Проектирование привода рабочей машины

Размещено на http://www.allbest.ru/

Федеральное государственное автономное образовательное учреждение высшего образования

«СИБИРСКИЙ ФЕДЕРАЛЬНЫЙ УНИВЕРСИТЕТ»

институт Горного дела Геологии и Геотехнологий

Кафедра Технической механики

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

Проектирование привода рабочей машины

Красноярск 2020



Техническое задание

Спроектировать одноступенчатый цилиндрический редуктор для привода конвейера.

Рис. 1 Схема привода с одноступенчатым редуктором

Исходные данные:

Мощность на тихоходном (третьем) валу привода: P₃=10кВт,

Частота вращения тихоходного вала привода: n₃=118 об/мин

Синхронная частота вращения двигателя: n_{дв.синх}=1000об/мин

Данный привод состоит из муфты, закрытой передачи (цилиндрического одноступенчатого редуктора) и открытой передачи (цепной).

К_год=0,6

К_сут=0,7

Т=6 лет



Содержание

Ведение

1. Кинематический расчет редуктора

1.1 Выбор электродвигателя

1.2 Определение передаточных чисел привода

2. Расчет цилиндрической зубчатой передачи

2.1 Выбор материалов и определение допускаемых напряжений

2.1.1 Расчет допускаемых контактных напряжений

2.1.2 Дополнительные напряжения изгиба при расчете на выносливость

2.2 Проектный расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи

2.3.1 Проверочный расчет на выносливость по контактным напряжениям

3. Расчет передачи с втулочно-роликовой цепью

4. Расчет валов цилиндрического редуктора

4.1 Выбор материала для валов редуктора

4.2 Ориентировочный расчет валов

4.3 Выбор подшипников

4.4 Эскизная компоновка редуктора

5. Проверочный расчет валов на статическую прочность

6. Уточненный расчет выходного вала на усталостную прочность

7. Расчет шпоночных соединений

8. Расчет подшипников

9. Конструктивные размеры элементов редуктора

10. Смазывание зубчатых колес и подшипников

11. Смазывание подшипников

12. Выбор муфт

13. Назначение посадок и допусков

Заключение

Список использованных источников



Введение

редуктор привод передача вал

Машины состоят из деталей. Детали машин - это составные части машин, каждая из которых изготовлена без применения сборочных операции (например, вал).

Число деталей в сложных машинах может составлять десятки и сотни тысяч, например, в автомобиле более 15 тыс. деталей, в автоматизированных комплексах прокатного оборудования - более миллиона.

Курс «Прикладная механика» охватывает, также совокупность совместно работающих деталей, представляющих собой конструктивно обособленные единицы, обычно объединяемые, одним назначением и называемые сборочными единицами или узлами. Узлы одной машины можно изготовлять на разных заводах. Характерными примерами узлов являются редукторы, коробки передач, муфты, подшипники в собственных корпусах.

Для получения знаний по проектированию, проводим проектирование редуктора. Редуктором называется механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненных в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины. Редуктор предназначен для снижения угловой скорости и соответственно повышения вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим. Редуктор состоит из корпуса, в котором расположены элементы передачи - зубчатые колеса, валы, подшипники.



1. Кинематический расчет привода

Так как проектируется электропривод, в состав которого входит редуктор общего назначения, то электродвигатель выбираю стандартный, наиболее подходящий по мощности и частоте вращения. Определяем требуемую мощность на приводном валу

Вычисляем КПД привода по формуле (3) [1], используя значения из табл. 1 [1]:

где - КПД муфты; - КПД зубчатой передачи; - КПД цепной передачи:

Находим требуемую мощность двигателя по формуле (1) [1]:, подставляя полученные ранее значения:

где - мощность на валу электродвигателя, кВт; - мощность на тихоходном валу привода, кВт; - КПД привода.



1.1 Выбор электродвигателя

По табл.2 [1] выбираем электродвигатель АИР160S6 (с учетом значения n_{дв.синх} и условия ):

Р_ном=11 кВт;

n_{эд. ассинх}=970 об/мин;

d=42мм;

l=110мм.

1.2 Определение передаточных чисел привода

Находим общее передаточное отношение привода по формуле (10) [1]:

Производим разбивку общего передаточного отношения привода между его ступенями (передачей редуктора и открытой передачей). Ориентировочно принимаем U_зуб=4 (руководствуясь табл.3 [1] и местоположением передачи в приводе), тогда исходя из формулы (10) [1], получаем передаточное отношение открытой передачи:

Полученное значение округляем до ближайшего стандартного по ряду Ra2:

Рассчитываем частоты вращения каждого из валов (формулы (14)-(16)) [1]:



Вычисляем крутящие моменты на валах привода по формулам (18)-(20) [1]:

На основании произведенных расчетов составляем сводную таблицу параметров привода:

№ вала	Частота вращения, об/мин	Крутящий момент, Н·м	Передаточное отношение	КПД
	Обозначение	Величина	Обозначение	Величина	Обозначение	Величина	Обозначение	Величина
1		970		105,1		4,0 2,0		0,98
2		242,5		407,8				0,97
3		118,3		802,5				0,96

2. Расчет зубчатой передачи

2.1 Выбор материала

Данный привод включает в себя одну зубчатую передачу, входящую в состав редуктора: быстроходная передача редуктора - цилиндрическая косозубая.

