Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Введение

Выполнение курсового проекта по деталям машин способствует закреплению и углублению знаний, полученных при изучении общетехнических дисциплин: теоретической механики, теории машин и механизмов, сопротивление материалов, деталей машин, технологии металлов, черчения, метрологии. Тематика курсового проектирования имеет вид комплексной инженерной задачи, включающей кинематические и силовые расчёты, выбор материалов и расчёты на прочность, вопросы конструирования и выполнение конструкторской документации в виде габаритных, сборочных и рабочих чертежей, а также составление спецификации. Этим требованиям отвечают такие объекты проектирования, как приводы машин и механизмов технологического, испытательного и транспортирующего оборудования.

Рис. 1 Привод электрической лебедки: 1 - червячный редуктор, 2 - муфта упругая с торообразной оболочкой, 3 - клиноременная передача, 4 - электродвигатель, 5 - барабан.

В такие приводы входят редукторы общего назначения, на конструировании которых возможно закрепление большинства тем курса деталей машин. При конструировании задача состоит в создании машин, отвечающих потребностям производства, дающих наибольший экономический эффект и обладающими высокими технико-экономическими характеристиками.

Исходные данные:

Грузоподъемность F, 3,0кН

Скорость подъема 0,27м/с

Диаметр барабана D, 350мм

Угол наклона ременной передачи 60°

Допускаемое отклонение скорости подъема д, 6%

Срок службы привода L_г, 5лет

1. Кинематическая схема машинного агрегата

1.1 Условия эксплуатации машинного агрегата

Проектируемый машинный агрегат служит приводом электрической лебедки и может использоваться на предприятиях различного направления. Привод состоит из электродвигателя, вал которого через клиноременную передачу соединен с ведущим валом червячного редуктора, ведомый вал червячного редуктора через упругую муфту с торообразной оболочкой соединяется со барабаном лебедки. Проектируемый привод работает в 2 смены в реверсивном режиме. Характер нагрузки - с малыми колебаниями.

1.2 Срок службы приводного устройства

Срок службы привода определяется по формуле

L_h = 365L_ГК_Гt_cL_cK_c

где L_Г = 5 года - срок службы привода;

К_Г - коэффициент годового использования;

К_Г = 300/365 = 0,82

где 300 - число рабочих дней в году;

t_c = 8 часов - продолжительность смены

L_c = 1 - число смен

К_с = 1 - коэффициент сменного использования.

L_h = 365·5·0,82·8·2·1 = 24000 часа

С учетом времени затрачиваемого на ремонт, профилактику и т.п. принимаем ресурс привода 20,5 ·10³ часов.

Таблица 1.1 Эксплуатационные характеристики машинного агрегата

Место установки	Lг	Lс	tс	Lh	Характер нагрузки	Режим работы
Заводской цех	5	2	8	20500	С малыми колебаниями	Реверсивный

2. Выбор двигателя, кинематический расчет привода

2.1 Определение мощности и частоты вращения двигателя

Требуемая мощность рабочей машины

Р_рм = Fv = 3,0·0,27 = 0,81 кВт

Частота вращения звездочки

n_рм = 6·10⁴v/рD = 6·10⁴·0,27/р·350 = 15 об/мин

Общий коэффициент полезного действия

з = з_рпз_чпз_пк²з_мз_пс

где з_м = 0,98 - КПД муфты [1c.40],

з_чп = 0,70 - КПД закрытой червячной передачи,

з_pп = 0,97 - КПД открытой ременной передачи,

з_пк = 0,995 - КПД пары подшипников качения,

з_пс = 0,99 - КПД

з = 0,97·0,70·0,995²·0,98·0,99 = 0,652.

Требуемая мощность двигателя

Р_тр = Р_рм/з = 0,81/0,652 = 1,24 кВт.

Для проектируемых машинных агрегатов рекомендуются трехфазные асинхронные короткозамкнутые двигатели серии 4А. Эти двигатели наиболее универсальны. Закрытое и обдуваемое исполнение позволяет применить эти двигатели для работы в загрязненных условиях, в открытых помещениях и т. п.

Ближайшая большая номинальная мощность двигателя 1,5 кВт

Определение передаточного числа привода и его ступеней

Двигатели серии 4А выпускаются с синхронной частотой вращения 750, 1000, 1500 и 3000 об/мин.

Таблица 2.1 Выбор типа электродвигателя

Вариант	Двигатель	Мощность	Синхронная частота вращения, об/мин	Номинальная частота вращения
1	4АМ80А2	1,5	3000	2850
2	4AМ80В4	1,5	1500	1415
3	4AМ90L6	1,5	1000	935
4	4AМ100L8	1,5	750	700

2.2 Определение передаточного числа привода и его ступеней

Рекомендуемые значения передаточных чисел [1c.43]:

- для червячной передачи 10ч63

- для открытой ременной 2ч4.

