Проектирование и расчет привода пожарной и аварийно-спасательной техники

Размещено на http://www.allbest.ru/

1

МИНИСТЕРСТВО РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ ПО ДЕЛАМ ГРАЖДАНСКОЙ ОБОРОНЫ, ЧРЕЗВЫЧАЙНЫМ СИТУАЦИЯМ И ЛИКВИДАЦИИ ПОСЛЕДСТВИЙ СТИХИЙНЫХ БЕДСТВИЙ

ФГБОУ ВПО Воронежский институт ГПС МЧС России

Кафедра физики

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

по дисциплине "Детали машин"

тема: "Проектирование и расчет привода пожарной и аварийно-спасательной техники"

Воронеж 2015 г.



Содержание

Введение

1. Кинематический и силовой расчет привода

1.1 Расчет мощности электродвигателя

1.2 Выбор электродвигателях

1.3 Определение общего передаточного числа привода

1.4 Расчет мощности на валах привода

1.5 Определение вращающих моментов

2. Выбор материала для изготовления зубчатых колес

2.1 Выбор твердости, термообработки и материала

2.2 Определение допускаемых контактных напряжений

2.3 Определение допускаемых напряжений изгиба

3. Расчет цилиндрической косозубой передачи

3.1 Расчет основных параметров передачи

3.2 Расчет фактических основных геометрических параметров передачи для шестерни и зубчатого колесах

3.3 Проверочный расчет передачи

4. Расчет конической зубчатой передачи

5. Проектный расчет валов редуктора

5.1 Расчет валов

5.2 Предварительный выбор подшипников качения

6. Расчет шпоночного соединения

7. Выбор масла и системы смазки

Заключение

Список использованной литературы



Введение

привод электродвигатель вал редуктор

Машина (от латинского machina) - механическое устройство, выполняющее движения с целью преобразования энергии, материалов или информации. Основное назначение машин - частичная или полная замена производственных функций человека с целью повышения производительности, облегчения человеческого труда или замены человека в недопустимых для него условиях работы.

Машиной, как правило, называют больших размеров устройство, которое состоит из взаимосвязанных между собой относительно больших или маленьких частей: узлов, механизмов и отдельных деталей.

Механизм - искусственно созданная система материальных тел, предназначенная для преобразования движения одного или нескольких тел в требуемое (необходимое) движение других тел. Примерами механизмов могут служить различные редукторы, коробки передач автомобилей, тракторов и т. п. Механизмы, в свою очередь могут состоять из отдельных деталей и (или) сборочных единиц, собранных воедино.

Сборочная единица (узел) - изделие или часть его (часть машины), составные части которого подлежат соединению между собой (собираются) на предприятии изготовителе (смежном предприятии). Деталь - наименьшая неделимая часть машины, т. е. деталь - это часть машины, которую изготавливают без сборочных операций.

В данной работе изучается расчет и принципы конструирования механизма, который называется редуктором. Редуктор - это механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, заключенный в отдельный закрытый корпус.

Редуктор входит в состав механизма, который называется приводом. Привод это совокупность составных частей, которая в целом предназначена для приведения в действие какого-либо механизма. Очень часто в промышленности привод состоит из электродвигателя, редуктора, муфт, тормоза и рамы, на которой это все установлено. Привод может быть непосредственно присоединен к исполнительному механизму и соединен с ним посредством цепной, ременной или зубчатой передачи. Редуктор предназначен для понижения числа оборотов электродвигателя и, соответственно, повышения крутящего момента на выходном валу привода.



1. Кинематический и силовой расчет привода. Выбор электродвигателя

1.1 Расчет мощности электродвигателя

Мощность на валу электродвигателя передается всем приводом, состоящим из механической цепной передачи и редуктора. Ее значение определяют по мощности выходного вала - Р_вых = 3,6 кВт:

, = 3,6 / 0,803 = 4,48(1.1)

где Р - требуемая мощность электродвигателя, кВт; Р_вых - мощность на выходном валу привода, кВт; з_общ - общий КПД привода;

,(1.2)

з_общ = 0,97 х 0, 96, х 0,88 х 0, 99³ = 0,803

где з₁, з₂, …, з_n - КПД соответствующих передач и пар трения:

- закрытой зубчатой передачи с цилиндрическими колесами, з = 0,97…0,98;

- закрытой зубчатой передачи с коническими колесами, з = 0,96…0,97;

- открытой цепной передачи, з = 0,70…0,88;

- одной пары подшипников з = 0,99;

1.2 Выбор электродвигателя

По найденному значению требуемой мощности Р подбираем электродвигатель и номинальную частоту оборотов данного двигателя (ГОСТ 19523-81, размеры двигателя приведены в табл. 1.1). Должно быть выполнено условие Р₁ ? Р. Выбираем электродвигатель мощностью P = 5,5 квт с числом оборотов n = 1435 об/мин, марки 112М4:

Электродвигатель 4А112М4У3

Таблица 1.1. Электродвигатели серии 4А. Основные размеры, мм

1.3 Определение общего передаточного числа привода

,(1.3)

где n_дв - частота вращения двигателя, об/мин; n_вых - частота вращения выходного вала привода, об/мин.