Косозубая зубчатая передача

Выбираем материалы со средними механическими характеристиками с учетом условия для зубчатых колес с косыми зубьями (НВ₁-НВ₂)70-80 ед. из табл. 6 [1]:

Шестерня - сталь 40Х. Колесо - сталь 45

до 120 мм. любой.

Т.О. - улучшение, Т.О. - нормализация,

НВ_ср1=270 НВ_ср2=190

2.1.1 Расчет допускаемых контактных напряжений

Определяем допускаемые контактные напряжения

где - предел контактной выносливости (табл. 7) [2], МПа; - коэффициент безопасности (табл. 7) [2]; - коэффициент долговечности, изменяющийся в пределах 1 ? 2,6;

434?503

2.1.2 Допускаемые напряжения изгиба при расчете на выносливость

Определяем допускаемые изгибные напряжения

S_F = 1,7

K_FL = 1

K_FC = 1

2.2 Проектный расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи

Рассчитаем одноступенчатую цилиндрическую косозубую передачу редуктора общего назначения.

Крутящий момент на выходном валу передачи Т₂=407,8 Н*м, частота вращения ведущего вала n₁=970 об/мин, передаточное число u=4, допускаемое контактное напряжение материала колеса = МПа, допускаемые изгибные напряжения материала шестерни =278 МПа колеса =196 МПа, колеса расположены симметрично относительно опор.

Определяем по условию контактной прочности межосевое расстояние:

где при =0,4 и соответствующем , - крутящий момент на выходном валу передачи, - передаточное отношение передачи, - допускаемое контактное напряжение.

Следуя ГОСТу, принимаем ближайшее значение .

Значение вычисляем по формуле:

Находим модуль зацепления, предварительно задав угол наклона зубьев в=10^о:

Принимаем стандартный нормальный модуль .

Определяем суммарное число зубьев передачи:

Принимаем зубьев. Вычисляем число зубьев шестерни и колеса:

Принимаем z₁=25, z₂ = z_c - z₁ = 125- 25 = 100

Уточняем передаточное число:

Фактический угол наклона зубьев

Определяем геометрические параметры передачи:

Диаметр делительной окружности:

шестерни

колеса

Диаметр окружности выступов:

шестерни d_a1=d₁ + 2m_n= + 2·2,5 = 69 мм

колеса d_a2=d₂ + 2m_n=+ 2·2,5 = 261 мм

Диаметр окружности впадин:

шестерни d_f1=d₁ - 2,5m_n=64 - 2,5·2,5 = 57,75 мм

колеса d_f2=d₂ - 2,5m_n= - 2,5·2,5 = 249,75 мм

Ширина:



колеса b₂ = =1· 64 = 64 мм

шестерни b₁= b₂+(3…5)=64 + 4 = 68 мм

Окружная скорость колес

По табл.1.4 [2] назначаем 9-ю степень точности изготовления передачи.

Рассчитываем силы в зацеплении:

2.3.1 Проверочный расчет на выносливость по контактным напряжениям

После уточнения размеров передачи производится проверочный расчет по контактным напряжениям

Определяем силы в зацеплении

Проверяем передачу по условию контактной прочности:

где - коэффициент, учитывающий форму сопряженных зубьев, ; - коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных колес,; - коэффициент, учитывающий суммарную длину контактной линии, для косозубых и шевронных колес , здесь - коэффициент торцевого перекрытия зубьев ;

q_Ht - удельная расчетная окружная сила,

Значения даны в табл. 1.6, 1.2 и 1.7 [2]. Недогрузка передачи по контактным напряжениям составляет величину, равную

что не выходит за пределы указанной нормы.

Вычисляем напряжения изгиба у ножки зуба:

где - коэффициент формы зуба, ( для шестерни ; для колеса ); - коэффициент, учитывающий наклон зубьев,

- коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев,

q_Ft- удельная расчетная окружная сила,

Значения даны в табл. 1.9, 1.6, 1.7 [2].

Таким образом, полученные в результате расчета изгибные напряжения значительно меньше допускаемых (??_F = 20,3 МПа ? [??_F2] = 192,6 МПа).

