Привод камерного вулканизатора

Размещено на http://www.allbest.ru/

Федеральное агентство по образованию

ГОУ ВПО «Вятский государственный университет»

Кафедра основ конструирования машин

Привод камерного вулканизатора

Пояснительная записка

Курсовой проект по дисциплине “Механика”

• Разработал студент гр. ХТ-22 Вохмянин М.А.
• Киров 2013
• Реферат
• Вохмянин М.А. ТПЖА.303100.05.08: Курсовой проект / ВятГУ, кафедра МОК; руководитель Мельчаков М.А.; г. Киров 2013; г.ч. 2л. Ф. А 1; П.З. 45 л.; 9 источников.
• Машиностроение, привод камерного вулканизатора

Цель работы: спроектировать привод камерного вулканизатора. В проекте выполнены сборочные чертежи редуктора, а также рабочие чертежи отдельных деталей.

Расчётная часть содержит выбор электродвигателя, кинематический расчёт, расчёт цепной передачи, расчет червячного редуктора, расчёт валов и подбор подшипников, расчёт шпоночных соединений.

Содержание

Введение

1. Кинематический расчет

1.1 Выбор электродвигателя

1.2 Уточнение передаточных чисел

1.3 Расчет крутящих моментов, угловых скоростей и частот вращения валов

2. Расчет цепной передачи

3. Расчет ременной передачи

4. Расчет червячной передачи

5. Предварительный расчет валов

6. Расчет размеров червячных колес и корпуса редуктора

7. Расчет шпоночных соединений

8. Уточненный расчет валов

8.1 Построение эпюр

8.2 Расчет опасных сечений

9. Расчет подшипников

10. Выбор смазки и смазочных материалов

11. Тепловой расчет редуктора

Заключение

Библиографический список

Приложение А. Расчеты вала червяка

Введение

«Механика» является первым из расчётно-конструкторских курсов, в которых изучают основы проектирования и расчёта машин и механизмов.

Выполнение курсового проекта по механике - первая самостоятельная творческая работа студентов, в ходе которой возникает много трудностей. К ним относятся: установление последовательности выполнения работы, правильность конструирования узлов и деталей, выбор материалов и конструкции в целом, выбор системы смазки, выполнение условий сборки.

В курсовом проекте необходимо спроектировать привод весового ленточного дозатора. Для этого необходимо выбрать и рассчитать на прочность и изгиб основные узлы и детали, также необходимо разработать рабочие чертежи. Целью проекта является разработка наиболее эффективной конструкции привода с экономической и технологической точек зрения. Конструкция привода должна как можно ближе подходить к заданным условиям работы.

1. Кинематический расчёт [3]

Исходные данные: требуемая мощность на выходном валу N_вых=3, требуемая угловая скорость на выходном валу _вых=1,5 , расчётный срок службы 6 лет.

_вых= (1.1)

n_{вых =}

n_вых = =45 об/мин

Рассчитывается КПД привода - ориентировочный КПД передачи по формуле (1).

_общ.= (1.2)

Таблица 1 - средние значения КПД различных передач без учета потерь в опорах валов

Тип передачи	Закрытая в масляной ванне	Открытая передача
Зубчатая передача: - цилиндрическими колесами - коническими колесами	0,96…0,98 0,95…0,97	0,92…0,94 0,91…0,93
Червячная передача при: - однозаходном червяке - двухзаходном червяке - четырехзаходном червяке	0,65…0,70 0,70…0,75 0,85…0,90	0,60…0,70 - -
Цепная передача	0,95…0,97	0,90…0,93
Ременная передача: - плоскоременная - клиноременная - с натяжным роликом	- - -	0,95…0,97 0,94…0,96 0,93…0,95

Примечание:

Потери при трение в подшипниках могут учитываться следующими значениями условного КПД:

1. для одной пары подшипников качения =0,99…0,995

2. для одной пары подшипников скольжения при:

- полужидкостном трении =0,975…0,985

- при жидкостном трении =0,99…0,995

подставляя данные из таблицы в формулу (1.1) получаем:

з_пр.= 0,960,750,995³0,93=0,659об/мин

где з_общ - КПД привода;

_{ч. п.} - КПД червячной передачи (двух заходном червяке, передача закрытая в масляной ванне);

_подш - КПД для одной пары подшипников качения;

1.1 Выбор электродвигателя

Требуемая мощность электродвигателя N_эд рассчитывается по формуле (1.3):

N_{эд =} (1.3)

подставляя данные в формулу (1.3) получается:

N_эд = = 4,55кВт

Предварительно принимаем передаточное число клиноременной передачи U_кл.п. = 2, цепной передачи Uцеп = 3,15 и червячной передачи U_ч.п.=10.

Частота вращения вала электродвигателя по формуле (1.4)

n_э= n_вых U_общ. (1.4)

U_общ.= U_кл.п U_цеп U_ч.п. (1.5)

Таблица 2 - рекомендуемые значения передаточных чисел для различных понижающих передач

Тип передачи	Средние значения	Наибольшие значения
Цилиндрическая зубчатая передача редуктора - прямозубая - косозубая - шевронная - с внутренним зацеплением	3…6 3…8 4…8 4…8	12,5 12,5 12,5 12,5
Коническая зубчатая передача редуктора	2…4	6,3
Открытая зубчатая передача цилиндрическими колесами	4…6	20
Червячная передача редуктора	8…40	100
Цепная передача	3…4	8
Ременная передача: - плоскоременная - клиноременная - с натяжным роликом	2…4 2…4 3…5	10 10 15

подставляя данные из таблицы в формулу (1.5) получается:

U_общ.= 23,1510=63

подставляя данные в формулу (1.4) получается:

n_э.=4563=2835 об/мин

По каталогу выбирается электродвигатель АИР 80В2/2850, для которого:

N_эд=5,5 кВт, n_эд=2850 об/мин.

