Деталі машин і підйомно-транспортне обладнання

Размещено на http://www.allbest.ru/

НТУ, кафедра ДМ	Завдання на курсову роботу	№ 102
Пара-метри	Потужність двигуна, Рдв	Частота обертання вала двигуна, nдв	Передаточне число	Термін служби привода, Lh
			зубчастої передачі, uзп	пасової передачі, uкп
	кВт	хв-1	-	-	год
1	7,5	1455	4,5	2,8	29000
2	4,0	1430	6,3	2,8	21000
3	7,5	2900	5,6	3,4	30500
4	5,5	720	3,55	2,8	23000
5	3,0	700	3,15	2,8	15500
6	5,5	1445	4,5	3,0	22500
7	5,5	965	4,5	3,2	24500
8	4,0	2880	5,0	4,5	22500
9	3,0	955	3,55	3,5	16500
10	3,0	700	4,5	2,2	20500
11	7,5	970	3,15	3,0	23500
12	4,0	950	5,0	2,0	21500
13	3,0	1435	4,0	3,0	17000
14	4,0	720	4,5	3,5	19000
15	5,5	1445	5,0	3,0	25000
16	3,0	2840	5,6	4,0	18500
17	4,0	950	3,15	3,8	20500
18	5,5	2880	5,6	3,6	26500
19	7,5	730	3,15	2,6	27000
20	7,5	970	4,0	2,5	28500
21	5,5	1445	5,6	3,2	20000
22	7,5	970	3,55	3,0	25000
23	3,0	700	3,55	3,4	21000
24	5,5	2880	5,0	4,0	24000
25	7,5	955	5,0	3,2	23000
26	3,0	970	5,0	2,6	19000
27	5,5	1430	6,3	1,5	20000
28	7,5	2840	3,55	2,0	17000
29	4,0	965	4,0	2,2	15000
30	3,0	720	3,15	3,6	21000

Результати розрахунків

n1=323,33 хв-1	n2= 102,64 хв-1
Т1= 206 Н· м	Т2= 623,13 Н· м
aw = 140 мм
d1 = 68 мм
d2 = 212 мм
bк = 56 мм

Зміст

1. Визначення кінематичних і силових параметрів приводу

2. Проектний розрахунок циліндричної прямозубої передачі

3. Розрахунок валів редуктора

3.1 Розрахунок ведучого вала редуктора

3.2 Визначення конструктивних параметрів веденого вала редуктора

4. Розрахунок підшипників редуктора

4.1 Розрахунок підшипників ведучого вала

4.2 Визначення параметрів та типорозміру підшипників веденого вала

5. Розрахунок клинопасової передачі

6. Коротка характеристика редуктора

6.1 Тип редуктора та його компонувальні розміри

6.2 Змащування

6.3 Забезпечення герметичності

6.4 Транспортування редуктора

Література, рекомендована для виконання курсової роботи

Специфікація

1. Визначення кінематичних і силових параметрів приводу

Дані для розрахунку:

- потужність двигуна, Р_дв = 7,5 кВт;

- частота обертання вала двигуна, n_дв = 970 хв^-1;

- передаточне число зубчастої передачі, u_зп = 3,15;

- передаточне число клинопасової передачі, u_кп =3,0.

Використовуючи ці дані необхідно визначити:

- частоти та кутові швидкості обертання валів привода;

- обертові моменти на валах привода.

Визначення частот і кутових швидкостей обертання валів привода.

Вал двигуна (вал ведучого шківа клинопасової передачі):

n_дв = 970 хв ^-1;

Ведучий вал редуктора (вал веденого шківа клинопасової передачі):

Ведений вал редуктора:

Визначення обертових моментів на валах привода.

Вал двигуна (вал ведучого шківа клинопасової передачі)

Ведучий вал редуктора

де - коефіцієнт корисної дії клинопасової передачі (приймаємо = 0,94);

- коефіцієнт корисної дії пари підшипників кочення (приймаємо = 0,99).

