Проектирование и расчет привода к машинному агрегату

Размещено на http://www.allbest.ru

Размещено на http://www.allbest.ru

Введение

Спроектировать привод к машинному агрегату, состоящий из звёздочки ведущей 5, зубчатой муфты 4, косозубого цилиндрического редуктора 3, открытой клиноременной передачи 2 и электродвигателя 1 (рис. 1).

Рисунок 1 - Схема привода

Исходные данные на проектирование приведены в таблице 1.

Таблица 1. Исходные данные

Тяговое усиление, кН		5,4
Скорость цепи, м/с		1,1
Число зубьев звёздочки		8
Шаг цепи, мм		80
Срок службы привода, лет		10
Коэффициент годового использования		0,6
Коэффициент суточного использования		0,6

1. Подбор электродвигателя

Мощность двигателя зависит от требуемой мощности рабочей машины, а его частота вращения - от частоты вращения приводного вала рабочей машины.

Мощность на ведущем валу электродвигателя может быть определена по формуле:

(1.1)

где общий КПД привода без учёта потерь в электродвигателе;

- требуемая мощность рабочей машины.

Определяем требуемую мощность рабочей машины:

(1.2)

Определяем частоту вращения выходного вала для цепного конвейера:

(1.3)

Определяем общий КПД привода без учёта потерь в электродвигателе:

(1.4)

где - КПД ременной клиновыми ремнями передачи, ;

- КПД зубчатой передачи в закрытом корпусе с цилиндрическими колёсами, ;

- КПД пары подшипников, ;

- КПД муфты, .

Величина коэффициента полезного действия говорит о 10 % потери на трение в кинематических парах.

Тогда требуемую мощность двигателя определяем как:

Значение мощности электродвигателя должно быть по величине большей, но ближайшей к требуемой мощности:

Согласно этому из диапазона мощностей двигателей серии 4А подбираем электродвигатели мощностью 7,5 кВт (табл. 1.1).

Определяем передаточное число привода для всех приемлемых вариантов типа двигателя при заданной мощности:

(1.5)

Определяем передаточное число привода для модели 4А112М2:

Определяем передаточное число привода для модели 4А132S4:

Определяем передаточное число привода для модели 4А132М6:

Определяем передаточное число привода для модели 4А160S8:

Полученные результаты заносим в таблицу 1.1.

Таблица 1.1. Характеристики электродвигателей мощностью 7,5 кВт

Модель электродвигателя	Частота вращения, , об/мин	Передаточное отношение,	Мощность электродвигателя, , кВт
4А112М2	2900		7,5
4А132S4	1455
4А132М6	970
4А160S8	730

Так как в приводе одновременно присутствует ремённая и зубчатая передача, то передаточное число привода определяется по формуле:

(1.6)

где - передаточное число ремённой передачи, ;

- передаточное число зубчатой передачи.

Притом относительная погрешность между передаточными числами привода и не должна превышать 4%, поэтому подбираем следующий вариант значений передаточных чисел:

Очевидно, что минимальной относительная погрешность будет между рассчитанным передаточным числом и модели 4А132М6. Определяем её:

(1.7)

Таким образом, выбираем двигатель 4А132М6, данные о котором заносим в таблицу 1.2.

Таблица 1.2. Характеристики электродвигателя

Модель электродвигателя	Мощность электродвигателя, , кВт	Передаточное число ременной передачи,	Передаточное число зубчатой передачи,	Частота вращения электродвигателя, , об/мин
4А132М6	7,5	2,4	4	970

2. Энерго-кинематический расчёт

Определяем моменты, обороты и мощности на всех валах. Формулы для расчёта одни и те же и различаются лишь индексами: индекс «эд» относится к валу двигателя, индекс «б» - быстроходному валу редуктора, «т» - тихоходному валу редуктора, и индекс «им» - исполнительному механизму.