Частоту вращения выходного вала привода можно найти из формулы:

,(1.4)

где щ_вых - частота вращения выходного вала привода, об/мин:

Отсюда число оборотов выходного вала равно:



n_вых = 30 _вых / = 30 х 4,3 / 3,14 = 41,082

Определяем общее передаточное число привода, исходя из выбранного значения числа оборотов двигателя:

u_общ = n_дв / n_вых = 1435 | 41,082 = 34,93(1.5)

Общее передаточное число разбиваем по ступеням механических передач:

,(1.6)

где u₁, u₂, …, u_n - передаточные числа соответствующих передач

Полученное расчетом общее передаточное число распределяют между редуктором и другими передачами, между отдельными ступенями редуктора.

Задаемся значением передаточного числа двухступенчатого редуктора, выбирая их из таблицы 1.3: u_p = 16, тогда передаточное число открытой цепной передачи будет равно:

u_ц = u_общ / u_p = 34,93 / 16 = 2,18;

что соответствует рекомендованным значениям, указанным в табл. 1. 3 для цепных передач.

Таблица 1.3 Рекомендуемые значения передаточных чисел

Закрытые зубчатые передачи (редукторы) одноступенчатые цилиндрические и конические ГОСТ 2185-66
1-ый ряд	1,0	1,25	1,6	2,0	2,5	3,15	4,0	5,0	6,3	8,0	10,0
2-ой ряд	1,12	1,4	1,8	2,24	2,8	3,55	4,5	5,6	7,1	9,0	11,2
Двухступенчатые редукторы ГОСТ 2185-66
1-ый ряд	6,3	8,0	10,0	12,5	16	20,0	25	31,5	40	50	63
2-ой ряд	7,1	9,0	11,2	14	18	22,4	28	35,5	45	56	-
Трехступенчатые редукторы ГОСТ 2185-66
1-ый ряд	31,5	40	50	63	80	100	125	160	200	250	315
2-ой ряд	35,5	45	56	71	90	112	140	180	224	280	355
Открытые зубчатые передачи	3…7
Цепные передачи	2…5
Ременные передачи	2…4
Муфты	1

Для двухступенчатой передачи (рис. 1.1):

,(1.7)

где , - передаточные числа быстроходной и тихоходной ступеней редуктора.

Рисунок 1.1 - Схема коническо-цилиндрического редуктора.

Передаточное число тихоходной цилиндрической ступени двухступенчатых коническо-цилиндрических редукторов определяют по соотношениям:

.= 1,1 х 16 = 4,4(1.8)

Передаточные числа быстроходной ступени двухступенчатых редукторов определяют по соотношениям:



. = 16 /4,4 = 3,63(1.9)

Передаточные числа согласовываем со стандартными значениями согласно ГОСТ 12289 для конических передач и ГОСТ 2185 - цилиндрических передач и принимаем: u_t = 4,5 u_б = 3,55. Уточняем полученное передаточное число редуктора и цепной передачи

, = 4,5 х 3,55 = 15,975

u_ц = u_общ / u_p = 34,93 / 15,975 = 2,18

1.4 Расчет мощности на валах привода

Рассчитаем мощность на валах привода по следующим формулам:

Р_I=Р_дв; Р_II=Р_Iз₁; Р_III=Р_IIз₂; Р_IV=Р_IIIз₃,(1.10)

где Р_дв - мощность выбранного электродвигателя, Вт; Р_I, Р_II, Р_III, Р_IV - мощность на соответствующих ступенях привода, Вт; з₁, з₂, з₃ - КПД соответствующих ступеней привода.

Р₁ = 5,5 кВт;

Р₂ = Р₁ х _{1 п}= 5,5 х 0,96 х 0,99= 5,22 кВт,

Р₃ = Р_{2 2п} = 5,22 х 0,97 х 0,99 = 5,01 кВт;

Р₄ = Р_{3 3п} = 5,22 х 0,88 х 0,99 = 4,54 кВт;



1.5 Расчет частоты вращения валов привода

Определим частоту вращения валов привода по формулам:

; ; ; ,(1.11)

где п_I, п_II, п_III, п_IV - частота вращения на соответствующих ступенях привода; и_пер - передаточное число соответствующей передачи.

n₁ = n_дв = 1435 об/мин

n₂ = n₁ / u_б = 1435 / 3,55 = 404,2

n₃ = n₂ / u_т = 404,2 / 4,5 = 89,82

n₂ = n₁ / u_б = 89,82/ 2,18 = 41,2

1.6 Определение вращающих моментов

Определяем вращающие моменты на всех валах привода по формулам:

, ,(1.12)

где и_пер и з_пер - передаточное число и КПД передачи, расположенной между электродвигателем и редуктором.

