Деталі машин

Размещено на http://www.allbest.ru/

ВСТУП

Творчий процес виконання креслення деталі, складальної одиниці, механізму чи машини на основі проектувальних та перевірочних розрахунків називається конст-руюванням.

Творчий процес, який включає розробку принципової схеми конструкції деталі, складальної одиниці чи машини; виконання кінематичних і силових розрахунків, проектувальних і перевірочних розрахунків на міцність, жорсткість, стійкість, теп-лостійкість та інше; розробку конструкцій складальних одиниць, виконання робочих креслень деталей та креслень складальних одиниць виробів, що проектуються; технологічний процес виготовлення деталей і складальних одиниць, їх монтаж, демонтаж та контроль якості; визначення вартості, окупності і техніко-економічних показників виробу, називається проектуванням.

Метою курсового проектування є набуття вмінь і навичок практичного розра-хунку і конструювання деталей і складальних одиниць механічних приводів, а та-кож засвоєння методики виконання курсових проектів із спеціальних дисциплін, дипломного проектування та наступної виробничої діяльності. підшипник редуктор кінематичний конвеєр

Під час роботи над курсовим проектом необхідно провести аналіз призначення та умов роботи деталей заданого приводу, що розраховується, продумати раціо-нальність конструктивних рішень з урахуванням технологічних, експлуатаційних, економічних і монтажних вимог, вірно і раціонально вибрати стандартизовані де-талі та складальні одиниці, які забезпечують надійність та оптимальні габарити конструкції.

Підставою для процесу конструювання і проектування є технічне завдання, яке формулюється керівником курсового проекту на спеціальному бланку і містить такі відомості:

1) формулювання виду роботи студента і об'єкту розрахунків;

2) вихідні дані для проектування (потужність на тихохідному валу, частота обертання тихохідного вала, режим роботи приводу тощо).



1. ВИБІР ЕЛЕКТРОДВИГУНА І КІНЕМАТИЧНИЙ РОЗРАХУНОК ПРИВОДУ

1.1 Кінематична схема приводу

Вихідні дані для проектування приводу:

1) Потужність на виході приводу Р= 6,6 кВт;

2) Частота обертання ведучого валу конвеєра n= 76 хв.;

3) Передаточне число приводу u= 7,7;

4) Число змін роботи приводу n= 2;

5) Характер роботи приводу - спокійний.

1.2 Вибір електродвигуна

Визначається передаточне число редуктора:

u= 0,68 u; (1.1)

u= 0,68 · 7,7 = 5,24.

Із найближчого значення стандартного ряду ГОСТ 12289-76 приймається u= 5.

Передаточне число ланцюгової передачі визначається за формулою:

u= ; (1.2)

u= = 1,54. Коефіцієнт корисної дії приводу:



з= з· з, (1.3)

де з - ккд редуктора:

з = з· з, (1.4)

де з - ккд однієї пари підшипників, приймається з= 0,99;

з - ккд конічної передачі, приймається з= 0,97;

з = 0,99·0,97 = 0,95;

з - ккд ланцюгової передачі, з= 0,91…0,98; приймається з= 0,95;

з= 0,95 · 0,95 = 0,90.

Потужність на валах визначається із формулою:

- на вході приводу:

Р= ; (1.5)

Р= · 0,90 = 1,05 кВт;

- на виході редуктора:

Р= ; (1.6)

Р= · 0,95 = 4,75 кВт;

- на виході приводу:

Р= 6,6 кВт (за умовою).

Частота обертання вала на вході привода визначається за формулою:



n= n·u; (1.7)

n= 76 · 7,7 = 585,2 хв.

На підставі розрахунків приймається трифазний асинхронний короткозамкне-ний обдувний електродвигун з нормальним пусковим моментом марки АІР4А160М8У3, для якого n= n= 610 хв, Р= 1,1 кВт.

Визначаються швидкості обертання валів:

- на вході приводу:

n= n= 610 хв;

- на вході редуктора:

n= ; (1.8)

n= = 122 хв;

- на виході приводу:

n= ; (1.9)

n= = 78,7 хв.

Величина похибки:

Дn= ·100% ? 4%; (1.10)

Дn= · 100 = 2,2 %.

Умова виконується.

Обертові моменти на валах приводу обчислюються за формулами:

- на валу електродвигуна:

Т= = ; (1.11)

Т= = 17,2 Н·м;

- на виході редуктора:

Т= = ; (1.12)

Т= 17,2 · 5 · 0,95 = 81,7 Н·м;

- на виході приводу:

Т= = ; (1.13)

Т= 81,7 · 1,54 · 0,95 = 119,5 Н·м.

1.3 Вибір марки матеріалу. Визначення допустимих напружень

За довідковими даними для виготовлення зубчастих коліс призначаються сталі із термообробкою: сталь 40Х (нормалізація) - для колеса; сталь 45 (поліпшення) - для шестерні.

Допустимі напруження на контактну та згинаючу витривалість визначаються за формулою:



у= у·К, (1.14)

де у- допустиме контактне напруження, МПа відповідно базі випробувань N; для сталі 40Х, нормалізація, НВ 180…220: у= 420 МПа; для сталі 45, нормалізація, НВ 240…280: 420 МПа; у= 110 МПа;

N=2· 10, у= 110 МПа для реверсивної передачі; N=4·10 дляколеса, поліпшення, НВ 210…230: у= 550 МПа, N= 1,5·10, у =130 МПа, N= 4·10 для шестерні, поліпшення;

К - коефіцієнт циклічної довговічності:

К= , (1.15)

де N- відносне еквівалентне число циклів напружень:

N= N= 60tn, (1.16)

де t- ресурс передачі, тобто сумарне число годин її роботи за розрахунковий строк служби (наробіток передачі в годинах); призначається t = 2,5·10год.

N= N= 60 · 2,5 ·10· 1460 = 2,19 ·10.

Отримані значення N>N як для сталі 40Х, так і для сталі 45, тому прийма-ється N= N, К= 1 і К= 1.

