Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Введение

Создание машин, отвечающих потребностям народного хозяйства, должно предусматривать их наибольший экономический эффект и высокие тактико-технические и эксплуатационные показатели.

Основные требования, учитываемые при проектировании и конструировании создаваемого привода:

§ Высокая производительность;

§ Надежность;

§ Технологичность;

§ Ремонтопригодность;

§ Материалоемкость;

§ Удобство эксплуатации;

§ Экономичность;

§ Техническая эстетика.

Цель курсового проектирования состоит в приобретении практических навыков и умения комплексно подходить к решению вопросов создания сложных технических устройств, получения базовых знаний и освоения методологии проектирования, производства и эксплуатации техники, а также правил оформления технической документации с привлечением справочников, стандартов и других источников информации.

Задача курсовой работы заключается в разработке привода стойки для поворота якорей в локомотивном депо согласно технического задания, которое формируется и уточняется по результатам работы с литературой, рекомендаций преподавателя и самостоятельной научно- исследовательской работы с учетом специализации.

Работа является вариантным проектированием с комплексным обоснованием путей усовершенствования механизмов привода.

Техническое предложение

Техническое предложение (ГОСТ 2.118-73) содержит технико-экономическое обоснование целесообразности разработки изделия и уточняет требования к изделию, полученные на основании технического задания и проработки вариантов возможных технических решений изделия с учетом его конструктивных и эксплуатационных особенностей.

1. Разработка чертежа кинематической схемы привода

1.1 Кинематическая схема привода

Графическая часть задачи выполнена на чертежной бумаге формата А4. Работа содержит: кинематическую схему привода стойки для поворота якорей; перечень элементов схемы; исходные данные для проектирования.

1.2 Определение срока службы приводного устройства.

Определение ресурса привода:

L = 365 L L t = 80000 ч.

где L_r - нормативный срок службы привода,

L_c - число смен работы,

t - число часов работы в смену,

Служба привода с учетом простоев, равных 15% рабочего времени:

L = 0.85 L = 0.85 80000 = 68000 ч.

Расчетный рабочий ресурс привода округляем в большую сторону

L = [L] = 70000 ч.

Таблица 1.2.3.1. Сводная таблица

Место установки привода	Lr, ч	Lc	t, ч	Характер нагрузки	Режим работы	Lh, ч
Локомотивное депо	10*10	1	8	Трехступенчатый	Реверсивный	70000

2. Кинематические расчеты привода. Выбор двигателя.

Двигатель является одним из основных элементов. От типа двигателя зависят конструктивные и эксплуатационные характеристики рабочей машины и ее привода.

2.1 Выбор двигателя

Определение эквивалентной нагрузки для более эффективного использования мощности привода.

Н•м

где М₁ - момент сопротивления движению исполнительного органа, М₁=147.15 Н•м;

MІ; Mі - режимы работы привода при уменьшенных нагрузках (MІ=0,7 •М₁ = 103 Н•м; Mі=0,4• М₁ = 58.9 Н•м);

t₁; t₂; t₃ - длительность режима работы, ч.

Таблица 2.1.1.1. Данные для построения графика нагрузки

	1	2	3
Время t, ч	0,1	0,4	0,5
Нагрузка М, Н•м	147.15	103	58.9

Расчет мощности привода для значения эквивалентной нагрузки.

P_экв = М_экв?щ = 94.9•3.14 = 462.05 Вт

где щ - угловая скорость движения исполнительного органа, с^-1;

ю = р n / 30 = 3,14 с^-1

где n - частота вращения рабочего органа, n = 30 об/мин.

Определение общего механического коэффициента полезного действия (кпд) привода.

где з_зп - кпд закрытой передачи, з_зп = 0,98;

з_оп - кпд открытой передачи, з_оп = 0,98;

з_м - кпд муфты, з_м = 0,98;

з_п - кпд пары подшипников качения, з_п = 0,995;

m - количество пар подшипников, m = 3.