1.2 Уточнение передаточных чисел

Ориентируясь на номинальное число оборотов электродвигателя, корректируем предварительную разбивку передаточного числа привода и назначаем стандартные значения передаточных чисел ступеней по ГОСТ 2144-76 (передачи червячные цилиндрические)

1 ряд: 8; 10; 12,5; 16; 20; 25; 31,5; 40; 50; 63; 80.

2 ряд: 9; 11,2; 14; 18; 22,4; 28; 35,5; 45; 56; 71.

U_общ.д.= (1.6)

подставляя данные в формулу (1.6) получается:

U_общ.д.= = 63,3

Уточняем передаточное число цепной передачи U_ц.п по формуле (1.7):

U_ц.п.= (1.7)

подставляя данные в формулу (1.7) получается:

U_ц.п.= =3,165

1.3 Расчет крутящих моментов, угловых скоростей и частот вращения валов

Рассчитаем угловую скорость электродвигателя _эд по формуле (1.8)

_эд =

подставляя данные в формулу (1.8) получается:

_эд = =298,3 рад/с

Рассчитываем крутящий момент электродвигателя Т_эд по формуле (1.9)

Т_эд=

подставляя данные в формулу (1.9) получается:

Т_эд==18,44 Нм

Рассчитываем крутящий момент электродвигателя Т_эд по формуле (1.9)

Определение силовых характеристик на валах привода.

Частоты вращения валов привода. Ведущий вал:

n= (1.10)

подставляя данные в формулу (1.10) получается

n=об/мин

Промежуточный вал:

n₂= (1.11)

подставляя данные в формулу (1.11) получается:

n₂=об/мин

Ведомый вал:

n₃= (1.12)

подставляя данные в формулу (1.12) получается:

n₃=об/мин

Угловые скорости валов

Ведущий вал:

(1.13)

подставляя данные в формулу (1.13) получается:

Промежуточный вал:

(1.14)

подставляя данные в формулу (1.14) получается:

Ведомый вал:

(1.15)

подставляя данные в формулу (1.15) получается:

На ведущем валу:

Т_кр.1= (1.16)

подставляя данные в формулу (1.16) получается:

Ткр.1=Нм

На промежуточном валу:

Т_кр.2= (1.17)

подставляя данные в формулу (1.17) получается:

Т_кр.2=35,22100,730,995=255,8 Нм

На ведомом валу:

Т_кр.3= (1.18)

подставляя данные в формулу (1.18) получается:

Т_кр.3=255,82,110,930,995=499,45 Нм

Вычисленные данные приведены в таблице 3

Таблица 3

Вал	Частота вращения n, об/мин	Угловая скорость щ, рад/с	Вращающий момент Т, Н·м	Передаточное число U
Вал электродвигателя	2850	298,3	18,44
Ведущий вал	1425	149,15	35,23	2
Выходной вал редуктора	142,5	14,9	255,8	10
Выходной вал привода	45,02	4,7	499,45	2,11

2. Расчет цепной передачи [7]

Исходные данные: частота вращения ведущей звездочки n=142,5 мин, передаточное число цепной передачи u=2,7 , угол наклона линии центров звездочек к горизонту >90 град.

Определение числа зубьев ведущей Z и ведомой Zзвездочек

Так как передаточное число равно 2,7 , то число зубьев ведомой звездочки принимаем равное 25.

Тогда число зубьев большой звездочки равно

Z=Zu (2.1)

Подставляя данные в формулу (2.1) получается

Z= 322,11 = 68

Значит, берем Zравное 68.

Определение предварительного шага цепи.

При частоте вращения ведущей звездочки n=142,5 мин, выбираем предварительный шаг цепи t равным 50,7 мм (табл. 7.17).

При шаге цепи t=50,7 мм и частоте вращения ведущей звездочки n=142,5 мин принимаем допускаемое удельное давление в шарнирах цепи= 26,2 МПа (табл. 7.18)

Определение коэффициента эксплуатации

Коэффициент эксплуатации К равен

К= (2.3)

где К- коэффициент нагрузки 1;

К- коэффициент регулировки межосевого расстояния 1;

К- коэффициент, учитывающий межосевое расстояние 1;

К-коэффициент, положения передачи в пространстве 1,25;

К- коэффициент, учитывающий характер смазывания 0,8;

К- коэффициент, учитывающий режим работы передачи 1.

Подставляем данные в (2.3) получается

К=11,11,251,250,81=1,375

Определение расчетного шага цепи.

Определим передаваемую мощность:

N=N_{эдклч.п.подш.} (2.4)

Подставляем данные в (2.4) получаем

N=2,860,960,730,995=1,99кВт

Расчетный шаг определяют по формуле

t = (2.5)

где К_m- коэффициент рядности цепи равный;

S_t=0,28 для цепи 2ПР-12,7-3180 по ГОСТ 13568-75.

Подставляем данные в (2.5) получаем

t = = 17,4мм

Стандартный шаг цепи принимаем равным 19,05мм. Тогда

Q- разрушающая нагрузка равная 31,8 кН;

S- площадь проекции опорной поверхности шарнира равна 106 мм²;

q - масса одного метра цепи равна 1,9 кг/м .

Определение окружного усилия в цепи

Проверяем условие n₁?n_1max. При t=12,7 допускаемая частота

n_1max=300 мин^-1; условие выполнено.

Окружное усилие, передаваемое цепью равно

F= (2.6)

А скорость цепи определяется как

V= (2.7)

Подставляем данные в (2.7) получаем

V = =1,45 м/с

Тогда подставляем данные в (2.6) и получаем

F==1372 H

Определение удельного давления в шарнирах .

Удельное давление в шарнире равно

р = (2.8)

Подставляем данные в (2.8) получаем

р = = 13 МПа

Проверяем условие прочности по удельному давлению

p < (2.9)

Подставляем данные в (2.9) получается

20 < 30

Условие выполняется.

