Размещено на http://www.allbest.ru/

1

СОДЕРЖАНИЕ

ВВЕДЕНИЕ (Исходные данные, схема привода)

1. РАСЧЕТ ТРЕБУЕМОЙ МОЩНОСТИ ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ

2. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА (передаточные отношения ступеней, обороты, Вращающие моменты и мощности на всех валах)

3. ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ

4. РАСЧЕТ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ

5. РАСЧЕТ КЛИНОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ

6. ЭСКИЗНОЕ ПРОЕКТИРОВАНИЕ

7. ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ

8. РАССТОЯНИЕ МЕЖДУ ДЕТАЛЯМИ РЕДУКТОРА

9. ВЫБОР ПОДШИПНИКОВ

10. ПОДБОР ШПОНОЧНОГО СОЕДИНЕНИЯ

11. ВЫБОР МАНЖЕТНОГО УПЛОТНЕНИЯ

12. ВЫБОР СМАЗОЧНОГО МАТЕРИАЛА

13. ЗАКЛЮЧЕНИЕ

14. СПИСОК ИСПОЛЬЗУЕМОЙ ЛИТЕРАТУРЫ



ЗАДАНИЕ

Студент: Ларсиков Е.А.

Группа: ____________________

Тема проекта: Привод бурового насоса

Схема привода Исходные данные

1.Потребляемая насосом мощность: Р = 50 кВт. 2. Частота вращения насоса: nрм= 120 об/мин. 3. Частота вращения электродвигателя 750 об/мин. 4. Число смен в сутках = 1; 5. Срок службы = 8 лет.



ВВЕДЕНИЕ

В данной курсовой работе в первую очередь проводился анализ схемы привода и выбор электродвигателя. Для выбора электродвигателя определялись: общий коэффициент полезного действия привода, частота вращения двигателя для заданной схемы привода и общее передаточное отношение привода. Далее производились кинематический и силовой расчёты привода. В кинематическом расчёт определялись частоты вращения всех валов схемы, в силовом - крутящие моменты на всех валах.

Следующий этап курсовой работы - это расчёт и проектирование прямозубой цилиндрической передачи. По исходным данным производили выбор марок сталей для зубчатого колеса и шестерни, определяли межосевое расстояние зубчатой передачи, геометрические и конструктивные параметры колеса и шестерни, окружную и радиальную силы в зацеплении.

Далее производился проектный расчёт вала, подбирались подшипники, решался вопрос системы смазки подшипников и зацепления зубчатых колёс.

Последующим действием было конструирование корпуса механической передачи и выполнение чертежа общего вида. Определялись геометрические размеры элементов корпуса редуктора (стенки, рёбра, бобышки, фланцы и т.п.), толщины стенки корпуса редуктора.

И в заключающей части курсовой работы производились: проверочный расчёт тихоходного вала на усталостную прочность, проверочный расчёт подшипников на долговечность, подбирались шпонки и производился расчёт шпоночных соединений на смятие.



1. РАСЧЕТ ТРЕБУЕМОЙ МОЩНОСТИ ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ

передача колесо шестерня вал

1.1. Определяем общее КПД по формуле:

где:

- КПД муфты = 0,98;

- КПД пары подшипников = 0,99;

- КПД зубчатой передачи = 0,95…0,98;

- КПД пары подшипников = 0,99;

- КПД ременной передачи = 0,94…0,96;

= 0,86.

1.2. Определяем требуемую мощность электродвигателя по формуле:

Р_вых./ = 50 / 0,86 = 58,1 кВт.

где:

- требуемая мощность электродвигателя, кВт;

- требуемая мощность на валу исполнительного механизма, кВт;

- общий КПД привода, определяем по формуле [1].

Требуемая частота согласно предоставленной кинематической схемы n_тр = 750 об/мин.

1.3. Выбор электродвигателя.

Выбираем ближайший по мощности асинхронный электродвигатель: модель 4А225М4, мощность P = 55,0 кВт, скольжение S=1,8%, синхронная частота вращения = 750 мин^-1, отношение величины пускового и номинального вращающего момента = 1,2, масса m = 165 кг.

2. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА (передаточные отношения ступеней, обороты, вращающие моменты и мощности на всех валах)

2.1. Определяю общее передаточное отношение по формуле:

U_общ.= = = 6,25;

Отсюда:

U_общ.= U_з.п. /U_р.п. = 10.