Принимаем для червячной передачи u₂ = 40, тогда для открытой передачи u₁ = u/u₂ = u/40

Таблица 2.2 Передаточное число

Передаточное число	Варианты
	1	2	3	4
Привода	190.0	94,3	62.3	46.7
Редуктора	40	40	40	40
Открытой передачи	4,75	2,36	1,55	1,16

Анализируя полученные значения передаточных чисел и учитывая то, что двигатели с частотой 3000 и 750 об/мин нежелательно применять без особой необходимости, делаем выбор в пользу варианта 2, так как только в этом случае передаточное число ременной передачи попадает в рекомендуемые границы (2ч4). Таким образом, выбираем электродвигатель 4АМ80А4.

2.3 Определение силовых и кинематических параметров привода

Числа оборотов валов и угловые скорости:

n₁ = n_дв =1415 об/мин ₁ =1415р/30 =148,2 рад/с

n₂ = n₁/u₁ =1415/2,36=600 об/мин ₂=600р/30 = 62,8 рад/с

n₃ = n₂/u₂ =600/40 = 15 об/мин ₃= 15р/30 = 1,57 рад/с

Фактическое значение скорости вращения колонны

v = рDn₃/6·10⁴ = р·300·15/6·10⁴ = 0,23 м/с

Отклонение фактического значения от заданного д = 0 < 6%

Мощности передаваемые валами:

P₁ = P_тр =1240 Вт

P₂ = P₁з_рпз_пк =1240·0,97·0,995 =1197 Вт

P₃ = P₂з_чпз_пк =1197·0,70·0,995 = 834 Вт

Крутящие моменты:

Т₁ = P₁/₁ =1240/148,2 = 8,4 Н·м

Т₂ = 1197/62,8 =19,1 Н·м

Т₃ = 834/1,57 = 531,2 Н·м

Результаты расчетов сводим в таблицу

Таблица 2.3

Вал	Число оборотов об/мин	Угловая скорость рад/сек	Мощность кВт	Крутящий момент Н·м
Вал электродвигателя	1415	148,2	1,240	8,4
Ведущий вал редуктора	600	62,8	1,197	19,1
Ведомый вал редуктора	15	1,57	0,834	531,2

3. Выбор материалов червячной передач и определение допускаемых напряжений

Принимаем, согласно рекомендациям [1c.53], для червяка сталь 45 с закалкой до твердости >HRC45.

Ориентировочное значение скорости скольжения:

v_s = 4,2u₃10^-3M₃^1/3 = 4,240,01,5710^-3531,2^1/3 = 2,14 м/с,

при v_s >2 м/с рекомендуется [1 c54] безоловянная бронза БрА9ЖЗЛ, способ отливки - центробежный: _в = 530 МПа; у_т = 245 МПа.

Допускаемые контактные напряжения:

[]_H = 300 - 25v_s = 300 - 252,14 = 246 МПа.

Допускаемые напряжения изгиба при реверсивной передаче:

[]_F = 0,16_вK_FL,

где К_FL - коэффициент долговечности.

K_FL = (10⁶/N_эН)^1/9,

где N_эН - число циклов перемены напряжений.

N_эН = 573₃L_h = 5731,5720500 = 1,810⁷.

K_FL = (10⁶/1,810⁷)^1/9 = 0,725

[]_F = 0,165300,725 = 62 МПа.

Таблица 3.1 Механические характеристики материалов червячной передачи

Элемент передачи	Марка стали	Термообработка	ув	у-1	[у]Н	[у]F
			Н/мм2
Червяк	45	Закалка >HRC45	780	335
Колесо	Сборное				246	62

4. Расчет закрытой червячной передачи

Межосевое расстояние

= 61(531,2·10³/246²)^1/3 =126 мм

принимаем а_w = 125 мм

Основные геометрические параметры передачи

Модуль зацепления:

m = (1,51,7)a_w/z₂,

где z₂ - число зубьев колеса.

При передаточном числе 40,0 число заходов червяка z₁ = 1, тогда число зубьев колеса:

z₂ = z₁u = 140,0 = 40

m = (1,51,7)125/40 = 4,75,3 мм,

принимаем m = 5,0 мм.

Коэффициент диаметра червяка:

q = (0,2120,25)z₂ = (0,2120,25)40 = 8,510

принимаем q = 10

Коэффициент смещения

x = a/m - 0,5(q+z₂) = 125/5,0 - 0,5(10+40) = 0

Фактическое значение межосевого расстояния:

a_w = 0,5m(q+z₂+2x) = 0,55,0(10+40 - 20) = 125 мм

Делительный диаметр червяка:

d₁ = qm =105,0 = 50 мм

Начальный диаметр червяка d_w1 = m(q+2x) = 5,0(10+2·0) = 50.0 мм

Диаметр вершин витков червяка:

d_a1 = d₁+2m = 50+25,0 = 60,0 мм.