Расчет на изгиб выполнен для наиболее слабого звена - колеса, т.к. у него отношение [??_F]/ меньше, чем у шестерни:

Полученные результаты расчета показали, что спроектированная передача удовлетворяет условиям работоспособности.



3. Расчет передачи с втулочно-роликовой цепью

Рассчитаем цепную передачу привода конвейера. Передаваемая мощность Р₂ = 10,5 кВт; частота вращения ведущей звездочки n₂ = 242,5 об/мин; передаточное отношение передачи u=2; угол наклона линии центров звездочек к горизонтали равен 40⁰, работа двухсменная с легкими толчками.

Расчет выбора числа зубьев ведущей звездочки z₁:

z₁ = 29-2·u = 29-2·2 = 25

где u - передаточное число, численно равное передаточному отношению, т.к. передача понижающая (u > 1).

Принимаем z₁ =25 зубьев. Тогда число зубьев ведомой звездочки z₂ составит z₂ = z₁·u = 25·2 = 50. Принимаем z₂ = 50 зубьев.

Уточняем передаточное отношение передачи:

По табл. 2.33 [2] ориентировочно находим допускаемое среднее давление в шарнирах цепи [p] в зависимости от частоты вращения ведущей звездочки

n₂ = 242,5 об/мин [p]=34 МПа.

Зная [p], по формуле определяем шаг цепи t по условию ее контактной прочности:

где Т₁ - вращающий момент на валу меньшей звездочки: Т₁=9550·Р₂/n₂ = 9550 ·10,5/242,5 Нм; К_э - коэффициент эксплуатации;

Здесь - динамический коэффициент; т.к. нагрузка ударная ; - коэффициент межосевого расстояния: =1; - коэффициент, учитывающий наклон цепи, при наклоне до ; - коэффициент, учитывающий способ смазки, принимаем периодический способ смазки ; , n - число рядов цепи, принимаем двухрядную цепь, n = 2

Согласно табл. 2.34 [2]расчетному шагу t соответствуют цепи типа ПР и ПРЛ с шагом t = 25,4 мм. Первоначально выбираем цепь 2ПР.

Определяем скорость цепи:

Затем находим окружную силу F_t и уточняем давление в шарнирах цепи р:

здесь - площадь проекции опорной поверхности шарнира, по табл. 2.34 [2] находим мм².

Вычисленное значение р не превышает выбранного допускаемого [p]= 22 МПа, что удовлетворяет условиям работоспособности передачи.

Назначаем межосевое расстояние передачи:

принимаем а=1016 мм.

Определяем число звеньев цепи:

Где - поправка

Принимаем w=118 звеньев.

После нахождения числа звеньев цепи уточняем межосевое расстояние:

Для свободного провисания цепи уменьшаем а на 3% и окончательно принимаем а = 990 мм.

Рассчитанную цепь проверяем на прочность, на прочность, определяя коэффициент запаса прочности:

Где - разрушающая нагрузка, согласно табл. 2.34 [2] ;- центробежная сил, ; - сила, возникающая при провисании цепи,

Здесь - коэффициент, учитывающий расположение цепи, при наклонной цепи

Согласно табл. 2.45 [2] нормативный коэффициент запаса прочности должен составлять . Следовательно, прочность проектируемой передачи обеспечена.

Завершаем расчет определением размеров звездочек. Находим диаметры делительных окружностей, мм:

диаметры наружных окружностей, мм:

где k = 0,7 для приводных цепей, и вычисляем по формулам



диаметры окружности впадин, мм:

Смещение центров дуг впадин, мм,

Принимаем e = 0,76 мм.

Половина угла закругления головки зуба , угол впадины зуба

Радиус закругления головки зуба

Высота прямолинейного участка профиля зуба

Ширина зуба

где - расстояние между внешними пластинами цепи, согласно табл. 2.34 [2]

Ширина вершины зуба

На последнем этапе вычисляют силу давления на валы:



4. Расчет валов цилиндрического редуктора

4.1 Выбор материалов для валов редуктора

Схема привода, в состав которого входит цилиндрический косозубый редуктор, представлена на рис. 2. Исходные данные, которые берутся из расчета редуктора и цепной передачи, представлены в табл. 2.

1. Эдектродвигтель

2. Муфта

3. Цилиндрический редуктор

4. Цепная передача

5. Рабочий орган

Рис. 2 Схема привода

Таблица 2

Исходные данные для расчета

Параметр	Обозначение	Величина	Размерность
Крутящий момент на входном валу редуктора	Т1	105,1	Н·м
Крутящий момент на выходном валу редуктора	Т2	407,8	Н·м
Окружная сила на колесе	Ft1= Ft2	3216	Н
Радиальная сила на колесе	Fr1= Fr2	1199	Н
Осевая сила на колесе	Fа1= Fа2	708	Н
Сила давления на вал в плоскоременной передаче	Q	4830	Н
Ширина шкива	Вшк	72	мм

Выбор материала валов

Для двух валов редуктора при средней нагрузке выбираем из рекомендаций табл. 1 [3] сталь 45. Механические характеристики стали 45: диаметр заготовки - любой, твердость - 200 НВ, у_в = 560 МПа, у_т = 280 МПа, ф _т = 150МПа, у _-1 = 250 МПа, ф _-1= 150 МПа, ш_у = 0, ш_ф = 0.