М₁ = М_дв = Р_дв/_дв = Р_дв /( n/30) = 5500 / (3,14 х 1435/30) = 36,67 Н м

М₂ = М₁ u_б з_Б з_п = 36,67 3,55 0,96 0,99 = 123,7 Н м

М₃ = М₂ u_т з_Е з_п = 123,7 4,5 0,97 0,99 = 534,55 Н м

М₄ = М₃ u_ц з_ц з_п = 534,55 2,18 0,88 0,99 = 1025,48 Н м



2. Выбор материала для изготовления зубчатых колес. Определеие допускаемых напряжений

2.1 Выбор твердости, термообработки и материала колес

Материал для изготовления косозубых зубчатых колес согласно рекомендаций таблиц. 2.1 - 2.3, для средней мощности Р?7,5 кВт принимаем:

шестерни - сталь 40Х, термообработка - улучшение, твердость - 235…262 НВ;

колеса - сталь 45Л, термообработка - нормализация, твердость - 207…235 НВ.

Твердость шестерни НВ₁ назначаем больше твердости колеса НВ₂ для лучшей прирабатываемости. Разность средних твердостей рабочих поверхностей зубьев шестерни и колеса при твердости материала Н?350 НВ в передачах с прямыми и непрямыми зубьями должна составлять:

НВ_1ср - НВ_2ср=20…50.

Проверяем условие разности средних твердостей зубьев шестерни и колеса:

,(2.1)

НВ_ср1 = (НВ_1мин + НВ_1мах) = (262 + 235)/2 = 248,5

НВ_ср2 = (НВ_2мин + НВ_2мах) = (235 + 207)/2 = 221

НВ_1ср - НВ_2ср= 248,5 - 221 = 24,4 20 … 50 - условие выполняется

где НВ_min и НВ_max - минимальное и максимальное значение диапазона твердости выбранного материала;



2.2 Определение допускаемых контактных напряжений

Допускаемые контактные напряжения при расчетах на прочность определяются отдельно для зубьев шестерни [у]_Н1 и колеса [у]_Н2.

Срок службы привода (ресурс), с учетом вычета 20 % часов на профилактику, текущий ремонт, нерабочие дни и пр., ч:

(2.2)

L_h = 365 8 = 2920 - (2920 20%) = 2336 ч

где t_с - средняя продолжительность работы, ч. Принимаем tс = 8 ч

Из полученного значения L_h следует вычесть 10…25 % часов на профилактику, текущий ремонт, нерабочие дни.

Определить коэффициент долговечности для зубьев шестерни и колеса:

,(2.3)

где N_H0 - число циклов перемены напряжений, соответствующий средней твердости (табл. 2.4);

N_H0 = 16,5 млн для шестерни

N_H0 = 10 млн для колеса

N - число циклов перемены напряжений за весь срок службы

.(2.4)

N_1кон = 573 x (3,14 х 1435/30) x 2336 = 201 10⁶

N_2кон = N_1цил = 573 x (3,14 х 404/30) x 2336 = 56,6 10⁶

N_2цил = 573 x (3,14 х 89,8/30) x 2336 = 12,5 10⁶



Для нормализованных или улучшенных колес . Поскольку N > N_H0 , для передач принимаем .

По табл. 2.1 определяем допускаемое контактное напряжение [у]_Н0, соответствующее пределу контактной выносливости при числе циклов перемены напряжений N_H0.

.(2.5)

[у_НO1] = 1,8 248,5 + 75 = 514,3

[у_НO2] = 1,8 221 + 75 = 464,8

Определяем допускаемые контактные напряжения [у _Н] для зубьев шестерни и колеса: Поскольку , [у_НO] = [у_Н]

Цилиндрические и конические зубчатые передачи с прямыми и непрямыми зубьями при НВ_1ср - НВ_2ср=20…50 рассчитываем по наименьшему значению [у_Н] из полученных для шестерни [у_Н1] и колеса [у_Н2], т.е. по менее прочным зубьям: [у_Н] = 464,8

2.3 Определение допускаемых напряжений изгиба

Определим коэффициент долговечности для зубьев шестерни и колеса:

,(2.6)

где N_F0 =4?10⁶ - число циклов перемены напряжений для всех сталей, соответствующее пределу выносливости.