Назначаем U_р.п. = 2;

Тогда: U_з.п. = U_общ. /U_р.п. = 6,25 / 2 = 3,12

2.2. Определяем число оборотов редуктора:

= об/мин

= / U_з.п. = 750/3,12 = 240,4 об/мин

= / U_р.п. = 240,4/2 = 120,2 об/мин.

2.3. Определяем мощности на валах редуктора.

Р₁= Р_дв58,1 кВт.

Р₂= Р₁= 58,1 0,950,99 = 54,6 кВт.

Р₃= Р₂= 54,6 0,94 = 51,4 кВт.

2.4. Определяем угловые скорости на всех валах редуктора:



2.5. Определяем крутящие моменты на валах редуктора по формуле:

Tn= ;

T₁= = = 740 Нм

T₂= = = 2170 Нм

T₃= = = 4085 Нм

3. ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ

Выполним предварительный расчет валов редуктора по уже известным вращающим моментам.

Пока форма вала еще не разработана и представляется гладким цилиндрическим стержнем. Предполагаются использование сталь 40Х применяемую для изготовления большинства валов.

В результате предварительного расчета вычислим минимальные диаметры каждого вала. Предварительно примем заниженное допускаемое напряжение кручения для стали 40Х []_кр=35МПа, тогда:

Для ведущего вала(быстроходного, входного):

d_{1 min} = = = 47,2 мм.

По нормальному ряду d₁= 50 мм.

Для среднего (промежуточного) вала:

d_{2 min} = = = 67,7 мм.

По нормальному ряду d₂= 70 мм.

Для выходного (тихоходного) вала:

d_{3 min} = = = 83,6 мм.

По нормальному ряду d₃= 85 мм.

Все вычисления для удобства сведём в таблицу:

	Мощность Р, кВт	Частота Вращения n об/мин	Вращающий момент Т Нм.	Минимальный диаметр вала dmin. мм.
Входной вал	58,1	750	740	50
Средний вал	54,6	240,4	2170	70
Выходной вал	51,4	120,2	4085	85

4. РАСЧЕТ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ

Для изготовления зубчатых колес выбираем сталь 45 с твердостью до 350 НВ. При этом обеспечиваются чистовое нарезание зубьев после термообработки, высокая точность изготовления и хорошая прирабатываемость зубьев. Для равномерного изнашивания зубьев и лучшей их прирабатываемости твердость шестерни НВ₁ назначается больше твердости колеса НВ₂. Более того, для увеличения нагрузочной способности передачи, т.е. увеличения допускаемых контактных напряжений, а следовательно, уменьшения габаритов и металлоемкости передачи, разность средних твердостей поверхности зубьев должна быть НВ₁ - НВ₂ ? 70 НВ.

Принимаем для шестерни - сталь 45, термическая обработка - улучшение, средняя твердость НВ₁ = 280 НВ; для колеса - сталь 45, термическая обработка - улучшение, но средняя твердость (с учетом диаметра заготовки) на 80 единиц ниже НВ₁- НВ₂ = 80 НВ; НВ₂ = 200 НВ.

Допускаемые контактные напряжения

где:

- предел контактной выносливости при базовом числе циклов;

K_HL - коэффициент долговечности;

[S_H]=1,1 - коэффициент безопасности.

Ресурс привода

Действительное число циклов нагружения:

- для колеса N_HE2=60 n₂ L_h = 60240,4 = 3,4 10⁸ циклов;

- для шестерни N_HE1 = N_HE2 i_зп1 = 2,4 • 10⁸ 3,12 = 1,05 10⁹ циклов.

Число циклов нагружений, соответствующее пределу контактной выносливости, N_HO1 = 2510⁶ циклов, N_HO2 = 10 10⁶ циклов. Так как N_HE1N_HO1 и

N_HE2>N_HO2, то коэффициент долговечности K_HL = 1.

Допускаемые контактные напряжения для материала:

-шестерни [] = = = 572,73 Мпа;

-колеса = = = 427,3 Мпа;

Расчетные допускаемые контактные напряжения (передача косозубая и разность твердости материалов шестерни и колеса более 70 НВ)

= 0,45 (573 + 427) = 450 МПа;

Требуемое условие [] =1,23 = 1,23 427 = 525 МПа выполнено.