4.2 Ориентировочный расчет валов

Определяем диаметры входного и выходного концов валов редуктора.

а) входной вал редуктора

Принимаем диаметр входного конца вала редуктора по стандартному ряду d_к1 = 34 мм

б) выходной вал редуктора

где Т₂ - крутящий момент на валу колеса, Нм; [ф] - допускаемое касательное напряжение, МПа. [ф] = 20…25 МПа. Принимаем диаметр выходного конца вала редуктора по стандартному ряду d_к2 = 45 мм.

Определяем диаметры ступеней валов согласно выбранной конструкции прибавляя к каждому предыдущему диаметру вала 2…5 мм и округляя согласно стандартного ряда Ra40.

а) входной вал редуктора: d_к1 = 34 мм; d_у1 = 34 + 2 = 36 мм; d_п1 = 36 + 4 = 40 мм; d_зк1 = 40 + 2 = 42 мм; d_б1 = 42 + 3 = 45 мм.

б) выходной вал редуктора: d_к2 = 45 мм; d_у2 = 45 + 3 = 48 мм; d_п2 = 48 + 2 = 50 мм; d_з.к.2 = 50 + 3 = 53 мм; d_б2 = 53 + 3 = 56 мм.

4.3 Выбор подшипников

Так как в цилиндрическом косозубом редукторе выбираем радиально-упорные шариковые. По ГОСТ 8338-75 исходя из диаметров валов под подшипники предварительно выбираем подшипники легкой серии для входного и выходного валов редуктора. Выписываем их габаритные размеры и грузоподъемность.

Таблица 3

Характеристики выбранных подшипников

Вал	Обозначение	Внутренний диаметр d, мм	Внешний диаметр D, мм	Ширина B, мм	Динамическая грузоподъемность C, кН
Входной	36208K6	40	80	18	27
Выходной	36210K6	50	90	20	35,5

4.4 Эскизная компоновка редуктора

Эскизную компоновку редуктора выполняем на основании геометрических параметров, найденных при расчете цилиндрического редуктора. Линии внутренних стенок редуктора проводим на расстоянии Х = 10 мм от ширины и диаметра шестерни. Исходя из характеристик выбранных ранее подшипников (табл.3) [3], вычерчиваем их на входном и выходном валах. Расстояние между торцом подшипника и открытой передачей принимаем равным: У = 30 мм. Эскизная компоновка редуктора представлена на рис.2. Замеряем расстояния между силами, приложенными к валу и реакциями опор: l₁ = 53 мм ; l₂ = 54 мм; l₃ = 70 мм.



Рис. 2 Эскизная компоновка редуктора



5. Проверочный расчет валов на статическую прочность

На рис. 3 показана пространственная схема нагружения валов, в которой указано направление сил в зубчатом зацеплении и силы давления на вал со стороны цепной передачи.

Строим общую расчетную схему нагружения входного вала (рис.3).

Вычерчиваем схему нагружения вала в вертикальной плоскости xAz.

Определяем величину изгибающего момента М, возникающего в результате действия осевой силы F_а:

где d₁ = 64 мм - диаметр делительной окружности шестерни (взят из расчета закрытой передачи).

Определяем реакции опор в точках А и В из условий равновесия:

Проверка:

Определяем изгибающие моменты по нагруженным участкам вала в вертикальной плоскости xАz:



Рис. 3 Расчетная схема нагружения входного вала редуктора

Строим эпюру изгибающих моментов в вертикальной плоскости xАz.

Вычерчиваем схему нагружения вала в горизонтальной плоскости (yAz), для чего совмещаем плоскость yAz с плоскостью чертежа. Определяем реакции опор в плоскости yAz:

Проверка:

Определяем изгибающие моменты по нагруженным участкам вала в горизонтальной плоскости yAz:

По полученным значениям строим эпюру изгибающих моментов в горизонтальной плоскости yAz

Определяем величины суммарных изгибающих моментов в сечениях вала. Расчетная формула:

По полученным значениям строим эпюру суммарных изгибающих моментов.

Строим эпюру крутящих моментов Т₁, определяя по схеме привода нагруженные участки вала.

