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
МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ
Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение
высшего профессионального образования
«Оренбургский государственный университет»
Транспортный факультет
Кафедра «Детали машин и прикладная механика»
КУРСОВОЙ ПРОЕКТ
по дисциплине “Основы конструирования ”
Привод транспортера
Расчетно-пояснительная записка
ГОУ ОГУ 220301.65 41 07.29
Руководитель проекта:
___________
« » 2012 г.
Исполнитель: студент
группы АТП
_________
« » 2012 г.
Оренбург 2012 г.
Аннотация
Пояснительная записка содержит 45 страниц, в том числе 12 рисунков, 6 таблиц, 8 источников использованной литературы. Графическая часть выполнена на 2 листах формата А1.
В данном проекте изложен процесс проектирования привода транспортера с разработкой конструкции шевронного одноступенчатого редуктора и открытой цепной передачи, служащих для передачи вращающего момента с вала электродвигателя на рабочий вал транспортера.
МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ
Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение
высшего профессионального образования
«Оренбургский государственный университет»
Транспортный факультет
Кафедра «Детали машин и прикладная механика»
Техническое задание ГОУ ОГУ 220301.65 41 07.29 на курсовое проектирование по дисциплине «Основы конструирования»
Привод транспортера.
Исходные данные:
угловая скорость рабочего вала ……………………………………….....9,25;
вращающий момент на рабочем валу …………………..………..…...250;
срок службы привода , час ……………………………………………......10000;
производство ……………………………………………………………..единичное;
особые требования …………………………………………………нереверсивный.
Разработать:
Дата выдачи задания: « » 2012г.
Руководитель проекта: _________
Дата защиты проекта: « » 2012 г.
Исполнитель: студент группы АТП ________
Содержание
|
[1] Выбор и проверка электродвигателя, кинематический расчёт привода [1.1] Выбор и проверка электродвигателя [1.1.1] Определение требуемой мощности электродвигателя [1.1.2] Определение требуемой частоты вращения электродвигателя [1.1.3] Выбор электродвигателя [1.2] Определение общего передаточного числа и разбивка его между ступенями [1.3] Определение частот вращения валов привода [1.4] Определение угловых скоростей валов привода [1.5] Определение мощностей на валах привода [1.6] Определение вращающих моментов на валах привода [2] Расчет закрытой цилиндрической шевронной передачи [2.1] Исходные данные для расчета [2.2] Выбор материалов зубчатых колес передачи и определение допускаемых напряжений [2.2.1] Выбор материала зубчатых колес [2.2.2] Средняя твердость материала шестерни и колеса [2.2.3] Число циклов перемены напряжений шестерни и колеса N∑1 и N∑2 [2.2.4] Эквивалентное число циклов перемены напряжений [2.2.5] Число циклов перемены напряжений, соответствующее длительному пределу контактной выносливости шестерни и колеса NHG1 и NHG2 для колес из улучшенных сталей [2.2.6] Число циклов перемены напряжений, соответствующее длительному пределу изгибной выносливости [2.2.7] Допускаемые напряжения для расчетов на выносливость [2.2.8] Допускаемые напряжения для расчетов на контактную выносливость [2.2.9] Допускаемые напряжения для расчетов на изгибную выносливость [2.2.10] Максимальные допускаемые напряжения [σ]Hmax и [σ]Fmax [2.3] Определение основных параметров передачи [2.3.1] Коэффициенты нагрузки при расчете на контактную выносливость [2.3.2] Коэффициенты нагрузки при расчете на изгибную выносливость [2.3.3] Предварительное значение межосевого расстояния [2.3.4] Рабочая ширина венца [2.4] Рабочая ширина колеса [2.4.1] Модуль передачи [2.4.2] Минимальный угол наклона зубьев для шевронной передачи [2.4.3] Суммарное число зубьев [2.4.4] Действительное значение угла наклона зубьев [2.4.5] Число зубьев шестерни [2.4.6] Число зубьев колеса [2.4.7] Фактическое передаточное число [2.5] Уточнение расчетных параметров передачи и проверочный расчет на контактную прочность зубьев [2.5.1] Окружная скорость [2.5.2] Уточняем коэффициенты нагрузки [2.5.3] Расчетное контактное напряжение [2.6] Проверка зубьев на изгибную выносливость [2.6.1] Напряжения изгиба в зубьях колеса [2.6.2] Напряжения изгиба в зубьях шестерни [2.7] Основные геометрические размеры колес [2.7.1] Диаметры делительных окружностей [2.7.2] Диаметры окружностей вершин зубьев [2.8] Силы, действующие в зацеплении [2.9] Проверка передачи на кратковременную пиковую нагрузку [3] Расчёт открытой цепной передачи [3.1] Определяем число зубьев звёздочек [3.2] Определение шага цепи [3.3] Проверка условия обеспечения износостойкости цепи [3.3.1] Проверка условия: n[n1] [3.3.2] Проверка условия: р[р] [3.4] Определение геометрических параметров передачи [3.4.1] Вычисление предварительного межосевого расстояния [3.4.2] Определение числа звеньев цепи [3.4.3] Уточнение межосевого расстояния [3.4.4] Определение делительного «d» диаметра ведущей и ведомой звездочек [3.4.5] Определение наружного «Dе» диаметра ведущей и ведомой звездочек [3.5] Проверка коэффициента запаса прочности [3.6] Определение силы действующей на вал [4] Проектный расчет валов и компоновка редуктора [4.1] Проектный расчет валов редуктора [4.1.1] Проектный расчет быстроходного вала редуктора [4.2] Выбор подшипников качения для валов редуктора [4.3] Шпоночные соединения [4.4] Основные размеры зубчатого шевронного колеса [4.5] Конструктивные размеры корпуса редуктора [5] Конструирование подшипниковых узлов [5.1] Конструирование подшипниковых узлов быстроходного вала [5.1.1] Крепление колец подшипников на валу и в корпусе [5.1.2] Крышки подшипниковых узлов [5.1.3] Уплотнительные устройства [5.2] Конструирование подшипниковых узлов тихоходного вала [5.2.1] Крепление колец подшипников на валу и в корпусе. [5.2.2] Крышки подшипниковых узлов [5.2.3] Уплотнительные устройства [6] Смазывание. Смазочные устройства [6.1] Смазывание шевронного зацепления [6.2] Смазывание подшипников [7] Выбор муфты [8] Проверочный расчет валов [8.1] Проверка быстроходного вала редуктора [8.2] Проверка тихоходного вала редуктора [9] Проверочный расчёт шпонок [10] Проверочный расчет подшипников на долговечность [11] Проверочный расчёт стяжных винтов подшипниковых узлов [12] Тепловой расчёт редуктора [13] Сборка редуктора |
14 Список используемой литературы 46
Введение
В курсовом проектировании принята единая система физических единиц (СИ) со следующими отклонениями, допущенными в стандартах (ИСО и ГОСТ) на расчёты деталей машин: размеры деталей передач выражаются в миллиметрах (мм), силы в ньютонах (Н), и соответственно напряжения в ньютонах, делённых на миллиметры в квадрате (), т.е. мегапаскалях (МПа), а моменты в ньютонах, умноженных на миллиметр (). У отдельных групп формул даны соответствующие примечания.
При расчёте закрытой зубчатой цилиндрической передачи с косым зубом редуктора вводятся следующие обозначения: параметры для быстроходного вала обозначаются с индексом «1», а параметры для тихоходного вала обозначаются с индексом «2».
При расчёте открытой цепной передачи индекс «1» присваивается всем элементам и параметрам ведущего звена, а индекс «2» – ведомого звена рассчитываемой передачи.
Рисунок 1 – Элементы привода транспртера.
Привод общего назначения состоит из:
1 – электродвигатель;
2 – упругая компенсирующая муфта;
3 – закрытая зубчатая цилиндрическая передача с косым зубом;
4 – открытая цепная передача.
Валы привода:
I – вал электродвигателя;
II – быстроходный вал редуктора;
III – тихоходный вал редуктора;
IV – вал рабочей машины.
,
где:
– мощность на рабочем валу;
– общий коэффициент полезного действия (К.П.Д.) привода;
здесь:
– вращающий момент на рабочем валу;
– угловая скорость рабочего вала;
– К.П.Д. упругой компенсирующей муфты между рабочим валом и редуктором;
– К.П.Д. ременной открытой передачи;
– К.П.Д. червячной закрытой передачи;
– К.П.Д. пар подшипников;
Требуемая частот вращения находится из следующего диапазона частот вращения:
где:
– частота вращения рабочего вала привода;
– диапазон возможных передаточных чисел привода.
здесь:
– диапазон возможных передаточных чисел червячного открытого редуктора;
– диапазон возможных передаточных чисел ремённой открытой передачи.
Тогда:
.
Отсюда:
об/мин
Исходя из требуемой мощности и требуемого диапазона частот вращения, выбираем трехфазный короткозамкнутый асинхронный двигатель переменного тока АИР100L2.
Таблица 1 – Технические характеристики выбранного электродвигателя
|
Тип двигателя |
Исполнение |
Число пар полюсов |
Мощность, , кВт |
Частота вращения , мин-1 |
Диаметр вала d, мм |
|
|
АИР100L2 |
1М1081 |
2 |
5,5 |
2880 |
2,5 |
28 |
Рисунок 2 – Электродвигатель АИР100L2 исполнения 1М1081
Общее передаточное число привода:
Примем передаточное число червячной передачи редуктора , тогда передаточное число открытой ремённой передачи равно:
;
;
.
;
;
;
.
;
;
;
.
;
;
;
.
Таблица 2 – Результаты кинематического расчёта привода
|
Валы привода |
Величины |
|||
|
Угловая скорость , рад/с |
Частота вращения , об/мин |
Мощность , Вт |
Вращающий момент, Н×м |
|
|
I |
302,4 |
2880 |
4692 |
1,52 |
|
II |
160,51 |
1528,66 |
4412,826 |
27,49 |
|
III |
8,025 |
76,433 |
3232,836 |
404,14 |
|
IV |
8,025 |
76,433 |
3200,5 |
398,816 |
Получены из кинематического расчета и на основании исходных данных на проектирование.
Вращающий момент на шестерне ТII=T1, Нм – 17,47.