Допускаемые напряжения изгиба (нагрузка односторонняя)

Предел выносливости при изгибе при базовом числе циклов

для стали:

- для шестерни = 1,8 HB₁ = 1,8 280 = 504 МПа;

- для колеса = 1,8 HB₂ = 1,8 200 = 360 МПа;

Число циклов нагружения, соответствующее пределу выносливости при изгибе, для всех сталей N_FO = 4 ? 10⁶ циклов. Так ка N_FE1 = N_HE1 и N_FE2 = N_HE2, то коэффициент долговечности K_FL = 1.

Коэффициент безопасности

= = 1,75 1,0 = 1,75,

где

= 1,75 - коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала;

= 1,0 - коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса.

Допускаемые напряжения изгиба:



- для шестерни = = 288 МПа;

- для колеса = = 206 МПа;

Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками: для шестерни сталь 45, термическая обработка - улучшение, твердость НВ 230; для колеса - сталь 45, термическая обработка - улучшение, но твердость на 30 единиц ниже - НВ 200

Допускаемые контактные напряжения:

где - предел контактной выносливости при базовом числе циклов;

- коэффициент долговечности;

=1;

- коэффициент безопасности; =1,1

Для углеродистых сталей с твердостью поверхности зубьев меньше НВ

350 и термической обработкой (улучшением):

- для шестерни быстроходного вала

- для колеса тихоходного вала:

Допускаемые контактные напряжения для шестерни:

Допускаемые контактные напряжения для колеса:

Напряжение изгиба:

Для шестерни:

Для колеса:

- коэффициент безопасности;

= 1,75. Допускаемые напряжения изгиба:

Для шестерни:

Для колеса:



Дальнейший расчет ведем для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.

Проектировочный расчет передачи

Принимаем коэффициент концентрации нагрузки при симметричном расположении колес K_HL = 1 [; коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию с учетом твердости материала _ba = 0,4.

Межосевое расстояние из условия прочности по контактным напряжениям**

= 248

где:

Ka = 43 - для косозубых колес.

Принимаем стандартное межосевое расстояние а_w = 250 мм.;

Нормальный модуль зацепления с учетом твердости колес;

m_n = (0, 01...0, 02) · а_w = (0, 01...0, 02) ·250 = 2,5...5,0 мм,

принимаем mn = 5,0 мм.

Угол наклона зубьев должен находиться от 8 до 22°

Предварительно принимаем угол наклона зубьев = 16°.

Число зубьев шестерни

= =23,3

Принимаем: z₁ = 23.

Число зубьев колеса z₂ = z₁ · i_зп1 = 23 · 3,12 = 71,8 ? 72.

Фактическое значение i_зп1 = z₂/z₁ = 72/23 = 3,13.

Отклонение фактического передаточного отношения от расчетного нет (допускается 4,0 %).

Угол наклона зубьев

cos в = ,

в =

Основные размеры шестерни и колеса:

- диаметры делительные

5,0 23/cos18,14^o = 121,05 мм;

- диаметры вершин зубьев:

- диаметры впадин зубьев:

- ширина зубчатого венца колеса и шестерни:

Проверочный расчет зубьев колес по контактным напряжениям

Коэффициент ширины шестерни по диаметру

Окружная скорость колес

.

При данной скорости принимаем 8-ю степень точность.

Коэффициент нагрузки

где

- коэффициент концентрации нагрузки;

коэффициент распределения нагрузки между зубьями;

1,02 - коэффициент динамической нагрузки.

Прочность зубьев по контактным напряжениям

=<

Перегрузка · 100 % = · 100 % = 2,9 %

Допускается недогрузка не более 15 %, а перегрузка не более 5 %.

Силы, действующие в зацеплении:

- окружная F_t1 = F_t2 = = 35 H;

- радиальная F_r1 = F_r2 = F_t1 H;

- осевая F_a1 = F_a2 = F_t1 H;

Проверочный расчет зубьев колес по напряжениям изгиба

Коэффициент нагрузки

K_F = K_F K_Fв K_F = 1,15 0,91 1,06 = 1,11,

где K_F =1,15 - коэффициент концентрации нагрузки; K_F = 0,91 - коэффициент распределения нагрузки между зубьями; K_F = 1,06 - коэффициент динамической нагрузки.

Эквивалентное число зубьев:

- у шестерни z_v1 = =

- у колеса z_v2 = =

Коэффициенты формы зуба Y_F1 = 4,2; Y_F2 = 3,6.