Определяем опасное сечение по величине М_и и Т на эпюрах. Из рисунка видно, что опасное сечение расположено под зубчатым колесом. эквивалентный момент в этом сечении равен:

Уточняем диаметр вала в опасном сечении под зубчатым колесом, принимая допускаемое напряжение при изгибе [у] = 50 МПа:

Расчет показал, что диаметр вала шестерни необходимо уменьшить по сравнению с ранее принятым d_зк1 = 42 мм. По ГОСТу принимаем d_зк1 = 30 мм. Корректируем диаметры остальных участков вала: d_зк1 = 30 мм; d_б1 = 32 мм; d_n1 = 30 мм; d_у1 = 28 мм; d_к1 = 26 мм. Так как диаметр вала под подшипник изменился, выбираем новые радиально-упорные подшипники легкой серии для диаметра d_n1 = 30 мм.

Строим общую расчетную пространственную схему нагружения выходного вала редуктора (рис.4).

Вычерчиваем схему нагружения вала в вертикальной плоскости (xAz),

Определяем величину изгибающего момента М, возникающего в результате действия осевой силы F_а:

где d₂ = 265 мм - диаметр делительной окружности колеса (взят из расчета закрытой передачи). Определяем реакции опор в точках А и В из условий равновесия:

Проверка:



Определяем изгибающие моменты по нагруженным участкам вала в вертикальной плоскости xAz:



Рис. 4 Расчетная схема нагружения выходного вала редуктора

Строим эпюру изгибающих моментов в вертикальной плоскости xАz.

Вычерчиваем схему нагружения вала в горизонтальной плоскости (yAz), для чего совмещаем плоскость yAz с плоскостью чертежа. Определяем реакции опор в плоскости yAz:

Проверка:

Определяем изгибающие моменты по нагруженным участкам вала в горизонтальной плоскости yAz:

По полученным значениям строим эпюру изгибающих моментов в горизонтальной плоскости yAz

Определяем величины суммарных изгибающих моментов в сечениях вала.

Расчетная формула:

По полученным значениям строим эпюру суммарных изгибающих моментов.

Строим эпюру крутящих моментов Т₂, определяя по схеме привода нагруженные участки вала.

Определяем опасное сечение по величине М_и и Т на эпюрах. Из рисунка видно, что опасное сечение расположено под зубчатым колесом. эквивалентный момент в этом сечении равен:

Уточняем диаметр вала в опасном сечении под зубчатым колесом, принимая допускаемое напряжение при изгибе [у] = 50 МПа:

Расчет показал, что диаметр вала зубчатого колеса необходимо уменьшить по сравнению с ранее принятым d_зк2 = 53 мм. По ГОСТу принимаем d_зк2 = 45 мм. Корректируем диаметры остальных участков вала: d_зк2 = 45 мм; d_б2 = 48 мм; d_n2 = 45 мм; d_у2 = 42 мм; d_к2 = 40 мм. Так как диаметр вала под подшипник изменился, выбираем новые радиально-упорные подшипники легкой серии для диаметра d_n2 = 45 мм.



6. Уточненный расчет выходного вала на усталостную прочность

Рис 5 Схема нагруженного вала с опасным сечением под зубчатым колесом

Этот расчет уточняет результаты проверочного расчета выходного вала редуктора. В результате этого расчета определяют коэффициент запаса прочности n в опасном сечении выходного вала. В данном расчете учитываются дополнительные концентраторы напряжения, которые не были учтены в предыдущем расчете на статическую прочность. Условие прочности имеет вид:

При нереверсивном вращении валов принимаем у_m=0

Так как опасное сечение вала находится под зубчатым колесом, то

По диаметру вала под зубчатым колесом _dзк.2 = 45мм выбираем размеры шпонки: b = 12 мм, t₁ = 5 мм (табл. 7)[3].

Так как опасное сечение находится под зубчатым колесом, то концентратором напряжения будет шпоночный паз и посадка колеса на вал . Для шпоночного паза по табл. 3 и 5 [3] принимаем:

к_у = 1,75; к_ф =1,50; е_у = 0,85; е_ф = 0,78; тогда

Для посадки отношение по табл 4 [3].

Дальнейший расчет ведем по посадке, как наиболее опасному концентратору напряжений (имеющему большее значение коэффициентов).

Тогда

Полученный расчет на усталостную прочность в опасном сечении под зубчатым колесом показал, что прочность вала обеспечена, так как расчетный коэффициент запаса прочности больше минимального рекомендованного значения [n] = 1,5-3.



7. Расчет шпоночных соединений

В зубчатых передачах шпоночные соединения служат для передачи крутящих моментов от валов к зубчатым колесам и наоборот.

Шпонки рассчитываем на смятие.

Условие прочности на смятие шпонки

Рассчитываем шпонку под зубчатым колесом выходного вала редуктора.

Исходя из диаметра вала под зубчатым колесом d_зк2 = 45 мм находим геометрические размеры шпонки по табл.7 [3].

b =12 мм, h = 8 мм, t1= 5 мм.