Крутящийся момент двигателя или вала определяется по формуле:

(2.1)

где - мощность двигателя или вала, Вт; - его угловая скорость, которая определяется по формуле:

(2.2)

Тогда определяем мощность на быстроходном валу редуктора:

(2.3)

Определяем мощность на тихоходном валу редуктора:

(2.4)

Определяем мощность на исполнительном механизме:

(2.5)

Определяем частоту вращения быстроходного вала редуктора:

(2.6)

Определяем частоту вращения тихоходного вала редуктора:

(2.7)

Определяем частоту вращения исполнительного механизма:

Определяем угловую скорость двигателя:

Определяем угловую скорость вращения быстроходного вала редуктора:

Определяем угловую скорость вращения тихоходного вала редуктора:

Определяем крутящий момент на валу двигателя:

Определяем крутящий момент на быстроходном валу редуктора:

Определяем крутящий момент на тихоходном валу редуктора:

Результаты расчета приведены в таблице 2.1

Таблица 2.1. Результаты энерго-кинематического расчета привода

Вал	Частота вращения, , об/мин	Мощность, N, кВт	Крутящий момент , кНм	Угловая скорость, ,
Двигатель
Быстроходный вал редуктора
Тихоходный вал редуктора

3. Расчет передачи с гибкой связью

По номограмме в зависимости от передаваемой мощности и частоты вращения ведущего шкива выбираем нормальное сечение клинового ремня Б

Зададимся расчетным диаметром ведущего шкива, выбрав из стандартных диаметров:

Тогда диаметр ведомого шкива будет:

(3.1)

Принимаем из стандартного ряда

Определяем действительное значение передаточного отношения :

(3.2)

где е - коэффициент скольжения, е = 0,01, [6].

Проверяем отклонение действительного передаточного отношения от заданного

(3.3)

Определяем предварительное межосевое расстояние:

(3.4)

где h - высота сечения ремня, для типа Б

Принимаем .

Определяем расчетную длину ремня при выбранном межосевом расстоянии:

(3.5)

Значение принимаем из стандартного ряда:

Определяем угол обхвата ремня ведущего шкива б1:

(3.6)

Определяем окружную скорость ремня:

(3.7)

Определяем расчётную мощность, передаваемую одним ремнем.

(3.8)

где - номинальная мощность, передаваемая одним ремнем, определяемая в зависимости от диаметра ведущего шкива и окружной скорости ;

- коэффициент угла обхвата, определяемый в зависимости от угла обхвата ,

- коэффициент длины ремня,

- коэффициент режима работы, для лёгкого режима

- коэффициент передаточного числа , учитывающий уменьшение натяжения изгиба в ремне на большом шкиве, [6]

Определяем число ремней.

(3.9)

где - передаваемая мощность, равная мощности электродвигателя, 7,5 кВт;

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между ремнями, .

Определяем натяжение ветви одного ремня:

(3.10)

где - коэффициент, учитывающий влияние центробежных сил, для ремня типа Б.

Определяем силу, действующую на вал передачи:

(3.11)

Проверяем прочность ремня по максимальным напряжениям в сечении ветви , H/мм2:

(3.12)

где - напряжение растяжения, , - напряжение изгиба, - напряжение от центробежных сил, , - допускаемое напряжение ремня.

Определяем напряжение растяжения:

(3.13)

где Б - площадь поперечного сечения ремня, ммІ, для ремня типа Б площадь равна 138 ммІ; - окружная сила, передаваемая комплектом ремней, Н:

(3.14)

Определяем напряжение изгиба

(3.15)

где - модуль продольной упругости,

Определяем напряжение от центробежных сил:

(3.16)

где - плотность ремня, .

Определяем допускаемое напряжение ремня:

Условие прочности выполнено.

Теперь определим долговечность ремня.

Определяем частоту пробегов:

(3.17)

где - длина ремня, м, - допускаемая частота пробега,

Соотношение условно выражает долговечность ремня и его соблюдение гарантирует срок службы 1000~5000 часов.

Окружная скорость ремня должна быть меньше допускаемой окружной скорости ремня.

(3.18)

где - допускаемая скорость для клиновых ремней нормального сечения,

Данное условие выполняется.

4. Расчёт размеров зубчатых колёс

Для изготовления шестерни и колеса выбираем сталь 45, термическая обработка - нормализация. Твёрдость рабочих поверхностей зубьев шестерни назначим , а колеса - .