у = уК, (1.17)

де у- допустиме напруження, яке відповідає базі напружень N, МПа;

К- коефіцієнт циклічної довговічності.

Значення допустимих контактних напружень на контактну та згинаючу витри-валість визначаються після остаточного узгодження значень відповідних коефіці-єнтів циклічної довговічності.

Отже, для колеса:

у= 550 · 1 = 550 МПа;

у = 130 · 1 = 130 МПа;

для шестерні у= 420 · 1 = 420 МПа;

у = 110 · 1 = 110 МПа.

Виконаний вибір матеріалів зубчастих коліс редуктора та визначення допусти-мих навантажень та напружень буде використаний при подальших розрахунках як геометричних, так і силових параметрів передачі.

В наступних розділах розрахунково-пояснювальної записки проекту визна-чаються основні силові і геометричні параметри зубчастої передачі, валів редук-тора, а також корпусних та допоміжних деталей пристрою.



2. ВИЗНАЧЕННЯ ПАРАМЕТРІВ ПЕРЕДАЧІ. ОБЧИСЛЕННЯ КОЛОВОЇ ШВИДКОСТІ І СИЛ, ЩО ДІЮТЬ В ЗАЧЕПЛЕННІ

Призначаються коефіцієнти, необхідні для розрахунку основних параметрів зубчастої передачі:

k= b/R= 0,285 (в діапазоні 0,25 < k > 0,30);

k·u/(2 - k) = = 2,9 ;

К= 1,44 (для попередньо призначених шарикопідшипників).

Отже, ділильний діаметр шестерні редуктора визначиться за формулою:

d? 10; (2.1)

d? 10 = 0,072 · 10 м = 72 мм.

Приймається d= 80 мм.

Ділильний діаметр колеса:

d= d· u; (2.2)

d= 80 · 5 = 400 мм.

Число зубів шестерні із диапазону z= 18…30; приймається z= 20.

Зовнішній кружний модуль зачеплення:



m= ; (2.3)

m= = 4 мм.

Згідно ГОСТ 17325-76 приймається m= 4 мм.

Число зубів колеса:

z= u·z; (2.4)

z= 5 · 20 = 100.

Приймається z= 100 .

Уточнюється передаточне відношення передачі:

u= ; (2.5)

u= = 4.

Кут ділильного конусу колеса:

д= arctg u; (2.6)

д= arctg 5 = 78,7є . Кут ділильного конусу шестерні:

д = 90є - д; (2.7)

д = 90 - 78,7 = 11,3є.

Зовнішня конусна відстань:



R= 0,5m·z; (2.8)

R= 0,5 · 4 · 20 · = 201 мм.

Ширина вінця зуба:

b = kR; (2.9)

b = 0,285 · 201 = 57,3 мм.

Середня конусна відстань:

R= R- 0,5b; (2.10)

R= 201 - 0,5 · 57,3 = 172,35 мм.

Уточнене значення коефіцієнта k:

k= ; (2.11)

k= = 0,285.

Значення нормального модуля на середині ширини вінця:

m= m- ; (2.12)

m= 4 - = 3,44.

Зовнішній ділильний діаметр, середні ділильні діаметри, діаметри вершин і впадин зубів обчислюються за формулами: - для шестерні:



d= m· z; (2.13)

d= 3,44 · 20 = 68,8 мм;

d= d+ 2 m· cos д; (2.14)

d= 80 + 2 · 4 · 0,98 = 87,84 мм;

d= d- 2,4 m· cos д; (2.15)

d= 80 - 2,4 · 4 · 0,98 = 70,6 мм; - для колеса:

d= m· z; (2.16)

d= 3,44 · 100 = 344 мм;

d= d+2 m·cos д; (2.17)

d= 400 + 2 · 4 · 0,196 = 400,47 мм;

d= d- 2,4 m·cos д; (2,18)

d= 400 - 2,4 · 4 · 0,196 = 398,12 мм.

Швидкість точки на колі середнього ділильного діаметру визначається за формулою:

v= ; (2.19)



v= = 2,2 м/с.

На основі розрахунку приймається сьома ступінь точності передачі.

Сили, що діють в зачепленні, визначаються за формулами:

- колова сила на колі середнього ділильного діаметра:

F= ; (2.20)

F= = 500 Н;

- осьова сила для шестерні і радіальна для колеса:

F= F= F· tgб · sinд, (2.21)

де б - кут головного профілю зачеплення, б = 20є;

F= F= 500 · 0.344 · 0,196 = 33,7 Н;

- радіальна сила для шестерні і осьова сила для колеса:

F= F= F· tgб · cosд; (2.22)

F= F= 500 · 0,344 · 0,98 = 168,6 Н.

Виконаний вибір матеріалів зубчастих коліс редуктора та визначення допусти-мих навантажень та напружень буде використаний при подальших розрахунках як геометричних, так і силових параметрів передачі.

В наступних розділах розрахунково-пояснювальної записки проекту визна-чаються основні силові і геометричні параметри зубчастої передачі, валів редук-тора, а також корпусних та допоміжних деталей пристрою.



3. ПЕРЕВІРНИЙ РОЗРАХУНОК НА КОНТАКТНУ ТА ЗГИНАЮЧУ ВИТРИВАЛІСТЬ ЗУБІВ

Для виконання розрахунку на контактну витривалість зубів застосовується на-ступна формула:

у=zzzу, (3.1)

де z= 1,76; z, z= 274·10; z= 350;

К= ККК, (3.2)

де К - коефіцієнт, який враховує кут зачеплення, К= 1,1;

К - коефіцієнт, який враховує кут нахилу зуба, К= 1,01;

К - коефіцієнт, який враховує кутову швидкість, К= 1,05;

К= 1,06 · 1,05 · 1,03 = 1,14;

у= 1,76 · 274 · 10 ·0,78 · = 167,4 МПа << 420 МПа.

