Если у вас возникли сложности с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой - мы готовы помочь.
Предоплата всего
Подписываем
Содержание
Введение
Ведущая роль машиностроения среди других отраслей народного хозяйства определяется тем, что основные производственные процессы во всех отраслях промышленности, строительства и сельского хозяйства выполняют машины и механизмы. Одним из наиболее широко применяемых механизмов является редуктор.
Редуктор – это механизм, предназначенный для понижения угловой скорости и увеличения передаваемого момента в приводах от двигателя к рабочей машине. Основными узлами механизма являются зубчатые передачи, валы, подшипники и корпус редуктора.
Проектируемый редуктор –цилиндрический.
Редуктор имеет три вала: ведущий (быстроходный) вал, промежуточный и ведомый (тихоходный). Целью данного курсового проекта является разработка привода цепного транспортера.
При работе над проектом, основная часть расчетов производится на ЭВМ с использованием программ:
EDIU-энергокинематический расчет привода;
RED-расчет редуктора;
POD-расчет подшипников;
VAL-расчет вала на выносливость.
Остальные расчеты сводятся к подготовке исходных данных для расчета на ЭВМ, анализу результата расчета, а также к конструированию элементов передач.
Привод конвейера монтируется на отдельной раме, что позволяет проводить его сборку, наладку независимо от конвейера и обеспечивает удобство ремонта и обслуживания. Привод состоит из асинхронного электродвигателя и редуктора, установленных на общей раме. Для передачи крутящего момента от вала электродвигателя к входному валу редуктора и от выходного вала редуктора к приводному валу конвейера используется муфта типа МУВП.
1.Энергокинематический расчет привода
Целью энергокинематического расчета является подбор электродвигателя на основании потребляемой мощности, а также определения передаточного числа привода, исходя из частот вращения электродвигателя и вала исполнительного органа машины.
1.1. Подготовка исходных данных
Необходимые для расчета данные оформляются в таблицу 1.1. При этом определяются следующие данные:
8) Общий КПД привода рассчитывается с учетом потерь мощности в подшипниковых парах, в зубчатых зацеплениях, муфтах.
На основании анализа кинематической схемы
η=••
где ηпод =0,99-КПД подшипников качения; ηм=0,99-КПД муфты; ηцил=0,97-КПД цилиндрической передачи;
η=**=0,90
9) Передаточное число открытой передачи (двигатель - редуктор) U=1
10) Передаточное число открытой передачи (редуктор – приводной вал) U=1
11) Число зубьев тяговой звездочки =6
12) Шаг тяговой цепи конвейера p=100 (мм)
1.2. Расчет и анализ полученных результатов
Для расчета используем программу Ediu. Результаты энергокинематического расчета приведены в распечатке (табл.1.2). Дальнейший расчет будем производить по трем электродвигателям, т.к. двигатель марки 4A80В2 не позволяет выйти на заданную скорость. Окончательный выбор оптимального варианта марки электродвигателя выполняется после расчета передач редуктора.
2. Автоматизированный расчет редуктора
2.1. Выбор материала передач редуктора
Для изготовления зубчатой передачи выбираем сталь 40x с двумя вариантами термообработки. Два вида термообработки передач представлены в табл. 2.1.
Таблица 2.1.
Рекомендуемые сочетания твердостей и термообработки
|
вариант |
I |
II |
|
Элемент зацепления |
Улучшение HB 269…302 σт = 750 МПа σв = 900 МПа |
Улучшение + ТВЧ Поверхность HRC 45…50 Сердцевина HB 269…302 σт = 750 МПа σв = 900 МПа |
|
Шестерня |
||
|
Колесо |
Улучшение HB 235…262 σт = 640 МПа σв = 790 МПа |
Улучшение HB 235…262 σт = 640 МПа σв = 790 МПа |
Для выбора оптимального варианта размеров редуктора примем два варианта комбинаций твердости:
Твердость зубьев шестерни, HRC: 28; 48
Твердость зубьев колеса, HRC: 25; 25
Предел текучести материала шестерни, МПа: 750;750
Предел текучести материала колеса, МПа: 640; 640
2.2. Подготовка исходных данных
1) Число вариантов расчета по передаточному числу – 3
2) Число вариантов расчета по твердости зубьев – 2
3) Ресурс работы редуктора t. Исходя из формулы:
t=365•24•кгод•ксут•L=365*24*0.3*0.29*7=5262 ч
где кгод=0.3-коэффициент годового использования привода;
ксут=0.29- коэффициент суточного использования привода;
L=7 лет - срок службы привода.