Тоді

Ведений вал редуктора (тихохідний вал)

де - коефіцієнт корисної дії зубчастої передачі (приймаємо = 0,97).

Тоді

2. Проектний розрахунок циліндричної прямозубої передачі

Проектний розрахунок проводиться для попереднього визначення розмірів зубчастої передачі.

Дані для розрахунку:

- обертовий момент на ведучому валу редуктора, T₁=206 Н· м;

- частота обертання ведучого вала редуктора, n₁=323,33 хв^-1;

- передаточне число зубчастої передачі, u_зп= 3,15

Матеріали для зубчастих коліс.

На підставі рекомендованих марок сталей, які використовуються для виготовлення зубчастих коліс [5],[7], вибираємо такі сталі:

- для шестерні - сталь 40Х з твердістю за шкалою Роквелла HRC₁ =48;

- для колеса - сталь 55 з твердістю за шкалою Брінеля HB₂ =390 daH/мм² ;

Міжосьова відстань зубчастої передачі а_w визначається з умови забезпечення контактної витривалості зубців передачі і розраховується за формулою

а_w= k_а · (u_зп+1)· ,

де k_а - коефіцієнт, який для прямозубої передачі приймається k_а =495;

Т_1Н - розрахунковий обертовий момент, який приймаємо Т_1Н = T₁=206 Н· м; k_Hв - коефіцієнт нерівномірності розподілу навантаження по довжині зубця; при виконанні курсової роботи приймаємо k_Hв =1,08; ш_ba - коефіцієнт ширини зубчастих коліс, значення якого регламентується стандартом. При виконанні курсової роботи коефіцієнт ш_ba можна вибирати з таких рекомендованих значень: 0,315; 0,4; 0,5; 0,63. Приймаємо ш_ba = 0,4; у_HP -допустиме контактне напруження при розрахунку зубчастої передачі.

Для шестерні і зубчастого колеса напруження у_HPі визначаються за формулою

у_HPі = 0,9·· Z_Nі,

де у_Нlimі - границі контактної витривалості для матеріалів шестерні та зубчастого колеса, які визначаємо за формулами:

у_Нlim1=17·HRC₁+200 =17·48+200 = 1016 H/мм²;

у_Нlim2=2·HB₂+70 =2·390+70 = 850 H/мм²;

S_Hminі - мінімальні коефіцієнти запасу міцності, які при відсутності поверхневого зміцнення поверхонь зубців шестерні та зубчастого колеса приймаються рівними S_Hmin1= S_Hmin2=1,1;

Z_Nі - коефіцієнти довговічності, які, з метою спрощення розрахунків, наближено визначаються за залежностями:

Z_N1 = 0,95+0,03·N; Z_N2 = 1,0+0,02·N,

де N - номер варіанта завдання на курсову роботу.

У методичних вказівках розрахунки проведені для 0 - го номера варіанта, а тому: Z_N1 =0.95+0.03·11=1,28 ; Z_N2 =1,0+0.02·11=1.22

Тоді допустимі контактні напруження:

для шестерні

у_HP1= 0,9·· Z_N1 =0,9·· 1.28 = 1064H/мм²;

для зубчастого колеса

у_HP2= 0,9·· Z_N2 =0,9· ·1,22 = 848,4 H/мм².

За розрахункове значення допустимого контактного напруження приймається менше з цих двох значень, тобто

у_HP = min (у_HP1; у_HP2) = min (1064; 848,4) = 848,4 H/мм².

Міжосьова відстань прямозубої зубчастої передачі

а_w=k_а·(u_зп+1)· =495·(3,15+1)· =128,59 мм.

За табл. Д1.1 (див. додаток 1) обираємо а_w=140 мм.

Модуль m зубчастих коліс визначається в залежності від твердості робочих поверхонь зубців шестерні і колеса [5], [7].

Для вибраних вище матеріалів шестерні і колеса твердість складає:

шестерня - НRС₁=48 (НВ₁=432 dаН/мм²);

зубчасте колесо - НВ₂=390 dаН/мм².