Диаметр впадин витков червяка:

d_f1 = d₁ - 2,4m = 50 - 2,45,0 = 38 мм.

Длина нарезной части червяка:

b₁ = (10+5,5|x|+z₁)m + C = (10+5,50+2)5,0+ 0= 60 мм.

при х = 0 С = 0

Делительный угол подъема линии витка:

= arctg(z₁/q) = arctg(1/10) = 5,71

Делительный диаметр колеса:

d₂ = mz₂ = 5,040 = 200 мм.

Диаметр выступов зубьев колеса:

d_a2 = d₂+2m(1+x) = 200+25,0(1+0) = 210 мм.

Диаметр впадин зубьев колеса:

d_f2 = d₂ - 2m(1,2 - x) = 200 - 25,0(1,2 - 0) = 188 мм.

Наибольший диаметр зубьев колеса:

d_am2 = d_a2+6m/(z₁+2) = 210+65,0/(1+2) = 220 мм.

Ширина венца колеса:

b₂ = 0,355a_w = 0,355125 = 44 мм.

Фактическое значение скорости скольжения

v_s = u₂d₁/(2000cos) = 401,5750/(2000cos 5,71°) = 1,58 м/с

Допускаемые контактные напряжения:

[]_H = 300 - 25v_s = 300 - 251,58 = 261 МПа.

Коэффициент полезного действия червячной передачи

= (0,950,96)tg/tg(+)

где = 2,29 - приведенный угол трения [1c.74].

= (0,950,96)tg 5,71°/tg( 5,71°+2,29) = 0,67.

Силы действующие в зацеплении

Окружная на колесе и осевая на червяке:

F_t2 = F_a1 = 2Т₃/d₂ = 2531,210³/200 = 5312 H.

Радиальная на червяке и колесе:

F_r1 = F_r2 = F_t2tg = 5312tg20 = 1934 H.

Окружная на червяке и осевая на колесе:

F_t1 = F_a2 = 2Т₂/d₁ = 219,110³/50 = 764 H.

Расчетное контактное напряжение

_Н = 340(F_t2K/d₁d₂)^0,5,

где К - коэффициент нагрузки.

Окружная скорость колеса

v₂ = ₃d₂/2000 = 1,57200/2000 = 0,16 м/с

при v₂ < 3 м/с К = 1,0

_Н = 340(53121,0/50200)^0,5 = 248 МПа,

недогрузка (261 - 248)100/261 = 5,0% <10%.

Расчетное напряжение изгиба для зубьев колеса

_F = 0,7Y_F2F_t2K/(b₂m),

где Y_F2 - коэффициент формы зуба колеса.

Эквивалентное число зубьев колеса:

z_v2 = z₂/(cos)³ = 40/(cos 5,71°)³ = 40,6 Y_F2 = 1,54.

_F = 0,71,5453121,0/(445,0) =26,1 МПа.

Условие _F < []_F = 62 МПа выполняется.

Так как условия 0,85<_H < 1,05[_H] и _F < [_F] выполняются, то можно утверждать, что устойчивая работа червячной закрытой передачи обеспечена в течении всего срока службы привода.

5. Расчет и проектирование клиноременной передачи открытого типа

Выбор ремня:

По номограмме [1c83] выбираем ремень сечения А

Диаметры шкивов:

Минимальный диаметр малого шкива d_1min =90 мм [1c84]

Принимаем диаметр малого шкива на 1…2 размера больше d₁ =100 мм

Диаметр большого шкива

d₂ = d₁u(1-е) =100?2,36(1-0,01) = 234 мм

где е = 0,01 - коэффициент проскальзывания принимаем d₂ = 224 мм

Межосевое расстояние:

a > 0,55(d₁+d₂) + h = 0,55(224+100) + 8,0 = 186 мм

h = 8,0 мм - высота ремня сечением А

принимаем а = 300 мм

Длина ремня:

L = 2a + w +y/4a

w = 0,5р(d₁+d₂) = 0,5р(100+224) = 509

y = (d₂ - d₁)² = (224 - 100)² =15376

L = 2•300 + 509 +15376/4•300 = 1122 мм

принимаем L = 1120 мм

Уточняем межосевое расстояние:

a = 0,25{(L - w) + [(L - w)² - 2y]^0,5} =

= 0,25{(1122 - 509) +[(1120 - 509)² - 2•15376]^0,5} = 300 мм

Угол обхвата малого шкива:

б₁ = 180 - 57(d₂ - d₁)/a = 180 - 57(224-100)/300 = 156є

Скорость ремня:

v = рd₁n₁/60000 = р100•1415/60000 = 7,4 м/с

Окружная сила:

F_t = Р/v = 1,24•10³/7,4 =168 H

Допускаемая мощность передаваемая одним ремнем

Коэффициенты :

C_p = 1,0 - спокойная нагрузка

C_б = 0,94 - при б₁ = 156є

C_l = 1,0 - коэффициент влияния длины ремня

С_z = 0,95 - при ожидаемом числе ремней 2ч3

[Р] = Р₀C_pC_бС_lC_z

P₀ = 1,26 кВт - номинальная мощность передаваемая одним ремнем

[Р] = 1,26•1,0•0,94·0,95 = 1,13 кВт

Число ремней:

Z = Р/[Р] = 1,24/1,13 = 1,1

принимаем Z = 1

Натяжение ветви ремня:

F₀ = 850Р /ZVC_pC_б = 850•1,24/1•7,4•0,94•1,0 =152 H

Сила действующая на вал:

F_в = 2FZsin(б₁/2) = 2•152•1sin(156/2) = 296 H

Прочность ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви ремня:

у_max = у₁ + у_и+ у_v < [у]_p = 10 Н/мм²

у₁ - напряжение растяжения

у₁ = F₀/A + F_t/2zA =152/81 +168/2•1•81 = 2,91 Н/мм²

А = 81 мм²- площадь сечения ремня

у_и - напряжение изгиба

у_и = E_иh/d₁ = 80•8,0/100 = 6,4 Н/мм²

E_и = 80 Н/мм² - модуль упругости

у_v = сv²10^-6 = 1300•7,4²•10^-6 = 0,07 Н/мм²

с = 1300 кг/м³ - плотность ремня

у_max = 2,91+6,4+0,07 = 9,38 Н/мм²

условие у_max < [у]_p выполняется

Нагрузки валов редуктора

Силы действующие в зацеплении червячной передачи

Окружная на колесе и осевая на червяке:

F_t2 = F_a1 = 5312 H.

Радиальная на червяке и колесе:

F_r1 = F_r2 =1934 H.

Окружная на червяке и осевая на колесе:

F_t1 = F_a2 = 764 H.

Консольная сила от ременной передачи действующая на быстроходный вал

F_оп = 296 Н

Горизонтальная и вертикальная составляющие консольной силы от ременной передачи, действующие на вал

F_вг = F_вcosи = 296cos60° =148 H

F_вв = F_вcosи = 296sin60° = 256 H

Консольная сила от муфты действующая на тихоходный вал

F_м = 250·Т₃^1/2 = 250·531,2^1/2 = 5762 Н

Рис. 6.1 - Схема нагружения валов червячного редуктора

7. Разработка чертежа общего вида редуктора. Эскизная компоновка редуктора

Материал быстроходного вала - сталь 45,

термообработка - улучшение: у_в = 780 МПа;

Допускаемое напряжение на кручение [ф]_к = 10ч20 МПа

Диаметр быстроходного вала

где Т - передаваемый момент;

d₁ = (16•19,1·10³/р10)^1/3 = 21 мм

принимаем диаметр выходного конца d₁ = 32 мм;

длина выходного конца:

l₁ = (1,01,5)d₁ = (1,01,5)32 = 3248 мм,

принимаем l₁ = 40 мм.

Диаметр вала под уплотнением:

d₂ = d₁+2t = 32+22,5 = 37,0 мм,

где t = 2,5 мм - высота буртика;

принимаем d₂ = 40 мм:

длина вала под уплотнением:

l₂ 1,5d₂ =1,540 = 60 мм.

Диаметр вала под подшипник: d₄ = d₂ = 40 мм.

Вал выполнен заодно с червяком

Диаметр выходного конца тихоходного вала:

d₁ = (16•531,2·10³/р20)^1/3 = 51 мм

принимаем диаметр выходного конца d₁ = 55 мм;

Диаметр вала под уплотнением:

d₂ = d₁+2t = 55+23,0 = 61,0 мм,

где t = 3,0 мм - высота буртика;

принимаем d₂ = 60 мм .

Длина вала под уплотнением:

l₂ 1,25d₂ =1,2560 = 75 мм.

Диаметр вала под подшипник: d₄ = d₂ = 60 мм.

Диаметр вала под колесом:

d₃ = d₂ + 3,2r = 60+3,23,0 = 69,6 мм,

принимаем d₃ = 70 мм.

Выбор подшипников.