Проверка цепной передачи на долговечность

Ресурс работы цепи равен

 (2.10)

где - допускаемое увеличение шага цепи ;

- коэффициент смазки, который равен

(2.11)

где - коэффициент , учитывающий способ смазки ,который равен 2,5.

Тогда подставляем данные в (2.11) получается

- межосевое расстояние , выраженное в шагах . (2.12)

Подставляем данные в (2.12) получается

Далее подставляем данные в (2.10) получается

часов

Что больше ожидаемого срока службы

Т=40001,8=7200 часов

Определение усилий в цепной передаче и коэффициента запаса прочности

Натяжение цепи от силы тяжести равно

F_f= (2.13)

где К- коэффициент провисания равен 4.

Подставляем данные в (2.13) и получаем

F_f=40,7621,99,8= 56,7 H

Натяжение цепи от центробежных сил при скорости цепи ?12 м/с не учитывается.

Суммарное натяжение ведущей ветви цепи равно

F_?вщ=F_f+F_tк₁ (2.14)

Подставляем данные в (2.14) получаем

F_?вщ=56,7+14961,0=1525,7Н

Нагрузка, действующая на валы

R(1,15…1,2) F_t (2.15)

Подставляем данные в (2.15) получаем

R(1,15…1,2)1469=1762,8 H

Коэффициент запаса прочности равен

n= Q/F_?вщ (2.16)

Подставляем данные в (2.16) получается

Должно выполняться условие

(2.17)

где - допускаемый запас прочности , равный 6,5.

Подставляем данные в (2.17) получаем

20,84> 6,5

Условие выполняется.

Геометрические параметры звездочек

Делительные диаметры звездочек равны

(2.18)

Подставляем данные отдельно для каждой звездочки в (2.81) и получаем

мм

мм

Рассчитываем длину цепи в шагах по формуле (2.19)

L_t= (2.19)

Подставляем данные в (2.19) получаем

L_t==130,82 131

Выбор цепи

Выбирается цепь 2ПР- 19,05 - 3180 ГОСТ 13568 - 75.

3. Расчет ременной передачи [8]

Исходные данные: крутящий момент Т=18,44 Нм, передаточное число u=2; частота вращения n=2850 об/мин. Работа односменная, нагрузка спокойная

При Т=18,44 Нм принимаем сечение ремня «А» с размерами: b_n=11мм; h=8мм; b₀=13мм; y₀=2,8мм; F₁=0,81мм; d_p1=140мм (табл. 2)

Диаметр большего шкива определяем по формуле (3.1)

d_р2 = d _p1 ·U · (1-) (3.1)

где = 0,01 - коэффициент скольжения кордшнуровых ремней.

подставляя данные в формулу (2.1) получается:

d_р2=140·2· (1-0,02)=274,4 мм

Принимается dр2=280 мм

Уточняем значение передаточного отношения

(3.2)

подставляя данные в формулу (2.2) получается:

Линейная скорость ремней

= (3.3)

подставляя данные в формулу (3.3) получается:

Частота вращения ведомого вала

n₂= (3.4)

подставляя данные в формулу (3.4) получается:

n₂==1396 мин^-1

Межосевое расстояние а_w, согласно рекомендациям

Принимаем с= 0,95 тогда

а_w =d_р2 ·С (3.5)

подставляя данные в формулу (3.5) получается:

a_w =0,95280=266 мм

Длина ремня L

(3.6)

подставляя данные в формулу (3.6) получается:

Принимаем L=1120 мм

По стандартной длине L уточняем действительное межосевое расстояние

(3.7)

подставляя данные в формулу (3.7) получается:

Минимальное расстояние для удобства монтажа и снятия

а_min=a - 0,01L (3.8)

подставляя данные в формулу (3.8) получается:

а_min=219 - 0,011210=205 мм

Максимальное расстояние для создания натяжения и подтягивания ремня при вытяжке

а_max=a + 0,025L (3.9)

подставляя данные в формулу (3.9) получается:

а_max=219+0,0251210=249 мм

Угол обхвата на меньшем шкиве

₁=180 - 60( d_р2- d_р1)/а (3.10)

подставляя данные в формулу (3.10) получается:

₁=180 - 60( 280- 140)/219=77

Исходная длинна ремня L0=1210 мм, тогда относительная длинна будет равна L/ L0=1700/1210=1,4

При клиновом узком ремне и относительной длине ремня коэффициент

С _L=0,86

Исходная мощность при d_p1=140мм и х=20,88 м/с N₀=2,13 кВт

Коэффициент угла обхвата при ₁=77 С0,74 (табл. 7)

Поправка к крутящему моменту при передаточном числе u=2 ДТ_n=1,1 Нм

Поправка к мощности

ДN_n=0,0001ДТn₁ (3.11)

подставляя данные в формулу (3.11) получается:

ДN_n=0,00011,12850=0,3135 кВт

Коэффициент режима работы при указанной нагрузке Ср=1 (табл.9)

Допускаемая мощность на один ремень

[N]=(N₀CC_L+ ДN_n)C_p (3.12)

подставляя данные в формулу (3.12) получается:

[N]=(2,130,740,86+0,3135)1=1,67 кВт

Расчетное число ремней

z=N/[N] (3.13)

подставляя данные в формулу (3.13) получается:

z=5,5/1,67=3,3

Коэффициент, учитывающий неравномерность нагрузки при z=3 Сz=0,95

Действительное число ремней в передаче

z= z/ С_z (3.14)

подставляя данные в формулу (3.14) получается:

z=3,3/0,95=3,47

Принимаем число ремней z=3

Сила начального натяжения одного клинового ремня

Q_0,1= (3.15)

подставляя данные в формулу (3.15) получается:

Q_0,1==115,7Н

Радиальное усилие, действующее на вал клиноремённой передачи:

Q=2Q_0,1·z·sin(б₁/2) (3.16)

подставляя данные в формулу (2.16) получается:

Q=2115,73sin(77/2)=432,15 H

Размеры обвода шкива (табл.2)

«A» l_p=11мм; h=8,7мм; b=3,3 мм; e=150,3; f=101 мм; r=1 мм; h_1min=6 мм; ₁=34; ₂=38

Наружные диаметры шкивов

d_e1=d_p1+2b (3.17)

d_e2= d_p2+2b (3.18)

подставляя данные в формулу (2.17) и (2.18) получаем:

d_e1=140+23,3=147мм

d_e2=280+23,3=287 мм

Ширина обвода шкива

М=( z-1)е+2f (3.20)

подставляя данные в формулу (2.20) получается:

М=(3-1)15+210=50 мм

привод вал редуктор червячный

4. Расчет червячной передачи [7]

Исходные данные: Т_кр=142,9Н*м, щ =14,9 рад/с, u=10

Выбор материала

Материал применяемый для червяка - Сталь 45, твердостью HRC 45 - при закалке. Материал, применяемый для венца червячного колеса, без оловяннистая бронза - БрА10Ж4Н4Л. Предварительно принимаем скорость скольжения в зацеплении х_s?5 м/с, допускаемое контактное напряжение [_н]=155МПа. Допускаемые напряжение изгиба определяется по формуле (4.1)

[_0F]=К_FL[_0F] (4.1)

подставляя данные в формулу (4.1) получается:

[_0F]=0,543108=68,644 МПа

Проектировочный расчет

Число заходов червяка, число зубьев червяка

Число заходов червяка определяется в зависимости от передаточного числа. При u=10 z₁=4 (табл. 4.1).

При этом число зубьев червяка

z₂= u z₁ (4.2.1)

подставляя данные в формулу (4.2) получается:

z₂=104=40

Межосевое расстояние и модуль

Предварительно принимаем коэффициент диаметра червяка - q=10, коэффициент нагрузки - К=1,2. Определяем межосевое расстояние

a_w= (4.2.2)

подставляя данные в формулу (4.2.2) получается:

a_w=

Определяем модуль червячного колеса:

m= (4.2.3)

подставляя данные в формулу (4.2.3) получается:

m==4,686

По ГОСТ 2144-76 округляем до ближайшего стандартных чисел, поэтому принимаем m=5(таблица 4.2(7)).

Уточняем межосевое расстояние

a_w= (4.2.4)

подставляя данные в формулу (4.2.4) получается:

a_w= =125 мм

Что соответствует стандартному значению межосевого расстоянию.

Основные размеры червячного колеса и червяка

Таблица 4 - Основные размеры червячного колеса и червяка

Наименование показателя	Червяк	Червячное колесо
Делительный диаметр	d1=qm=105=50 мм	d2=z2m=405=200 мм
Диаметр вершин	da1= d1+2m=50+25=60 мм	da2= d2+2m=200+24=2010 мм
Диаметр впадин	df1= d1-2,4m=40-2,45=38 мм	df2= d2-2,4m=200-2,45= 188 мм
Делительный угол подъема	2148	-
Длина нарезаемой части шлифованного червяка	при z1=4 b1?(12,5+0,09 z2)m= =(12,5+0,0950)5?80,5 мм	-
Наибольший диаметр червячного колеса	-	daM2? da2+6m/(z1+2)=210+65/(4+2)=215 мм
Ширина венца червячного колеса	-	при z1=4 b2?0,67 da1=0,6760?40,2мм

При z₁=4 и q=10делительный угол подъема червяка =2148 (табл. 4.3).

Окружная и скорость скольжения

Уточняем окружную скорость

х₁= (4.2)

подставляя данные в формулу (4.2) получается:

х₁==3,9 м/сек

Уточняем скорость скольжения

х_s= (4.3)

подставляя данные в формулу (4.3) получается:

х_s==4,2 м/сек

Силовой расчет

Таблица 5 - Силовой расчет

Наименование нагрузки	Червяк, Н	Червячное колесо, Н
Окружная	Ft1=2T1/d1=219170/50=766,8	Ft2=2T2/d2=2142900/200=1429
Радиальная	Fr1= Fr2=520,4	Fr2= Ft2tg()=1429tg(20)=520,11
Осевая	Fa1= Ft2=1429	Fa2= Ft1=985
Где - угол зацепления (равен 20)

Проверочный расчет

При х_s=5 м/сек коэффициент трения f=0,028 и приведенный угол трения =136(табл. 4.4)

При данной скорости необходимо уточнить КПД

=(0,95…0,96) (4.4)

подставляя данные в формулу (4.4) получается:

=(0,95…0,96) ?0,880

При числе заходов червяка z₁ и коэффициентe диаметра червяка q=10 коэффициент деформации червяка принимаем равным 70. Принимаем х=1, при «редких спусках», нагрузка «постоянная», время работы t=С_сут24=5,76 ч.

Найдем коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающий в зацеплении

К=1+(z₂/)³(1-х) (4.5)

подставляя данные в формулу (4.5) получается:

К=1+(50/70)³(1-1)=1

Определим коэффициент нагрузки, принимая коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении К_х=1,1 , при степени точности 7

К= К К_х (4.6)

подставляя данные в формулу (4.6) получается:

К=11,1=1,1

Определим контактное напряжение и сравним его с допустимым

_н= (4.7)

[]_{н н} (4.8)

подставляя данные в формулу (4.7) и (4.8) получается:

_н==135 МПа

155135

Перегрузка разрешается 10%

Условие прочности выполняется

Проверка прочности зубьев на изгиб

Определяем эквивалентное число зубьев

z_х= (4.9)

подставляя данные в формулу (4.9) получается:

z_х==49,6

В зависимости от эквивалентного числа зубьев z_х, выбираем коэффициент формы зубьев Y_F=2,12(табл. 4.5)

Проверка прочности зубьев

_F=?[_0F] (4.10)

подставляя данные в формулу (4.10) получается:

_F==10,27? 58,644 МПа

5. Расчёт валов

Предварительный расчёт валов:

Крутящие моменты в поперечных сечения валов:

На входном: Т₁= 19,17 Н·м

На выходном валу: Т₃=142,9 Н·м

Входной вал

Диаметр входного конца вала d, мм по расчёту на кручение, при допускаемом напряжении на кручение [ф]=12 МПа определяется по формуле (5.1):

d= (5.1.1)

подставляя данные в формулу (5.1.1) получается:

d=19,98 мм

Принимаем d=20 мм

Диаметр уплотнения

Принимаем d_уп=21 мм

Диаметр мест под подшипники

Принимаем d_П=25 мм

Диаметр ступицы d_ст=26

Выходной вал

При [ф]=12 МПа диаметр выходного вала определяется по формуле:

подставляя данные в формулу (5.1.1) получается:

d=39,05 мм

Принимаем d=40 мм.

Диаметр уплотнения d_уп=42

Диаметр мест под подшипники d_п=45

Диаметр ступицы d_ст=45

Таблица 4

Вал	d вх или dвых, мм	d упл, мм	d подш, мм	d ступ, мм
1 вал	20	21	25	28
2 вал	40	42	45	48

6. Расчет размеров червячных колес и корпуса редуктора

Расчет размеров червячных колес [5]

Конструирование червячного колеса и способ соединения венца с центром зависит от объема выпуска. При серийном и мелкосерийном производстве и небольших размеров колес (d_aM2300 мм) зубчатые венцы соединяются с центром посадки с натягом. При постоянном направлении вращения червячного колеса на наружной поверхности центра предусматривают бортик, на который направляют осевую силу. В соединениях с относительно небольшим натягом в стык зубчатого венца и центра устанавливают винты.

Острые кромки на венцах притупляют фасками, с округлением до стандартных значений.

f?0,5m (7.1)

подставляя данные в формулу (7.1) получаем:

f?0,5=2,5

округляя до стандартного значения, получаем f=2.

Ширину S торцов венца принимаем

S?2m+0,05b₂ (7.2)

подставляя данные в формулу (7.2) получаем:

S?25+0,0540,2=12,01 мм

Ширину венца принимаем равной 12 мм.

S₀? 1,25S (7.3)

подставляя данные в формулу (7.3) получаем:

S₀? 1,2512,01=15,0125 мм

Толщину диска определяем по формуле (7.4):

C=(1,2…1,3)S₀ (7.4)

подставляя данные в формулу (7.4) получаем:

C=(1,2…1,3)15=18 мм

h? 0,15b₂ (7.5)

подставляя данные в формулу (7.4) получаем:

h? 0,1540,02=6,003 мм

t? 0,8h (7.6)

подставляя данные в формулу (7.6) получаем:

t? 0,86,003=4,8 мм

Расчет размеров корпуса редуктора [6]

Толщина стенки корпуса

? 0,025a_w+1…5 (7.7)

подставляя данные в формулу (7.7) получаем:

? 0,025125+1…5=8 мм

Толщина стенки крышки корпуса редуктора

₁? 0,02a_w+1…5 (7.8)

подставляя данные в формулу (7.8) получаем:

₁? 0,02125+1…5=7 мм

Толщина верхнего пояса корпуса редуктора

S?1,5 (7.9)

подставляя данные в формулу (7.9) получаем:

S?1,58=12 мм

Толщина пояса крышки редуктора

S₁?1,5₁ (7.10)

подставляя данные в формулу (7.10) получаем:

S₁?1,57=11 мм

Толщина нижнего пояса корпуса редуктора

t?(2…2,5) (7.11)

подставляя данные в формулу (7.11) получаем:

t?(2…2,5)8=18 мм

Толщина ребер жесткости корпуса редуктора

С?0,85 (7.12)

подставляя данные в формулу (7.12) получаем:

С?0,858=6,8 мм

Диаметр фундаментных болтов

d_ф?(1,5…2,5) (7.13)

подставляя данные в формулу (7.13) получаем:

d_ф?(1,5…2,5)7=14 мм

М14 ГОСТ 7798-70

Диаметр болтов соединяющих корпус с крышкой редуктора

d_k?(0,5…0,6)d_ф (7.14)

подставляя данные в формулу (7.15) получаем:

d_k?(0,5…0,6)16=8 мм

М8 ГОСТ 7798-70

Диаметр болтов, соединяющих крышку и корпус редуктора около подшипников

d_k.п.?0,75d_ф (7.15)

подставляя данные в формулу (7.17) получаем:

d_k.п.?0,7514=10 мм

М10 ГОСТ 7798-70

Диаметр болтов для крепления крышек подшипников к редуктору

d_п.?(0,7…1,4) (7.16)

подставляя данные в формулу (7.18) получаем:

d_п.?(0,7…1,4)8=8 мм

М8 ГОСТ 7798-70

Диаметр болтов для крепления крышки смотрового отверстия d_k.с.?6…10 мм. Примем диаметр болтов равным 8 мм. М8 ГОСТ 7798-70

Диаметр резьбы пробки

d_п.р.?(1,6…2,2) (7.19)

подставляя данные в формулу (7.19) получаем:

d_п.р.?(1,6…2,2)8=16 мм

Длины выходных концов l₁ и l₂ валов определяется из соотношения l?(1,5…2)d_в, а затем уточняют, исходя из длин ступиц деталей, насаживаемых на эти концы

l₁?(1,5…2)d_в1 (7.20)

l₂?(1,5…2)d_в2 (7.21)

подставляя данные в формулу (7.20) и (7.21) получаем:

l₁?(1,5…2)20=35 мм

l₂?(1,5…2) 40=70 мм

7. Расчёт шпоночных соединений [4]

Шпоночные соединения применяются для передачи крутящего момента. В данном курсовом проекте применяются призматические шпонки. Размеры сечений шпонок, пазов, и длины даются по ГОСТ 23360 - 78. Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.