При твердости Н?350 НВ принимают , при твердости Н>350 НВ . Поскольку N > N_F0 , то принимаем .

Определим допускаемое напряжение изгиба [у_F0] , соответствующее пределу изгибной выносливости при числе циклов перемены напряжений N_F0 по табл. 2.1:

.(2.7)

[у_F01] = 1.03 248,5 = 255,95

[у_F02] = 1,03 221 = 227,63

Поскольку допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни и колеса: [у_F] = [у_F0]

Расчет передач с прямыми и непрямыми зубьями выполняем по наименьшему значению [у_F] из полученных: [у_F] = 227,6



3. Расчет цилиндрической косозубой передачи

3.1 Расчет основных параметров передачи

Межосевое расстояние

,(3.1)

где - вспомогательный коэффициент, К_а= 43 - для косозубых передач, - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба (по табл. 3.1, для несимметричного расположения колеса и НВ?350 принимаем = 1,2); - коэффициент ширины венца, М - вращающий момент на тихоходном валу, Н?м.

Коэффициент ширины венца по ГОСТ 2185-66: = 0,4 для косозубых колес (предпочтительное значение = (0,25…0,63).

a_w 43 (4,5 +1) ³ (534,55 10³ 1,2) / (0,3 4,5² 464,88²) = 171,2

Полученное значение округляем до ближайшего стандартного значения по ГОСТ 2185-66 и принимаем межосевое расстояние цилиндрической косозубой передачи: a_w =180

Модуль зацепления

Определим модуль зацепления по формуле:

(3.2)

m_n = ( 0,01 … 0,02) 180 = 1,8 … 3,6



Округляем полученное значение модуля зацепления до стандартного по ГОСТ 9563-60 (в мм) и принимаем : m_n = 3

Угол наклона зубьев косозубой передачи

Угол наклона зубьев для косозубой передачи выбирают равным в = 8…16°. Принимаем в = 12°

Суммарное число зубьев шестерни и колеса

,(3.3)

z_c = 2 180 cos 10 / 3 = 118,44

Округляем полученный результат до целого значения, числа зубьев не могут быть дробными и принимаем z_c = 121

Число зубьев шестерни и колеса

Для шестерни:

= 121 / (4,5 +1) = 22(3.4)

для колеса:

= 22 4,5 = 99(3.5)

Округляем полученные результаты до целого значения, числа зубьев не могут быть дробными.

Проверяем расчет:

= 22 + 99 = 121(3.6)



Уточняем передаточное число:

= 99 \ 22 = 4,5(3.7)

Разница между выбранным стандартным значением передаточного числа и полученным не должна быть больше 5 %.

Действительная величина угла наклона зубьев косозубой передачи:

= arcos (3 121/2 180) = 9,5(3.8)

Торцевой модуль зацепления:

= 3 / cos 9,5 = 3,042(3.9)

Ширина венца шестерни и колеса

Для колеса:

= 0,3 180 = 54 мм(3.10)

для шестерни:

= 54 + 5 = 59 мм(3.11)

Диаметры делительных окружностей шестерни и колеса мм:



/ cosb = 22 3 / 0,986 = 66,94 mm(3.12)

cosb = 99 3 / 0,986 = 301,21 mm(3.13)

Фактическое межосевое расстояние

После расчета делительных окружностей шестерни и колеса делаем проверочный расчет межосевого расстояния:

= (66,94 + 301,21) \ 2 = 184,075 мм(3.14)

3.2 Расчет фактических основных геометрических параметров передачи для шестерни и зубчатого колеса

Диаметр окружности вершин зубьев шестерни, мм:

= 66,94 + 2 3 = 72,94;(3.15)

для колеса:

= 301,21 + 2 3 = 307,21(3.16)

Диаметр окружности впадин зубьев шестерни, мм:

= 66,94 - 2,5 3 = 59,44(3.17)

для колеса:

= 301,21 - 2,5 3 = 293,71(3.18)



Окружная скорость шестерни:

= 42,28 х 0,06694 /2 = 1,415(3.19)

колеса:

= 9,4 0,30121 /2 = 1,415(3.20)

3.3 Проверочный расчет передачи

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку и неравномерность распределения нагрузки между зубьями по ширине венца:

= 1,05 1,1 1,05 = 1,21(3.21)

где - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями; К_hb - динамический коэффициент.

Для косозубых колес в зависимости от окружной скорости ?: при ? < 10 м/с и 8-й степени точности =1,05…1,15.

Динамический коэффициент определяют в зависимости от окружной скорости колес ? и степени точности их изготовления.