Для цих значень твердості модуль розраховується за формулою

m =(0,0140…0,040) · а_w =(0,0140…0,040 · 140 = 1.96…5,6 мм.

Приймаємо стандартний модуль m = 2 мм (табл. Д1.2, додаток 1).

Кількість зубців шестерні та колеса визначаємо за формулами:

z₁ = = 33,7

Приймаємо z₁ =34

z₂ = z₁·u_зп = 34·3,15 = 107,1.

Приймаємо z₂ = 106.

Перевіряємо відповідність міжосьової відстані вибраному стандартному значенню (а_wст = 140 мм)

a_w = =140 мм.

Перевіряємо відхилення фактичного передаточного числа зубчастої передачі від стандартного (стандартні значення передаточних чисел u_ст наведені в додатку 1, табл. Д1.3). Фактичне передаточне число

u_ф = =3,11.

?u = ·100% =% =1,26%,

що допускається, оскільки при u > 4,5 допустиме відхилення складає ?u?4%.

Параметри зубчастих коліс і передачі:

ділильні діаметри:

d₁ = m·z₁ = 2·34 = 68 мм;

d₂= m·z₂ = 2· 106 = 212 мм;

діаметри вершин зубців:

d_a1 = d₁+2·m = 68+2·2 =72 мм;

d_a2 = d₂+2·m = 212 +2·2 =216 мм;

діаметри впадин зубців:

d_f1 = d₁ - 2·1,25·m = 68 - 2·1,25·2 = 63 мм;

d_f2 = d₂ - 2·1,25·m = 212 - 2·1,25·2 = 207 мм;

ширина зубчастих вінців колеса та шестерні:

b_к (b_w) = ш_ba· a_w = 0,4 · 140= 56 мм ;

b_ш = b_к + 4 = 56 + 4= 60 мм.

3. Розрахунок валів редуктора

3.1 Розрахунок ведучого вала редуктора

Дані для розрахунку:

- розрахунковий обертовий момент на валу, T_1H =206 Н· м;

- ділильний діаметр шестерні, d₁ =68 мм;

- ширина зубчастого вінця шестерні, b_ш =60 мм.

З метою спрощення і зменшення об'єму курсової роботи приймаємо, що навантаження на вал від шківа клинопасової передачі відсутнє.

На підставі схеми редуктора, яка наведена в завданні на виконання курсової роботи, складаємо конструктивну схему ведучого вала, яка зображена на рис 1.

Рис. 1. Схема ведучого вала і сили, що діють на його шестерню

Для визначення відстаней між опорами вала і площиною симетрії шестерні приймаємо згідно з рекомендаціями:

- ширину підшипників, b_п=35 мм;

- відстань, на яку рекомендується "втоплювати" підшипники в корпусі редуктора, k = 4 мм;

- відстані між торцями шестерні і внутрішніми стінками редуктора, а₁=12 мм.

Оскільки шестерня розташована симетрично відносно опор, то достатньо розрахувати відстані а і L.

a = = 63,5 мм.

Приймаємо а =64 мм.

Відстань між опорами вала L = 2·a =2·64= 128 мм.

Сили, які діють на вал, прикладені в полюсі зачеплення зубчастої передачі.

Тангенціальна сила

6058,8 Н.

Приймаємо, що ведучий вал обертається за годинниковою стрілкою. Тангенціальна сила F_t1 на зубцях шестерні завжди направлена проти напрямку їх обертання, тобто "до нас". Напрям сили "до нас" умовно позначаємо відхиленням вектора сили F_t1 від горизонталі вверх.

Радіальна сила

F_r1= F_t1· tgб = 6058,8 · tg20° = 2205,2 Н,

де б - кут зачеплення, б =20°.

Сила F_r1 направлена до осі обертання ведучого вала.