Основным расчетом для призматических шпонок является условный расчет на смятие в предположении равномерного распределения давления по поверхности контакта боковых граней шпонки с валом и ступицей.

Условие прочности шпонки на смятие

(8.1)

Допускаемые напряжения смятия МПа.

Входной вал.

d=20 мм; b*h=6*6; t₁=3,5 мм; длина шпонки ; момент на валу Т=19,17 Нм

подставляя данные в (8.1) получается :

МПа

что меньше .

Промежуточный вал

d=48 мм; мм; 5 мм; длина шпонок l=50 мм; момент на ведущем валу Н•м.

подставляя данные в формулу (8.1.1) получается:

МПа

что меньше .

Выходной вал

d=40 мм; мм; 5мм; длина шпонок l=66 мм; момент на выходном валу Н•м.

подставляя данные в формулу (8.1.1) получается:

МПа

что меньше .

8. Уточненный расчет валов

8.1 Построение эпюр

Вал червячного колеса

Дано: F_tk=1429 Н, F_rk=520 Н, F_ak=985 Н, Т_кр=142,9 Нмм R=1762,8 Н а = b =6 мм, с=30 мм.

Определение реакций опор

Тогда:

Тогда:



Тогда:

Тогда:

R_s1=

R_s2=

Построение эпюры М_Х

Участок 1 ()



при

при Н·мм

Участок 2 ()

при Н·мм

при Нмм

Построение эпюры М_Y

Участок 1 ()

при

при Нмм

Участок 2 ()

при Нм

при Нмм

Построение эпюры суммарного изгибающего момента

Участок 1 ()

при

при Нмм

Участок 2 ()

при Нмм

при Нмм

Участок 3 ()

при Нмм

при Нмм

Рис. 1

8.2 Расчет опасных сечений [2]

Концентрация напряжений обусловлена такими факторами как: шпоночный паз, галтельный переход, посадкой ступицы на вал.

Определяем эффективные коэффициенты концентраций напряжений обусловлена галтельным переходом на вале червяка. Для вала с диаметром d=40 мм, изготовленного из стали 45, с временным сопротивлением разрыву _в=785 МПа =1,и =1,5 (табл.5).

Дано: Суммарный изгибающий момент в предполагаемом опасном сечении

М_с2=60418 Нмм. Крутящий момент передаваемый валом М_кр= 142900Нмм. Вал работает в нереверсивном режиме. Допускаемый запас выносливости [n]=1,8

(8.2.1)

(8.2.2)

Подставляя данные в формулы (8.2.1) и (8.2.2) получаем

Определяем запас прочности для нормальных напряжений

(8.2.3)

(8.2.4)

где и - амплитуды номинальных напряжений изгиба;

и - средние напряжения цикла;

и - коэффициенты, характеризующие чувствительность материала к асимметрии цикла напряжений, для легированных сталей, соответственно равны 0,15 и 0,1;

и - пределы выносливости материала детали при симметричном цикле изгиба и кручения, соответственно равны 383 МПа и 226 МПа;

и - коэффициенты концентрации напряжений, учитывающие влияние основных факторов.

Напряжения в опасных сечениях:

(8.2.5)

где - результирующий изгибающий момент в опасном сечении (см. выше);

Подставляя данные в формулы (8.2.5) получаем

МПа

Подставляя данные в формулы (8.2.3) и (8.2.4) определим запас прочности для нормальных напряжений

Найдем запас прочности для касательных напряжений

(8.2.6)

где - крутящий момент;

- полярный момент сопротивления сечения вала.

Подставляя данные в формулы (8.2.6) получаем

МПа

Амплитуду и среднее значение номинальных напряжений кручения найдем по формуле (8.2.7)

(8.2.7)

Подставляя данные в формулу (8.2.7) получаем

МПа

Общий запас прочности в сечении

(8.2.8)

Подставляя данные в формулы (8.2.8) получаем

9. Подбор подшипников качения [9]

Подшипники качения - это опоры вращающихся или качающихся деталей, использующие элементы качения (шарики или ролики) и работающие на основе трения. Подшипники качения часто подвергаются совместному действию радиальной и осевой нагрузок; нагрузка может быть постоянной, переменной или сопровождаться ударами; вращаться может внутреннее или наружное кольцо; температура может быть нормальной, повышенной или пониженной. Все эти факторы влияют на работоспособность подшипников и должны учитываться при выборе нагрузке.

Подберем подшипник для вала червячного колеса

Дано:

d = 45 мм - диаметр цапфы вала

n = 142,5 об/мин - частота вращения подшипников

F_А = 985 Н - осевая сила, действующая на вал (см. расчет червячной

передачи)

- при вращении внутреннего кольца подшипника.

- коэффициент безопасности при необходимом ресурсе работы

(машины для односменной работы с неполной нагрузкой)

Найдем ресурс работы подшипника

(9.1)

= 0,22

= 0,2

= 6 - расчетный срок службы, лет

Подставляя значения в формулу (9.1) получим

- температурный коэффициент

- при вероятности безотказной работы подшипников S = 0,9

- при обычных условиях хранения

р = 3 - показатель степени

1. Задаемся роликоподшипником радиально-упорным однорядным с коническими роликами средней серии 7309

диаметр подшипника, мм d = 45

наружный диаметр подшипника, мм D = 100

высота подшипника, мм В = 26

динамическая грузоподъёмность, H С = 83000

статическая грузоподъёмность, Н С₀ =60000

номинальный угол контакта = 10

2. Определяем минимальные осевые силы для первого и второго подшипников:

(9.2)

Принимаем для = 10

Найдем из формулы (9.2) для первого подшипника осевую составляющую от радиальной нагрузки:

Найдем из формулы (9.2) для второго подшипника осевую составляющую от радиальной нагрузки

3. Определяем осевые реакции в опорах.