Коэффициент α при переменном режиме работы равен отношению моментов , с которыми работает передача, определяется по графику нагрузки: 1; 0,6; 0; 0. Коэффициент =, где - время действия момента , t- полное время работы передачи: 0,2; 0;8; 0; 0.
4) Мощность на валу колеса:
= ••=2,2**0,99*0,97=2,07
5) тип редуктора - 5
6) Частоту вращения вала шестерни и передаточные числа передач берем из распечатки (табл.1.2).
2.3. Расчет, анализ полученных результатов и выбор рационального варианта компоновочной схемы редуктора
Расчет выполняем в программе RED. Результаты расчета в таблице 2.3.
Получено шесть вариантов. На основании этих данных проводим окончательный выбор рациональной компоновки редуктора.
Критериями оптимальной конструкции являются:
1) Наличие минимально-необходимых зазоров: ∆к≥3мм
2) Минимальный объем занимаемый конструкцией.
3) Обеспечение качественной смазки: ∆m≤
Таблица 2.4.
Результаты расчета
|
N |
, |
, мм |
∆к, мм |
, |
∆m, мм |
, мм |
вывод |
|
|
1 |
1425 |
28 25 |
64,8 |
28,2 |
9926,2 |
39,8 |
90,2 |
|
|
2 |
950 |
28 25 |
63,2 |
12,6 |
6968 |
19,9 |
75,67 |
+ |
|
3 |
700 |
28 25 |
64.5 |
13,4 |
6755 |
18,39 |
73,65 |
|
|
4 |
1425 |
48 25 |
64,8 |
-7,1 |
||||
|
5 |
950 |
48 25 |
63,8 |
-3,6 |
||||
|
6 |
700 |
48 25 |
64,8 |
-2,5 |
Минимально-необходимые зазоры имеют только три варианта редукторов, которые также обеспечены качественной смазкой. Второй вариант немного больше по объему, чем третий, но ему соответствует более быстрый двигатель 4A100L6. Дальнейший расчет ведем по данному электродвигателю.
3. Ориентировочный расчет и конструирование валов
Для предварительного определения диаметра вала выполняют ориентировочный расчет его на кручение по допускаемому напряжению без учета влияния изгиба:
Тк- крутящий момент на валу (Н•м);
=15-25 МПа – для концевых участков вала;
Остальные диаметры принимаем конструктивно с учетом формул:
-диаметр под подшипник dп=d+2t2+1, где t2- глубина шпоночного паза в ступице детали (ГОСТ23360-78);
- диаметр буртика подшипника dбп=dп+3fп, где fп - фаска внутреннего кольца подшипника (ГОСТ23360-78);
- диаметр буртика для упора зубчатого колеса dбк=dк+3fк (ГОСТ23360-78)
3.1. Быстроходный вал
(мм), гдеТ1=21,67 (Н•м), =20 (МПа)
³√16*21,67 •10³/(3,14•20)=17,7 (мм).
Так как быстроходный вал вращается валом двигателя через стандартную муфту, принимаем dвх==24 мм,
dп=d+2t2+1=24+2·1.8+1=28.6мм,
По ГОСТ 6636-69 принимаем dп=30мм.
dбп=dп+3·fп=30+3·1.5=34.5мм.
Для повышения технологичности детали принимаем dбп==36,31мм.
Эскиз ведущего вала представлен на рис. 3.1.
3.2. Промежуточный вал
(мм), гдеТ2=115,05 (Н•м), =20 (МПа)
=30,8 (мм).
По ГОСТ 6636-69 принимаем dп=40мм.
dбп=dп+3·fп=40+3·2=46мм.
Диаметры остальных участков принимаем конструктивно. Эскиз промежуточного вала представлен на рис. 3.2.
3.3. Тихоходный вал
(мм), гдеТ2=441,94 (Н•м), =20 (МПа)
=48,3 (мм).