Перевірка зубів на витривалість при згині виконується за формулою:

у= у; (3.3)

Коефіцієнти Y, К підбираються за довідковими таблицями: Y= 3,90; ; К= = 2К - 1 = 2 · 1,05 - 1 = 1,1;

у = = 73,6 МПа < у.

Визначення контактних та згинаючих напружень підтвердило вірність розра-хунків геометричних параметрів передачі.



4. ОРІЄНТОВНИЙ РОЗРАХУНОК ВАЛІВ. КОНСТРУКТИВНІ РОЗМІРИ ЗУБЧАСТОЇ ПАРИ

Конструктивні розміри зубчастої пари (довжина і діаметр маточини зубчастих коліс, діаметр внутрішнього кільця, ширина підшипника та інше) приймаються в залежності від діаметру вихідного кінця вала. Цей розмір визначається приблизно (орієнтовний розрахунок) із розрахунку на міцність при крученні за заниженими допустимими напруженнями = 20…40 МПа. приймається для швидкохідного вала Ч= 25 МПа (сталь 45); шестерня виготовлена разом із валом; для тихохід-ного вала ЧЧ= 20 МПа (сталь 40).

- Швидкохідний вал:

Діаметр вихідного кінця визначається із рівняння міцності:

d? ; (4.1)

d= = 35 мм.

У відповідності до ряду R40 приймається діаметр вихідного кінця вала d= = 35 мм.

При різниці діаметрів з'єднуваних валів d= 28 мм і d= 35 мм вала елек-тродвигуна АІР4А160М8У3 перевищує 25%, то неможливо орієнтуватись на засто-сування стандартної муфти.

Призначаються посадкові розміри під ущільнення і підшипники:

- діаметр вала під ущільнення d= 37 мм;

- діаметр різі під гайку кріплення внутрішнього кільця підшипника d= 37 мм;

- діаметр вала під дистанційну шайбу d= 38 мм;

- діаметр вала під підшипники d= 40 мм;

- діаметр опорного бурта d= 45 мм;

- довжина вихідного кінця вала:

l= (1,5…2) d; (4.2)

l= (1,5…2) · 35 = 57,5…70 мм.

Приймається l= 70 мм.

- Тихохідний вал:

Діаметр вихідного кінця вала визначається за формулою:

d? ; (4.3)

d= = 55 мм.

У відповідності до ряду R40 приймається діаметр вихідного кінця вала d= = 55 мм .

Призначаються посадкові місця тихохідного вала:

- діаметр вала під сальникове ущільнення d= 57 мм;

- діаметр вала під підшипник d= 60 мм;

- діаметр вала під маточину зубчастого колеса d= 65 мм;

- діаметр опірної ділянки вала d= 70 мм;

- діаметр маточини:

d= (1,5…1,7) d; (4.4)

d= (1,5…1,7) · 65 = 97,5…130 мм; приймається d= 100 мм;

- довжина маточини колеса:



l= (0,7…1,8) d; (4.5)

l= (0,7…1,8) · 65 = 45,5…117 мм; приймається l= 60 мм;

- товщина диску зубчастого колеса:

е = (0,1…0,17)R; (4.6)

е = (0,1…0,17) ·201 = 20,1…34,17 мм; приймається е = 20 мм;

- товщина ободу:

д= (2,5…4) m; (4.7)

д= (2,5…4) · 4 = 10…16 мм; приймається д= 12 мм;

- довжина вихідного кінця тихохідного вала:

l= (1,5…2) d; (4.8)

l= (1,5…2) · 55 = 82,5…110 мм; приймається l= 90 мм.



5. КОНСТРУКТИВНІ РОЗМІРИ ЕЛЕМЕНТІВ КОРПУСУ І КРИШКИ РЕДУКТОРА

За дрібносерійного виробництва найбільш розповсюдженим є виготовлення корпусів і кришок редукторів ливарним способом із сірого чавуну. В даному розділі визначаються та призначаються основні конструктивні розміри цих деталей.

Товщина стінки корпусу редуктора:

д = 0,03R+ (3…5); (5.1)

д = 0,03 · 201 + (3…5) = 8,3…10,3 мм; приймається д = 8 мм.

Товщина стінки кришки редуктора:

д= 0,025 R+ (3…5); (5.2)

д= 4,4 + (3…5) = 7,4…9,4 мм; приймається д = 8 мм.

Товщина верхнього поясу корпусу редуктора:

s = 1,5д; (5.3)

s = 1,5 · 8 = 12 мм.

Товщина поясу кришки редуктора:

s = 1,5д; (5.4)

s = 1,5 · 8 = 12 мм.

Товщина нижнього поясу корпусу редуктора:



t = (2…2,5)д; (5.5)

t = (2…2,5) · 8 = 16…20 мм; приймається t = 20 мм.

Товщина ребер жорсткості:

СЧ = 0,85д; (5.6)

СЧ = 0,85 · 8 = 6,8 мм; приймається СЧ = 6 мм.

Діаметр фундаментних болтів:

d= (1,5…2,5)д; (5.7)

d= (1,5…2,5) · 8 = 12…20 мм; приймається d= 16 мм.

Діаметр болтів, які з'єднують корпус і кришку редуктора біля підшипників:

d= 0,75d; (5.8)

d= 0,75 · 16 =12 мм; приймається d= 12 мм.

Діаметр інших стяжних болтів приймається на 2…4 мм меншим від d, тобто dЧ= 10 мм.

Діаметр різі отвору і пробки для зливу масла із корпуса:

d= (1,6…2,2)д; (5.9)

d= (1,6…2,2) · 8 = 12,8…17,6 мм; приймається d= 16 мм.

Ширина поясу зЧєднання корпусу і кришки редуктора біля підшипників:



К = 3d; (5.10)

К = 3 · 12 = 36 мм.

Ширина поясу кріплення корпусу і кришки редуктора:

К= 2,5d; (5.11)

К= 2,5 · 12 = 30 мм.