Предварительно назначаем для быстроходного вала радиально-упорные роликоподшипники средней серии №27308, а для тихоходного вала роликоподшипники легкой серии №7212

Таблица 7.1 Размеры и характеристика выбранного подшипника

№	d, мм	D, мм	B, мм	C, кН	C0, кН	е	Y
27308	40	90	23	48,4	37,1	0,786	0,763
7212	60	110	23	95,9	82,1	0,37	1,62

При установке радиально-упорных подшипников необходимо учитывать, что радиальные реакции считают приложенными к валу в точках пересечения нормалей, проведенных к серединам контактных площадок.

Для конических роликоподшипников поправка а равна

а = В/2 + (d+D)e/6.

а₁ = 23/2+(40+90)•0,786/6 = 28 мм.

а₂ = 23/2+(60+110)•0,37/6 = 22 мм.

8. Расчетная схема валов редуктора

Схема нагружения быстроходного вала

Рис. 8.1 Расчетная схема быстроходного вала.

Горизонтальная плоскость:

m_A = F_t1100 - B_x 200 + 90F_вг = 0;

В_х = (764100+14990)/200 = 449 Н;

А_х = F_t1 - F_вг - В_х = 764 - 149 - 449 =166 Н;

М_х1 = 449100 = 44,9 Нм;

М_х2 = 14990 = 13,4 Нм.

Вертикальная плоскость:

m_A = F_r1100 - B_y200 - F_a1d₁/2 + 90F_вв = 0

В_y = (1934100+258·90 - 531250/2)/200 = 419 Н

А_y = F_r1 - F_вв - В_y = 1934 - 258 - 419 =1257 Н;

М_y1 = 419100 = 41,9 Нм

М_y2 = 25890 = 23,2 Нм

М_y3 = 258190 +1257·100 = 174,7 Нм

Проверка:

УХ = F_t - А_х - F_вг - B_x = 764 -166 -149 - 449 = 0

УY = F_r - A_Y - F_вв - B_Y = 1934 - 1257 - 258 - 419 = 0.

Суммарные реакции опор:

А = (А_x² +A_y²)^0,5 = (166²+1257²)^0,5 =1268 H,

B = (449²+ 419²)^0,5 = 614 H.

Cхема нагружения тихоходного вала

Горизонтальная плоскость:

m_A = F_м140 - 104D_x +52Р₂ = 0;

D_х = (5762140 + 531252)/104 =10413 Н;

C_х = F_м +D_x - F_t2 = 5762+10413- 5312 =10863 Н;

Изгибающие моменты:



Рис. 8.2 Расчетная схема тихоходного вала.

М_х1 = 5762140 = 806,7 Нм;

М_х2 = 1041352 = 541,5 Нм.

Вертикальная плоскость:

m_A = 52F_r2 - D_y104 + F_a2d₂/2 = 0

D_y= (193452+ 764200/2)/104 = 1702 Н

C_y= F_r2 - D_y = 1934 -1702 = 232 Н

Изгибающие моменты:

М_y1 = 23252 = 12,1 Нм

М_y2 = 170252 = 88,5 Нм

Проверка:

УХ = C_x - F_м - D_x + F_t1 = 10863-5762 -10413 +5312 = 0

УY = C_Y + F_r1 - D_Y = 232 - 1934 + 1702 = 0.

Суммарные реакции опор:

C = (C_x² +C_y²)^0,5 = (10863²+232²)^0,5 =10865 H,

D = (1702²+10413²)^0,5 =10551 H,

привод клиноременной двигатель редуктор

9. Проверочный расчет подшипников

9.1 Быстроходный вал

Эквивалентная нагрузка

P = (XVF_r + YF_a)K_бК_Т

где Х - коэффициент радиальной нагрузки;

Y - коэффициент осевой нагрузки;

V = 1 - вращается внутреннее кольцо;

F_r - радиальная нагрузка;

Y - коэффициент осевой нагрузки;

F_a - осевая нагрузка;

K_б = 1,3 - коэффициент безопасности при нагрузке с умеренными толчками [1c133];

К_Т = 1 - температурный коэффициент.

Осевые составляющие реакций опор:

S_A = 0,83eA = 0,830,7861268= 827 H,

S_B = 0,83eB = 0,830,786614 = 401 H.

Результирующие осевые нагрузки:

F_aA = S_А = 827 H,

F_aВ = S_А+F_a = 827+5312 = 6139 H,

Проверяем подшипник В.

Отношение F_a/F_r = 6139/614 = 10 > e, следовательно Х=0,4; Y=0,763.

Р = (0,41,0614 +0,7636139)1,31,0 = 6409 Н.

Требуемая грузоподъемность подшипника

С_тр = Р(573L/10⁶)^0,3 = 6409(57362,820500/10⁶)^0,3 =46,5кH < C= 48,4 кН

Условие С_тр < C выполняется.