Расчет требуемой мощности двигателя

кВт

Выбор двигателя

Двигатель выбирается с учетом неравенства:

Так как расчетная мощность двигателя равна P_расч =0,52506 кВт, то в соответствии с равенством выбираем ряд двигателей мощностью P_дв =0,55 кВт со следующими характеристиками:

Таблица 2.1.5.1. Характеристики двигателей

Синхронная частота вращения, об/мин	3000	1500	1000	750
Номинальная мощность, кВт	Тип двигателя	Номинальная частота, об/мин	Тип двигателя	Номинальная частота, об/мин	Тип двигателя	Номинальная частота, об/мин	Тип двигателя	Номинальная частота, об/мин
0.75	4ААМ6382У3	2710	4АМ71А4У3	1390	4АМ71В6У3	900	4АМ80В8У3	700

2.2 Определение передаточного числа привода

Расчет передаточного числа привода.

где n_ном - номинальная частота вращения вала двигателя;

n_б - частота вращения барабана, в соответствии с техническим заданием n_б = 50 об/мин

Передаточное отношение определяется для всех четырех типов двигателя:

a)

b)

c)

d)

Разбивка передаточного отношения привода между открытой и закрытой передачей.

· Выбираем фиксированное значение закрытой передачи u_зп = 5.

· Определяем передаточное отношение открытой передачи для всех четырех вариантов двигателя по формуле:

a)

b)

c)

d)

· Наибольшее предпочтение имеют двигатели с синхронной частотой вращения 1000 и 1500 об/мин, так как для случая 750 об/мин двигатель имеет большую массу, для 3000 об/мин - меньший ресурс работы. Передаточное отношение клиноременной передачи должно находиться в интервале от 2 до 3. Согласно этим условиям принимаем вариант с передаточным отношением u_оп = 2,91.

Таблица 2.2.2.1. Сводная таблица

Номинальная мощность Pдв, кВт	Тип двигателя	Номинальная частота вращения nном, об/мин	Синхронная частота вращения, об/мин	Передаточное число
				uобщ	uзп	uоп
0,75	4АМ71А4У3	1390	1500	23,3	5	4,66

2.3 Проверка двигателя на перегрузку

Определяем частоту вращения двигателя

с^-1

где n_ном - номинальная частота вращения, об/мин

Расчет крутящего момента на двигателе

 Н•м

где P_дв - номинальная мощность двигателя, кВт

Проверка условия перегрузки двигателя при уменьшении напряжения электрической сети на 10%.

Н•м

где T_max - наибольший крутящий момент на исполнительном органе, T_max = 147,15 Н;

лm= 1,7…2,2 - коэффициент кратности по крутящему моменту. Принимаем лm= 2;

u_общ - общее передаточное число привода;

з_общ - общий кпд привода.

Так как T_дв = 10,13 Н > T_max = 9,74 Н, то условие перегрузки выполняется.

2.4 Определение допустимых отклонений параметров

Допустимое отклонение частоты вращения исполнительного органа.

об/мин

где д - допустимое отклонение скорости исполнительного органа. В соответствии с техническим заданием д = 5%;

n_ио - частота вращения исполнительного органа.

Отклонение передаточного отношения механической передачи.



где n_ном - номинальная частота вращения, об/мин;

Дn - допустимое отклонение частоты вращения исполнительного органа, об/мин.

Допустимое отклонение общего передаточного отношения механической передачи.

%

где u_общ - общее передаточное число привода.

2.5 Определение кинематических параметров привода

Кинематические и силовые параметры привода рассчитываются на валах привода из требуемой (расчетной) мощности двигателя и его номинальной частоты вращения при установившемся режиме.