Ширина нижнього поясу корпусу редуктора:

КЧ = (2,2…2,5)d; (5.12)

КЧ = (2,2…2,5) · 16 = 32,2…40 мм; приймається КЧ = 40 мм.

Діаметр болтів для кріплення кришок підшипників до корпусу редуктора:

d= (0,7…1,4)д; (5.13)

d= (0,7…1,4) · 8 = 5,6…11,2 мм; приймається d= 8 мм.

Діаметр болтів для кріплення кришки оглядового отвору d= 6…10 мм; прий-мається d= 6 мм.

Для контролю за рівнем олива у картері редуктора застосовуються різні технічні засоби і пристосування. Приймається найбільш розповсюджений жезловий масло-показчик.

Для центрівки посадкових місць під підшипники кочення при їх обробці та монтажу редуктора на бокових ділянках фланців корпусу і кришки свердляться отвори, в які встановлюються конічні штифти, діаметр яких приймається рівним d= 8 мм.



6. КОМПОНУВАННЯ РЕДУКТОРА

Визначаються основні геометричні параметри редуктора.

Відстань між внутрішньою стінкою основи корпусу редуктора і колом вершин зубів колеса:

уЧ = (3…6)д; (6.1)

уЧ = (3…6) · 8 = 24…48 мм; приймається уЧ = 30 мм.

Відстань між внутрішньою стінкою кришки редуктора і колом вершин зубів колеса:

у = 1,5д; (6.2)

у = 1,5 · 8 = 12 мм.

Для редуктора з консольним розташуванням конічної шестерні призначаються на швидкохідний і тихохідний вали конічні роликопідшипники середньої серії; при при d = d= 60 мм D = DЧ = 130 мм, В = ВЧ = 31 мм; Т= 31 мм; розмір х= 2,5d= = 2,5 · 60 = 150 мм. Тихохідний вал: при d =d= 40 мм DЧЧ= 90 мм; В = ВЧЧ = 23 мм; Т= 23мм; розмір х=2d= 2,5 · 40 = 80 мм.

Визначаються конструктивні розміри вздовж осі вала.

Швидкохідний вал:

- розмір l= 15…30 мм, приймається l= 20 мм;

- кріплення внутрішнього кільця підшипника здійснюється за допомогою круг-лої гайки з різзю М36 1,5 зовнішнім діаметром D= 52 мм і висотою Н= 8 мм; товщина стопорної шайби s= 1,5 мм; ширина дистанційної шайби між внутріш-нім кільцем підшипника і стопорною шайбою s= 0,5Н= 0,5 · 8 = 4 мм, прий-мається s= 4 мм; звідси l= Н+ s+ s=8 + 1,5 + 4 =13,5 мм, приймається l= =15 мм;

- товщина масловідбивної шайби і ширина бурта 1= 8…12 мм, приймається 1= 10 мм;

- довжина маточини шестерні 1= b + (1…5) = 57,3 + (1…5) = 58,3…62,3 мм, приймається 1= 60 мм;

- розмір 1= 5…10 мм, приймається 1= 10 мм;

- точка прикладання активних сил, які виникають в зачепленні, знаходиться на колі середнього ділильного діаметру шестерні;

- точки прикладання реакцій опор вала орієнтовно знаходяться на рівні торців радіально-упірних підшипників і на середині радіального підшипника:

а= + у+ Т; (6.3)

а= + 30 + 31 = 101 мм; приймається а= 100 мм;

с= (1,2…2,2)а; (6.4)

с= (1,2…2,2) · 100 = 120…220 мм; приймається с= 150 мм;

L= 1+ 1+ 1+ Т+ с+ а+ R; (6.5)

L= 70 + 20 + 15 + 31 + 150 + 100 + 172 = 558 мм.

Тихохідний вал:

- розмір 1 = 15…30 мм, приймається 1 = 20 мм; розмір 1= d= 400 мм; приймається 1= 25 мм;



L= 1+1+ T+ 1; (6.6)

де розмір 1= 20…30 мм, приймається 1= 25 мм;

L= 90 + 20 + 23 + 25 = 158 мм, приймається L=160мм;

- внутрішні бокові стінки корпусу редуктора та підшипників тихохідного вала приймаються симетрично розташованими відносно осі швидкохідного валу; від-стань а та с від точки зачеплення до точки прикладання опірних реакцій:

а= у+ 0,6·1 ; (6.7)

а= 12 + 0,6 · 60 = 48 мм;

с= d+ а; (6.8)

с= 100 + 48 = 148 мм;

- розмір:

L= 1+1+ T+ а+ 0,5d; (6.9)

L= 90 + 20 + 21 + 48 + 69 = 247 мм, приймається L=250мм;

Габаритні розміри редуктора:

L= L+ 0,5d+ у + у + К; (6.10)

L= 250 + 0,5 · 400 + 12 + 8 + 40 = 510 мм;

приймається довжина редуктора L= 510 мм;



В= L+ (c- 0,5d) + T+ 1; (6.11)

В= 160 + (148 - 0,5 · 100) + 21 + 25 = 304 мм;

приймається ширина редуктора В= 305 мм;

- висота редуктора при t = 20 мм:

Н= t + у+ d+у + д+ (10…15); (6.12)

Н= 20 + 30 + 100 + 12 + 8 + 10 = 180 мм;

приймається висота редуктора Н= 180 мм.



7. ПЕРЕВІРКА МІЦНОСТІ ВАЛІВ

7.1 Швидкохідний вал

Міцність валів перевіряється за гіпотезою найбільших дотичних напружень.

Виготовлення шестерні передбачене разом із валом. Для матеріалу вал-шестерня границя витривалості при симетричному циклі навантаження:

у= 0,43у; (7.1)

у= 0,43 · 530 = 228 МПа.

При прийнятих = 2,2; К= 2,2; k= 1 допустиме напруження згину при симетричному циклі визначається за формулою:

= , (7.1)

= = 47,1 МПа.

Викреслюється схема навантаження швидкохідного вала та будуються епюри згинаючих і крутних моментів.