Задаём угол наклона зубьев в=10°.

Предварительно определяем окружную скорость:

(4.1)

Определяем межосевое расстояние из условия контактной прочности зубьев для косозубой передачи:

(4.2)

где - коэффициент для косозубой передачи ; - передаточное отношение передачи, ; - крутящий момент на валу колеса, ; - коэффициент концентрации нагрузки, , [7]; - коэффициент ширины, принимаем ; - допускаемое контактное напряжение, МПа:

(4.3)

где - предел длительной выносливости, ; - коэффициент безопасности, - при нормализации.

Исходя из стандартного ряда принимаем

Задаёмся значением нормального модуля .

Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса:

(4.4)

Определяем число зубьев шестерни и колеса:

(4.5)

(4.6)

Определяем погрешность отклонения передаточного отношения:

р (4.7)

(4.8)

Определяем остальные геометрические размеры передачи:

- делительные диаметры:

(4.9)

(4.10)

- фактическое межосевое расстояние:

(4.11)

- действительное значение угла наклона зубьев:

(4.12)

- диаметры вершин зубьев:

(4.13)

- диаметры впадин зубьев:

 (4.14)

- ширину колеса:

принимаем 40 мм (4.15)

- ширину шестерни:

(4.16)

Мощность двигателя зависит от требуемой мощности рабочей машины, а его частота вращения - от частоты вращения приводного вала рабочей машины.

Производим проверочный расчёт передачи на контактную прочность:

(4.17)

где - фактическое контактное напряжение, ; - коэффициент концентрации нагрузки; - коэффициент динамичности.

Коэффициент концентрации нагрузки при симметричном положении колёс определяем по соотношению , ;

Коэффициент динамичности, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями выбираем в зависимости от окружной скорости колёс и степени точности их изготовления.

 (4.18)

Назначаем 8 степень точности и принимаем .

- коэффициент концентрации нагрузки при симметричном положении колёс определяется по соотношению , .

Производим проверочный расчёт передачи на изгиб:

(4.19)

где - коэффициент формы зуба, ; - коэффициент наклона зуба, ; - коэффициент концентрации нагрузки, принимаем ; - коэффициент динамичности, принимаем ; - допускаемые напряжения изгиба, :

(4.20)

где - предел длительной выносливости, ; - коэффициент безопасности, принимаем ; - твёрдость поверхности зубьев шестерни.

Определяем усилия в зацеплении:

- окружная сила:

(4.21)

- радиальная сила:

(4.22)

где - угол зацепления, .

- осевая сила:

(4.23)

Определяем диаметры посадочных отверстий шестерни и колеса:

(4.24)

После проверочного расчёта вала на прочность диаметры и могут быть уточнены.

5. Проектный расчёт валов

Выбираем допускаемые напряжения на кручение: для быстроходного вала, для тихоходного вала.

Определяем геометрические параметры ступеней быстроходного вала.

Рисунок 2 - Типовая конструкция быстроходного цилиндрического вала

Определяем размеры 1-й ступени вала под элемент открытой передачи или полумуфту:

(5.1)

(5.2)

Определяем размеры 2-й ступени вала под уплотнение крышки с отверстием и подшипник:

(5.3)

где - высота буртика, .

По полученному значению диаметра подбираем шариковый радиальный однорядный подшипник средней серии - подшипник №7310, .

(5.4)

Определяем размеры 3-й ступени вала под шестерню, колесо:

(5.5)

где - координаты подшипника,

Длина определяется графически на эскизной компоновке.

Определяем размеры 4-й ступени вала под подшипник:

(5.6)

(5.7)

где - размер фаски,

Определяем геометрические параметры ступеней тихоходного вала.



Рисунок 3 - Типовая конструкция тихоходного вала

Определяем размеры 1-й ступени вала под элемент открытой передачи или полумуфту:

(5.8)

редуктор межосевой косозубый

Определяем размеры 2-й ступени вала под уплотнение крышки с отверстием и подшипник:

где - высота буртика, .