Для прямозубых колес при ? < 5 м/с следует назначать 8-ю степень точности по ГОСТ 1643-81; при этом =1,05…1,10. Меньшие из указанных значений относятся к колесам с твердостью поверхностей зубьев НВ?350.

Контактные напряжения цилиндрических косозубых передач, Н/мм²:



;(3.22)

у_Н = (270 / 180) (534,55 10³ 1,21 (4,5+1)³)/ 77 4,5² = 393 [у_Н]

4. Расчет конической зубчатой передачи

Внешний делительный размер колеса

de2 165 (u_k M 10³ / [_H]² ) K_Hb(3.1)

[_H] - допускаемое контактное напряжение, Н/мм²;

М - вращающий момент на колесе, Н м;

u_k - передаточное число передачи;

K_Hb - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца, для прирабатывающихся колес с прямыми зубьями K_Hb = 1

= 1 - для прямозубых колес.

de2 165 (3,55 123,7 10³ / 464,88²) = 234,14 мм

Полученное значение округляем до ближайшего большего и принимаем de2 = 235 мм

Рассчитываем углы делительных конусов шестерни и колеса

= 90 - 74,29 = 15,71(3.2)

= arctg 3,55 = 74,29

где д - угол делительного конуса.

Определяем внешнее конусное расстояние

Re = de2 / (2sin д₂) = 235 / 2sin 74,29 =122,39(3.3)

Ширина венца шестерни и колеса должна быть



b = _R Re = 0,285 122,39 = 34,88 мм(3.4)

где _R = 0,285 - коэффициент ширины венца, значение ширины венца округляем до ближайшего целого значения и принимаем b =35 мм

Внешний окружной модуль для прямозубых зубчатых конических колес

m_t (14 M 10³ / de_{2 F} b [_F]² ) K_Fb(3.4)

_F = 0,85 - для прямозубых колес;

[_F] - допускаемое напряжение на изгиб зубьев колеса;

K_Fb - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца, для прирабатывающихся колес с прямыми зубьями K_Fb = 1

m_t 14 123,7 10³ / 235 0,85 35 227,6 = 1,59

Определяем число зубьев колеса и шестерни

Z₂ = de2/ m_t = 235 / 1,59 = 147,7 Z₁ = Z₂ / uk = 147,7/3,55 = 41,6 (3.5)

Полученные значения округляем в большую сторону до ближайшего целого значения и принимаем: Z₂ = 148, Z₁ = 42

Проверяем фактическое значение передаточного отношения

uk = Z₂ / Z₁ = 148 /42 = 3,53

Уточняем действительные углы делительных конусов



= 90 - 74,29 = 15,79

= arctg 3,53 = 74,21

Подсчитываем геометрические параметры шестерни и колеса:

Диаметр делительный

= 42 1,59 = 66,78

= 148 1,59 = 235,32

Диаметр окружности вершин зубьев

cos₁ = 66,78 + 2 1,59 cos15,79 = 69,84

cos₂ = 235,32 + 2 1,59 cos74,21 = 236,18

Определяем контактные напряжения

,(3.6)

_H = 335 / (122,39 - 0,5 35) ((123,7 10³ 1,1 (3,52 +1)³) / 35 3,52² = 583,1

_H [_H]



5. Проектный расчет валов редуктора

5.1 Расчет валов

Расчет редукторных валов производится в два этапа: 1-й - проектный (приближенный) расчет валов на чистое кручение; 2-й - проверочный (уточненный) расчет валов на прочность по напряжениям изгиба и кручения.

Определяем силы в зацеплении редуктора согласно таблице 5.1

Таблица 5.1. Силы, действующие в зацеплении.

Вид передачи	Силы в зацеплении	Значение силы, Н
		на шестерне	на колесе
Цилиндрическая косозубая	Окружная
	Радиальная
	Осевая
Коническая прямозубая	Окружная
	Радиальная
	Осевая

Принимаем материал валов - сталь 45, одинаковую для быстроходного и тихоходного валов. Механические характеристики сталей для изготовления валов (у_H, у_F, у_-1) определяем по табл. 2.2.

Проектный расчет валов выполняется по напряжениям кручения (как при чистом кручении), т. е. при этом не учитывают напряжения изгиба, концентрации напряжений и переменность напряжений во времени (циклы напряжений). Поэтому для компенсации приближенности этого метода расчета допускаемые напряжения на кручение применяют заниженными: [ф_к] = 10...20 Н/мм². При этом меньшие значения [ф_к] - для быстроходных валов, большие [ф_к] - для тихоходных.

Определим диаметр выходного конца вала из расчета на чистое кручение по пониженному допускаемому напряжению без учета влияния изгиба:

,(5.1)

d_вых = ³16 534,55 10³ /3,14 20 = 51,45

Округляем до стандартного и принимаем d_вых = 52 мм

Проектный расчет ставит целью определить ориентировочно геометрические размеры каждой ступени вала: ее диаметр d и длину l.