Коэффициент наклона зуба

Y = 1 -

Прочность зуба шестерни и колеса на изгиб

МПа < МПа,

= 300,9 МПа <

Условие прочности выполнено.

5. РАСЧЕТ КЛИНОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ

(Типоразмер сечения ремня выбирается в зависимости от мощности Р передаваемой передачей и частоты вращения n₁ меньшего шкива). При Р = 55 кВт и n₁ = 750 об/мин принимаем сечение ремня D(Г).

Значение d₁ выбирается в зависимости от принятого сечения ремня. Наименьшее допустимое значение d_1min = 125 мм (d_1min определяется по табл.5.1) Окончательно d₁ следует принимать как правило, 1,2…1,5 размера больше, чем d_1min. Для сечения А по (табл 5.2.) d_1min = 355. Следует принять по табл. d₁ равным 400; 450 и более). Принимаем d₁ = 400 мм.

Таблица 5.1

Сечение ремня	Z	A	B	C	D	E	EO
Наименьший допустимый расчетный диаметр меньшего шкива, d1min, мм.	50	90	125	200	400	500	800

Таблица 5.2

Стандартные значения расчетных диаметров шкивов

Ряд значений диаметров d1, d2
50; 63; 71; 80; 90; 100; 112; 125; 140; 160; 180; 200; 224; 250; 280; 315; 355; 400; 450; 500; 560; 630; 710; 800; 900; 1000; 1120; 1250; 1400; 1600; 1800; 2000; 2240;

Количество ремней определяем:

Z ? РСр / (Сu Сб Сz C_L P₀),

где:

Р = 55,0 кВт - передаваемая мощность;

Сu - коэффициент передаточного отношения u_р.п..



Таблица 5.3

Стандартные коэффициенты Сu от передаточного отношения

uр.п.	1	1,05	1,2	1,5	3
Сu	1	1,03	1,07	1,1	1,14

u_р.п. = 2,0; Сu = 1,14;

Ср - коэффициент режима работы.

Таблица 5.4

Коэффициент режима работы Ср

Характер нагрузки	Вид электродвигателя переменного тока
	С пуском через автотрансформатор	С высоким пусковым моментом	Короткозамкнутый
	Число смен работы ремней См
Пусковая, до 120% номинальной. Рабочая нагрузка почти постоянна	1	2	3	1	2	3	1	2	3
	1,0	1,1	1,4	1,1	1,2	1,3	1,2	1,4	1,6

при:

С_м = 1: для асинхронного короткозамкнутого электродвигателя согласно таблицы 5.4. С_ср = 1,2.

Сб - коэффициент угла обхвата. Поскольку угол обхвата б на данном этапе расчета неизвестен, ориентируясь на табл. 5.5, можно принять предварительно Сб = 0,83.

Таблица 5.5

Коэффициент угла обхвата Сб

б°	70	80	90	100	110	120	130	140	150	160	170	180
Сб	0,56	0,62	0,68	0,73	0,78	0,82	0,86	0,89	0,92	0,95	0,98	1,0

Сz ? коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между ремнями. Поскольку число ремней z на данном этапе расчета неизвестно, ориентируясь на (табл. 5.6), можно принять предварительно Сz = 0,95.

Таблица 5.6

Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между ремнями Сz

Число ремней в передаче z	1	2...3	4...6	6
Сz	1	0,95	0,9	0,86

C_L - коэффициент длины ремня. Поскольку длина ремня Lр пока неизвестна, ориентируясь на (табл. 5.7), можно принять предварительно C_L = 0,9.

Таблица 5.7

Коэффициент длины ремня C_L

Длина ремня Lр	Z	A	B	C	D
400	0.87
450	0.89
500	0,91	0,8
600	0,95	0,82
700	0,91	0,84
800	0,99	0,85
850	1,0	0,86
1000	1,03	0,89	0,84
1250	1,06	0,93	0,88
1400	1,11	0,96	0,9
1600	1,14	0,99	0,93
1700	1,17	1,0	0,94
1800	1,20	1,01	0,95	0,86
2000	1,25	1,03	0,98	0,88
2240	1,27	1,05	1,0	0,9
2500	1,29	1,09	1,03	0,93
2800		1,11	1,05	0,95
3000		1,12	1,06	0,96
3550		1,15	1,09	0,99	0,88
3750		1,16	1,11	1,0	0,9
4000			1,13	1,02	0,91

Р_о - мощность, передаваемая одним ремнем, определяем по табл. 5.8.