Реакції опор у вертикальній площині zOy від сил F та F і визначається так:

УМ= F· 0,5d- F·a- Y· a= 0; (7.2)

Y= ; (7.3)



Y= = -104 Н.

УM= Yc+ F· 0,5d- F· (а+ c); (7.4)

Y= ; (7.5)

Y= = 279 Н.

Реакції опор у вертикальній площині xOz від сили F:

УМ= Х· с- F·a= 0; (7.6)

Х= ; (7.7)

Х= = 333 Н;

УM= - Х· c - F·(а+ с) = 0; (7.8)

Х= ; (7.9)

Х= = 500 Н.

Розміри згинаючих моментів в характерних перерізах (точках) А, С і В в площині yOz визначаються за формулами:

М= Yc; (7.10)

М= -104 · 105 · 10= -10,5 Н·м;



М= F· 0,5d; (7.11)

М= 33,7 · 0,5 · 68,8 · 10= 1,2 Н·м.

Отже: М= М= 10,5 Н·м.

В площині хОz:

М= М= 0; (7.12)

М= - Хс; (7.13)

М= -333 · 150 · 10= 50 Н·м.

Отже:

М= 50 Н·м.

Т = Т= 17,2 Н·м.

Визначаються сумарний згинаючий момент і нормальні напруження згину в небез- печному перерізі при d = d- 2,4m= 35 - 2,4 · 3,44 = 26,7 мм:

М= М= (7.14)

М= = 51,1 Н·м;

у= ; (7.15)

у= = 27,3 МПа.

Напруження стиску від сили F малі і тому їх можна не враховувати.

Напруження кручення в перерізах С і А:



ф = ; (7.16)

ф = = 4,6 МПа.

За гіпотезою найбільших дотичних напружень визначається і порівнюється з допустимим еквівалентне напруження:

у= ; (7.17)

у= = 28,28МПа < .

Якщо розраховані напруження будуть суттєво нижчими від допустимих, то коефіцієнти запасу міцності валів будуть високими і перевірку їх жорсткості можна не виконувати.Умова міцності виконується.

7.2 Тихохідний вал

Для виготовлення тихохідного вала прийнята сталь 40 (термообробка - нормалізація), для якої при d < 100 мм у= 600 МПа і границя витривалості:

у= 0,43 у; (7.18)

у= 0,43 · 600 = 258 МПа.

Коефіцієнт запасу міцності приймається рівним = 2,2; К= 2,2 ; k= 1. Допустиме напруження згину при симетричному циклі навантажень визначиться за формулою:

= ; (7.19)



= = 53,3 МПа.

Визначаються реакції опор у вертикальній площині уОz від сил F I F:

УM= F·0,5d- Fa+Y(a+ c) = 0; (7.20)

Y= ; (7.21)

Y= = -147,78 Н;

УM= - Y(a+ c) + F·0,5d+ Fc= 0; (7.22)

Y= ; (7.23)

Y= = 173,4 Н.

Реакції опор в горизонтальній площині хОz від сили F:

УM= - Fa+ X(a+ c) = 0; (7.24)

X= ; (7.25)

X= = 122,44 Н;

УM= - X(a+ c) + Fc; (7,26)

X= ; (7,27)



X= = 377,5 Н.

Розміри згинаючих моментів в характерних точках А, С і В визначаються за формулами:

- в площині уОz:

M= M= 0;

M= Yc; (7.28)

M= 173,3 · 148 · 10= 25,66 Н·м;

M= Yc; (7.29)

M= -147,78 · 148 · 10= -21,9 Н·м.

Отже: М= = 25,7 Н·м;

- в площині хОz:

M= M= 0;

M= Xc; (7.30)

M= 1,2 Н·м.

Отже М= M= 1,2 Н·м.

Крутний момент Т = Т= 81,7 Н·м.

Сумарний згинаючий момент в небезпечному перерізі визначається за формулою:

М= М= (7.31)



М= = 51,1 Н·м.

Вал в небезпечному перерізі С (d= 40 мм) послаблений шпонковою канавкою (зубчастий вал насаджений на вал за допомогою шпонки), тому при розрахунку потрібно зменшити його діаметр на 8…10%. Приймається d = 26,7 мм. При цьому:

у= = ; (7.32)

у= = 19,5 МПа.

Напруження стиску при F= 168,6 Н і d = 26,7 мм незначні, тому їх можна не враховувати.

Дотичні напруження кручення в перерізі С визначаються за формулою:

ф= = ; (7.33)

ф= = 15,6 МПа.

Еквівалентне напруження:

у= ; (7.34)

у= = 36,8 МПа < .



8. ПІДБІР ШПОНОК. ПЕРЕВІРКА МІЦНОСТІ ШПОНКОВИХ З'ЄДНАНЬ

Шпонки для з'єднань зубчастих коліс, муфти, зірочки з валами редуктора підби-раються за таблицями ГОСТ 23360-75 в залежності від діаметру вала та перевіря-ються розрахунком з'єднання на зминання.

8.1 Швидкохідний вал

Для консольної частини вала при d за таблицею підбирається призматична шпонка перерізу bh.

Довжина шпонки підбирається із ряду стандартних довжин так, щоб вона була менше довжини посадкового місця вала l на 3...10мм і знаходилась в межах граничних розмірів довжин шпонок. Розрахункова довжина шпонки:

l= l - b, (8.1)

де l - граничний розмір довжини шпонки, мм;

b - ширина перерізу шпонки, мм.

Для вихідного кінця швидкохідного вала:

l= 70 - 10 = 60 мм; приймається l= 60 мм.

Допустимі напруження зминання у припущенні посадки напівмуфти, виготовленої із сталі, = 100...150 МПа. Розрахункове напруження зминання:

у, (8.2)



де Т- обертальний момент на валу, Н·м;

d- діаметр вала, м;

l- розрахункова довжина шпонки, м;

h - висота поперечного перерізу шпонки, м.

у= = 71654166 Па = 71,7 МПа < .