Определяем длину шпонки.

Принимаем длину шпонки из стандартного ряда: l = 56 мм.

Определяем рабочую длину шпонки.

Проверяем шпонку на смятие:

Исходя из условия прочности у_см ? [у_см] = 100…150 МПа

Прочность шпонки под зубчатым колесом выходного вала редуктора обеспечена.



8. Расчет подшипников

Расчеты были выполнены по учебно-методическому пособию «Проектирование опор валов на подшипниках качения». Автор: Н. А. Дроздова, С. Х. Туман, А. И. Фоменко. Для вала цилиндрической прямозубой передачи при выполнении эскизной компоновки редуктора, используемого в горном оборудовании, были выбраны однорядные радиальные шарикоподшипники с параметрам

Таблица 5

Вал	Обозначение	Внутренни й диаметр (d)	Внешний диаметр(D )	Ширин а B, мм	Динамическая грузоподъемность, кН
Входной	208	40	80	18	27
Выходной	209	45	85	19	32

Входной вал

Cрок службы редуктора T_лет =6 лет, K_сут=0,7; K_год=0,6. Осевая сила, действующая в косозубой передаче F_a=708 Н. Численные значения реакций опор, найденные в расчете валов на статическую прочность, составляют R_Ax= 385,8 H; R_Ay= 1608 H; R_Bx= 813,2 H; R_By=1608 H. Требуется проверить подходят ли выбранные подшипники для спроектированного вала и заданных условий эксплуатации.

Определяем радиальные нагрузки в подшипниках:

Вычисляем эквивалентную динамическую нагрузку в наиболее нагруженном подшипнике

Где ??_?? = 1,3 - коэффициент безопасности (табл. 3)

??_т = 1 - температурный коэффициент (табл. 4)

X = 0,45 - коэффициент радиального нагружения (табл.8)

V = 1 - коэффициент учитывающий какое кольцо у подшипника вращается

Y = 1,55 - коэффициент осевого нагружения (табл. 8)

Тогда,

Определяем расчетную динамическую грузоподъемность подшипника B:

,

где L_h - долговечность подшипника:

,

где p - показатель степени, р = 3 для шариковых подшипников.

Сравнивая значение динамической грузоподъемности подшипника [C_r=27 кН] с полученным расчетным значением динамической грузоподъемности C_rрасч видим, что условие подбора подшипника по динамической грузоподъемности не соблюдается.

Проверим не подойдет ли подшипник шариковый радиальноупорный 46208 (лекгой серии такого же внутреннего диаметра) с углом контакта б=26, грузоподъемность которого согласно приложению 5[4] равна [C_r]= 36,3 кН.

Определяем радиальные нагрузки в подшипниках:

Вычисляем эквивалентную динамическую нагрузку в наиболее нагруженном подшипнике

Где ??_?? = 1,3 - коэффициент безопасности (табл. 3)

??_т = 1 - температурный коэффициент (табл. 4)

X = 1 - коэффициент радиального нагружения (табл.8)

V = 1 - коэффициент учитывающий какое кольцо у подшипника вращается

Y = 0 - коэффициент осевого нагружения (табл. 8)

Тогда,

Определяем расчетную динамическую грузоподъемность подшипника B:

,

Сравнивая значение динамической грузоподъемности подшипника [C_r=36,6 кН] с полученным расчетным значением динамической грузоподъемности C_rрасч убеждаемся, что условие подбора подшипника по динамической грузоподъемности соблюдается.

Окончательно принимаем радиально-упорный шариковый подшипник типа 46208 средней серии.

Выходной вал

Численные значения реакций опор, найденные в расчете валов на статическую прочность, составляют R_Ax= 6492,6 H; R_Ay= 1608 H; R_Bx= 2961,6 H; R_By=1608 H. Требуется проверить подходят ли выбранные подшипники для спроектированного вала и заданных условий эксплуатации.

1 Определяем радиальные нагрузки в подшипниках:

Вычисляем эквивалентную динамическую нагрузку в наиболее нагруженном подшипнике

Где ??_?? = 1,3 - коэффициент безопасности (табл. 3)

??_т = 1 - температурный коэффициент (табл. 4)

X = 1 - коэффициент радиального нагружения (табл.8)

V = 1 - коэффициент учитывающий какое кольцо у подшипника вращается

Y = 0 - коэффициент осевого нагружения (табл. 8)

Тогда,

3 Определяем расчетную динамическую грузоподъемность подшипника B:

,

где L_h - долговечность подшипника:

,

где p - показатель степени, р = 3 для шариковых подшипников.

Сравнивая значение динамической грузоподъемности подшипника [C_r=32 кН] с полученным расчетным значением динамической грузоподъемности C_rрасч видим, что условие подбора подшипника по динамической грузоподъемности не соблюдается.