Таблица 2.5.1. Кинематические параметры привода

Параметр	Вал	Последовательность соединения элементов привода по кинематической схеме
		ДВ - М - ЗП - ОП- ИО
Частота вращения n, об/мин	ДВ	nном = 1390
	Б	n1= nном = 1390
	Т	n2= n1 / uзп = 220,63
	ИО	nио = n2 / uоп = 75,82
Угловая скорость щ, 1/с	ДВ	щном =рnном / 30 = 145,49
	Б	щ1= щном = 145,49
	Т	щ2= щ1/ uзп = 23,09
	ИО	щио= щ2/ uоп = 15,2 / 2,91 = 7,93

2.6 Определение силовых параметров привода

Таблица 2.6.1. Силовые параметры привода

Параметр	Вал	Последовательность соединения элементов привода по кинематической схеме
		ДВ - М - ЗП - ОП - ИО
Мощность P, кВт	ДВ	Рдв = 0,55
	Б	Р1= Рдв змзпк = 0,54
	Т	Р2= Р1 ззпзпк = 0,52
	ИО	Рио = Р2 зопзпк = 0,5
Вращающий момент Т, Н м	ДВ	Тдв = Рдв /щном = 3,78
	Б	Т1= Тдв змзпк = 3,69
	Т	Т2= Т1 uзп ззпзпк = 22,44
	ИО	Тио = Т2 uоп зопзпк = 63,02

3. Выбор материала зубчатых колес

В условиях индивидуального и мелкосерийного производства для малонагруженных и средненагруженных передач, а также в открытых передачах с большими габаритами колес выбирают в качестве материала черные и цветные металлы. Для обеспечения чистового нарезания зубьев или винтовой поверхности у червяков после термообработки, высокой точности изготовления и хорошей прирабатываемости зацеплений выбирают материал шестерни и колеса с твердостью H?350HB.

В целях увеличения технического уровня редуктора (снижения массы и габаритов передачи), уменьшения стоимости и унификации конструкции деталей и оснастки для их изготовления в качестве материала назначают марку металла с более высокими показателями по твердости с учетом следующих условий.

При H?350HB должно обеспечиваться условие HB_ср1 - HB_ср2 = 20…50, а также для сокращения затрат на термообработку деталей нестандартных редукторов рекомендуется способ упрочнения, который называется «улучшение». Улучшение - это комбинированная термообработка, состоящая из закалки (нагрев до 760°С и быстрое охлаждение), а также высокого отпуска (нагрев до550°С и охлаждения вместе с печью), предназначенного для снятия напряжений в материале после закалки.

Определение средней твердости поверхностей зацепления шестерни HB_ср1 и колеса HB_ср2 производится, как среднее арифметическое предельных значений твердости выбранного материала по формуле:

HB_ср=0,5 (HB1 + HB2)

HB_ср1=0,5 (269 + 302) = 285,5

HB_ср2=0,5 (235 + 262) = 248,5

Проверка по приведенному моменту на тихоходной ступени редуктора по формуле:

Т₂ / u_зп ? к

где к = 30 - для конической передачи

T₂ - вращающий момент на валу зубчатого колеса, Нм;

u_зп - передаточное число редуктора.

Т₂ / u_зп = 34,1/5=3,68

Так как неравенство по приведенному моменту не выполняется, то твердость материала шестерни назначаем с учетом неравенства H?350HB. Исходя из допустимых размеров заготовки и относительного значения стоимости, а также повышения показателей унификации шестерню и колесо изготавливают из стали 40Х. При этом проверяется условие:

HB_ср1 - HB_ср2 = 20… 50

HB_ср1 - HB_ср2 = (269 + 302)/2 - (235 + 262)/2 = 37

4. Определение допускаемых напряжений

4.1 Назначение срока службы редуктора и количества капитальных ремонтов привода

привод двигатель напряжение передача

Рациональный срок службы редуктора, определяемый нормами надежности и морального износа, для зубчатых передач составляет 10 лет. Рекомендуемый, базовый 90-процентный ресурс L_10h соответственно (20…25) 10³ часов. Значение выбирается исходя из назначения привода и режима эксплуатации. Принимаем L_10h = 10000 часов. Зная срок службы привода, назначается количество ремонтов по замене редуктора в приводе исходя из формулы:

л = L_h / L_10h = 3

4.2 Определение допускаемых напряжений при контакте и изгибе в зацеплении зубчатых передач