Після визначення розрахункового напруження остаточно приймається шпонка розмірами 10 8 60 (СТ СЭВ 180-75).

Для посадкового місця під шестерню довжина шпонки визначається за форму-лою:

Розрахункове напруження зминання:

у,

у= =63,4 МПа < .

8.2 Тихохідний вал

Для вихідного кінця вала d приймається призматична шпонка перерізу bh. При довжині посадкового місця вала l із ряду стандартних довжин приймається довжина шпонки l з розрахунковою довжиною:

l= l - b.

Для вихідного кінця тихохідного вала:

l= 90 - 16 = 74 мм .

Для посадкового місця під колесо:

l= 60 - 16 = 44 мм.

Розрахункове напруження зминання:

у;

у= = 59,8 МПа < .

Остаточно приймаються шпонки з вибраними розмірами bhl: для вихідного кінця тихохідного вала 16 11 80 мм; для посадкового місця під колесо - 16 11 45 мм.



9. ПІДБІР ПІДШИПНИКІВ

9.1 Швидкохідний вал

Сумарні радіальні навантаження підшипників визначаються за формулами:

F= ; (9.1)

F= = 572,6 Н;

F= ; (9.2)

F= = 348,8 Н.

Вал шестерні монтується на радіально-упірних конічних роликопідшипниках. Осьові складові реакцій конічних роликопідшипників при е = 0,319 для орієнтовно призначеної середньої серії із d =35 мм:

S= 0,83e F; (9.3)

S= 0,83 · 0,319 · 572,6 = 151,6 Н;

S= 0,83e F; (9.4)

S= 0,83 · 0,319 · 348,8 = 92,4 Н.

Визначаються сумарні осьові навантаження. При S> S і F= 37,7 H > 0: F= S= 151,6 Н;



F= S+ F; (9.5)

F= 151,6 + 37,7 = 185,3 Н.

Призначається довговічність підшипника та визначаються коефіцієнти: в межах рекомендованого діапазону L= (12…25)·10 год приймається L= 20 · 10 год, V = 1, тому що обертається внутрішнє кільце, К=1,6 при помірних поштовхах, К=1. Частота обертання швидкохідного вала n = n= 610 хв, б = 10/3 для роликопідшипників.

При F/(VF) = 700/(1 · 2640) = 0,265 < е = 0,319 Х = 1, Y = 0; при F/ (VF) = 903/(1· 1025) = 0,88 > е = 0,319 Х = 0,4, Y = 1,035 для підшипника 7307.

Найбільше еквівалентне навантаження, яке діє на опори вала, визначається за формулами:

Р= (ХVF+ YF)KK; (9.6)

Р= (1· 1· 2640 + 0)1,6 · 1 = 4225 Н;

P= (XVF+ YF)KK; (9.7)

P= (0,4 · 1 · 1025 + 1,035 · 903)1,6 · 1 = 2150 Н.

Отже потрібну динамічну вантажопідйомність визначається для опори А як найбільш навантаженої (Р= Р = 4225 Н):

С= Р (6·10nL), (9.8)

де (6·10nL) = 0,3(lg6n+ lg L) = 0,3(1,954 + 0,985) = 0,882 і, отже

(6·10nL)= 7,62 - антилогарифм;

С= 34,5 кН.

Остаточно приймається конічний роликопідшипник 7307, для якого d = 35 мм, D = 80 мм, b = 21 мм, Т= 23 мм, С = 34,6 кН. n> (4…10) ·10 хв, е = 0,309.

9.2 Тихохідний вал

Сумарні радіальні навантаження підшипників визначаються за формулами:

F= ; (9.9)

F= = 415,4 Н;

F= ; (9.10)

F= = 191,8 Н.

Вал колеса монтується на радіально-упірних конічних роликопідшипниках. Осьові складові реакцій конічних роликопідшипників при е = 0,310 для орієнтовно призначеної середньої серії із d = 50 мм:

S= 0,83e F; (9.11)

S= 0,83 · 0,319 · 415,4 = 109,9 Н;

S= 0,83e F; (9.12)



S= 0,83 · 0,319 · 191,8 = 50,8 Н.

Знаходяться сумарні осьові навантаження. При S> S і F= 33,7 H > 0:

F= S= 109,9 Н;

F= S+ F; (9.13)

F= 109,9 + 33,7 = 143,6 Н.

Призначається довговічність підшипника та визначаються коефіцієнти: в межах рекомендованого діапазону L= (12…25)·10 год., приймається L= 20 · 10 год, V = 1, тому що обертається внутрішнє кільце, К= 1, при помірних поштовхах, К=1. Частота обертання швидкохідного вала n = n= 122 хв, б = 10/3 для роликопідшипників.

При F/(VF) = 274/(1 · 1190) = 0,23 < е = 0,310 Х = 1, Y = 0; при F/ (VF) = 794/(1 · 448) = 0,23 > е = 0,310 Х = 0,4, Y = 2,158 для підшипника 7308. Найбільше еквівалентне навантаження, яке діє на опори вала, визначається за формулами:

Р= (ХVF+ YF)KK; (9.14)

Р= (1· 1 · 1190 + 0 )1,6· 1 = 1900 Н;

P= (XVF+ YF)KK; (9.15)

P= (1 · 1 · 488 + 2,158 · 794)1,6 · 1 = 1905 Н.

Отже потрібну динамічну вантажопідйомність визначається для опори В як найбільш навантаженої (Р= P = 1905 Н):



С= Р (6·10nL), (9.16)

де (6·10nL) = 0,3(lg6n+ lg L) = 0,3(1,954 + 0,58) = 0,76 і, отже (6·10nL) = 5,754 - антилогарифм;

С = 1905 · 5,754 = 10,95 кН.

Остаточно приймається конічний роликопідшипник 7311, для якого d = 55 мм, D = 120 мм, b = 29 мм, Т= 32 мм, С = 79,9 кН. n>( 4…10 ) · 10хв, е = 0,309.