Проверим не подойдет ли подшипник шариковый радиальноупорный 46309 (средней серии такого же внутреннего диаметра) с углом контакта б=26, грузоподъемность которого согласно приложению 5[4] равна [C_r]= 61400 Н; C₀=37000 Н.

Определяем радиальные нагрузки в подшипниках:

Вычисляем эквивалентную динамическую нагрузку в наиболее нагруженном подшипнике

Где ??_?? = 1,3 - коэффициент безопасности (табл. 3)

??_т = 1 - температурный коэффициент (табл. 4)

X = 1 - коэффициент радиального нагружения (табл.8)

V = 1 - коэффициент учитывающий какое кольцо у подшипника вращается

Y = 0 - коэффициент осевого нагружения (табл. 8)

Тогда,

Определяем расчетную динамическую грузоподъемность подшипника B:

,

где L_h - долговечность подшипника:

,

где p - показатель степени, р = 3 для шариковых подшипников.

Сравнивая значение динамической грузоподъемности подшипника [C_r=61,4 кН] с полученным расчетным значением динамической грузоподъемности C_rрасч убеждаемся, что условие подбора подшипника по динамической грузоподъемности не соблюдается.

Окончательно принимаем радиально-упорный шариковый подшипник типа 46309 средней серии.



9. Конструктивные размеры элементов редуктора

Рассчитаем толщину стенки корпуса:

где Т₂ - вращающий момент на ведомом валу редуктора, Н·м.

Принимаем ?? = 6 мм.

Рассчитаем толщину стенки крышки:

у₁ = (0,8…0,9) •?? = 5,36 • 0,9 = 4,82

Принимаем у₁ = 6 мм.

Рассчитаем толщину верхнего пояса корпуса:

S = 1,5??= 1,5 • 6= 9 мм;

Рассчитаем толщину пояса крышки:

S = 1,5у₁ = 1,5 • 6 = 9мм;

Рассчитаем толщину нижнего пояса корпуса:

t = (2…2,5) •?? = (2…2,5) •6 = 13,5 мм;

Принимаем t = 18 мм

Рассчитаем диаметр болтов, соединяющих корпус с крышкой около подшипников:

Принимаем d_кп= 10 мм.

Рассчитаем диаметр фундаментных болтов:

d_ф = 1,25d_кп = 1,25•10 = 12 мм;

Принимаем d_ф= 12 мм

Рассчитаем диаметр болтов, соединяющих корпус с крышкой:

d_к = 0,75• d_ф = 0,75•12 = 9 мм;

Принимаем d_к = 10 мм.

Рассчитаем ширину нижнего пояса корпуса:

К₃? 2,1 • d_ф = 2,1 • 12 = 25 мм;

Принимаем К₁= 25 мм.

Рассчитаем ширину пояса соединения корпуса и крышки около подшипников:

К₂ = (2,5…3)•d_к = (2,5…3) •10 = 28 мм;

Принимаем К₂=28 мм.

Рассчитаем диаметр болтов для крепления крышек подшипников к редуктору:

d_п = (0,7 …1,4) •?? = (0,7…1,4) •6 = 6,3 мм;

Принимаем d_п = 6 мм.

Рассчитаем диаметр отжимных болтов:

d_отж = 8…16 мм;

Принимаем d_отж = 10 мм.

Рассчитаем диаметр болтов для крепления крышки смотрового отверстия:

d_к.с. = 6…10 мм;

Принимаем d_к.с = 10 мм;



10. Смазывание зубчатых колес и подшипников качения

Для смазывания передач широко применяют картерную систему. В корпус редуктора или коробки передач заливают масло так, чтобы венцы колес были в него погружены. Колеса при вращении увлекают масло, разбрызгивая его внутри корпуса. Масло попадает на внутренние стенки корпуса, откуда стекает в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которая покрывает поверхность расположенных внутри корпуса деталей.

Картерное смазывание применяют при окружной скорости зубчатых колес до 12,5 м/с. Рекомендуемая кинематическая вязкость для зубчатых передач (40єС) - 34мм² /с при окружной скорости до 2 м/с табл. 11.1 [6] Марка масла: И-Г-А 32 табл. 11.2 [6]

Обозначение:

И - индустриальная

Г - для гидравлических систем

А - масло без присадок

32 - класс кинематической вязкости

Допустимые уровни погружения колес цилиндрического редуктора в масляную ванну ?_м ? 4?? … 0,25??_?? ? 4 • 2,5 = 10мм



11. Смазывание подшипников

Обычно подшипники смазывают тем же маслом, что и детали передач. Другие смазочные материалы применяют редко (если требуется защитить подшипники от продуктов износа деталей передач). При картерном смазывании передач подшипники смазывают брызгами масла.