Время работы привода согласно диаграмме изменения нагрузки:

t_hi = t_i L_10h

t_h1 = 0,1 L_10h = 0,1 10000 = 1000 ч

t_h2 = 0,4 L_10h = 0,4 10000 = 4000 ч

t_h3 = 0,5 L_10h = 0,5 10000 = 5000 ч

Число циклов изменения напряжений за весь срок службы привода для шестерни N_c1i и колеса N_c2i редуктора:

N_c1i = 60 n₁ t_hi

N_c11 = 60 n₁ t_h1 = 60  700 1000 = 42000000

N_c12 = 60 n₁ t_h2 = 60  700 4000 = 168000000

N_c13 = 60 n₁ t_h3 = 60  700 5000 = 210000000

{N_c11 = 42000000; N_c12 = 168000000; N_c13 = 210000000}

N_c2i = 60 n₂ t_hi

N_c21 = 60 n₂ t_h1 = 60  140 1000 = 8400000

N_c22 = 60 n₂ t_h2 = 60  140 4000 = 33600000

N_c23 = 60 n₂ t_h3 = 60  140 5000 = 42000000

{N_c21 = 8400000; N_c22 = 33600000; N_c23 = 42000000}

Вращающие моменты с учетом диаграммы изменения нагрузки F на исполнительном органе Т_иоi; тихоходной Т_тi и быстроходной Т_бi ступеней редуктора, а также значения этих параметров для эквивалентного режима Т_иоэ; Т_тэ; Т_бэ нагружения, полученных при разработке технического предложения:

Таблица 4.2.3.1. Вращающие моменты

Тиоi, Нм	Тио1	Тио2	Тио3	Тио = Тэ
	94,76	66,33	37,9	63,02
Ттi = Тиоi /(зоп зпк uоп), Нм	Тт1	Тт2	Тт3	Т2 = Тэ
	33,7	23,61	13,49	22,44
Тбi = Ттi / (ззп зпк uзп), Нм	Тб1	Тб2	Тб3	Т1 = Тэ
	5,9	4,3	2,1	3,69

где з_м; з_пк; з_зп; з_оп - кпд муфты, подшипников, закрытой и открытой передачи;

u_зп; u_оп - передаточное отношение закрытой и открытой передачи.

4.3 Определение допускаемых контактных напряжений в зацеплении зубчатых передач

Эквивалентное число циклов нагружения деталей за срок службы:

для шестерни:

для колеса:

Базовое число циклов перемены напряжений N_HO, соответствующее пределу выносливости, которое выбирают из таблицы с использованием формулы интерполирования:

для шестерни:

для колеса:

индексы:

л.; пр.; ср. - левое, правое значение и значение между ними в таблице.

Коэффициент долговечности при действии контактных напряжений.

Для шестерни и колеса:

Для нормализованных или улучшенных колес - 1 ?К_{HL i}?2,6.

В соответствии с этим неравенством принимаем К_HL1 = К_HL2 = 1.

Допускаемые контактные напряжения, соответствующие пределу выносливости [у]_HO и рабочему режиму передачи [у]_Hi.

Таблица 4.3.4.1. Допускаемые контактные напряжения

Передача	Параметр	Н?350НВ
коническая	[у]HO1 [у]HO2	1,8 НВср1 + 67 = 1,8285,5 + 67 = 580,9 1,8 НВср2 + 67 = 1,8 248,5 + 67 = 514,3
	[у]Hi1 [у]Hi2	КHL1 [у]HO1 = 1 580,9 = 580,9 КHL2 [у]HO2 = 1 514,3 = 514,3
	[у]Hрас	min{[у]Hi2}= 514,3

4.4 Определение допускаемых напряжений изгиба в зацеплении зубчатых передач

Эквивалентное число циклов нагружения деталей за срок службы.

для шестерни и колеса:

где m=6 - показатель степени при Н?350НВ

Так как N_FE 4 ·10⁶, то принимаем N_FE = 4 ·10⁶.

Базовое число циклов перемены напряжений.

Для зубчатой передачи N_FO = 4 ·10⁶.

Коэффициент долговечности при действии изгибных напряжений.