По полученному значению диаметра подбираем шариковый радиальный однорядный подшипник лёгкой серии - подшипник №7212, .

(5.9)

Определяем размеры 3-й ступени вала под шестерню, колесо:

 (5.10)

где - координаты подшипника,

Длина определяется графически на эскизной компоновке.

Определяем размеры 4-й ступени вала под подшипник:

(5.11)

где - размер фаски, .

Определяем размеры 5-й ступени вала упорной или под резьбу:

(5.12)

где - ориентировочная величина фаски ступицы, .

Длина определяется графически на эскизной компоновке.

6. Эскизная компоновка редуктора

Чертёж общего вида редуктора устанавливает положение колёс редукторной пары, элемента открытой передачи и муфты относительно опор (подшипников); определяет расстояние и между точками приложения реакций подшипников быстроходного и тихоходного валов, а также точки приложения силы давления элемента открытой передачи и муфты на расстоянии и от реакции смежного подшипника.

Эскизная компоновка редуктора выполняется в соответствии с требованиями ЕСКД на миллиметровой бумаге формата А1 карандашом в контурных линиях в масштабе 1:1 и содержит: упрощенное изображение редуктора в двух проекциях (в виде контурных очертаний), основную надпись - форма 2 и таблицу размеров.

Рисунок 4 - Эскиз общего главного вида редуктора

7. Проверочный расчёт валов

Производим проверочный расчёт быстроходного вала. Для этого сначала необходимо определить реакции опор и построить эпюры моментов.

Для определения реакций в подшипниках рассматриваем вал как статически определимую балку, лежащую на двух опорах, нагруженную внешними силами.

Действие всех внешних сил приводим к двум взаимно перпендикулярным плоскостям (горизонтальной и вертикальной).

Составляем уравнения моментов для вертикальной плоскости:

Откуда находим необходимые реакции в подшипниках:

Производим проверку:

Составляем уравнения моментов для горизонтальной плоскости:

Откуда находим необходимые реакции в подшипниках:

Производим проверку:

Реакции найдены верно.

Определяем изгибающие моменты для вертикальной плоскости.

На участке

,

где

Если , то

Если , то

На участке

,

где

Если , то

Если , то

На участке

,

где Если , то Если , то

Определяем изгибающие моменты для горизонтальной плоскости.

На участке

,

где

Если , то

Если , то

На участке

,

где

Если , то

Если , то

Определяем значения суммарных моментов по формуле:

(7.1)

1) ,

2)

3)

4)

5),

Строим эпюры изгибающих моментов для вертикальной и горизонтальной плоскости, а также строим эпюру суммарных моментов.

Производим проверочный расчёт тихоходного вала. Для этого сначала необходимо определить реакции опор и построить эпюры моментов.

Для определения реакций в подшипниках рассматриваем вал как статически определимую балку, лежащую на двух опорах, нагруженную внешними силами.

На рисунке 7.2 - расстояние от центра левого подшипника до оси; - расстояние от оси до центра правого подшипника; - расстояние центра правого подшипника до края тихоходного вала.

По эскизной компоновке определяем необходимые расстояния: .

Действие всех внешних сил приводим к двум взаимно перпендикулярным плоскостям (горизонтальной и вертикальной).

Составляем уравнения моментов для вертикальной плоскости:

Откуда находим необходимые реакции в подшипниках:

Производим проверку:

Реакции найдены верно.

Составляем уравнения моментов для горизонтальной плоскости:



Откуда находим необходимые реакции в подшипниках:

Производим проверку:

Реакции найдены верно.

Определяем изгибающие моменты для вертикальной плоскости.

На участке

,

где

Если , то

Если , то

На участке

,

где

Если , то

Если , то

На участке

Определяем изгибающие моменты для горизонтальной плоскости.

На участке

,

где

Если , то

Если , то

На участке

,

где

Если, то

Если , то

На участке

,

где

Если , то

Если , то

Определяем значения суммарных моментов.

1) ,

2)

3)

4)

5)

Строим эпюры изгибающих моментов для вертикальной и горизонтальной плоскости, а также строим эпюру суммарных моментов.