Вал, при розрахунку, розглядається як балка, розташована на двох опорах і навантажена зосередженими силами та обертовим моментом. Розміщення опор приймається посередині підшипників. Сили, що діють на вал в результаті взаємодії зубців шестерні із зубцями зубчастого колеса веденого вала, вважаються прикладеними посередині маточин деталей. Обертовий момент, що передається валом, діє від середини маточини веденого шківа плоскопасової передачі до площини дії радіальної сили F_r1.

Зображуємо схему сил, які діють на ведучий вал у вертикальній площині (рис. 2а). При цьому, площину, в якій діє радіальна сила F_r1, приймаємо за І - ий розрахунковий переріз.

Для визначення реакції на опорі А у вертикальній площині записуємо рівняння рівноваги моментів всіх сил відносно опори В (якщо момент сили діє відносно точки опори проти годинникової стрілки, то йому присвоюють знак "+", а якщо за годинниковою стрілкою - знак "-"):

?M_B=0; ·2·а - F_r1·а = 0.

Звідси реакція опори А

Для визначення реакції на опорі В записуємо рівняння рівноваги моментів всіх сил відносно опори А:

?M_A=0; - ·2·а + F_r1·а = 0.

Звідси реакція опори В



Рис. 2. Епюри моментів ведучого вала прямозубого редуктора

Перевірка: (записуємо суму радіальних сил і реакцій на вертикальну вісь, вважаючи їх позитивними, якщо вони скеровані вверх і навпаки):

.

Визначаємо згинальний момент у вертикальній площині в перерізі І

Будуємо епюру згинальних моментів у вертикальній площині (рис. 2б). Оскільки реакції і згинають балку вниз, то епюра від'ємна (розташована під горизонтальною лінією).

Зображуємо схему сил, які діють на вал у горизонтальній площині (рис. 2в). Для визначення реакції на опорі А у горизонтальній площині записуємо рівняння рівноваги моментів всіх сил відносно опори В:

?M_B=0; ·2·а - F_t1·а = 0.

Звідси реакція опори А

Для визначення реакції на опорі В записуємо рівняння рівноваги моментів всіх сил відносно опори А:

?M_A=0; -·2·а + F_t1·а = 0.

Звідси реакція опори В

Перевірка:

.

Визначаємо згинальний момент у горизонтальній площині в перерізі І вала

Будуємо епюру згинальних моментів у горизонтальній площині (див. рис. 2г). Оскільки реакції і згинають балку вниз, то епюра від'ємна (розташована під горизонтальною лінією).

Визначаємо сумарні радіальні реакції опор:

Н;

H.

Реакції опор R_А та R_В будуть використані в подальшому при розрахунку підшипників кочення.

Визначаємо сумарний згинальний момент, що діє на вал у перерізі І

Будуємо епюру сумарного згинального моменту, який діє на вал (див рис. 2д).

Крім згинального моменту вал також навантажений обертовим моментом Т_1Н, який діє від шківа плоскопасової передачі до перерізу І. Будуємо епюру обертового моменту (Т_1Н = 206 Н· м), (див. рис. 2е).

Визначаємо зведені моменти, що навантажують вал. При цьому враховуємо, що обертовий момент Т_1Н діє лише ліворуч від перерізу І і не переходить через цей переріз (тобто праворуч від перерізу І момент Т_1Н дорівнює нулю). Тому:

на консольній ділянці вала (до січення, що проходить через опору А вала)

зліва від перерізу І

справа від перерізу І 295,3 Н· м.

Будуємо епюру зведених моментів (див. рис. 2ж).

Ця епюра показує, що найбільш навантаженим є переріз І вала, де діє найбільший зведений момент =360 Н· м.

Визначаємо мінімальний діаметр вала, приймаючи, що вал виготовляється зі сталі 45 (термообробка -- нормалізація)

В цій формулі = 135 МПа - допустиме напруження згину для вибраного матеріалу вала у випадку знакозмінних навантажень.

З врахуванням діаметра d_min вибираємо діаметр шийки під підшипник d_п1 (рис. 3.3) за каталогом підшипників (додаток 1, табл. Д1.4). Приймаємо d_п1 = 35 мм. Діаметри інших шийок вала визначаються з умови забезпечення осьової фіксації вала та вільного проходження деталей при збиранні.