Расчетная долговечность подшипников

= 10⁶(48,410³ /6409)^3,333/60600 = 23470 часов,

больше ресурса работы привода, равного 20500 часов.

9.2 Тихоходный вал

Эквивалентная нагрузка

Осевые составляющие реакций опор:

S_C = 0,83eC = 0,830,37010865 = 3337 H,

S_D = 0,83eD = 0,830,37010551 = 3236 H.

Результирующие осевые нагрузки:

F_aC = S_C = 3337 H,

F_aD = S_C + F_a = 3337+ 764 = 4101 H.

Проверяем подшипник С.

Отношение F_a/F_r= 3337/10865 = 0,31 < e, следовательно Х=1,0; Y= 0.

Р = (1,01,010865+0)1,31,0 = 14125 Н.

Проверяем подшипник D.

Отношение F_a/F_r= 4101/10557 = 0,39 > e, следовательно Х=0,4; Y=1,62.

Р = (1,00,410557+1,624101)1,31,0 = 14126 Н.

Требуемая грузоподъемность подшипника:

С_тр=Р(573L/10⁶)^0,3=14126(5731,5720500/10⁶)^0,3 =33,9 кH < C = 57,9 кН

Условие С_тр < C выполняется.

Расчетная долговечность подшипников

= 10⁶(57,910³ /14126)^3,333/6015 =122391 часов,

больше ресурса работы привода, равного 20500 часов.

10. Конструктивная компоновка привода

10.1 Конструирование червячного колеса

Конструктивные размеры колеса

Диаметр ступицы:

d_ст = 1,6d₃ = 1,6·70 =112 мм.

Длина ступицы:

l_ст = (1ч1,5)d₃ = (1ч1,5)70 = 70ч105 мм,

принимаем l_ст = 70 мм

Толщина обода:

S = 0,05d₂ = 0,05·200 = 10 мм

S₀ = 1,2S = 1,2·10 = 12 мм

Толщина диска:

С = 0,25b = 0,25·44 = 11 мм

10.2 Конструирование валов

Основные размеры ступеней валов (длины и диаметры) рассчитаны в пункте 7.

Переходные участки между ступенями выполняются в виде канавки шириной b = 3 мм или галтели радиусом r = 1 мм.

Червяк выполняется заодно с валом.

Размеры червяка: d_а1 = 60 мм, b₁ = 60 мм.

10.3 Выбор соединений

В проектируемом редукторе для соединения валов с деталями, передающими вращающий момент, применяются шпоночные соединения.

Используем шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78. Длина шпонки принимается на 5…10 мм меньше длины ступицы насаживаемой детали. Посадка для червячного колеса Н₇/r₆.

10.4 Конструирование подшипниковых узлов

В проектируемом редукторе используется консистентная смазка подшипниковых узлов. Для изолирования подшипникового узла от внутренней полости редуктора применяются стальные уплотнительные шайбы толщиной 0,3…0,5 мм, а изоляция выходных участков валов от окружающей среды достигается с помощью манжетных уплотнений по ГОСТ 8752-79. Внутренне кольцо подшипника упирается во втулку или буртик вала, а наружное фиксируется распорной втулкой между подшипником и врезной крышкой подшипника.

10.5 Конструирование корпуса редуктора

Толщина стенок корпуса и крышки редуктора

= 0,04а_т + 2 = 0,04·125 + 1 = 6,0 мм принимаем = 8 мм

Толщина фланцев

b = 1,5 = 1,5·8 = 12 мм

Толщина нижнего пояса корпуса

р = 2,35 = 2,35·8 = 20 мм

Диаметр болтов:

- фундаментных

d₁ = 0,036a_т + 12 = 0,036·125 + 12 = 16,5 мм

принимаем болты М16;

- крепящих крышку к корпусу у подшипников

d₂ = 0,75d₁ = 0,75·16 = 12 мм

принимаем болты М12;

- соединяющих крышку с корпусом

d₃ = 0,6d₁ = 0,6·16 = 10 мм

принимаем болты М10.

10.6 Конструирование элементов открытых передач

Ведущий шкив.

Диаметр шкива d₁ = 100 мм

Диаметр шкива конструктивный d_e1 = d₁ + 2t = 100 + 2•3,3 = 106,6 мм

Ширина шкива B = (z - 1)p + 2f = (1 - 1)15 + 2•10.0 = 20 мм

Толщина обода д = (1,1…1,3)е = (1,1…1,3)12 = 13,2…15,6 мм

принимаем д=15 мм

Толщина диска С = (1,2…1,3)д = (1,2…1,3)15 = 18…19,5 мм

принимаем С = 18 мм.