10. ПОСАДКИ ДЕТАЛЕЙ І СКЛАДАЛЬНИХ ОДИНИЦЬ РЕДУКТОРА

Внутрішні кільця підшипників насаджуються на вали з натягом, значення якого відповідає полю допуску h6, а зовнішні кільця в корпус - за перехідною посад-кою, значення якої відповідає полю допуску Н7.

Для маточини деталі, яка насаджується на вихідний кінець вала (шків, зірочка, напівмуфта та інше), і для маточини зубчастого колеса приймаються посадки з натягом відповідно k6 і Н7/р6 (2. табл. П48).



11. МАЩЕННЯ ЗУБЧАСТИХ КОЛІС І ПІДШИПНИКІВ

Для тихохідних та середньохідних редукторів мащення зубчастого зачеплення найчастіше здійснюється зануренням зубчастого колеса в масляну ванну з таким розрахунком, щоб колесо занурювалось в масло не менше ніж на висоту зуба. Об'єм масляної ванни визначається за формулою:

V 0,6Р, (11.1)

де Р- потужність на тихохідному валу редуктора, кВт (похідні дані для проекту-вання редуктора), Р= 4,6кВт;

V= 0,6 · 4,75 = 2,85 л.

При відомій коловій швидкості зубчастого колеса v = 2,2 м/с приймається масло марки И-70А ДСТУ 2079-95 .

Мащення радіально-упірних шарикопідшипників найчастіше здійснюється шляхом закладання в підшипникові камери консистентного мастила. Приймається солідол УС-1. Мащення радіального шарикопідшипника і радіально-упірних роли-копідшипників здійснюється розбризкуванням рідким мастилом.



12. РОЗРАХУНОК ПАСОВОЇ ПЕРЕДАЧІ

Вихідні дані для розрахунку:

потужність на ведучому валу (ведомому валу редуктора) Р= 4,75 кВт;

частота обертання ведучого вала пасової передачі n= 122 хв;

кутова швидкість = 12,8 с;

обертальний момент Т= 81,7 Нм;

передаточне число пасової передачі u= 1,54;

Потужність на ведомому валу пасової передачі (ведучому валу конвеєра) визначається за формулою:

Р= Рu, (11.1)

де - коефіцієнт корисної дії пасової передачі, = 0,95;

Р= 4,75 · 1,54 · 0,95 = 6,9 кВт.

Частота обертання ведомого вала:

n= , (11.2)

n= = 79,2 хв.

Кутова швидкість ведомого вала:

= , (11.3)

= = 8,3 с. Обертальний момент на ведомому валу:



Т= Тu, (11.4)

Т= 81,7 · 1,54 · 0,95 = 119,5 Н · м.

Визначається, що при моменті на ведомому валу від 80 Нм до 190 Нм потрібно застосувати тип пасу В та діаметр шківа на ведучому валу D= 125 мм.

Визначається діаметр ведомого шківа:

D=Du(1 - ), (11.5)

де - коефіцієнт, = 0,01…0,015.

D= 125 · 1,54 · (1 - 0,01) = 190,6 мм.

Отримане значення діаметру округлюється до найближчого D= 190 мм. Уточнюється передаточне відношення:

u= ; (11.6)

u= = 1,54.

Визначається міжосьова відстань:

а = 2(D+ D); (11.8)

а = 2 · (190 + 125) = 630 мм.

Перевіряється:

= = 3,3 > 1; приймається.

Довжина пасу визначається за формулою:



L = 2a + (D+ D) + ; (11.9)

L = 2 · 630 + (190 +125) + = 1647,9 мм.

Приймається найближча стандартна довжина паса L = 1600 мм.

Міжосьова відстань перераховується виходячи із стандартної довжини пасу:

а = (2L - (D+D) + ; (11.10)

а = = 695 мм.

Під час монтажу необхідно передбачити можливість натяжіння пасу, а для цього потрібно передбачити зменшення міжосьової відстані на 2,5%, тобто на 0.025L. Для даного випадку:

= 0,025 · 695 = 4 мм.

Кут обхвату пасом ведучого шківа повинен бути рівним або більшим за 120 градусів:

= 180- 57; (11.11)

= 180 - 57 · = 174,3є.

Умова виконана.

Швидкість паса визначається за формулою:



V = ; (11.12)

V = = 1,21 м/с.

Допустима швидкість для клинових пасів V 25 м/с: умова виконана.

Число перебігів паса за секунду:

і = 15 с; (11.13)

і = = 1,3 с.

Умова виконана. Потужність, яка передається вибраним пасом типу В для швидкості V = 1,2 м/с та D= 125 мм, дорівнює =4 кВт.

Уточнюється розрахункова потужність для даних умов:

= СССС, (11.14)

де С= 0,9; С= 0,96; С= 1; С= 0,95;

= 4 · 0,9 · 0,96 · 0,95 = 3,28 кВт.

Число пасів в передачі визначається із виразу:

Z = ; (11.15)

Z = = 1,45 шт.

Приймається Z = 2 паси.

Визначається сила попереднього натяжіння пасу:



F= ; (11.16)

F= =1951 Н.

Визначаються сили в передачі:

колова сила:

F= ; (11.17)

F= = 1370 Н;

сила натяжіння ведучої вітки:

F= F + ; (11.18)

F= 1951 + = 2294 Н;

сила натяжіння ведомої вітки:

F= F - ; (11.19)

F= 1951 - = 1266 Н.

Сила тиску на вал визначається за формулою:

F= 2FZ sin; (11.20)



F= 2 · 1951 · 2 · 0,05 = 390,2 Н.

Для визначення максимального напруження в пасу вибираються площа поперечного перерізу А = 240 мм, висота профілю h = 10,5 мм, густина матеріалу паса = 1250…1400 кг/м (приймається = 1300 кг/м):

= ; (11.21)

де Е - модуль пружності матеріалу паса, Е = 100 Н/мм;

= + · 100 + 1300 · 1,2 · 10 = 18,7 Н/мм.

Умова виконана, тому що = 20 Н/мм.