Проверочный расчет валов по коэффициентам запаса прочности.

По справочным данным для материала валов [5]: сталь 45, , , .

Сначала определяем коэффициент для нормальных напряжений:

(7.2)

где - предел выносливости гладкого образца при симметричном цикле напряжений изгиба, МПа; - амплитуда номинальных напряжений изгиба, МПа, вычисляется по формуле:

(7.3)

где - момент в опасном сечении вала, Н·м; - осевой момент сопротивления сечения вала - для вала сплошного сечения; для вала, ослабленного шпоночным пазом, определяется по таблицам.

- коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений при изгибе [5];

- среднее значение номинального напряжения, ;

- эффективный коэффициент концентрации напряжений для детали:

(7.4)

где - масштабный коэффициент. Значения и выбираются по справочным данным в зависимости от диаметра вала [5].

Коэффициент запаса для касательных напряжений определяется по формуле:

(7.5)

где - предел выносливости гладкого образца при симметричном цикле напряжений кручения, МПа; - амплитуда номинальных напряжений кручения,

(7.6)

где - крутящий момент, передаваемый валом, ;

- полярный момент сопротивления, - для вала сплошного сечения; для вала ослабленного шпоночным пазом, определяем по таблицам.

- среднее значение номинального напряжения, МПа, ;

- эффективный коэффициент концентрации напряжений для детали:

(7.7)

где - масштабный коэффициент. Значения и выбираются по справочным данным в зависимости от диаметра вала .

Общий коэффициент запаса прочности на совместное действие изгиба и кручения:

(7.8)

Коэффициент запаса прочности не должен превышать значений 4-5.

Опасным сечением на тихоходном валу является сечение подшипника наибольший момент . Определяем коэффициент запаса для этого сечения:

Тихоходный вал проходит проверку по коэффициенту запаса прочности.

Опасным сечением на быстроходном валу является сечение подшипника наибольший момент . Определяем коэффициент запаса для этого сечения:

8. Подбор и проверка подшипников

По диаметру быстроходного вала подбираем роликовый, радиальный, однорядный подшипник средней серии - подшипник №7310, а по диаметру тихоходного вала - подшипник №7212.

Пригодность подшипников определяем сопоставлением расчётной динамической грузоподъёмности , с базовой , или базовой долговечности ( - млн. оборотов), с требуемой по условиям:

(8.1)

Требуемая долговечность для обоих подшипников одинакова. Определяем её:

(8.2)

где - срок службы привода, ;

- коэффициент годового использования при пятидневной рабочей неделе,

- продолжительность смены, ;

- число смен при работе в две смены, ;

- коэффициент сменного использования с учётом перерыва на обед 45 мин,

- число смен при работе в две смены, ;

Из полученного значения требуемой долговечности вычитаем на профилактику, текущий ремонт и нерабочие дни:

Определяем пригодность подшипника №7310. Его статистическая грузоподъёмность равна, а базовая - .

Оба подшипника вала испытывают от осевой силы в зацеплении редукторной пары одинаковое и равное той силе осевое нагружение . Поэтому расчёт эквивалентной нагрузки выполняется только для подшипника с большей радиальной нагрузкой.

Определяем суммарные реакции в опорах подшипников:

(8.3)

где - реакция в подшипнике для горизонтальной плоскости; - реакция в подшипнике для вертикальной плоскости.

Так как расчёт ведём по наиболее нагруженной опоре, радиальная нагрузка подшипника равна суммарной реакции в точке : .

Определяем отношение:

(8.4)

По этому отношению определяем коэффициент .

Определяем отношение:

(8.5)

где - коэффициент вращения при вращающемся внутреннем кольце подшипника, .

Сопоставляем полученное значение и коэффициент :

Так как полученное значение меньше коэффициента для нахождения эквивалентной динамической нагрузки воспользуемся формулой:

Определяем отношение:

(8.6)

где - коэффициент безопасности, при умеренных толчках и вибрациях ; - температурный коэффициент, .