для шестерни и колеса:

при Н?350НВ - 1 ?К_{FL i}?2,08;

Допускаемые изгибные напряжения, соответствующие пределу выносливости [у]_FO и рабочему режиму передачи [у]_Fi.

Таблица 4.4.4.1. Допускаемые изгибные напряжения

Передача	Параметр	Н?350НВ
коническая	[у]FO1 [у]FO2	1,03 НВср= 1,03 285,5 = 294,065 1,03 НВср= 1,03 248,5 = 255,955
	[у]Fi1 [у]Fi2	КFL [у]FO= 1 294,05 = 294,05 КFL [у]FO= 1 255,95 = 255,955
	[у]Fрас	min{[у]Fi2}= 255,955
	Так как передача работает в реверсивном режиме, то полученное значение допускаемого напряжения [у]Fрас уменьшаем на 25%: [у]Fрас1 = 0,75 294,065 = 220,55 [у]Fрас2 = 0,75 255,955 = 191,97

Использование данной методики расчетов позволяет учитывать переменность нагрузки соответствующим выбором допускаемых напряжений. Введение эквивалентных значений циклов перемены напряжений заменяет переменную нагрузку постоянной, но детали приобретают ту же степень усталостных повреждений. Это упрощает проектировочные расчеты на последующих стадиях разработки механических передач.

Таблица 4.4.4.2. Сводная таблица механических характеристик передачи

Передача	Элемент передачи	Марка материала	Dпред	Термообработка	HBср	у-1	ув	ут	[у]Hрас	[у]Fрас
			Sпред			Н/ммІ
Коническая	Шестерня	40Х	125 125	У	285,5	410	900	750	514,3	220,55
	Колесо	40X			248,5	375	790	640		191,97

5. Расчет прямозубой конической передачи

5.1 Проектный расчет

Исходные данные для расчета:

крутящий момент на выходном колесе Т₂ = 34,1 Нм;

частота вращения шестерни n₁ = 700 об/мин;

частота вращения колеса n₂ = 140 об/мин;

передаточное число передачи u_зп = n₁ / n₂ = 700 / 140 = 5

Основной габаритной характеристикой конической зубчатой передачи является средний делительный диаметр выходного колеса d_mІ, ориентировочную величину которого определяем по формуле:

d_mІ = K_зк M (T₂)^1/3 K_k = 228.65 мм

где K_зк = 1 - коэффициент для передач с прямыми зубьями;

M = (600 / у_HP)^2/3 = (600 / 463)^2/3 = 1,108 - параметр, уточняющий прочностную характеристику материала

где у_HP = 463 МПа - допускаемое контактное напряжение на рабочих поверхностях зубьев;

K_k = 47,98 - коэффициент, назначаемый в зависимости от коэффициента ширины колеса K_Be (Принимаем K_Be = 0,2.).

Определение характеристик и размеров шестерни и колеса.

Назначаем числа зубьев шестерни и колеса:

z₁ = 17;

z₂ = 17 u_зп = 85.

Находим ориентировочное значение среднего окружного модуля:

m'_nm = d'_mІ / z₂ =255/85=3 мм

округляем его до стандартного значения m_nm = 3 мм.

Корректируем значение среднего делительного диаметра колеса и определяем средний делительный диаметр шестерни:

d_mІ = m_nm z₂ = 255 мм

d_m1 = m_nm z₁ =51 мм

Углы делительных конусов:

д'₂ = arctg u_зп = arctg 5 = 78.40;

д'₁ = 90° - 78.40° = 11.20°;

Внешний окружной модуль:

m_te = m_nm /(1 - 0,5 K_Be) = 3 мм;

Внешние делительные диаметры:

d_e1 = d_m1 /(1 - 0,5 K_Be) = 33.56 мм;

d_e2 = d_mІ /(1 - 0,5 K_Be) =255 мм

Внешнее конусное расстояние:

R_e = 0,5 m_te (z₁² + z₂²)^1/2 = 143,03 мм;

Ширина зубчатого венца:

b₂ = К_ве R_e ? 10 d_e1 / z₁= 30 мм

Принимаем b₂ = 17 мм

Среднее конусное расстояние:

R_m = R_e - 0,5 b₂ = 128,03 мм;

Коэффициенты среднего нормального смещения:

x_n1 = 2 (1 - u_зп ^-2) (1/ z₁)^1/2 = 0,36;

x_n2 = - x_n1 = -0,36;

Высоты ножек зубьев в среднем сечении:

h_fm1 = (1,25 - x_n1) m_nm = (1,25 - 0,36) 1,5 = 1,1 мм;

h_fmІ = (1,25 - x_n2) m_nm = (1,25 + 0,36) 1,5 = 2,3 мм;

Внешние диаметры:

d_ae1 = d_e1 + 1,64 (1+ x_n1) m_te cos д'₁° = 51 мм;

d_ae2 = d_e2 + 1,64 (1 + x_n2) m_te cos д'₂° = 255 мм.



Рисунок 5.1.2.1. Зацепление зубчатого конического колеса и шестерни.

5.2 Проверочный расчет зубчатой передачи

Определение фактического передаточного числа u_ф и проверка его отклонения u от заданного u:

u_ф = z₂ / z₁ = 85/17=5

u = ( u_ф - u / u) 100% 4% = 0 < 4%

Проверка пригодности заготовок колес.

D_заг D_пред = d_ae1 + 6 = 49,7 + 6 = 54,7 < 125 мм;

S_заг S_пред = 8 m_e = 8 1,67 = 13,4 < 125 мм;

Проверочный расчет контактных напряжений.

у_H = 13,510³ (T₁ K_p K_Hв K_Hб K_Hv / b u d²_m1 sinд₁)^1/2 Z_е Z_H ? [у]_HP

где K_p = 1,3 - коэффициент, учитывающий режим работы (неравномерный режим);

K_Hв = 1,155 - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца конического колеса;

K_Hб = 1 - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями;

K_Hv - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении:

где V_m1 - окружная скорость на среднем делительном диаметре шестерни d_m1:

м/с

- коэффициент, учитывающий влияние вида передач ( = 0,006);

- коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления шестерни и колеса ( = 82);

Z_е - коэффициент, для прямозубых передач Z_е = ((4 - _а)/3)^1/2 = ((4 - 1,63)/3)^1/2 = 0,89; _а - коэффициент торцового перекрытия _а = 1,38 + 0,01 z₁ = 1,38+0,0125=1,63

Z_H - коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления (Z_H = 1,76).

у_H = 13,510³ (7,6351,31,15511,115 / 45,65²176,3sin9,02^о)^1/20,891,76=452,5<463 Н/ммІ

Допускаемая недогрузка передачи не более 10%:

у_HP = [у]_HP - у_HP100% / [у]_HP = 463 - 452,5100% / 463 = 2,2% < 10%

Проверочный расчет изгибных напряжений шестерни и колеса.

у_F2 = Y_F2 Y_в K_Fб K_Fв K_Fv F_t / _F b m_e ? [у]_F2

у_F = у_F2 (Y_F1 / Y_F2) = ? [у]_F1

где K_Fв = 1 - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца;

_F = 0,85 - коэффициент вида конических колес;

K_Fб = 1 - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями;

K_Hv = 1,172 - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении;

F_t = 2T₂10³ / d₂ = 234,110³ / 229 = 298 H

Y_F1 и Y_F2 - коэффициенты формы зуба шестерни и колеса, которые определяются в зависимости от эквивалентного числа зубьев шестерни z₁ и колеса z₂:

z₁ = z₁ / cosд₁ = 17 / cos11,20^o = 17,3 Y_F1 = 3,4797

z₂ = z₂ / cosд₂ = 85 / cos78,40^o = 431,47 Y_F2 = 3,63

Y_в = 1 - коэффициент, учитывающий наклон зуба.

у_F2 = 3,631298111,172 / 0,85171,67 = 73,4 < 227 Н/ммІ

у_F = 69,06(3,4797 / 3,63) = 69,2 < 268 Н/ммІ

6. Расчет открытой передачи

6.1 Проектный расчет.