Тихоходный вал представляет собой ступенчатое цилиндрическое тело, количество и размеры ступней которого зависят от количества и размеров деталей, установленных на вал (рис. 5.1). Рассчитываем диаметры каждой ступени и линейные размеры, пользуясь рекомендациями, приведенными в таблицах 4.2 и 4.3.

d₂ = d_вых +2 t = 52 + 2 3 = 58 мм

d₃ = d₂ +2 r = 58 + 2 3 = 64 мм

d₅ = d₃ +3 f = 64 + 3 2 = 70 мм

l₁ = 1,5 d _вых= 1,5 52 = 78

l₂ = 1,25 d_вых = 1,25 52 = 65

Остальные размеры вала определяют графически при эскизной компоновке



Рис. 5.1. Тихоходный вал

Таблица 5.2. Определение размеров ступеней валов одноступенчатых редукторов, мм

Ступень вала и её параметры d, l	Вал-шестерня коническая (рис. 4.1, в)	Вал-шестерня цилиндрическая (рис.4.1, б)	Вал колеса (рис. 4.1, г)
1 - под элемент открытой передачи или полумуфту	d1	, где Т ? крутящий момент, Н·м
	l1	l1 = (0,8...1,5)·d1 ? под звёздочку; l1 = (1,0...1,5)·d1 ? под шестерню; l1 = (1,2...1,5)·d1 ? под шкив; l1 = (1,0...1,5)·d1 ? под полумуфту
2 - под уплотнение крышки с отверстием и подшипник	d2	d2 = d1+2t - только под уплотнение	d2 = d1+2t
	l2	l2 ? 0,6·d4 - только под уплотнение	l2 ? 1,5·d2	l2 ? 1,25·d2
3 - под шестерню, колесо	d3	d3 = d4+3,2·r возможно d3?df1; d3> df1 (см. п.7)	d3 = d2+3,2·r возможно d3?df1; при d3>da1 принять d3=da1 (см. п.7)	d3 = d2+3,2·r
	l3	l3 определить графически на эскизной компоновке (см. п.7)
4 - под подшипник	d4	d4 = d5+(2...4) мм	d4 = d2
	l4	l4 определить графически	l4=B - для шариковых подшипников; l4 = B ? для роликовых конических подшипников
5 - под резьбу	d5	d5 под резьбу определить в зависимости от d2 по табл. 7.	Не конструируют	d5 = d3+3·f ступень можно заменить распорной втулкой (см. п.7)
	l5	l5 ? 0,4·d4		l5 определить графически (см. п.7)



Примечания:

1. Значения высоты t заплечика (буртика) и f величины фаски ступицы колеса и координаты фаски r_max подшипника определяют в зависимости от диаметра ступени d по следующей таблице:

Таблица 5.3.

d	17...24	25...30	32...40	42...50	52...60	62...70	71...85
t	3	3,5	3,5	4,0	4,5	4,6	5,6
rmax	1,5	2,0	2,5	3,0	3,0	3,5	3,5
f	1	1	1.2	1.6	2	2	2,5

Рис. 5.2. Быстроходный вал

Рассчитываем диаметры каждой ступени и линейные размеры, быстроходного вала, аналогично расчету вала тихоходного.

Диаметр d1 выходного конца быстроходного вала, соединённого с двигателем через муфту, определить по соотношению d1 = (0,8...1,2)*d1(дв), где d1(дв) ? диаметр выходного конца вала ротора двигателя (табл. 1.2).

d1 = (0,8...1,2)*d1(дв), = 1,0 х 32 = 32 мм

d₂ = d_вых +2 t = 32 + 2 3 = 38 мм

d₄ = d₅ +(2 …4) = 36 + 2 3 = 46 мм

d₅ = М36 х 1,5 - размер вала под резьбу

l₁ = 1,5 d _вых= 1,5 32 = 48 мм

l₂ = 0,4 d_вых = 0,4 32 = 13 мм



5.2 Предварительный выбор подшипников качения

В соответствии с табл. 5.5 определяем тип, серию и схему установки подшипников:

- для быстроходной конической передачи выбираем подшипники роликовые конические типа 7000 при n₁<1500 об/мин, легкой серии, установленные врастяжку;

- для тихоходной косозубой цилиндрической передачи при а_w<200 мм - радиальные шариковые однорядные, с одной фиксирующей опорой, легкой серии.