Вследствие вращения колес брызгами масла покрыты все детали передач и внутренние поверхности стенок корпуса. Стекающее с колес, валов и со стенок корпуса масло попадает в подшипник. К подшипникам качения масло подводят таким образом, чтобы оно стекало в картер через подшипник. В зависимости от положения прилива относительно стенки корпуса масло подводят с наружной стороны корпуса (рис. 5, а) или изнутри (рис. 5, б, в). Полихлорвиниловые трубки к штуцерам присоединяют, как показано на рис. 5, в.

Рис. 6



12. Выбор муфт

Муфты - это устройства, служащие для соединения валов и передачи крутящего момента.

Основная паспортная характеристика муфт - крутящий момент, на передачу которого она рассчитана.

Муфты подбирают по ГОСТу по расчетному крутящему моменту:

Т_расч = ???? = 1,25 • 106,1 = 132,625 Н • м

Где К - коэффициент режима работы муфты

По диаметру двигателя выходного конца D = 48мм по табл. К21 [7] выбираем муфту упруго-втулочно-пальцевую.

Муфта соединяет на выходной конец ведущего вала, наружный диаметр которого равен диаметру двигателя

Таблица 4

Момент Т, Н·м	Угловая скорость	Отверстие	Габаритные размеры	Смещение валов
		d	l	l	L	D	dп
125	480	25	42	26	89	120	28	0,3	1030'



13. Назначение посадок и допусков

Таблица 5

Посадки основных деталей редуктора

Посадки	Применение
H8/h8 H7/h9 H7/r6	Распорные кольца Крышки подшипников (торцевые) Зубчатое колесо
H7/n6	Шкивы, муфты.
Поле допуска вала k6 Отверстия H7 N9 Js9 e8	Внутренние кольца подшипников на валы, выходные концы валов. Наружные кольца подшипников качения в корпус Боковые стенки шпоночного паза вала Шпоночный паз ступицы. Уплотнения



Заключение

При работе над курсовым проектом были закреплены знания методика расчетов типовых деталей машин общего назначения, а также получены навыки принятия решений при компоновке редуктора и конструировании его деталей.

Проектный расчет зубчатых передач выполнен по критерию контактной прочности активной поверхности зубьев. После определения размеров передач проведены проверочные расчеты по критерию контактной и изгибной выносливости. Все условия прочности выполняются. Выбранные подшипники проверены на пригодность по их долговечности из расчета по динамической грузоподъемности.

Шпоночные соединения проверены на прочность по напряжениям смятия и среза.

Определены опасные сечения валов по действующим нагрузкам, наличию и форме концентраторов напряжений. Проведен расчет на усталостную прочность (выносливость) для наиболее опасных сечений валов.

Решены вопросы смазки передач редуктора и подшипников.

Для соединения валов редуктора с электродвигателем была подобрана муфта с упругим элементами, компенсирующая погрешности монтажа агрегатов.

Полученная конструкция привода в полной мере отвечает повременным требованиям, предъявляемым к механизмам данного типа.



Список использованной литературы

1. Кинематический расчет привода. Учебно-методическое пособие для практических занятий, курсового проектирования по деталям машин и прикладной механике. Составители: Т.Г. Калиновская, В.Я. Дьяконова, С.С. Речкунова

2. Н.А.Дроздова, Т.Г.Калиновская, С.Х.Туман. Прикладная механика учеб. Пособие. Проектирование зубчатых и червячных передач.

3. Расчет открытых передач: методические указания по курсовому проектированию, практическим занятиям и самостоятельной работе/Сибирский федеральный университет [СФУ]; сост.: Н. А. Дроздова, С. Х. Туман, О. Н. Рябов. 2009.

4. Прикладная механика. Расчет валов: учебно-методическое пособие для студентов напр. 280700 «Техносферная безопасность», 130400 «Горное дело», 150400 «Металлургия», 151000 «Технологические машины и оборудование». / Сиб. федерал. ун-т; сост.: И. В. Волчкова, С. Х. Туман, А. И. Фоменко. Электрон. текстовые дан. Красноярск: СФУ, 2012. 43 с. Загл. с титул. экрана. Библиогр. с. 43.

5. Проектирование опор валов на подшипниках качения: учебно-методическое пособие / Сиб. федер. ун-т, Ин-т горн. дела, геологии и геотехнологий ; сост.: Н. А. Дроздова, С. Х. Туман, А. И. Фоменко. Электрон. текстовые дан. Красноярск: СФУ, 2018. 57 с. Загл. с титул. экрана. Библиогр.: с. 57. Изд. № 2018-5718: Б. ц.

6. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование. Высшая школа, 1990 Шейнблит А. Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие. Калининград: Янтар. сказ. 2002.

Размещено на Allbest.ru