Вращающий момент на колесе ТIII=T2, Нм – 76,25.
Частота вращения шестерни nII=n1, об/мин – 1435.
Частота вращения колеса nIII=n2, об/мин – 318,89.
Передаточное число передачи = 4,5.
Срок службы передачи Lh , час – 10000
Режим работы 0.
Смазка погружением колеса в масляную ванну.
Электродвигатель имеет следующие параметры:
Так как к габаритным размерам редуктора не предъявляется особых требований, то принимаем следующие материалы:
- для шестерни: сталь 40Х ГОСТ 4543-71: термическая обработка – улучшение, твердость НВ1 269÷302, предел прочности σВ1 = 900 МПа, предел текучести σТ1 = 750 МПа /2, c. 7, таблица 1/;
- для колеса: сталь 45 ГОСТ 4543-71: термическая обработка – улучшение, НВ 235÷262, предел прочности σВ2 = 780 МПа, предел текучести σТ2 = 540 МПа /2, c. 7, таблица 1/.
НВср1 = (НВmin1 + HBmax 1) / 2 = (269 + 302) / 2 = 285,5;
НВср2 = (НВmin2 + HBmax2) / 2 = (235 + 262) / 2 = 248,5.
N∑1 = 60 Lh nII = 60 10000 1435 = 8,61 108 ;
N∑2 = 60 Lh nIII = 60 10000 318,89 = 1,91 108 .
При расчете на контактную выносливость:
- для шестерни: NHE1=kHE N∑1= 1,08,61 108 =8,61 108,
здесь kHE = 1,0 – коэффициент приведения для режима работы 0 /2, c. 12, таблица 5/- для колеса: NHE2=kHE N∑2= 1,01,91 108 = 1,91 108 .
При расчете на изгибную выносливость:
NHE1=kFE N∑1= 1,08,61 108 = 8,61 108,
здесь kFE = 1,0 – коэффициент приведения для режима работы 0 /2, c. 12, таблица 5/;
NFE2=kFE N∑2= 1,01,91 10 8= 1,91 108 .
NHG1 = 30 (HBср1)2,4 = 30 285,52,4 = 23,47 106;
NHG2 = 30 (HBср2)2,4 = 30 248,52,4 = 16,82 106 /2, c. 8/.
Для улучшенных сталей не зависимо от твердости зубьев колес:
NFG1 = NFG2 = 4 106 /2, c. 8/
Для шестерни:
,
где σНlim – предел контактной выносливости, для улучшенных колес /2, c. 9, таблица 3/:
σНlim1=2· HBср1 +70 =2·285,5+70=641 МПа;
SH – коэффициент запаса прочности при расчете на контактную прочность; SH = 1,1 – для улучшенных колес /2, c. 9/;
- коэффициент долговечности, так как
> NHG1 =23,47 106, то /2, c. 10/;
- коэффициент, учитывающий влияние шероховатости сопряженных поверхностей зубьев, для материалов первой группы принимаем =0,9 /2, c. 10/;
- коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости, на предварительном этапе расчета принимаем = 1 /2, c. 10/.
Тогда МПа.
Для колеса:
,
σНlim2=2· HBср2 +70 =2·248,5+70=567 МПа.
Поскольку NHE2 =1,91 108 > NHG2=16,82 106 , то /2, c. 10/, тогда:
МПа.
Расчетное допускаемое контактное напряжение для косозубых передач:
МПа,
МПа < МПа.
Принимаем МПа.
Для шестерни:
,
где предел изгибной выносливости при нулевом цикле напряжений /2 таблица 4/, для улучшенных колес:
=1,75HBср1 = 1,75285,5 =499,6 МПа,
коэффициент запаса прочности при расчете на изгибную прочность /2, c. 11/;
- коэффициент долговечности, так как
> NFG1 =4 106, то /2, c. 11/;
– коэффициент, учитывающий влияние шероховатости переходной поверхности между зубьями, при зубофрезеровании /2, c. 12/;
– коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки (реверса); при одностороннем приложении нагрузки /2, c. 12/.
Тогда:
Для колеса:
,
=1,75HBср2= 1,75248,5 =434,9 МПа.
Поскольку NFE2 =1,91 10 8 > NFG2=4 10 6 , то /2, c. 11/, тогда:
1) При расчете на контактную выносливость [σ] Hmax
[σ] Hmax = 2,8σТ2 = 2,8 540 = 1512 МПа.
2) При расчете на изгибную выносливость [σ]Fmax1 и [σ]Fmax2
[σ]Fmax1= 2,74 НВ ср1 = 2,74 285,5 = 782,3 МПа;
[σ]Fmax2 = 2,74 НВ ср2 = 2,74 248,5 = 680,9 МПа.
КН = КН βКНVKH.
Коэффициент концентрации нагрузки для прирабатывающихся колес
КНβ = (1 Х) + Х .
Полагая ba= 0,5 для шевронной зубчатой передачи /2, c. 15/, определим относительную ширину шестерни
Коэффициент режима для режима работы 0 X=1 /2, c. 8, таблица 2/.
Тогда КНβ = 1.
С целью определения коэффициента динамичности нагрузки вычислим приближенное значение окружной скорости:
м/с,
где – коэффициент для косозубой передачи /2, c. 16/.