Диаметр ступицы внутренний d = d_дв = 22 мм

Диаметр ступицы наружный d_ст = 1,6d = 1,6•22 = 35,2 мм

принимаем d_ст = 35 мм

Длина ступицы l_ст = l_дв = 50 мм.

Ведомый шкив.

Диаметр шкива d₁ = 224 мм

Диаметр шкива конструктивный d_e1 = d₁ + 2t = 224 + 2•3,3 = 230,6 мм

Диаметр ступицы внутренний d = d₁ = 32 мм

Диаметр ступицы наружный d_ст = 1,6d = 1,6•32 = 51 мм

принимаем d_ст = 50 мм

Длина ступицы l_ст = l₁ = 40 мм.

10.7 Выбор муфты

Для передачи вращающего момента с ведомого вала редуктора на вал тяговой звездочки выбираем муфту упругую с торообразной оболочкой по ГОСТ 20884-82 с допускаемым передаваемым моментом [T] = 800 Н·м.

Расчетный вращающий момент передаваемый муфтой

Т_р = kТ₁ = 1,5·531,2 = 797 Н·м < [T]

где k = 1,5 - коэффициент режима нагрузки.

Условие выполняется

10.8 Смазывание

Смазка червячного зацепления

Смазка червячного зацепления осуществляется за счет разбрызгивания масла брызговиками установленными на червячном валу. Объем масляной ванны

V = (0,50,8)N = (0,5 0,8)1,197 0,8 л

Рекомендуемое сорт масла при v = 1,58 м/с и контактном напряжении у_Н=248 МПа масло индустриальное И-Т-Д-460

Смазка подшипниковых узлов. Так как надежное смазывание подшипников за счет разбрызгивания масла возможно только при окружной скорости больше 3 м/с, то выбираем пластичную смазку по подшипниковых узлов - смазочным материалом УТ-1.

11. Проверочные расчеты

11.1 Проверочный расчет шпонок

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 на выходном конце вала: 10Ч8Ч32.

Материал шкива - чугун, допускаемое напряжение смятия [у]_см = 50 МПа.

у_см = 2·19,1·10³/32(8-5,0)(32-10) = 18,1 МПа.

Тихоходный вал.

Шпонка под колесом 20Ч12Ч63. Материал ступицы - чугун, допускаемое напряжение смятия [у]_см = 50 МПа.

у_см = 2·531,2·10³/70(12-7,5)(63-20) = 78,4 МПа

условие у_см < [у]_см не выполняется, в этом случае ставим две шпонки, каждая из которых будет передавать 0,5 момента

у_см = 2·531,2·10³/2·70(12-7,5)(63-20) = 39,2 МПа

Шпонка на выходном конце вала: 16Ч10Ч70. Материал полумуфты - чугун, допускаемое напряжение смятия [у]_см = 50 МПа.

у_см = 2·531,2·10³/55(10-6,0)(70-16) = 89,7 МПа

условие у_см < [у]_см не выполняется, в этом случае ставим две шпонки, каждая из которых будет передавать 0,5 момента

у_см = 2·531,2·10³/2•55(10-6,0)(70-16) = 44,9 МПа

Во всех случаях условие у_см < [у]_см выполняется, следовательно устойчивая работа шпоночных соединений обеспечена.

11.2 Проверочный расчет стяжных винтов подшипниковых узлов

Стяжные винты рассчитывают на прочность по эквивалентным напряжениям на совместное действие растяжения и кручения.

Сила приходящаяся на один винт

F_в = 0,5D_Y = 0,5•1735 = 868 H

Принимаем коэффициент затяжки К_з = 1,5 - постоянная нагрузка, коэффициент основной нагрузки х=0,3 - для соединения чугунных деталей без прокладки.

Механические характеристики материала винтов: для стали 30 предел прочности у_в = 500 МПа, предел текучести у_т = 300 МПа; допускаемое напряжение:

[у] = 0,25у_т = 0,25•300 = 75 МПа.

Расчетная сила затяжки винтов

F_p = [K_з(1 - х) + х]F_в = [1,5(1 - 0,3) + 0,3]868 = 1171 H

Определяем площадь опасного сечения винта

А = рd_p²/4 = р(d₂ - 0,94p)²/4 = р(12 - 0,94•1,75)²/4 = 84 мм²

Эквивалентное напряжение

у_экв = 1,3F_p/A = 1,3•1171/84= 18,1 МПа < [у] = 75 МПа

11.3 Уточненный расчет валов

Быстроходный вал

Рассмотрим сечение, проходящее под червяком. Концентрация напряжений обусловлена нарезкой витков червяка.