3.2 Визначення параметрів веденого вала редуктора

За методикою спрощеного проектного розрахунку валів діаметр вихідної консольної ділянки d_к2 веденого вала визначаємо за формулою

де Т_2Н - розрахунковий обертовий момент веденого вала;

- допустиме напруження кручення, значення якого приймається заниженим (для сталі 45 після нормалізації = 30…50 МПа; менші значення використовуються для ведучих валів, а більші - для ведених).

Розраховане значення d_к2 узгоджуються, в залежності від схеми привода, з посадочними діаметрами муфт, шківів або зірочок. Приймаємо d_к2 =40 мм.

Діаметри шийок вала під манжету d_м2 та підшипник d_п2 вибираються за умовами (рис. 3.3): d_м2 > d_к2; d_п2 > d_м2.

Після уточнення діаметра шийки під підшипник d_п2 за каталогом підшипників (додаток 1, табл. Д1.4), приймаємо: d_п2 = 50мм; d_м2 = 45 мм.

Діаметри інших шийок вала визначаються з умови забезпечення осьової фіксації вала та вільного проходження деталей при збиранні.

4. Розрахунок підшипників редуктора

4.1 Розрахунок підшипників ведучого вала

Підбираємо підшипник кочення ведучого вала за наступними даними:

- радіальне навантаження на опорі А, R_A =3223,8 Н;

- радіальне навантаження на опорі В, R_B =3223,8 Н;

- частота обертання вала, n₁ =323,33 хв^-1;

- термін служби привода, L_h =23500 год;

- діаметр шийки вала під підшипник d_п1 = 35 мм.

Оскільки осьова сила в цій зубчастій передачі відсутня, то вибираємо кулькові однорядні радіальні підшипники. Для таких підшипників еквівалентне динамічне навантаження Р розраховується за формулою

де V - коефіцієнт обертання; якщо обертається внутрішнє кільце підшипника, то V=1,0;

F_r - радіальне навантаження на підшипник, в якості якого приймається більша з реакцій на опорах вала; у даному випадку реакції на опорах рівні, тому приймаємо

F_r = R_A =3223,8 Н;

k_t - температурний коефіцієнт (при Т < 100C приймаємо k_t = 1,0);

k_у - коефіцієнт безпеки; приймаємо k_у=1,3.

Еквівалентне динамічне навантаження

Визначаємо базове динамічне навантаження підшипника

.

За табл. Д1.4 технічних характеристик кулькових однорядних радіальних підшипників (див. додаток 1) вибираємо підшипник середньої серії № 307, для якого: С = 33,2 кН; d = 35 мм; зовнішній діаметр D = 80 мм; ширина В = 21 мм.

З метою спрощення розрахунків і зменшення об'єму курсової роботи, перевірку підшипників за статичною вантажністю не проводимо.

4.2 Визначення параметрів підшипників веденого вала

Параметри підшипників веденого вала визначаємо за спрощеною методикою, а саме - методикою "попереднього вибору підшипників".

Тип і серія підшипників вибираються такими ж, як і для підшипників ведучого вала.

Діаметри внутрішніх кілець підшипників дорівнюють визначеним в розділі 3.2 діаметрам шийок цих валів під підшипники d = d_п2 =50 мм.

За табл. Д1.4 технічних характеристик кулькових однорядних радіальних підшипників (див. додаток 1) вибираємо підшипник середньої серії № 310, для якого: внутрішній діаметр d = 50 мм; зовнішній діаметр D = 110 мм; ширина В = 27мм.

5. Розрахунок клинопасової передачі

Дані для розрахунку:

- обертовий момент на валу ведучого шківа клинопасової передачі,

- частота обертання вала ведучого шківа,

- передаточне число клинопасової передачі, .