Назначаем 9-ю степень точности изготовления цилиндрической косозубой шевронной передачи /2, c. 17, таблица 9/.
Тогда коэффициент динамичности нагрузки равен KHV = 1,02 /2, c. 17, таблица 10/.
Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями в косозубой передаче KH= 1,12 /3, c. 39, таблица 3,4/ для шевронных колес 9-й степени точности при окружной скорости V=1,88 м/c.
Коэффициент нагрузки
КН = КН βКНV KH = 1,01,02 1,12 = 1,142.
КF = КF βКFVКFα.
Коэффициент концентрации нагрузки для прирабатывающихся колес
КFβ = (1 Х) + Х .
Так как Х = 0, то по аналогии с п. 2.3.1 КFβ = 1.
Тогда коэффициент динамичности нагрузки равен KFV = 1,08. /2, c. 18, таблица 11/.
Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями в косозубой передаче KF= 0,91 /2, c. 24, таблица 14/ для косозубых колес 9-й степени точности.
Коэффициент нагрузки
КF = КFβКFVKF= 1,01,080,91 = 0,983.
Примем значение aW = 80 мм по ГОСТ 2185-66/2, c. 20/.
b2 = ba aW = 0,5 80 =40мм.
Ширина шестерни
b1 = b2 + (2…4) = 40 + (2…4) = 42…44 мм.
В соответствии с ГОСТ 6636-69 из ряда Ra20 примем b1 = 45 мм и b2 =40 мм /2, c. 20/.
мм.
По ГОСТ 9563-60 принят нормальный модуль мм.
/2, c. 21/.
.
Примем
м/с,
где мм делительный диаметр шестерни.
Уточняем значение коэффициента, учитывающего распределение нагрузки между зубьями в косозубой передаче KH= 1,12 /3, c. 39, таблица 3,4/ для косозубых колес 9-й степени точности при окружной скорости V=2,15 м/c.
Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями в косозубой передаче KF= 0,91 /2, c. 24, таблица 14/ для косозубых колес 9-й степени точности.
Коэффициенты динамичности нагрузки:
- при расчете на контактную выносливость KHV = 1,02 /2, c. 17, таблица 10/;
- при расчете на изгибную выносливость KFV = 1,08 /2, c. 17, таблица 11/.
Коэффициенты нагрузки:
КH = КHβКHVКHα = 1,01,021,12 = 1,142;
КF = КFβКFV КFα = 1,01,080,92 = 0,983.
Н=450,68 МПа < []H=495,1 МПа.
Недогрузка передачи по контактным напряжениям составляет:
,
что является допустимым /2, c. 23 /.
.
Эквивалентное число зубьев колеса
Коэффициент, учитывающий форму зубьев колеса
.
Коэффициент, учитывающий наклон зубьев
Напряжение в опасном сечении зубьев колеса
МПа.
МПа < МПа.
Эквивалентное число зубьев шестерни
Коэффициент, учитывающий форму зубьев шестерни
Напряжение в опасном сечении зуба шестерни
МПа < МПа.
мм;
мм.
Проверка: мм = мм.
мм;
мм.
4.6.3 Диаметры окружностей впадин зубьев
мм;
мм.
Окружная сила Ft1 = Ft2 = Н.
Радиальная сила Н.
Осевая сила Н.
Определяем коэффициент перегрузки привода
=2,74.
Максимальное контактное напряжение σH max
.
Максимальные напряжения изгиба
МПа < [σ]Fmax1= 782,3 МПа;
МПа < [σ]Fmax2 = 680,9 МПа.
Во всех случаях прочность зубьев при кратковременных пиковых перегрузках также обеспечена.
где:
передаточное число открытой цепной передачи.
Z1 округляем до ближайшего целого нечётного числа .
.
Z2 округляем до ближайшего целого чётного числа .
мм,
где:
[p]=20 МПа – ориентировочное допускаемое среднее давление в шарнирах цепи /4, с. 15,таблица А1/.
m=1 – число рядов цепи.
– вращающий момент на ведущей звёздочке.
Kэ=КдКаКнКрКсмКп – коэффициент эксплуатации,
здесь:
Кд =1- динамический коэффициент, учитывающий характер нагрузки, для спокойной нагрузки/4, с. 5/;
Ка =1 - коэффициент, учитывающий межосевое расстояние, при а′=(30…50)t /4, с. 6/;
Кн =1 - коэффициент, учитывающий влияние наклона цепи к горизонту, при угле наклона цепи к горизонту до 600 /4, с. 6/;
Кр =1,25 - коэффициент, учитывающий способ регулирования натяжения цепи, при периодическом регулировании /4, с. 6/;
Ксм =1,3 - коэффициент, учитывающий способ смазки цепи, при периодической смазке /4, с. 6/;
Кп =1 - коэффициент, учитывающий периодичность работы, при односменной работе /4, с. 6/.
Kэ=1111,251,31= 1,625.
мм.
Полученное значение шага t принимаем согласно ГОСТ 13568 /4, с. 15,таблица А2/.