Определяем расчётную динамическую грузоподъёмность:

(8.7)

где - показатель степени, для шариковых подшипников ; - угловая скорость вращения быстроходного вала редуктора,

Так как , то по данному условию подшипник является пригодным для использования.

Определяем базовую долговечность:

(8.8)

Так как , то по данному условию подшипник является пригодным для использования.

Следовательно, выбранный подшипник пригоден для конструирования подшипникового узла.

Определяем пригодность подшипника №7212. Его статистическая грузоподъёмность равна, а базовая - .

Оба подшипника вала испытывают от осевой силы в зацеплении редукторной пары одинаковое и равное той силе осевое нагружение . Поэтому расчёт эквивалентной нагрузки выполняется только для подшипника с большей радиальной нагрузкой.

Определяем суммарные реакции в опорах подшипников:

Так как расчёт ведём по наиболее нагруженной опоре, радиальная нагрузка подшипника равна суммарной реакции в точке : .

Определяем отношение:

По этому отношению определяем коэффициент .

Определяем отношение:

где - коэффициент вращения при вращающемся внутреннем кольце подшипника, .

Сопоставляем полученное значение и коэффициент :

Так как полученное значение меньше коэффициента для нахождения эквивалентной динамической нагрузки воспользуемся формулой:

Определяем отношение:

Определяем расчётную динамическую грузоподъёмность:

где - показатель степени, для роликовых подшипников ; - угловая скорость вращения тихоходного вала редуктора,

Так как , то по данному условию подшипник является пригодным для использования.

Определяем базовую долговечность:

Так как , то по данному условию подшипник является пригодным для использования.

Следовательно, выбранный подшипник пригоден для конструирования подшипникового узла.

9. Конструирование шкивов и зубчатых колёс

Шкивы ремённых передач изготавливают литыми из чугуна. Его выполняют дисками без спиц, так как его диаметр 315 мм. Для удобства установки ремней шкивы передач делают консольными, иначе для смены ремня потребуется разборка узла. Поскольку в процессе работы ремень может вытягиваться, то в конструкции с ременной передачей необходимо предусмотреть устройства для изменения межосевого расстояния.

Зубчатые колёса привода изготавливают из круглого проката. Основные конструктивные элементы колеса - обод, ступица и диск. Ступица колёс в редукторе располагается симметрично относительно обода. Конструкция колёс зависит от проектных размеров, материала, способа получения заготовки и масштаба производства.

Конструируем шкив на тихоходном валу для клиновых ремней сечением Б. Так как окружная скорость , то шкивы изготавливаем из чугуна СЧ15.

Размеры профиля канавок и прочие представлены в таблице 9.1

Таблица 9.1. Размеры, необходимые для конструирования шкива на тихоходном валу

Размеры, мм	Значение, град
4,2	14	19	12,5	10,8	17,6	38

Определяем диаметр шкива конструктивный:

(9.1)

Определяем ширину шкива клиноременной передачи:

 (9.2)

Определяем толщину для чугунных шкивов клиноременной передачи:

(9.3)

Определяем толщину диска:

(9.4)

Диаметр внутренний .

Определяем диаметр наружный для чугунных шкивов:

(9.5)

Определяем длину ступицы:

(9.6)

Конструируем колёса зубчатые цилиндрические. Изготавливаем из стали 45. Ступицу колёс располагаем симметрично относительно обода.

Определяем толщину обода:

(9.7)

Ширина обода ;

Диаметр ступицы внутренний .

Определяем диаметр ступицы наружный:

 (9.8)

Определяем толщину ступицы:

(9.9)

Определяем длину ступицы:

(9.10)

Определяем толщину диска:

(9.11)

Радиусы закруглений и уклон

Определяем фаску, выполняемую на торцах зубьев:

(9.12)

Принимаем .

Т.к. твёрдость рабочих поверхностей на косозубых колёсах , то угол фаски .

10. Подбор и проверка муфты

Выбираем упругую втулочно-пальцевую муфту. Передача вращающего момента осуществляется пальцами, закрепленными на фланце полумуфты ведущего вала. На пальцах напрессованы резиновые втулки, входящие в отверстие на фланце полумуфты ведомого вала. В зависимости от размеров муфты и передаваемого момента число пальцев может быть от 4 до 10. Муфта позволяет компенсировать осевые смещения от 1 до 5 мм и радиальные до 0,1 мм на 100 мм диаметра муфты. Работают резиновые втулки на сжатие.