Из табл. 5.8 для конической передачи подшипники:

№ 7209d = 45D = 85T = 20,75b = 19c = 16

Сr = 62,7С0r = 50,0e = 0,41Y = 1,45Y0 = 0,80

б, = 14 градrminr1min = 1,5

Из табл. 5.6 для цилиндрической передачи подшипники

№312 d = 60D = 130B = 31r = 3,5

С_r, = 81,9С_0r, = 48,0

Где динамическая С_r и статическая С_0r грузоподъемность, D - диаметр наружного кольца подшипника; В - ширина шарикоподшипников; Т и с - осевые размеры роликоподшипников.



6. Расчет шпоночного соединения

Призматические шпонки проверяем на смятие. Проверяем две шпонки тихоходного вала - под колесом и цепной передачей и одну шпонку на быстроходном валу - под полумуфтой

Рис. 6.1. - Призматические шпонки

1. По величине диаметра вала определим размеры поперечного сечения шпонки под колесом тихоходной передачи: b и h по табл. 6.1. - 18 x 11 мм.

Определим длину шпонки по зубчатым колесом, мм

,(6.1)

L = 70 - 10 = 60 мм - стандартное значение

Шпонка под звездочкой цепной передачи: 16 х 10, длину шпонки принимаем равной 50 мм

Шпонка на быстроходном валу: 10 х 8, длину шпонки предварительно принимаем равной 36 мм

2. Определим напряжение смятия по формуле, МПа:



_см = 2^. k_а^.M^.10³ / (h-t₁) ^.L^. d_{вал [см]}, (6.2)

где k_а - коэффициент внешней динамической нагрузки. Режим работы и режим нагружения ведомой машины - средний неравномерный, следовательно определяем k = 1,75 (по табл. 6. 3).

Допускаемое напряжение на смятие - [_см ] = 110 - 190 Н/ мм² при стальной ступице

- шпонка под колесом

_см = (2 1,75 534,55 10³) / (11 - 7) 60 64 = 121,805 Н /мм²

- шпонка под звездочкой цепной передачи

_см = (2 1,75 534,55 10³) / (10 - 6) 50 58 = 161,286 Н /мм²

Поскольку напряжение смятия в данном случае получилось больше допустимого, на этом участке вала вместо шпоночного соединения конструируем шлицевое.

- шпонка на быстроходном валу

_см = (2 1,75 36,67 10³) / (8 - 5) 48 32 = 27,85 Н /мм²

3. Определим напряжение среза по формуле, МПа:

= 2^. k_а^.M^.10³ / b ^.L^. d_{вал []}, (6.3)

- шпонка под колесом



_ср = (2 1,2 534,55 10³) / 18 60 64 = 18,56 Н /мм²

- шпонка под звездочкой цепной передачи

_ср = (2 1,2 534,55 10³) / 16 50 58 = 27,65 Н /мм²

- шпонка на быстроходном валу

_ср = (2 1,2 36,67 10³) / 10 36 32 = 17,35 Н /мм²



7. Выбор масла и системы смазки

Смазывание зубчатых передач и подшипников уменьшает потери на трение, предотвращает повышенный износ и нагрев деталей, снижает шум и вибрацию, а также предохраняет детали от заедания, задиров и коррозии. Снижение потерь на трение обеспечивает повышение КПД редуктора.

Способ смазывания

По способу подвода смазочного материала к зацеплению различают картерное и циркуляционное смазывание.

Для редукторов общего назначения применяют непрерывное смазывание жидким маслом картерным непроточным способом (окунанием). Этот способ применяют для зубчатых передач при окружных скоростях от 0,3 до 12,5 м/с.

Для открытых зубчатых передач, работающих при окружных скоростях до 4 м/с, обычно применяют периодическое смазывание весьма вязкими маслами или пластичными смазками, которые наносят на зубья через определенные промежутки времени. В некоторых случаях применяют капельное смазывание из корыта (при х < 1,5 м/с), наполненного вязким маслом и расположенного под зубчатым колесом.

Циркуляционное смазывание применяют при окружной скорости х?8 м/с. Масло из картера или бака подается насосом в места смазывания по трубопроводу через сопла или при широких колесах через коллекторы. Возможна подача масла от централизованной смазочной системы, обслуживающей несколько агрегатов.

Выбор сорта масла

Выбираем сорт масла в зависимости от значения расчетного контактного напряжения в зубьях у_н и фактической окружной скорости колес х. - И-Г-А-46 (по табл. 7.1). Кинематическая вязкость при 40°С, сСт - 90…100

Определяем количество масла

Для одноступенчатых редукторов при смазывании окунанием объем масляной ванны определяют из расчета 0,4...0,8 л масла на 1 кВт передаваемой мощности. Меньшие значения принимают для крупных редукторов.