Таблица 3 – Параметры цепи
|
t, мм |
BBН, мм |
d, мм |
d1*,мм |
h, мм |
B, мм |
F, Н |
q, г/м |
S, мм2 |
|
19,05 |
12,70 |
5,96 |
11,91 |
18,2 |
33 |
31195 |
1,5 |
105,8 |
Цепь ПР-19,05-3183 ГОСТ 13568
[n1]=900 об/мин - допускаемое значение частоты вращения ведущей звездочки /4, с. 15,таблица А4/.
[n]=319 об/мин - действительное значение частоты вращения ведущей звездочки.
319<900.
Условие выполняется.
[р] – допускаемое значение среднего давления в шарнирах цепи.
где:
S=105,8 мм2 - проекция опорной поверхности шарнира;
- окружная сила, Н;
- скорость цепи, м/с;
где:
- число зубьев на ведущей звёздочке;
[n]=319 об/мин - частоты вращения ведущей звездочки;
t=19,05 мм - шаг цепи.
- мощность на ведущей звёздочке, Н;
где:
– вращающий момент на ведущей звёздочке.
Н.
МПа.
[р]=[р]табл.[0,01 (z1-17)+1]= 22.[0,01 (23-17)+1]=23,32 МПа,
где:
[р]табл. = 22 - допускаемое среднее давление в шарнирах цепи /4, с. 15,таблица А1/.
Так как значение р значительно меньше [р], то уменьщим количество зубьев на ведущей звездочке до , тогда
,
где:
S=105,8 мм2 - проекция опорной поверхности шарнира;
- окружная сила, Н;
- скорость цепи, м/с;
- мощность на ведущей звёздочке, Н;
где:
– вращающий момент на ведущей звёздочке.
Н;
МПа.
[р]=[р]табл.[0,01 (z1-17)+1]= 22.[0,01 (19-17)+1]=22,44 МПа,
р≤ [р] – условие выполняется.
.
Z2 округляем до ближайшего целого чётного числа .
а′=40t =4019,05 = 780 мм.
Округляем о ближайшего чётного числа Lt=130.
, мм
мм.
Монтажное межосевое расстояние:
а=0,997·а″=807,85 мм.
.
- Делительный диаметр ведущей звёздочки:
мм;
- делительный диаметр ведомой звёздочки:
мм.
,
где:
К=0,532 – коэффициент высоты зуба /4, с. 8,таблица 2/.
- Наружный диаметр ведущей звёздочки:
мм;
- наружный диаметр ведомой звёздочки:
мм.
,
где:
FР = 31195 - разрушающая нагрузка, Н;
Kд = 1- динамический коэффициент;
q = 1,5- масса 1 м цепи, кг;
Kf = 6 - коэффициент, учитывающий положение цепи;
a// = 803,28 – принятое межосевое расстояние, мм;
[s] = 9,8 - допускаемый запас прочности /4, с. 16, таблица А5/.
.
Fв=FtKВ,
где:
КВ =1,15 - коэффициент нагрузки вала /4, с. 8/.
Fв=1322,71,15=1521,1 Н.
Диаметр выходного конца вала:
мм,
примем, учитывая, что диаметр вала электродвигателя равен мм и с редуктором соединяется при помощи муфты /3, с.279, таблица 11.6/
= 22 мм.
Отклонение диаметра входного вала редуктора от диаметра вала электродвигателя:
.
Длина выходного конца быстроходного вала равна:
мм,
примем =36 мм.
Диаметр вала под подшипник:
мм, примем мм.
Диаметр бурта подшипника:
мм, примем 32 мм.
Здесь r = 2 мм – координата фаски подшипника /5, с.46/.
Вал сделан заодно с шестерней.
Диаметр вала на выходном конце тихоходного вала:
мм,
примем: мм.
Длина выходного конца тихоходного вала равна:
мм, примем = 42 мм.
Диаметр вала по уплотнение и под подшипник:
мм, примем 30 мм.
Здесь t = 2,2 мм – высота буртика /5, с.113, таблица 7.1/.
Диаметр вала под колесом:
примем мм.
Диаметр бурта колеса и бурта подшипника:
мм,
примем 38 мм.
Здесь мм – размер фаски колеса /5, с.46/.
Для быстроходного вала редуктора выбираем роликоподшипники радиальные с короткими цилиндрическими роликами легкой узкой серии №32205А ГОСТ 8328 – 75 со следующими размерами: диаметр внутреннего кольца подшипника d=25 мм, диаметр наружного кольца подшипника D=52 мм, остальные размеры: В=15 мм, r=1,5 мм. /3, с.393, таблицаП3/.
Для тихоходного вала редуктора выбираем шарикоподшипники радиальные однорядные легкой серии №80206 ГОСТ 8338 – 75 со следующими размерами: диаметр внутреннего кольца подшипника d=30 мм, диаметр наружного кольца подшипника D=62 мм, остальные размеры: В=16 мм, r=1,5 мм. /3, с.397, таблицаП5/.
Шпонка призматическая для соединения муфты и ведущего вала редуктора – ГОСТ 23360–78 /3, с.169, таблица 8.9/
Толщина: ;
Высота: ;
Глубина паза вала: ;
Глубина паза ступицы: ;
Длина: ;
Фаска – 0,25 мм.