С учетом особенностей стандартных муфт принимаем =56мм, dп=d+2t2+1=56+2·2.5+1=62 мм,
По ГОСТ 6636-69 принимаем dп=65мм.
dбп=dп+3·fп=65+3·2.5=72,5 мм.
Эскиз ведомого вала представлен на рис. 3.3.
4.Расчет элементов и конструирование деталей передач
4.1. Колесо быстроходной ступени
По данным распечатки известны диаметры окружностей вершин, впадин и делительных окружностей, а так же ширина венца колеса.
d2=190 мм; da2=191,69 мм; df2=187,19 мм; b2=28 мм; T2=115,05 Н*м.
Рассчитываем остальные параметры:
1) Диаметр ступицы: dст=1,6*d =1.6*42=68 (мм);
2) Длина ступицы: = +(5…10) (мм); =+b (мм);
- длина шпонки
lp – рабочая длина шпонки, (мм);
= ; где предельное напряжение смятия.
Тк – крутящий момент на валу, (Н*м);
d – диаметр вала в месте установки шпонки, (мм);
h – высота шпонки, (мм);
lp – рабочая длина шпонки, (мм);
=100…120 (МПа). допускаемое напряжение смятия, (Н*м).
=80(МПа),
Согласно ГОСТ 23360-78 выбираем шпонку сечением 14×9
= =13,3 (мм)
Принимаем: =14(мм);
=14+14=28(мм);
=28+6=34(мм).
3) Толщина торцов зубчатого венца цилиндрического колеса
δ=2.2*m+0.05*b2 =2,2*1+0,05*28=4,5 (мм);
4) Толщина диска цилиндрического колеса
С≈1,3δ=1,3*4,5=6 (мм);
Все размеры округлены до нормальных линейных.
Эскиз на рисунке 4.1.
4.2. Колесо тихоходной ступени
d2=224 мм; da2=227 мм; df2=220,25 мм; b2=44 мм; T2=441,24 Н*м.
Рассчитываем остальные параметры:
1) Диаметр ступицы: dст=1.6*67=108 (мм);
2) Согласно ГОСТ 23360-78 выбираем шпонку сечением 20×12
= =25,4 (мм)
Принимаем =26(мм); =26+20=46(мм);
Длина ступицы =46+4=50(мм).
3) Толщина торцов зубчатого венца цилиндрического колеса:
δ=2.2*m+0.05*b2 =2,2*1,75+0,05*44=6 (мм);
4) Толщина диска цилиндрического колеса
С≈1,3δ=1,3*6=8 (мм);
Все размеры округлены до нормальных линейных. Эскиз на рисунке 4.2.
5. предварительный выбор подшипников
Предварительно выбираем по диаметрам валов под подшипник шариковый радиально-упорный подшипник лёгкой серии по ГОСТ 831-75.
На быстроходный вал № 36206
d=30(мм); D=62(мм); B=16(мм).
На промежуточный вал № 36208
d=40(мм); D=80(мм); B=18(мм).
На тихоходный вал № 46213
d=65(мм); D=120(мм); B=23(мм).
6. Расчет элементов и конструирование корпуса и подшипниковых узлов
1) Толщина стенок корпуса, отвечающая требованиям технологии литья, необходимой прочности и жесткости корпуса, вычисляется по формуле:
δ=1,2≥8; где Т – вращающий момент на выходном валу.
δ=1,2=5,5
Принимаем δ=8 (мм).
2) Толщина фланцев корпуса:
b=1.5*δ, b=1.5*8=12(мм).
3) Диаметр болтов, крепящих крышку к корпусу редуктора:
=1,25=1,25=9,5(мм).
По ГОСТ 7796-70 принимаем диаметр резьбы болтов М10.
4) Диаметр болтов, крепящих редуктор к раме:
≈1.25=1,25*10=12,5(мм).
По ГОСТ 7796-70 принимаем диаметр резьбы М14.
5) Ширина фланца:
В=++ δ (мм)
=1,5=1,5*10=15(мм); =1,2=1,2*10=12(мм);
В=15+12+8=35(мм).