Для передаваемого тихоходным валом крутящего момента выбираем номинальный передаваемый момент и муфту: диаметр окружности расположения центра пальцев , длина набора резиновых колец , диаметр пальцев , количество пальцев .

Определяем расчётный момент, по которому рассчитывается муфта:

(10.1)

где - коэффициент динамичности или режима работы.

Для выбранной муфты должно выполняться условие:

(10.2)

Где - давление между пальцами и резиновыми пальцами, МПа;

- допускаемое давление для резиновых колец.

Определяем давление между пальцами и резиновыми пальцами:

(10.3)

Сравниваем его с допускаемым давлением для резиновых колец:

Условие выполняется.

Теперь проверяем пальцы муфт на прочность при изгибе. Должно выполняться условие:

(10.4)

где - напряжение при изгибе.

- допускаемое напряжение при изгибе.

Определяем изгибающую силу, исходя из условия допустимого удельного давления между пальцами и упругим элементом:

(10.5)

Определяем напряжение при изгибе:

(10.6)

Сравниванием его с допускаемым напряжением на изгибе:

Условие выполняется.

Так как оба условия выполняются, муфта выбрана верно.

11. Расчёт шпоночных соединений

Для участка тихоходного вала диаметром в месте посадки ступицы колеса подбираем призматическую шпонку: , мм, , , фаска . Принимаем длину шпонки

Шпонка должна удовлетворять условию прочности на смятие: её напряжение должно быть меньше допускаемого напряжения .

(11.1)

где - сила передаваемая шпонкой, Н, определяемая по формуле:

(11.2)

- площадь смятия, определяемая по формуле:

(11.3)

Определяем действующее напряжение смятия:

Также шпонка должна удовлетворять условию прочности на срез: её напряжение должно быть меньше допускаемого напряжения .

(11.4)

Оба условия выполняются, значит, шпонка выбрана верно.

Для участка тихоходного вала в месте посадки ступицы полумуфты диаметром подбираем призматическую шпонку: , мм, , . Принимаем длину шпонки .

Проверяем условие прочности на смятие:

Проверяем условие прочности на срез поперечной площади:

Оба условия выполняются, значит, шпонка выбрана верно.

Для участка быстроходного вала в месте посадки ступицы шкива ременной передачи диаметром 45 мм подбираем призматическую шпонку: , фаска Принимаем длину шпонки [1].

Определяем силу, передаваемую шпонкой:

Определяем площадь смятия шпонки:

Определяем напряжение смятия:

Определяем напряжения среза:

Поскольку условия прочности на смятие и на срез выполняются, значит, выбранная шпонка пригодна для конструирования шпоночного соединения.

12. Конструирование корпуса редуктора

Корпус и крышку редуктора изготовляем литьём из серого чугуна.

Определяем толщину стенки корпуса редуктора:

(12.1)

Принимаем .

Определяем толщину стенки крышки редуктора:

(12.2)

Принимаем

Определяем толщину верхнего пояса редуктора:

(12.3)

Определяем толщину пояса крышки редуктора:

(12.4)

Определяем толщину нижнего пояса редуктора:

(12.5)

Принимаем .

Определяем диаметр фундаментальных болтов:

(12.6)

Принимаем .

Определяем диаметр болтов, соединяющих корпус с крышкой редуктора:

(12.7)

Диаметр болтов крепления смотровой крышки к корпусу редуктора принимаем с резьбой М8 по ГОСТ 7787-70.

Определяем диаметр резьбы пробки:

(12.8)

Принимаем

Определяем ширину пояса соединения корпуса и крышки редуктора около подшипника:

(12.9)

Определяем ширину пояса крепления крышки и корпуса редуктора:

(12.10)

Определяем расстояние между внутренней стенкой основания редуктора и окружностью вершин зубьев колеса:

(12.11)

Принимаем .