Шпонка призматическая для соединения шевронного колеса и ведомого вала редуктора – ГОСТ 23360–78 /3, с.169, таблица 8.9/
Толщина: ;
Высота: ;
Глубина паза вала: ;
Глубина паза ступицы: ;
Длина: ;
Фаска – 0,25 мм.
Шпонка призматическая для соединения ступицы звездочки цепной передачи и ведомого вала редуктора – ГОСТ 23360–78 /3, с.169, таблица 8.9/
Толщина: ;
Высота: ;
Глубина паза вала: ;
Глубина паза ступицы: ;
Длина: ;
Фаска – 0,25 мм.
Расстояние между полушевронами примем равным 18 мм
Диаметр ступицы колеса
мм, примем 55 мм.
Длина ступицы
мм,
примем 60 мм.
Толщина обода
мм,
примем мм.
Толщина диска
мм.
Примем С=18 мм.
Толщина стенки корпуса:
мм, примем мм;
мм, примем мм.
Толщина верхнего пояса (фланца) основания корпуса и нижнего пояса (фланца) крышки корпуса:
мм.
Толщина нижнего пояса (фланца) основания корпуса без бобышки:
мм, примем мм.
Диаметры болтов:
- фундаментных:
мм,
принимаем болт М14;
- соединяющий крышку с основанием корпуса у подшипников:
мм,
принимаем болт М10;
мм,
принимаем болт М8.
Диаметр штифтов мм;
длина штифтов мм, примем =30 мм.
Таблица 4
|
Параметры |
Болты |
||
|
М8 |
М10 |
М14 |
|
|
Кi ci |
24 13 |
28 16 |
36 20 |
Внутренние кольца подшипников в обеих опорах устанавливают на вал с натягом по посадке L0/k6, с упором в буртик вала, с дополнительным креплением с противоположной стороны с помощью упорных плоских внутренних концентрических колец А 25 65Г кд 15 ГОСТ 13941 – 68 /3, с.195, таблица 9.6/. Наружные кольца подшипников в обеих опорах устанавливают в корпус с зазором по посадке H7/l0 с односторонней фиксацией упором в упорные плоские наружные концентрические кольца А 52 65Г кд 15 хр ГОСТ 13940 - 68/3, с.192, таблица 9.4/.
Крышка торцевая глухая, крепится к корпусу четырьмя болтами М6. Толщину крышки под болтами примем равной толщине корпуса редуктора - 8 мм. Между корпусом и крышкой устанавливается картонная уплотнительная прокладка. Аналогично крепится сквозная крышка.
Уплотнение в сквозных крышках осуществим с помощью резиновых армированных манжет типа I ГОСТ 8752 – 79 /3, с.209, таблица 9.16/. Для извлечения манжет в крышках предусмотрено три отверстия d=3мм.
Внутренние кольца подшипников в обеих опорах устанавливают с натягом по посадке L0/k6 с упором в буртик вала, без дополнительного крепления с противоположной стороны.
Наружные кольца подшипников в обеих опорах устанавливают в корпус с зазором по посадке H7/l0 с односторонней фиксацией упором в упорные плоские наружные концентрические кольца А 62 65Г кд 15 хр ГОСТ 13940 – 68 /3, с.192, таблица 9.4/.
Крышка торцевая глухая, крепится к корпусу четырьмя болтами М6. Толщину крышки под болтами примем равной толщине корпуса редуктора - 8 мм. Между корпусом и крышкой устанавливается картонная уплотнительная прокладка. Аналогично крепится сквозная крышка.
Уплотнение в сквозных крышках осуществим с помощью резиновых армированных манжет типа I ГОСТ 8752 – 79 /3, с.209, таблица 9.16/. Для извлечения манжет в крышках предусмотрено три отверстия d=3мм.
Выберем непрерывное смазывание жидким маслом картерным непроточным способом (окунанием).
Для контактных напряжений =450 МПа<600 МПа и окружной скорости м/с выберем масло с вязкостью 34*10-6 м2/с /3, с.253, таблица 10.8/, которой соответствует индустриальное масло И-Г-А-32 ГОСТ 20799-88/3, с.253, таблица 10.10/.
Минимальный необходимый объем масла определим как 0,25 литра на каждый киловатт передаваемой мощности, или 0,25·2,545=0,636 л. Допустимый уровень погружения шевронного колеса в масло мм, но не менее 10 мм /5, с. 173/. Здесь m – модуль зацепления. Расстояние меду дном корпуса и поверхностью колеса примем равным 4а=4·7=28 мм /5, с. 46/. Таким образом, уровень масла от дна корпуса может колебаться от 38 до 60 мм.
Контроль уровня масла осуществляется жезловым маслоуказателем с установкой в крышке корпуса /3, с.254, рисунок 10.34/.
Слив масла производится через сливное отверстие, закрываемое пробкой с цилиндрической резьбой и шестигранной головкой, пробка М16×1,5 - 8g /5, с.178, рисунок 11.11/.
Внутренняя полость корпуса сообщается с внешней средой путём установки крышки-отдушины на смотровой люк в верхней части крышки корпуса.
Смазывание подшипников осуществляется масляным туманом, образующимся от вращения зубчатой передачи /3, с.207/.