Принимаем, что, тогда из условия равновесия:

 (9.3)

Подставляя значения в формулу (6.3) получим

> - значит осевые силы найдены правильно

4. Определяем эквивалентную нагрузку. Расчет ведем по второму подшипнику, как наиболее нагружен.

Для однорядных подшипников

(9.4)

Подставляя значения в формулу (6.4) получим

Условие выполнено

коэффициент осевой динамической нагрузки:

5. Определяем эквивалентную динамическую радиальную нагрузку на втором подшипнике

(9.5)

Подставляя значения в формулу (9.5) получим

Определяем ресурс работы принятого подшипника

(9.6)

(9.7)

Подставляя значения в формулу (9.6) получим

Подставляя значения в формулу (9.7) получим

Подшипник проходит по ресурсу.

10. Выбор смазки и смазочных материалов

Смазывание червячных зацеплений и подшипников уменьшают потери на трение, предотвращает повышенный износ и нагрев деталей, а так же предохраняет детали от коррозии. Снижение потерь на трение обеспечивает повышение КПД редуктора.

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

Картерное смазывание осуществляется окунанием червяка в масло, заливаемое внутрь корпуса. Червяк погружают в масло на высоту витка, но не выше центра нижнего тела качения подшипника. Если условия нормальной работы подшипников не позволяет погрузить червяк в масло, то применяют брызговики, забрасывающие масло на червячное колесо.

Для смазывания подшипников применяют пластичные и жидкие нефтяные смазочные материалы. Жидкое масло является основным смазочным материалом - оно имеет низкий коэффициент внутреннего трения, легко поступает к месту смазки, оказывает охлаждающее действие.

В редукторах применяют следующие виды смазки: погружением подшипника в масляную ванну; фитилем; разбрызгиванием (картерная) под давлением (циркуляционная); масляным туманом (распылением).

На практике применяют смазывание подшипника тем же маслом, что и детали передач.

Масло, налитое в корпус, периодически меняют, для чего в корпусе предусмотрено отверстие, закрываемое пробкой с цилиндрической резьбой, под которую поставлена уплотняющая прокладка, т.к. эта резьба не создает надежного уплотнения.

Для наблюдения за уровнем масла установлен жезловой маслоуказатель. Чтобы избежать просачивания масла через уплотнения и стыки, внутреннюю полость корпуса сообщают с внешней средой установкой отдушины (в крышке смотрового отверстия).

Необходимый объем заливаемого масла для червячного редуктора (из условия 1л на 1кВт передаваемой мощности).

Выбор масла

Определяем кинематическую вязкость в зависимости от контактного напряжения (_н=170 МПа) и скорости скольжения (х_s=4,009 м/с), принимаем равной 1510^-6 м²/с. В зависимости от кинематической вязкости выбираем масло - индустриальное И-20.

= 1,122,380,57= 1,5 л

11. Тепловой расчет редуктора

При работе редуктора потери мощности, вызванные трением в зацеплении и в подшипниках, перемещением и разбрызгиванием масла, приводят к нагреву деталей редуктора и масла. При нагревании вязкость масла резко падает, что приводит к нарушению режима смазывания. Нормальная работа редуктора будет обеспечена, если температура масла не превысит допускаемой.

При установившемся режиме работы редуктора все выделяющееся тепло отдается через его стенки окружающему воздуху; этому соответствует определенный перепад температур между маслом и окружающим воздухом. Условие работы редуктора без перегрева

, (12.1)

где t_м - температура масла, С;

t_в - температура окружающего воздуха, С (принимают обычно t_в=20 С);

Р_ч - подводимая мощность, Вт;

- КПД редуктора;

k_t - коэффициент теплопередачи [k_t?1117 Вт/(м²С)];

А - площадь теплоотдающей поверхности корпуса редуктора, м²;

[t]=4060 С.

Подставляя данные в формулу (12.1) получим

Заключение

Курсовой проект по механике является первой самостоятельной конструкторской работой студента. При выполнении его закрепляются знания по курсу "Механика", развивается умение использовать для практических приложений сведения из ранее изученных дисциплин, приобретаются навыки работы со справочной литературой, государственными и отраслевыми стандартами.

Объектом курсового проекта являются механические передачи для преобразования вращательного движения, а также вращательного в поступательное. Наиболее распространенными объектами в курсовом проекте являются передачи цилиндрические, конические, червячные и передачи гибкой связью. Такой выбор связан с большой распространенностью и важностью их в современной технике. В данном проекте был рассмотрен редуктор. Здесь имеются зубчатые колеса, валы, подшипники, корпусные детали, уплотнительные устройства и т.д. При проектировании редуктора нашли практическое приложение такие важнейшие сведения из курса, как расчеты на контактную изгибную прочность, кинематические расчеты, выбор материалов, масел, посадок и т.д.

Таким образом, курсовое проектирование по "Механике" является важным этапом обучения.

Библиография

1) Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. В 3-х т. - М.: Машиностроение, 1982

2) Власов В.А. Расчёт валов на прочность. Методические указания к курсовому и дипломному проектированию. - ВятГТУ, Киров, 1998

3) Власова В.А. кинематический расчет привода. Методические указания по дисциплинам «Детали машин» и «Прикладная механика» к курсовому и дипломному проектированию. - ВятГТУ, Киров, 2006

4) Киркач Н.Ф., Баласанян Р.А. Расчёт и проектирование деталей машин. - Х.: Основа, 1991

5) Дунаев П.Ф., Леликов О.П. «Детали машин», курсовое проектирование М.: Высшая школа, 1984.