Таблица 5.8

Номинальная мощность, передаваемая одним ремнём Р_о, кВт, при сечении ремня профиля D(Г)

d1	Частота вращения n1
	750	950	1450	2800
	4,26	5,62	6,92	7,48

Z ? РСр / (Сu Сб Сz C_L P₀),

Z ? 551,2 / (1,14 0,83 0,95 1,2 15,36) = 3,984,0

Определяем диаметр большего шкива:

d₂=d₁u_р.п.(1-)=4002,0(1-0,015) = 788

принимаем: d₂=800 мм.

где:

е - коэффициент относительного скольжения.

При номинальной нагрузке е ? 0,015.

Уточняем фактическое межосевое растояние:

u_ф = d₂ / (d₁(1 - е) = 800 / (400 (1 - 0,015) = 2,03

Определяем предварительное межосевое расстояние:

а_w^, = 2(d₁ d₂)= 2 (400+800) = 2400 мм.

Определяем длину ремня:

L = 2а_w + 0,5 р(d₁ + d₂) + [0,25(d₁ - d₂)²/ а_w] = 22400 + 0,5 3.14(400 + 800) + [0,25(400 - 800²/ 2400] = 6700,6 ? 6700 мм.

Уточняем межосевое расстояние:

а = 0,25[(Lр - W)+ (L-W)² - y] =

= 0,25[(6700 - 1884)+ (6700-1884)² - 320000] = 5987 мм.

где:

W = 0,5р(d₁ + d₂) = 0,53,14(400+800) =1884

у = 2(d₁ - d₂)² = 2(400 - 800)² = 320000.

Определение наименьшее а_w:

а_наим = а_w - 0,015Lр = 5985,7 - 0.015 6700 = 5885 мм.

Определение наибольшее а_w:

а_наиб. = а_w + 0,03Lр = 5985,7 - 0.03 6700 = 5785 мм.

Определяем фактический угол обхвата:

б = 180⁰ - [(d₁ - d₂)57,3⁰ / а_w] = 180⁰ - [(400 - 800)57,3⁰ / 5985] = 127⁰

Определяем фактические значения коэффициентов:

При:

б = 127° Сб = 0,86 (табл. 4.5)

z = 4 Сz = 0,9 (табл. 1.6)

Lр = 6700 С_L = 1,15 (табл. 1.7)

Уточняем фактическое количество ремней:

z ? PС_p / (С_uС_б С_z С_L P_o) = 55,01,2 / (1,140,86 0,9 1,2 15,36) = 3,98 ? 4 шт.

Определяем предварительное натяжение одного ремня:

F_o1 = [850PС_LСp / z V Сб] + иV²

где:

P - передаваемая мощность, кВт;

V - скорость ремня, м/с,

V = рd₁n₁ / 60 = 3,14400240,4/60 = 5,03 м/с.

и - погонная масса ремня (масса 1 м длины ремня).

При сечении ремня D(Г), и = 0,14

F_o1 = [8505515,981,2 / 4 5,03 0,86] + 0,145,03² = 51813Н.

Определяем силу предварительного натяжения одной ветви комплекта ремней передачи:

F_o= F_{o (1)}z = 3894 = 207253Н.

Определяем натяжение ветвей комплекта ремней передачи, нагруженной номинальной мощностью Р:

а) натяжение F₁ ведущей ветви комплекта ремней.

Исходные данные расчета

F_o= 207253 Н,

Т₂ = 2170 Н•м,

d₁ = 400 м.

F₁ = F_o + (Т₂ / d₁ ) = 207253+ (2170/400) = 207258

б) натяжение F₂ ведомой ветви комплекта:

F₂ = F_o - (Т₂ / d₁) = 207253 - (2170/400) = 207247.

6. ЭСКИЗНОЕ ПРОЕКТИРОВАНИЕ

После определения межосевых расстояний, размеров колес приступают к разработке конструкции редуктора или коробки передач. Первым этапом конструирования является разработка эскизного проекта. При эскизном проектировании определяют положение деталей передач, расстояния между ними, ориентировочные диаметры ступенчатых валов, выбирают типы подшипников и схемы их установки.



7. ПРОЕКТНЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ

Предварительные значения диаметров (мм) различных участков стальных валов редуктора определяют по формулам:

для быстроходного (входного) вала.

d(7…8) , d_П d+2t, d_БПd_П+3r

d_вх = 63,3…72,3 мм;

для тихоходного (выходного)

d_вых=(5…6) , d_БКd_K+2t, d_БПd_П+3r; d_K d_БП

d_Вых = 64,8…77,7 мм.

Быстроходный вал



Тихоходный вал

В приведенных формулах T_Б, T_Т - номинальные моменты, Н•м. Большие значения. Большие значения d и d_k принимают для валов на роликоподшипниках, для валов косых передач и промежуточных валов соосных передач при твердости колеса выше 55 HRCэ.

Вычисленные значения диаметров округляют в ближайшую сторону до стандартных.

Диаметры валов быстроходного, промежуточного и тихоходного валов согласуют с диаметрами валов и с диаметрами отверстий устанавливаемых на них деталей (шкива, звездочки, полумуфты).

Принимаем диаметры и длины концов из конструктивных соображений.

d_вх = 70 мм;

d_вых = 75мм.

Высоту t_{цил(tкон)} заплечика, координату r фаски подшипника и размер f (мм) фаски колеса принимают в зависимости от диаметра d.

Диаметры под подшипники:

d_{П вх} = 70 + 2•7,5 = 85;

d_{П вых} = 75 + 2•7,5 = 90 мм.

Принимаем посадочные места под подшипники согласно ГОСТ 8338-75 на подшипники шариковые радиальные однорядные:

Диаметры без контактных поверхностей:

d_{БП вх} = 70 + 3•2,5 = 77,5 ? 80 мм;

d_{БП вых} = 90 + 3•2.5 = 97,5 ? 100 мм.

Принимаем диаметр тихоходного вала для установки зубчатого колеса:

d_{К вых} = 90 мм.

8. РАССТОЯНИЯ МЕЖДУ ДЕТАЛЯМИ ПЕРЕДАЧ

Чтобы поверхности вращающихся колес не задевали за внутренние поверхности стенок корпуса, между ними оставляют зазор "" (мм):

= +3 = +3 = 10,99 ? 12 мм

Вычисленное значение округляют в большую сторону до целого числа. В дальнейшем по будем понимать также расстояние между внутренней поверхностью стенки корпуса и торцом ступицы колеса.

Принимаем

= 12 мм.

Расстояние b₀ между дном корпуса и поверхностью колес или шестерни для всех типов редукторов и коробок передач принимают:

b₀ ? 3= 36 мм.

Принимаем b₀ = 36 мм.

9. ВЫБОР ТИПОВ ПОДШИПНИКОВ

Для опор валов цилиндрических прямозубых и косозубых колес редукторов и коробок передач применяют чаще всего шариковые радиальные подшипники. Первоначально назначают подшипники легкой серии. Если при последующем расчете грузоподъемность подшипника окажется недостаточной, то принимают подшипники средней серии. При чрезмерно больших размерах шариковых подшипников в качестве опор валов цилиндрических колес применяют подшипники конические роликовые.

Предварительно назначаем шариковые радиальные подшипники легкой серии.

Обычно используют подшипники класса точности 0. Подшипники более высокой точности применяют для опор валов, требующих повышенной точности вращения или работающих при особо высоких частотах вращения.

Наименование вала	Наименование подшипника	Диаметр внутренний	Диаметр наружный	Ширина подшипника	Статическая грузоподъёмность С0 (кН)	Динамическая грузоподъёмность С (кН)
Быстроходный вал	217	85	150	28	64	83,2
Промежуточный вал	218	90	160	30	73,5	95,6

10. ПОДБОР ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ

10.1. Подбор шпонки для соединения зубчатого колеса и выходного вала

При установке колес на валах необходимо обеспечить надежное базирование колеса по валу, передачу вращающего момента от колеса к валу или от вала к колесу. Для передачи вращающего момента чаще всего применяют призматические шпонки.



Призматические шпонки имеют прямоугольное сечение; концы скругленные (рис. а) или плоские (рис. б). Стандарт для каждого диаметра вала определённые размеры поперечного сечения шпонки. Поэтому при проектных расчетах размеры b и h берут из табл. и определяют расчетную длину lр шпонки. Длину l = lр + b шпонки со скругленными или l = lр с плоскими торцами выбирают из стандартного ряда табл. Длину ступицы назначают на 2,5...12 мм больше длины шпонки.

Назначаем в качестве соединения призматическую шпонку со скругленными концами.