Муфта упругая втулочно-пальцевая 63-22.I.1-28.I.2 ГОСТ 21424–93 /3, с.277, таблица 11.5/.
Материал полумуфт – сталь Ст30Л (ГОСТ 977–88).
Материал пальцев – сталь 45 (ГОСТ 1050–88).
Допускаемый вращающий момент для передачи [T] =63 Н·м, допускаемое напряжение смятия упругих элементов [σсм]=2Н/мм2 /5,с. 314/. Предположив, что нагрузка равномерно распределена между пальцами.
Таблица 5: Нагрузки
Радиальные силы
|
N |
Расстояние от левого конца вала, мм |
Модуль, Н |
Угол, град |
|
0 |
302.00 |
232.55 |
0.00 |
|
1 |
302.00 |
579.00 |
-90.00 |
|
2 |
343.00 |
232.55 |
0.00 |
|
3 |
343.00 |
579.00 |
-90.00 |
Осевые силы
|
N |
Расстояние от левого конца вала, мм |
Значение, Н |
|
0 |
302.00 |
540.20 |
|
1 |
343.00 |
-540.20 |
Моменты кручения
|
N |
Расстояние от левого конца вала, мм |
Значение, Нxм |
|
0 |
302.00 |
-8.73 |
|
1 |
343.00 |
-8.73 |
|
2 |
428.00 |
17.47 |
Реакции в опорах
|
N |
Расстояние от левого конца вала, мм |
Реакция верт., Н |
Реакция гориз., Н |
Реакция осевая, Н |
Модуль, Н |
Угол, град |
|
0 |
12.50 |
-234.97 |
585.03 |
0.00 |
630.46 |
-21.88 |
|
1 |
108.50 |
-230.13 |
572.97 |
0.00 |
617.46 |
-21.88 |
Вывод: на быстроходном валу опасным сечением является участок между полушевронами, где концентратором напряжений является галтельный переход, и коэффициент запаса составляет 3,5.
Таблица 6: Нагрузки
Радиальные силы
|
N |
Расстояние от левого конца вала, мм |
Модуль, Н |
Угол, град |
|
0 |
21.00 |
1521.00 |
-90.00 |
|
1 |
133.00 |
465.10 |
180.00 |
|
2 |
133.00 |
1158.00 |
90.00 |
Моменты кручения
|
N |
Расстояние от левого конца вала, мм |
Значение, Нxм |
|
0 |
21.00 |
76.25 |
|
1 |
133.00 |
-76.25 |
Реакции в опорах
|
N |
Расстояние от левого конца вала, мм |
Реакция верт., Н |
Реакция гориз., Н |
Реакция осевая, Н |
Модуль, Н |
Угол, град |
|
0 |
77.00 |
199.33 |
1893.86 |
0.00 |
1904.32 |
6.01 |
|
1 |
175.00 |
265.77 |
-1530.86 |
0.00 |
1553.76 |
170.15 |
Вывод: на тихоходном валу опасными сечениями являются выходной участок вала, где концентратором напряжений является шпоночный паз, и коэффициент запаса составляет 3,4, переходный участок вала от места под подшипник к бурту подшипника, где концентратором напряжений является канавка, а коэффициент запаса составляет 1,8, и участок перехода от места под колесо к бурту колеса, где концентратором напряжений является канавка, а коэффициент запаса составляет 2,8.
Шпонка под полумуфтой:
Условие прочности:
где:
– окружная сила на валу;
– допускаемое напряжение на смятие /3, с. 170/;
– площадь смятия;
здесь:
– рабочая длина шпонки;
– высота шпонки;
– глубина шпоночного паза;
– длина шпонки;
– толщина шпонки.
Условие выполняется.
Шпонка под шевронным колесом:
Условие прочности:
где:
– окружная сила на червячном колесе;
– допускаемое напряжение на смятие/3, с. 170/;
– площадь смятия;
здесь:
– рабочая длина шпонки;
– высота шпонки;
– глубина шпоночного паза;
– длина шпонки;
– толщина шпонки.
Условие выполняется.
Шпонка под звёздочкой:
Условие прочности:
где:
– окружная сила на червячном колесе;
– допускаемое напряжение на смятие при использовании стальной ступицы цепной звездочки/3, с. 170/;
– площадь смятия;
здесь:
– рабочая длина шпонки;
– высота шпонки;
– глубина шпоночного паза;
– длина шпонки;
– толщина шпонки.
Условие выполняется.
Для каждой из двух пар подшипников для расчета выберем наиболее нагруженный подшипник. Номинальную долговечность (ресурс) подшипника в часах вычислим по формуле
, ч
где С – динамическая грузоподъемность по каталогу, Н;
P – эквивалентная нагрузка, Н;
p – показатель степени для радиально упорных шарикоподшипников равен 3, для роликоподшипников 10/3 /3, с. 211/;
n – частота вращения, об/мин.
,
где Fr – радиальная сила, действующая на подшипник, Н;
V – коэффициент вращения кольца, V=1 /5, с. 106/;
Кб – коэффициент безопасности, Кб=1,2 /5, с. 107 таблица 7,4/;
Кт – температурный коэффициент, Кт=1 /5, с. 107/.