6) Устюгов И.И. Детали машин. - М.: Высшая школа, 1981

7) Чернавский С.А. Курсовое проектирование деталей машин - М.: Машиностроение, 1987

8) Власов В.А.«Расчет передач гибкой связью» учебное пособие для курсового и дипломного проектирования. ВятГТУ, Киров,2003

9) Власов В.А. «Подбор подшипников качения». Методические указания по дисциплинам «Детали машин» и «Прикладная механика» к курсовому и дипломному проектированию. - ВятГТУ, Киров, 2006

Приложение А

Расчеты вала червяка

Уточненный расчет вала. Построение эпюр

Исходные данные:

Радиальная сила на колесе F_rк=520,11Н Окружная сила на колесе F_tк=766,8 Н Осевая сила на колесе F_aк=1429Н Усилие, действующее на валы, со стороны цепи

Q =432,15 Н Крутящий момент T=19,17Н·м Диаметр колеса D=30 мм Расстояние от подшипника до колеса a=55 мм Расстояние от колеса до подшипника b=55 мм Расстояние от подшипника до звездочки (шкива) c=22 мм

Рис. 1

Рис. 2

Расчеты:

Силы: R_x1=346,48 Н R_x2=-258,5Н R_y1=188,5Н R_y2=578,26 Н R_s1=394,45 Н R_s2=633,42 Н Моменты горизонтальная плоскость: М_г1=19,056 Н·м

М_г2=9,507 Н·м Моменты вертикальная плоскость: М_в1=10,369Н·м

М_в2=31,804 Н·м Моменты суммарные: М_s1=21,695 Н·м

М_s2=37,076 Н·м М_s3=9,507 Н·м Крутящий момент: T=19,17 Н·м

Расчет опасных сечений

Концентрация напряжений обусловлена такими факторами как: шпоночный паз, галтельный переход, посадкой ступицы на вал.

Рассмотрим расчет опасных сечений например, когда концентрация напряжений обусловлена галтельным переходом ступицы на вале червяка.

Материал вала - сталь 45, нормализованная с характеристикой:

- временное сопротивление разрыву _в=785 МПа;

- предел выносливости при симметричном цикле напряжений кручения _-1=226МПа;

- коэффициенты чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений соответственно при изгибе и кручении =0,15 и =0,1.

Дано: Суммарный изгибающий момент в предполагаемом опасном сечении М_с2=37076 Нмм. Крутящий момент передаваемый валом М_кр=19170 Нмм. Вал работает в нереверсивном режиме. Допускаемый запас выносливости [n]=1,8

Находим эффективные коэффициенты напряжений при галтельном переходе. Для вала из стали 45, имеющего _н=785 МПа, с галтельным переходом К=1,8, К=0,89. Масштабный коэффициент при изгибе и кручении для вала из стали 45 диаметром d=28 мм, =0,91, =0,89. Коэффициент состояния поверхности при шероховатости R_а=1,25 К ⁿ? К ⁿ =1,1. Эффективные коэффициенты контактных напряжений для данного вала при изгибе и кручении в случае отсутствия технологического упрочнения

 (1)

(2)

Подставляя данные в формулы (1) и (2) получаем

Определяем запас прочности для нормальных напряжений

(3)

(4)

где и - амплитуды номинальных напряжений изгиба;

и - средние напряжения цикла;

и - коэффициенты, характеризующие чувствительность материала к асимметрии цикла напряжений, для легированных сталей, соответственно равны 0,15 и 0,1;

и - пределы выносливости материала детали при симметричном цикле изгиба и кручения, соответственно равны 383 МПа и 226 МПа;

и - коэффициенты концентрации напряжений, учитывающие влияние основных факторов.

Напряжения в опасных сечениях:

(5)

где - результирующий изгибающий момент в опасном сечении;

- осевой момент сопротивления сечения вала.

Подставляя данные в формулы (5) получаем

МПа

Осевой момент сопротивления сечения вала

Подставляя данные в формулы (3) определим запас прочности для нормальных напряжений

(6)

где - крутящий момент;

- полярный момент сопротивления сечения вала.

Подставляя данные в формулы (6) получаем

МПа

Амплитуду и среднее значение номинальных напряжений кручения найдем по формуле (7)

 (7)

Подставляя данные в формулу (9) получаем

МПа

Определим запас прочности для касательных напряжений по формуле (4). Подставляя данные в формулу, получаем

Общий запас прочности в сечении

(8)

Подставляя данные в формулы (8) получаем

Подбор подшипников для вала червяка

Исходные данные:

Наименование	Величина
Радиальная нагрузка действующая на левом подшипнике Fr1	394,45 Н
Радиальная нагрузка действующая на правом подшипнике Fr2	633,42 Н
Осевая нагрузка Fa	1257,5 H
Частота вращения n	1425 об/мин-1
Необходимый ресурс работы Lh	12000 ч
Коэффициент вращения V	1
Температурный коэффициент Кт	1
Коэффициент безопасности Кб	1,3
Коэффициент надежности а1	1
Обобщенный коэффициент совместного влияния качества металла и условий эксплуатации а2,3	0,75

Подшипник:

Тип	46305
Динамическая грузоподъемность Cr	26900 Н
Статическая грузоподъемность C0r	14600 Н
Внутренний диаметр подшипника d	25 мм
Наружный диаметр подшипника D	62 мм
Ширина подшипника T	17 мм

Расчеты:

Наименование	Формула	1 подшипник	2 подшипник
Коэффициент минимальной осевой нагрузки e		0,68
Осевые составляющие от радиальной нагрузки S	S=e'1·Fr	268,226 Н	430,72 Н
Осевые реакции в опорах Fa	Fa1=S1 Fa2=FA+Fa1	268,226 Н	1697,226 Н
Расчет проводим по:		2 подшипнику
Коэффициент радиальной динамической нагрузки x		0,41
Коэффициент осевой динамической нагрузки y		0,87
Эквивалентная нагрузка Pr	Pr=(X·Fr+y·Fa)·Kб·Kт	2257,18 Н
Ресурс подшипника L	L=a1·a2,3·(Cr/Pr)3	1269,46 млн.об.
Ресурс подшипника Lh	Lh=106·L/(60·n)	14847 ч.
Проверка		- проходит

Размещено на Allbest.ru