 10 мм;

Глубина паза:

вала: t1 = 6,0 мм; ступицы: t2 = 4,3 мм;

Рабочая длина: lр= 40 мм.

МПа,

<, следовательно, условие выполняется.

Выходной вал:

Колесо: сечение шпонки:

d = 70 мм; b = 20 мм;

Глубина паза: вала: t1 = 7,5 мм; ступицы: t2 = 4,9 мм;

Рабочая длина: lр = 80 мм.

МПа,

<, следовательно, условие выполняется.

Муфта: сечение шпонки:

d = 55 мм; b = 16 мм; h = 11 мм;

Глубина паза:

вала: t1 = 10,0 мм; ступицы: t2 = 6,0 мм;

Рабочая длина: lр = 80 мм.

МПа,

<, следовательно, условие выполняется.

3.13.Выбор и расчет муфт

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

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

(3.164)

где коэффициент режима работы привода от электродвигателя;

Т3 - момент на выходном валу редуктора, Нм.

При выборе муфты должно соблюдаться условие:

,

где Тс - вращающий момент, передаваемый стандартной муфтой (указанный в стандартах или нормалях машиностроения).

Нм

3.13.1 Расчет фланцевой муфты

3.13.1.1 Болты в отверстия поставлены с зазором (рис. 3.14., а)

В этом случае вращающий момент передается силами трения, возникающими на соприкасающихся поверхностях полумуфт за счет затяжки болтов силой Fзат. Должно выполняться условие: Fтр ? Ft, где Fтр - сила трения на стыке полумуфт; Ft - окружная сила, стремящаяся повернуть одну полумуфту относительно другой.

Из указанного выше условия, учитывая, что болт работает на растяжение и кручение, рабочее напряжение в ослабленном резьбой сечении определяют по выражению:

, (3.165)

где d1 - внутренний диаметр резьбы болта, мм (табл. П.18);

Dо - диаметр окружности, проходящей через центры болтовых отверстий, мм (см. табл. П.18);

f = 0,15 - коэффициент трения;

z - количество болтов (см. табл. П.18);

= 0,5 допускаемое напряжение растяжения для материала болта, МПа;

предел текучести материала болта (для стали Ст 3 = 220 МПа; для стали 35 = 320 МПа; для стали 45 = 360 МПа).

- условие выполнено.

3.13.1.2 Болты в отверстия поставлены без зазора (см. рис. 3.14, б)

Вращающий момент в данном случае передается болтами, установленными без зазора и работающими на срез.

Условие прочности на срез:

, (3.162)

где dб = d + 1 - диаметр ненарезанной части стержня болта, мм (табл. П.18);

dб = 16 + 1=17

z =z/2 число болтов, установленных без зазора (табл. П.18);

z =6/2=3

фср]= 0,25 т - допускаемое напряжение на срез для болтов, МПа;

[фср]= 0,25.360=90 МПа

- условие выполнено.

Рис. 3.14 Муфта фланцевая

3.14 Определение марки масла для зубчатых передач и подшипников

Экономичность и долговечность машины зависят от правильного выбора смазочного материала. Потери на трение снижаются с ростом вязкости смазки, однако повышаются гидромеханические (на перемешивание смазочного материала). Поэтому выбор вязкости масла сводится к определению некоторого относительного ее значения на основе опыта изготовления и эксплуатации узлов машин, рекомендаций теории смазывания.

Ориентировочное значение вязкости масла для смазывания зубчатых передач определяется в зависимости от фактора чЗ.П.:

(3.167)

где НHV - твердость по Виккерсу активных поверхностей зубьев шестерни, МПа;

уН - рабочее контактное напряжение, МПа;

V - окружная скорость в зацеплении, м/с;

Быстроходная ступень:

Следовательно, .

Тихоходная ступень:

1.

(3.168)

По полученному значению средней вязкости подбираем масло:

И - 100А.

В редукторах и коробках передач подшипники обычно смазываются смазочным материалом, применяемым для зацеплений.

Рисунок 18. График зависимости вязкости от фактора

В корпус редуктора заливается масло в количестве 6,8 литра.

3.15 Рекомендуемые посадки деталей

Посадки ступиц зубчатых колес на валы:

прямозубое колесо со шпонкой - Н7/р6;

косозубое колесо со шпонкой - Н7/r6, Н7/s6.

Посадка шкива ременной передачи на вал:

шкив со шпонкой при умеренных толчках нагрузки - Н7/m6, Н7/n6.

Посадки подшипников качения:

посадка в корпус - Н7/l0;

посадка на вал - L0/к6.

Посадка крышек подшипников в корпус:

крышка глухая - Н7/d11;

крышка проходная - H7/h8.

Посадка разделительных колец на вал - D9/к6.

Заключение

На основании произведенных расчетов выбран электродвигатель 4А132 М6; определены передаточные отношения ременной и зубчатой передач Uр = 1,4; UБ = 3,501; UТ = 2,710; мощности, частоты вращения и вращающие моменты на валах редуктора: n1=692,857 об/мин, n2=197,902 об/мин, n3=73,026 об/мин; Р1=6,860 кВт, Р2=6,655 кВт, Р3=6,456 кВт; Т1=94,595 Н•м, Т2=321,295 Н•м, Т3=844,694 Н•м. Путем подбора диаметров шкивов, толщины ремня, получена требуемая долговечность ременной передачи 2057 ч.

Используя недорогие, но достаточно прочные стали марок 45 и 40ХН, 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.

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.

Полученные навыки проектирования могут быть использованы при выполнении проектно-конструкторских работ по специальным дисциплинам.

Библиографический список

1.Методические указания к выполнению курсового проекта по дисциплине «Детали машин и основы конструирования» / Здор Г. П., Бородин А. В. Омский гос. ун-т путей сообщения. Омск, 2007. 30 с.

2. Проектирование электромеханического привода. Расчет и конструирование цилиндрического двухступенчатого редуктора. Часть 2: Методические указания к выполнению курсового проекта по дисциплине «Детали машин и основы конструирования» / Здор Г. П., Бородин А. В. Омский гос. ун-т путей сообщения. Омск, 2007. 49 с.

3. Дунаев П. Ф., Леликов О. П. Конструирование узлов и деталей машин: Учебное пособие. Изд. 5-е, перераб. и доп. М.: Издательский центр «Академия», 2004.496 с.

4. СТП ОмГУПС - 1.2 - 2005. Работы студенческие учебные и выпускные квалификационные. Общие требования и правила оформления текстовых документов.

5. СТП ОмГУПС - 1.1 - 02. Работы студенческие учебные и выпускные квалификационные. Основные положения.

Размещено на Allbest.ru

Подобные документы

Работы в архивах красиво оформлены согласно требованиям ВУЗов и содержат рисунки, диаграммы, формулы и т.д.
PPT, PPTX и PDF-файлы представлены только в архивах.
Рекомендуем скачать работу.

© 2000 — 2023, ООО «Олбест» Все права защищены