На быстроходном валу используются роликоподшипники радиальные 32205 А ГОСТ 8328 – 75 с С=28,6 кН/3, с. 397/.
Более нагружен левый подшипник с Fr =630 Н /с. 30/, тогда Р=756 Н, и
ч,
что превышает заданный ресурс редуктора равный 10000 ч.
На тихоходном валу используются радиальные шарикоподшипники легкой серии 80206 ГОСТ 8338 – 75 с С=19,5 кН /3, с. 393/.
Более нагружен левый подшипник с Fr =1904 Н /с. 35/, тогда Р=2284,8 Н, и
ч,
что превышает заданный ресурс редуктора равный 10000 ч.
Стяжные винты рассчитывают на прочность по эквивалентным напряжениям на совместное действие растяжения и кручения , :
где:
– расчётная сила затяжки винтов;
здесь:
– сила воспринимаемая одним стяжным винтом, где
Н – большая из реакций в вертикальной плоскости в опорах подшипников тихоходного вала /с. 35/;
– коэффициент затяжки /7 с 114/;
– коэффициент основной нагрузки /7 с 114/.
– площадь опасного сечения винта;
здесь:
– расчётный диаметр винта, где
– наружный диаметр винта; – шаг резьбы.
– допускаемое напряжение при неконтролируемой затяжке /7 с 112/.
здесь:
– предел текучести /6, с. 86/.
Условие выполняется.
Температура масла в корпусе шевронной передачи при непрерывной работе без искусственного охлаждения определяется по формуле:
где:
– температура воздуха вне корпуса редуктора;
– мощность на быстроходном валу редуктора;
– К.П.Д. редуктора;
– коэффициент теплопередачи/3, с. 256/;
– площадь теплоотдающей поверхности корпуса редуктора;
– коэффициент учитывающий теплоотвод в фундаментную плиту или раму/3, с. 256/;
– допускаемая температура масла.
Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очистить и покрыть маслостойкой красой.
Сборку производить в соответствии со сборочными чертежами редуктора, начиная с узлов валов:
на ведущий вал насадить маслоотражающие кольца и шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до температуры 80-100 0 С;
в ведомый вал заложить шпонку 10×8×56 и напрессовать зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надеть распорную втулку и установить шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле;
на ведущем валу установить упорные кольца, установить упорные кольца в основание корпуса для фиксации внешних колец подшипников ведущего вала.
Собранные валы уложить в основание корпуса редуктора и надеть крышку корпуса, покрыв предварительно поверхность стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки установить крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; затянуть болты, крепящие крышку к корпусу.
После этого установить распорные втулки между крышками ведущего вала и подшипниками, вложить манжеты в открытые крышки, установить крышки на свои места, проложив между ними и корпусом редуктора картонные прокладки. Проверить проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепить крышки винтами.
Далее на концы валов в шпоночные канавки заложить шпонки.
Затем ввернуть пробку маслоспускового отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель.
Ввернуть рым-болт в крышку корпуса.
Залить в корпус масло и закрыть смотровое отверстие крышкой с прокладкой из наполненной резины, закрепить крышку ботами.
Собранный редуктор обкатать и подвергнуть испытанию на стенде по программе, установленной техническими условиями.
Список используемой литературы
1. Кинематический расчет силового привода: Методические указания по курсовому проектированию для студентов инженерно-технических специальностей / Решетов С.Ю., Клещарева Г.А., Кушнаренко В.М. – Оренбург: ГОУ ОГУ, 2005. – 29 с.
2. Передачи зубчатые цилиндрические: Методические указания по расчету закрытых и открытых цилиндрических эвольвентных передач для студентов инженерно-технических специальностей в курсовых и дипломных проектах / Ковалевский В.П., Решетов С.Ю., Сейтпанов С.Т. – Оренбург: ГОУ ОГУ, 2005. – 45 с.
3. Курсовок проектирование деталей машин: Учебное пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов / С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин и др. – 2-е изд., перераб. и доп. – Машиностроение,1988. – 416 с.: ил.
4. Расчет открытых передач: Методические указания, предназначенные для выполнения расчета открытых цепных, зубчатых и клиноременных передач в курсовых проектах (работах) для студентов немеханических специальностей / Р.Н. Узяков, В.Г. Ставишенко, Ю.А. Чирков, Н.Ф. Васильев. - Оренбург: ГОУ ОГУ, 2004.-20 с.
5. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для студ. техн. спец. вузов / П.Ф.Дунаев, О.П.Леликов. – 8-е изд., перераб. и доп. – М.: Издательский центр «Академия», 2003. – 496 с.
6. Справочник конструктора-машиностроителя: / Анурьев В.И. В 3-х т. Т. 1. – 5-е изд., перераб. и доп. – М.: машиностроение,1978. – 728с.: ил.
7. Детали машин: Учебник для студентов машиностроительных и механических специальностей вузов. / Решетов Д.Н.– 4-е изд., перераб. и доп. – М.: Машиностроение, 1989. – 497 с.: ил.
8. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие для технических техникумов / А.Е. Шейнблит.- Москва: Высшая школа, 1991.-432 с.
280
160
12
Ф235
Ø12
160
220
А-А
8
31
8
Ф28
А
А
395
188
140
63
60
с.