З врахуванням обертового моменту за табл. Д 1.8 вибираємо діаметр ведучого шківа клинопасової передачі

Діаметр веденого шківа передачі визначаємо з врахуванням коефіцієнта пружного ковзання . Приймаємо Тоді

Приймаємо

Фактичне передаточне число клинопасової передачі

Знаходимо попереднє значення міжосьової відстані

Приймаємо

Розраховуємо довжину паса передачі за формулою

Приймаємо, що стандартна довжина паса кратна 100 мм. Тоді

Уточнюємо міжосьову відстань ведучого шківа передачі:

Визначаємо кут охоплення пасом ведучого шківа передачі:

тобто, за кутом охоплення клинопасова передача є працездатною.

Розраховуємо швидкість паса за формулою

Оцінюємо довговічність паса за числом його пробігів

що менше допустимого

Після перевірки передачі за параметрами та приходимо до висновку, що клинопасова передача є працездатною.

6. Коротка характеристика редуктора

6.1 Тип редуктора та його компонувальні розміри

Тип редуктора - одноступеневий циліндричний прямозубий редуктор.

Компонувальні розміри :

довжина … мм ;

ширина … мм ;

висота … мм.

6.2 Змащування

Зубчасті колеса змащуються занурюванням їх у мастило. Тип мастила - ИРП - 150, об'єм мастила - 5л. Підшипники змащуються за рахунок розбризкування мастила, яке знаходиться в корпусі редуктора. Мастило заливають через оглядову кришку люка, в якій передбачена ручка - віддушина. Для зливу мастила передбачена зливна пробка.

Контроль рівня мастила здійснюється за допомогою масловказівника.

привід вал підшипник редуктор

6.3 Забезпечення герметичності

Герметичність рухомих та нерухомих з'єднань забезпечується за допомогою прокладок та гумових армованих манжет.

6.4 Транспортування редуктора

Для підйому і транспортування редуктора на ребрах кришки корпуса передбачені спеціальні отвори .

Література, рекомендована для виконання курсової роботи

1. Малащенко В.О., Янків В.В. Деталі машин. Курсове проектування: Навчальний посібник.- Львів: "Новий світ - 2000", 2006. - 252 с.

2. Киркач Н. Ф., Баласанян Р. А. Расчет и проектирование деталей машин. -Харьков: Основа, 1991. 276 с.

3. Цехнович Л. И., Петриченко И. П. Атлас конструкций редукторов: Учебное пособие. - К.: Вища школа, 1990. 151 с.

4. Дунаев П. Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин. Учебное пособие для техн. спец. вузов. - М.: Высшая школа, 2000. 447 с.

5. Дем'янюк В.А. Деталі машин і основи конструювання. Конспект лекцій. -К.: НТУ, 2007. - 228с.

6. Атлас конструкцій редукторів і методичні вказівки до виконання курсового проекту з дисципліни "Деталі машин і основи конструювання". / Укладачі: Дем'янюк В.А., Шукшин М.П., Клюс В.П., Гудзовський І.А. - К.: НТУ, 2009. - 44 с.

7. Методичні вказівки до розрахунку циліндричних зубчастих передач в курсових проектах з дисциплін "Деталі машин і основи конструювання" та "Деталі машин і підйомно-транспортне обладнання"/ Укл. Шукшин М.П., Матейчик В.П., Павлюк Р.Г., Левківський С.А. - Київ: НТУ, 2007. - 68 с.

8. Методичні вказівки до розрахунку конічних і черв'ячних передач при виконанні курсового проекту з дисциплін "Деталі машин і основи конструювання" і "Деталі машин і підйомно-транспортне обладнання"/ Укл. Шукшин М.П., Матейчик В.П. - Київ: НТУ, 1999. - 44 с.

9. Методичні вказівки до розрахунку валів і підшипників кочення редукторів загального призначення в курсовому проектуванні. / Укл. Шукшин М.П., Левківський С.А., Клименко Ю.М. - Київ: НТУ, 2009. - 86 с.

Специфікація для циліндричного редуктора

Специфікація для циліндричного редуктора (продовження)

Размещено на Allbest.ru