7. Эскизная компоновка редуктора
Эскизная компоновка редуктора выполнена в масштабе 1:1на миллиметровой бумаге (рис.7.1.)
Компоновка выполняется на основе предыдущих расчетов с проставлением основных размеров, необходимых для последующего расчета подшипников.
Определяем зазор между вращающимися деталями и внутренней стенкой корпуса редуктора:
(мм), где L – наибольшая длина редуктора.
L= ++=112+140+=383,7 (мм)
a=+3=10 (мм)
Расстояние b0 (мм) между дном корпуса и поверхностью колеса:
b0=4а=4*10=40 (мм)
После определения диаметров ступеней валов, расстояния между деталями передачи, а также после выбора типа подшипников приступаем к вычерчиванию редуктора.
8. Проверка долговечности подшипников промежуточного вала
8.1. подготовка исходных данных
Необходимые для расчета данные приведены в таблице 8.1. В таблице показываются схемы нагружения вала в горизонтальной и вертикальной плоскостях. Значения сил принимаются из распечатки (табл. 2.3) согласно принятому варианту расчета. Координаты сечений вала - это расстояния от опоры А до точки приложения силы. Расчетная схема вала представлена на рисунке 8.1.
8.2. Расчет и анализ полученных результатов
Программа расчета подшипников качения на долговечность имеет имя POD. Итогом расчета являются распечатки (табл. 8.2., 8.3.), где указаны исходные данные для контрольной проверки, а так же подшипники, которые удовлетворяют заданной нагрузке на вал.
По данным распечаток выбираем подшипники по ресурсу их работы. Предварительно выбранные подшипники (см. п. 5.) удовлетворяют условию.
9. Уточненный расчет промежуточного вала
9.1. Подготовка исходных данных
Исходные данные для расчета вала на выносливость приведены в таблице 10.1. Расчетная схема тихоходного вала изображена на рисунке 10.1.
Приступая к расчету, предварительно намечаем опасные сечения вала, которые подлежат расчету. При этом учитывается характер эпюр изгибающих и крутящих моментов, структурная форма вала и места концентрации напряжений.
Предел прочности материала выбираем согласно таблице 900МПа (материал-сталь Ст-45). Изгибающие моменты в выбранных сечениях вала рассчитывается по формуле:
(Нм).
где - изгибающие моменты в горизонтальной и вертикальной плоскостях соответственно.
При построении эпюр изгибающих моментов, значения реакций в опорах берем из распечатки (табл. 8.3.)
Размеры длин принимать согласно эскизу вала.
===18,5 (H*м).
===91,4 (H*м).
9.2. расчет и анализ полученных результатов
Результаты расчета приведены в таблице 9.2.
Как видно из распечатки, прочность вала обеспечена, т.к. напряжения в расчетных сечениях меньше предельно допустимых.
10. Выбор и расчет шпонок
Для соединения валов зубчатыми колесами применяют, чаще всего, призматические шпонки. Шпонка служит для передачи крутящего момента от вала к ступице колеса и наоборот. Размер сечений шпонок, длина и пазы выбираются по ГОСТ 23360-78. Материал шпонки – Сталь 45 нормализованная
Расчет шпонок производят по условию прочности на смятие.
,
10.1. Быстроходный вал
Диаметр вала со шпоночным пазом под муфту d=25(мм). В соответствие с этим подбираем шпонку с сечением b*h=8*7
= =6,2 (мм).
=6,2+8=14,2 (мм).
Принимаем минимально возможный размер: =18 (мм).
10.2. Промежуточный вал
Расчет шпонки под колесо см. п. 4.1.
10.3. Тихоходный вал
Диаметр вала под шпоночным пазом d=56(мм). В соответствие с этим выбираем шпонку с сечением b*h =16*10
= =32,8 (мм).
=32,8+16=48,8 (мм).
Принимаем: =50 (мм).
Расчет шпонки под зубчатое колесо на валу см. п. 4.2.
11. Подбор муфт
Выбираем муфты упругие втулочно-пальцевые по ГОСТ 21424-93 исполнение 1.
Должно выполняться условие: *k≤[]
[]- табличное значение.