Материал вала сталь 45, улучшенная: _В = 780 МПа [2c34]

Пределы выносливости:

при изгибе _-1 0,43_В = 0,43780 = 335 МПа;

при кручении _-1 0,58_-1 = 0,58335 = 195 МПа.

Суммарный изгибающий момент

М_и = (174,7² + 44,9²)^0,5 = 180 Н·м

Осевой момент сопротивления

W = рd_f1³/32 = р38³/32 = 5,39·10³ мм³

Полярный момент сопротивления

W_p = 2W = 2·5,39·10³ = 10,8 мм

Амплитуда нормальных напряжений

у_v = M_и/W =180,0·10³/5,39·10³ = 33,5 МПа

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

_v = _m = T₂/2W_p = 19,1·10³/10,8·10³ = 1,9 МПа

Коэффициенты: k_у = 1,65; k = 2.55 _у =0.87; = 0,76

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

s_у = у_-1/(k_уу_v/_у) = 335/(1,65·33,5/0,87) = 5,3

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

s = _-1/(k_v/ + _m) = 195/(2,55·1,9/0.76 + 0,1·1,9) = 29,7

Общий коэффициент запаса прочности

s = s_уs/(s_у² + s²)^0,5 = 5,3·29,7/(5,3² + 29,7²)^0,5 = 5,1 > [s] = 2,5

Тихоходный вал

Рассмотрим сечение, проходящее под опорой С. Концентрация напряжений обусловлена подшипником посаженным с гарантированным натягом.

Материал вала сталь 45, улучшенная: _В = 930 МПа [2c34]

Пределы выносливости:

при изгибе _-1 0,43_В = 0,43930 = 400 МПа;

при кручении _-1 0,58_-1 = 0,58400 = 232 МПа.

Суммарный изгибающий момент: М_и = 806,7 Н·м.

Осевой момент сопротивления

W = рd³/32 = р60³/32 = 21.2·10³ мм³

Полярный момент сопротивления

W_p = 2W = 2·21,2·10³ =42,4 мм

Амплитуда нормальных напряжений

у_v = M_и/W = 806,7·10³/21,2·10³ = 38,1 МПа

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

_v = _m = T₂/2W_p =531,2·10³/2·42,4·10³ = 6,3 МПа

Коэффициенты:

k_у/_у = 3,8; k/ = 0,6 k_у/_у + 0,4 = 0,6·3,8 + 0,4 = 2,7

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

s_у = у_-1/(k_уу_v/_у) = 400/3,8·38,1 = 2,8

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

s = _-1/(k_v/ + _m) = 232/(2,70·6,3 + 0,1·6,3) =13,2

Общий коэффициент запаса прочности

s = s_уs/(s_у² + s²)^0,5 = 2,8·13,2/(2,8² +13,2²)^0,5 = 2,7 < [s] = 2,5

11.4 Тепловой расчет редуктора

Температура масла в корпусе редуктора:

= 95 С,

где t_в = 18 С - температура окружающего воздуха;

K_t = 17 Вт/м²К - коэффициент теплопередачи;

А = 0,36 м² - площадь поверхности охлаждения

t_м = 18 + 1,19710³(1 - 0,67)/170,36 = 83 С.

Условие t_м < [t_м] выполняется.

12. Технический уровень редуктор

Масса редуктора

m = цсd₁0,785d₂²•10^-9 = 9,0•7300•50•0,785•200²•10^-9 =103 кг

где ц = 9,0 - коэффициент заполнения редуктора

с = 7300 кг/м³ - плотность чугуна.

Критерий технического уровня редуктора

г = m/T₂ =103/531 = 0,19

При г = 0,1…0,2 технический уровень редуктора считается средним, а производство в большинстве случаев экономически неоправданным.

Заключение

При выполнении проекта производился расчет привода электрической лебедки, включающей в себя электродвигатель, червячный редуктор и клиноременную передачу. Спроектированный в результате проекта редуктор имеет кинематические и силовые характеристики, обеспечивающие требуемое тяговое усилие и производительность.

Литература

1. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин.-М.: Высш. шк., 1991.-432 с.

2. Курсовое проектировании деталей машин. /С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин и др. - М.: Машиностроение, 1988. - 416 с.

3. Чернилевский Д.В. Проектирование деталей машин и механизмов. - М.: Высш. шк. 1980.

4. Леликов О.П. Курсовое проектирование. - М.: Высш.шк.,1990.

5. Дунаев Н.В. Детали машин. Курсовое проектирование. - М.: Высш. шк., 2002.

6. Альбом деталей машин.

7. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. Т.1-3 - М.: Машиностроение, 1978.

8. Федоренко В.А., Шошин А.И. Справочник по машиностроительному черчению. - Л.: Машиностроение, 1988.

Размещено на Allbest.ru