13. ВИКРЕСЛЮВАННЯ ЗАГАЛЬНОГО ВИГЛЯДУ РЕДУКТОРА

Загальний вигляд редуктора, який спроектовано, викреслюється у двох виглядах - спереду (головний вигляд) та вигляді зверху, суміщеному із горизонтальним розрізом по площині стику між корпусом і кришкою корпуса. Для уточнення конструкції редуктора в цілому та його складових частин (деталей та складальних одиниць) будуються необхідні місцеві розрізи.

Креслення загального вигляду виконується на аркуші стандартного формату А1 (594841мм) в масштабі 2:1. Для побудови зображень використовуються дані розрахунків, виконаних в розрахунково-пояснювальній записці проекту, а також довідкові відомості і зразки із атласів креслень.

Специфікація складається за стандартною формою (ГОСТ 2.108-68) на аркушах формату А4 і підшивається до розрахунково-пояснювальної записки.

Робочі креслення деталей редуктора (вала-шестерні, колеса або ведомого вала) викреслюються на окремих аркушах формату А3 за геометричними параметрами, розрахованими в розділах 2, 3 та за складальним кресленням.



14. СКЛАДАННЯ РЕДУКТОРА

Перед складанням внутрішні поверхні корпусу і кришки редуктора ретельно очищуються та вкриваються маслостійкою фарбою.

Складання виконується у відповідності до складального креслення редуктора, починаючи з вузлів валів:

1) на ведучий вал-шестерню насаджуються масловідбивні кільця, напресовують-ся шарикопідшипники, які попередньо нагріваються в оливі до температури 80...…100С;

2) у ведомий вал закладається шпонка 1611 45 та напресовується зубчасте колесо до упору в бурт вала, потім надівається розпірна втулка, масло відбивні кільця та напресовуються підшипники, нагріті в оливі.

Зібрані вали укладаються в основу корпусу редуктора і надівається кришка кор.-пусу. Попередньо поверхні стику корпусу і кришки покриваються спиртовим ла-ком. Для центровки кришка встановлюється на корпус за допомогою двох конічних штифтів. Затягуються болтові зґєднання, що кріплять кришку до корпусу.

В підшипникові камери закладається пластичне мастило. У поточки наскрізних кришок підшипників вставляються войлочні ущільнювачі, пропитані гарячим оливом. Ставляться кришки підшипників із комплектом металевих прокладок, регулюється тепловий зазор в підшипниках. Кришки підшипників кріпляться гвинтами до корпусу і кришки редуктора.

Після складання редуктора провертанням валів від руки перевіряється відсутність заклинювання зубчастих коліс та підшипників.

Закручується пробка маслозливного отвору. В картер корпусу редуктора залива-ється оливо, рівень якого контролюється за допомогою щупа.

Закривається оглядове вікно крищкою із прокладкою. Кришка закріплюється болтами.

На кінець швидкохідного вала закладається призматична шпонка 108 60 мм, а на кінець тихохідного вала - шпонка 161180 мм. Складений редуктор обка-тується та випробується на стенді за програмою, встановленою технічними вимогами:

1) редуктор випробується без навантаження на протязі однієї години при номі-нальній частоті обертання швидкохідного вала;

2) при номінальній частоті обертання швидкохідного вала до тихохідного вала прикладається навантаження, яке на 10 відсотків перевищує номінальне, і редуктор випробується на протязі 10…15 хвилин.

Складений і випробуваний редуктор встановлюється на рамі, закріпленій на бетонному фундаменті товщиною не менше 300 мм, та кріпиться до неї за допо-могою анкерних болтів із різзю М16. На рамі також встановлюється і кріпиться електродвигун АІР4А160М8У3, який з'єднується із редуктором еластичною втулково-пальцевою муфтою МУВП з діаметрами отворів під вал електродвигуна 25 мм та під вихідний кінець швидкохідного вала редуктора 25 мм.

На вихідний кінець тихохідного вала насаджується ведуча зірочка ланцюгової передачі приводу та надівається ланцюг з наступним регулюванням його натяжін-ня за допомогою натяжної зірочки.

Електродвигун та пускозахисна апаратура обладнуються заземленням та при-єднуються до електромережі.



ВИСНОВКИ

У виконаному курсовому проекті виконано конструювання одноступінчастого циліндричного прямозубого редуктора, призначеного для приводу стрічкового конвеєра, який працюватиме в умовах спокійних навантажень.

В результаті виконаних розрахунків на основі отриманого завдання розроблений редуктор має такі кінематичні, динамічні та геометричні характеристики:

1) частота обертання швидкохідного вала 610 хв.;

2) частота обертання тихохідного вала 122 хв.;

3) передаточне число 5;

4) потужність електродвигуна 1,1 кВт;

5) потужність на вихідному кінці тихохідного вала 4,75 кВт;

6) обертальний момент на тихохідному валу 81,7 Н·м;

7) габаритні розміри (довжина, ширина, висота) 510 305 180 мм.

Корпусні деталі редуктора планується виготовляти ливарним способом із сірого чавуну СЧ 18-32 з подальшою механічною обробкою спряжених поверхонь стику корпусу і кришки, посадкових місць під підшипники, різьбових отворів тощо.

Отримані результати проектування та конструювання дозволяють зробити висновок, що мету проекту досягнуто і завдання виконано.



ЛІТЕРАТУРА

1. Куклін М.Г., Деталі машин. -М.: Вища школа, 1987.

2. Устюгов І.І., Деталі машин. - М.: Вища школа, 1981.

3. Чернавський С.О., Боков К.М. та ін., Курсове проектування деталей машин. - М.: Машинобудування, 1987.

4. Іцкович Г.М., Опір матеріалів. - М.: Машинобудування, 1989.

5. Федоренко В.О., Шошин О.І., Довідник з машинобудівельного креслення. - Л.: Машинобудування, 1981.

6. Державні стандарти ЄСКД, ЄСТД.

Размещено на Allbest.ru