- крутящий момент на валу.
k- коэффициент режима работы при спокойной работе и небольших разгоняемых массах (приводы конвейеров, испытательных установок) следует принять в пределах от 1,1 до 1,4
11.1. Ведущий вал
Выбираем муфту с []=150 (Н*м), диаметр полумуфты на валу двигателя: d=28 мм, на валу редуктора d=25 мм.
Муфта 150-25-1-28-1-У3 ГОСТ 21424-93
11.2. Ведомый вал
Муфта с []=1000 (Н*м), обе полумуфты диаметром: d=56 мм.
Муфта 1000-56-1-У3 ГОСТ 21424-93
12. Смазка редуктора
Для смазки принимается масляная ванна (картерная смазка). В корпус редуктора заливается масло, так чтобы венцы колес были погружены в него. При их вращении масло разбрызгивается, в результате чего внутри редуктора образуется масляный туман (взвесь частиц масла). Данный способ требует герметичных уплотнений. Смазка зубчатых колес происходит за счет погружения их в масляную ванну. Подшипники качения смазываются брызгами масла. В целях предупреждения попадания продуктов износа в подшипник устанавливаются маслозащитные шайбы (кольца). Во избежание выброса масла и сравнивание давления создаваемого в редукторе с внешней средой, на крышке корпуса устанавливается отдушина. Для наблюдения за уровнем масла устанавливают щуп. В целях замены масла в днище редуктора выполняют резьбовую пробку, через которую производят слив.
Выбор смазочного материала основан на опыте эксплуатации машин. Принцип назначения сорта масла следующий: чем выше контактное напряжение в зубьях, тем большей вязкостью должно обладать масло, и чем выше окружная скорость колеса, тем меньше должна быть вязкость масла. Поэтому требуемую вязкость масла определяют в зависимости от контактного напряжения и окружной скорости колеса.
Средняя окружная скорость колеса промежуточного вала:
Vк=πd2n2/60*1000, м/с
Vк=3,14*191,69*171,81/60*1000=1,72 (м/с);
При контактных напряжениях меньше 600МПа и скорости меньше 2м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 34 мм2/с.
Принимаем масло И-Г-А-32 по ГОСТ 20799 – 75.
13. Выбор посадок
13.1 Посадки подшипников
Внутренние кольца подшипников вращаются вместе с валом относительно действующей радиальной нагрузки и значит имеют циркулярное нагружение. Поэтому посадка внутреннего кольца на вал: L0/k6.
Наружные кольца неподвижны относительно радиальной нагрузки и подвергаются местному нагружению, поэтому выбираем посадку H7/l0.
13.2. Посадки деталей передач
Колеса должны быть туго посажены на валы и хорошо центрированы. Значит, выбираем посадки: H7/p6.
Посадки шпонок назначаются согласно ГОСТ 23360-78. Ширину призматической шпонки выполняют по h9. Посадки распорных втулок: F9/k6. посадки крышек подшипниковых узлов M7/h8.
13.3. Посадки муфт
При установке муфт на валы назначают переходную посадку H8/h7.
Заключение
В ходе выполнения курсового проекта был спроектирован привод, состоящий из электродвигателя 4А100L6 мощностью 2,2 кВт, двух упругих втулочно-пальцевых муфт, цилиндрического редуктора.
В процессе проектирования были решены следующие задачи: сконструированы валы, зубчатые колеса, выбраны подшипники, сконструирован корпус редуктора и проверен тихоходный вал на выносливость.
Одним из средств решения задач является расчет на ЭВМ, с помощью которого выполнены основные расчеты.
Сконструированный привод отвечает требованиям унификации, экономики, технологии, эксплуатации и технике безопасности.
Список используемой литературы
1.Методические указания к курсовому проекту. Расчет цилиндрических зубчатых передач. Вологда: -ВоГТУ, 2004.-20с.
2. Методические указания к курсовому проекту. Герметизация подшипниковых узлов. - Вологда: ВПИ, 1997,- 26с.
3.Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин.-М.: высш. школа, 1985.-416с.
4.Детали машин: Методические указания к курсовому проекту. Расчет и конструирование валов. - Вологда: ВоПИ, 1998.-21c.
5. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя: В 3 т. Т. 2.,Т. 3.-М.: Машиностроение, 1992.-784 с.,720 c.