Табл

Диаметр вала, d	Сечение шпонки	Фаска у шпонки s	Глубина паза	Длина l
	b	h		вала t1	ступицы t2
Св. 12 до 17 >> 17 >> 22 >> 22 >> 30	5 6 8	5 6 7	0,25 - 0,4	3 3,5 4	2,3 2,8 3,3	10 - 56 14 - 70 18 - 90
>> 30 >> 38 >> 38 >> 44 >> 44 >> 50 >> 50 >> 58 >> 58 >> 65	10 12 14 16 18	8 8 9 10 11	0,4 - 0,6	5 5 5,5 6 7	3,3 3,3 3,8 4,3 4,4	22 - 110 28 - 140 36 - 160 45 - 180 50 - 200
>> 65 >> 75 >> 75 >> 85 >> 85 >> 95	20 22 25	12 14 14	0,6 - 0,8	7,5 9 9	4,9 5,4 5,4	56 - 220 63 - 250 70 - 280

Длину l (мм) призматической шпонки выбирают из ряда: 10, 12, 14, 16, 18, 20, 22, 25, 28, 32, 36, 40, 45, 50, 56, 63, 70, 80, 90, 100, 110, 125, 140, 160, 180, 200, 250, 280.

При диаметре вала 90 мм и длине ступицы 135 выбираем шпонку со следующими параметрами:

b = 24 мм;

h = 14 мм;

l = 90 мм.

Длину шпонки назначим примерно на 2,5...10 мм меньше длины ступицы, согласно стандартному ряду длин для шпонок:

l = 90 мм.

При передаче момента шпоночным соединением посадки можно принимать по следующим рекомендациям (посадки с большим натягом - для колес реверсивных передач):

Назначаем посадку шпоночного соединения H7/r6.

Посадки шпонок регламентированы ГОСТ 23360-78 для призматических шпонок. Рекомендуют принимать поле допуска для ширины шпоночного паза вала для призматической шпонки P9, а ширины шпоночного паза отверстия P9.

10.2 Подбор шпонки для соединения электродвигателя и привода, тихоходного вала ишкива.

Назначаем в качестве соединения призматическую шпонку со скругленными концами.

При диаметре вала 70 мм и длине ступицы 130 мм., а также диаметре вала 75 мм и длине ступицы 130 мм. выбираем шпонку со следующими параметрами:

b_бх = 20 мм; b_тх = 20 мм;

h_бх = 12 мм; h_тх = 12 мм;

Длину шпонки назначим примерно на 2.5...12 мм меньше длины ступицы ответной детали, согласно стандартному ряду длин для шпонок:

l_бх = 110 мм.; l_тх. = 125 мм.;

При передаче момента шпоночным соединением посадки можно принимать по следующим рекомендациям (посадки с большим натягом - для колес реверсивных передач):

Назначаем посадку шпоночного соединения H7/r6.

Посадки шпонок регламентированы ГОСТ 23360-78 для призматических шпонок. Рекомендуют принимать поле допуска для ширины шпоночного паза вала для призматической шпонки P9, а ширины шпоночного паза отверстия P9.

11. ВЫБОР МАНЖЕТНЫХ УПЛОТНЕНИЙ

Назначим манжеты по ГОСТ 8752-79. Выбор манжеты осуществляется таким образом, чтобы согласовывались диаметр отверстия манжеты и диаметр вала d, наружный диаметр D₁, ширина манжеты h₁ с соответствующими размерами.



В данном проектном расчете при подборе манжет будем учитывать только равенство диаметра вала и отверстия манжеты.

Назначаем тип манжет 1. Наружный диаметр соответствует ряду 1 ГОСТа.

Входной вал

Размеры манжеты из ГОСТ 8752-79:

d = 80 мм; D₁ = 110 мм; h₁ = 10 мм.

Выходной вал

Размеры манжеты из ГОСТ 8752-79:

d = 85 мм; D₁ = 120 мм; h₁ = 12 мм.

12. ВЫБОР СМАЗОЧНЫХ МАТЕРИАЛОВ И СИСТЕМЫ СМАЗЫВАНИЯ

Для уменьшения потерь мощности на трение, снижение интенсивности изнашивания трущихся поверхностей, их охлаждения и очистки от продуктов износа, а также для предохранения от заедания, задиров, коррозии должно быть обеспечено надежное смазывание трущихся поверхностей.