Необходимое количество составит:

,= 0,4 5, 5 = 2,2 л(7.1)

Определяем уровень масла

В цилиндрических редукторах при окунании в масляную ванну колеса уровень масла определяется:

, = 0,25 235 = 58,75 мм(7.2)

где т_n - модуль зацепления, мм; d₂ - делительный диаметр колеса, мм;

Желательно, чтобы уровень масла проходил через центр нижнего тела качения подшипника (шарика или ролика).

В конических редукторах должны быть полностью погружены в масляную ванну зубья конического колеса или шестерни.

Контроль уровня масла

Уровень масла, находящегося в корпусе редуктора, контролируют различными маслоуказателями.

Наибольшее распространение имеют жезловые маслоуказатели, так как они удобны для осмотра; конструкция их проста и достаточно надежна.



Круглые маслоуказатели удобны для корпусов, расположенных достаточно высоко над уровнем пола. В них через нижнее отверстие в стенке корпуса масло проходит в полость маслоуказателя; через верхнее отверстие маслоуказатель сообщается с воздухом в корпусе редуктора. Выбираем для данного редуктора именно такую систему контроля смазки.

Слив масла

При работе передач масло постепенно загрязняется продуктами износа деталей передач. С течением времени оно стареет, свойства его ухудшаются. Поэтому масло, налитое в корпус редуктора, периодически меняют. Для этой цели в корпусе предусматривают сливное отверстие (рис. 7.2), закрываемое пробкой с цилиндрической или конической резьбой.

Отдушины

При длительной работе в связи с нагревом масла и воздуха повышается давление внутри корпуса. Это приводит к просачиванию масла через уплотнения и стыки. Чтобы избежать этого, внутреннюю полость корпуса сообщают с внешней средой путем установки отдушины в его верхних точках (рис. 7.3).

Отдушина входит в конструкцию штампованной крышки с фильтром.

Смазка подшипников

В проектируемых редукторах для смазывания подшипников качения применяют жидкие и пластичные смазочные материалы. При выборе вида смазочного материала следует учитываем скорость вращения, температуру узла и способ отвода теплоты от подшипников, способ подачи смазочного материала, конструкцию уплотнений и вид смазочного материала в сопряженных узлах.

При смазывании зубчатых колес окунанием подшипники качения обычно смазываются из картера в результате разбрызгивания масла колесами, образования масляного тумана и растекания масла по валам. Надежное смазывание разбрызгиванием возможно при окружных скоростях х>2 м/с. Для свободного проникновения масла полость подшипника должна быть открыта внутрь корпуса.

При малых скоростях, когда разбрызгивание масла недостаточно для смазывания подшипников, его можно собирать с торцов зубчатых колес, используя для этого скребки. Установка сборников и скребков масла в проектируемых редукторах должна обеспечивать смазывание подшипников при любом направлении вращения.

Смазывание пластичными материалами применяется при окружных скоростях х?2 м/с. Полость подшипника, смазываемого пластичным материалом, должна быть закрыта с внутренней стороны подшипникового узла внутренним уплотнением (см. 10.4, п. 6).

Размеры внутренней полости корпуса под пластичный материал должны иметь глубину с каждой стороны подшипника примерно 1/4 его ширины. Смазочный материал набивают в подшипник вручную при снятой крышке подшипникового узла на несколько лет. Смену смазочного пластичного материала производят при ремонте.

Наиболее распространенные для подшипников качения - пластичные смазки типа солидол жировой (ГОСТ 1033-79), консталин жировой УТ-1 (ГОСТ 1957-73).

Заключение

Из рассмотрения расчетов и конструирования зубчатых передач, валов и подшипников, являющихся обязательными почти для всех машин, следует, что для получения лучшего решения нужно сравнить несколько вариантов конструкций. Даже если разрабатываемая машина имеет простую схему, то и тогда быстро найти оптимальный вариант трудно, а для сравнения всех возможных вариантов требуется много времени.

Но прежде всего, для грамотного конструирования необходимо обладать большим количеством знаний по основным принципам работы зубчатых передач, знать их конструкцию, виды материалов, уметь выполнять простые расчеты деталей на прочность, изгиб, смятие.

Выполнение данной работы позволяет овладеть некоторыми основами проектирования такого распространенного механизма, как редуктор, познакомится с его составными частями и их конструкцией.



Список литературы

1. М.Н. Иванов. Детали машин. - М.: Высш.школа, 2008. - с.408.

2. П. Ф. Дунаев. Конструирование узлов и деталей машин. - М.: Высшая школа, 2003. - с.352.

3. С.А.Чернавский и др. Курсовое проектирование деталей машин. - М: Машиностроение, 1988. - с.560.

4. А.Е. Шейнблит. Курсовое проектирование деталей машин. - М: Высшая школа, 2002. - с. 454.

Размещено на Allbest.ru