Определяем расстояние между внутренней стенкой крышки редуктора и окружностью вершин зубьев колеса:

(12.12)

Диаметр резьбы маслоуказателя М16.

13. Выбор системы смазки

Смазывание зубчатых зацеплений, подшипников применяется для защиты от коррозии, для снижения коэффициента трения, уменьшения износа, отвода тепла и продуктов износа от трущихся поверхностей.

Для данного редуктора применяем непрерывное смазывание жидким маслом картерным непроточным способом. Так как контактное напряжение в зубьях , а окружная скорость колёс , то, согласно ГОСТ 17479.4-87, сорт масла выбираем И-Г-А-46 (индустриальное масло для гидравлических систем без присадок, класс кинематической вязкости - 46). Объем масляной ванны принимаем из расчёта масла на 1 .

Задаем минимальный уровень масла и максимальный .

Принимаем

При смазывании зубчатых колес окунанием подшипники качения смазываются из картера в результате разбрызгивания масла колесами образование масляного тумана и растекания масла по валам.

14. Оценка технического уровня редуктора

Технический уровень редуктора целесообразно оценивать количественным параметром, отражающим соотношение затраченных средств и полученного результата.

«Результатом» для редуктора является его нагрузочная способность, в качестве характеристики которой можно принять вращающий момент , на его тихоходном валу.

Объективной мерой затраченных средств является масса редуктора в которой практически интегрирован весь процесс его проектирования:

(14.1)

где - коэффициент заполнения для редуктора, выбирается в зависимости от межосевого расстояния, так как то ;

- плотность чугуна;

- условный объём редуктора, определяемый по формуле:

(14.2)

где - наибольшая длина редуктора;

- наибольшая ширина редуктора;

- наибольшая высота редуктора.

Определяем условный объём редуктора:

Теперь определяем массу редуктора:

За критерий технического уровня можно принять относительную массу:

(14.3)

Данный критерий меньше 0,2 и он характеризует спроектированный редуктор как экономически неоправданный .

Заключение

В ходе данного проекта был спроектирован механический привод, состоящий из соединительной муфты редуктора, клиноременной передачи и электродвигателя.

Также была разработана конструкция редуктора, подобран электродвигатель под заданную мощность. Подобрана муфта для передачи движения от редуктора к исполнительному механизму. При проверочном расчете определили силы, действующие в зацеплении, реакции опор подшипников. Спроектированы и подобраны детали редуктора: валы, зубчатые колеса, подшипники; проведен их проверочный расчет на прочность и изгиб, подобран материал. Выбраны посадки, смазочный материал, предусмотрена стабилизация давления в редукторе посредством отдушины. Технический уровень редуктора средний: в большинстве случаев производство экономически неоправданно.

Литература

1. Детали машин. Проектирование: учебн. Пособие /Л.В. Курмаз, А.Т. Скойбеда. - 2-е изд., испр. и доп - Мн.: УП «Технопринт», 2002г.

2. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для учащихся машиностроительных специальностей /С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин и др. - 2-е изд., перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 1988 г.

3. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин. Учебное пособие для вузов. М.: Высшая школа, 1985 г.

4. Ермилов В.В., Дорошенко И.В. Детали машин. Прикладная механика: Расчет валов. Подбор и проверка подшипников. Задания и указания к практическим занятиям. Часть 4. - Череповец: ЧГУ 2000 г.

5. Ермилов В.В., Дорошенко И.В. Детали машин. Прикладная механика: Расчет передач с гибкой связью. Методическое пособие и задания к практическим занятиям. - Череповец: ЧГУ, 1996 г.

6. Ермилов В.В., Дорошенко И.В. Детали машин. Прикладная механика: Расчет зубчатых передач. Учебно-методическое пособие и задания к практическим занятиям. - Череповец: ЧГУ, 1997 г.

7. Ермилов В.В., Дорошенко И.В. Детали машин. Прикладная механика: Расчет соединений. Учебно-методическое пособие и задания к практическим занятиям. - Череповец: ЧГУ, 1997 г.

Размещено на Allbest.ru