Для смазывания передач широко применяют картерную систему. В корпус редуктора или коробки передач заливают масло так, чтобы венцы колес были в него погружены. Колёса при вращении увлекают масло, разбрызгивая его внутри корпуса. Масло попадает на внутренние стенки корпуса, откуда стекает в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которая покрывает поверхность расположенных внутри корпуса деталей.

Картерное смазывание применяют при окружной скорости зубчатых колес и червяков от 0,3 до 12,5 м/c. При более высоких скоростях масло сбрасывает с зубьев центробежная сила и зацепление работает при недостаточном смазывании. Кроме того, заметно возрастают потери мощности на перемешивание масла, повышается его температура.

Окружная скорость зацепления второй: н = 1,6 м/с.

Картерная система смазывания подходит для проектируемой передачи.

Выбор смазочного материала основан на опыте эксплуатации машин.

Преимущественное применение имеют масла. Принцип назначения сорта масла следующий: чем выше окружная скорость колеса, тем меньше должна быть вязкость масла и чем выше контактные давления в зацеплении, тем большей вязкостью должно обладать масло. Поэтому требуемую вязкость масла определяют в зависимость от контактного напряжения о окружной скорости колес.

Контактные напряжения уH, МПа	Рекомендуемая кинематическая вязкость, мм2/c при окружной скорости м/c
	до 2	2…5	св. 5
Для зубчатых передач при 40о C
До 600 600…1000 1000…1200	34 60 70	28 50 60	22 40 50

Для предельного контактного напряжения 450 МПа и окружной скорости менее 5 м/с выбираем рекомендованное значение кинематической вязкости масла 34 мм²/c.

По табл. выбирают марку масла для смазывания зубчатых передач.

Марка масла	Кинематическая вязкость, мм2/c
Для зубчатых передач при 40о C
И-Л-А-22 И-Г-А-32 И-Г-А-46 И-Г-А-68	19…25 29…35 41…51 61…75

Для рекомендуемой вязкости 34 мм²/c выбираем масло индустриальное И-Г-А-32.



13. ЗАКЛЮЧЕНИЕ

Согласно заданию в данной курсовой работе был спроектирован одноступенчатый цилиндрический редуктор с косозубой передачей. В качестве привода используется асинхронный электродвигатель переменного тока 4А225М4, мощностью 55 кВт и синхронной частотой вращения 750 об/мин. Были рассчитаны основные параметры привода, такие как: частота вращения валов, мощность и крутящий момент. В качестве материала была выбрана сталь 45 по ГОСТ 1050-2013 для шестерни, Сталь 45 ГОСТ 10702-2016 с термообработкой улучшение для колеса. Рассчитаны допускаемые контактные напряжения и напряжения изгиба. Был произведен проектный расчёт передачи, проверочный расчет передачи и найдены силы в зацепление.

Были выполнены предварительные расчеты валов редуктора, определены изгибающих и крутящих моментов.

Были рассчитаны основные элементы корпуса редуктора. Для установки вала в корпус редуктора предусмотрены шариковые однорядные подшипники качения легкой серии. Для соединения вала с элементами передающими крутящий момент предусмотрены шпоночные соединения. Смазка зубчатого зацепления и подшипников используется масло индустриально ИГА-32.



14. СПИСОК ИСПОЛЬЗУЕМОЙ ЛИТЕРАТУРЫ

1. Анурьев, В. И. Справочник конструктора - машиностроителя. В 3- х томах / В. И. Анурьев. 8-е изд., перераб. и доп. Том 1. Москва: Машиностроение, 1999. 912 с. Текст: непосредственный.

2. Анурьев, В. И. Справочник конструктора - машиностроителя. В 3- х томах / В. И. Анурьев. 8-е изд., перераб. и доп. Том 2. Москва: Машиностроение. 1999. 875 с. Текст: непосредственный.

3. Анурьев, В. И. Справочник конструктора - машиностроителя. В 3- х томах / В. И. Анурьев. 8-е изд., перераб. и доп. Том 3. Москва: Машиностроение. 1999. 847 с. Текст: непосредственный.

4. Дунаев, П. Ф. Конструирование узлов и деталей машин: учебное пособие для студентов технических специальностей вузов / П. Ф. Дунаев, О. П. Леликов; ред. П. Ф. Дунаева. 8-е изд., перераб. и доп. Москва: Академия, 2003. 496 с. Текст: непосредственный.

Размещено на Allbest.ru