Рис. 6.1. Геометрические параметры ремённой передачи

Принимаем ремень нормального сечения в зависимости от мощности P₂ = 0,52 кВт и частоты вращения n₂ = 220,63 об/мин.

В зависимости от момента T₂ = 22,44 Нм принимаем минимально допустимый диаметр ведущего шкива d_1min = 60 мм.

В целях повышения срока службы ремней принимаем диаметр ведущего шкива на один порядок выше минимального d₁ = 63 мм.

Определяем диаметр ведомого шкива d₂:

d₂ = d₁u_оп(1 - ) = 2242,91(1 - 0,02) = 287,7 мм

где = 0,02 - коэффициент скольжения.

Полученное значение округляем до ближайшего стандартного: d₂ = 280 мм.

Определение фактического передаточного числа u_ф и проверка его отклонения u от заданного u:

u_ф = d₂ / (d₁(1 - )) = 4,52

u = ( u_ф - u / u) 100% 3% = 1,37% < 3%

Определение ориентировочного межосевого расстояния а, мм:

а ? 0,55 (d₁ + d₂) + h(H) = 194,7 мм

где h(H) = 10,5 мм - высота сечения клинового ремня.

Определение расчетной длины ремня l, мм:

мм

Значение l округляем до ближайшего стандартного: l = 1000 мм

Уточняем значение межосевого расстояния по стандартной длине

При монтаже передачи необходимо обеспечить возможность уменьшения а на 0,01lдля того, чтобы облегчить надевание ремня на шкив; для увеличения натяжения ремней необходимо предусмотреть возможность увеличения а на 0,025l.

Определение угла обхвата ремнем ведущего шкива б₁, град:

Определение скорости ремня V, м/с:

где [V] = 25 м/с - допускаемая скорость.

Определение частоты пробегов ремня U, с^-1:

U = V / l [U] = 1,7 / 2500 = 0,5 < 30 c^-1

где [U] = 30 c^-1 допускаемая частота пробегов.

Соотношение U [U] условно выражает долговечность ремня и его соблюдение гарантирует срок службы - 1000…5000 ч.

Определение допускаемой мощности, передаваемой одним клиновым ремнем:

[Р_П] = [P₀] С_PС_бС_lС_z = 1,550,90,8820,95481 = 0,85 кВт

где [Р_о]=1,55 кВт - допускаемая приведенная мощность, передаваемая одним клиновым ремнем

С - поправочные коэффициенты:

С_P = 0,9 - коэффициент динамической нагрузки и длительности работы;

С_б = 0,882 - коэффициент угла обхвата б₁ на меньшем шкиве;

С_l = 0,9548 - коэффициент влияния отношения расчетной длины к базовой;

С_z = 1 - коэффициент числа ремней.

Определение количества клиновых ремней z:

z = Р_ном / [Р_П] = 0,706 / 1,16 = 0,61 = 2

где Р_ном = Р₂ = 0,706 кВт - номинальная мощность на тихоходном валу.

Определение силы предварительного натяжения F_o, H:

Н

Определение окружной силы, передаваемой комплектом клиновых ремней F_t, H:

Н

Определение сил натяжения ведущей F₁ и ведомой F₂ ветвей, Н:

Н

Н

Определение силы давления ремней на вал F_оп, H:

Н

6.2 Проверочный расчет

Проверка прочности одного клинового ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви у_max, Н/ммІ.

у_max = у_l + у_и + у_v [у]_p = 7,98 < 10 Н/ммІ

где у_l - напряжение растяжения:

Н/ммІ

где А = 140 ммІ - площадь сечения;

у_и - напряжение изгиба:

 Н/ммІ

где E_И = 80 Н/ммІ - модуль продольной упругости при изгибе для прорезиненных ремней;

у_v - напряжения от центробежных сил:

у_v = сv²10^-6 = 0,0034 Н/ммІ

где с = 1300 кг/ммі - плотность материала ремня.

6.2 Параметры клиноременной передачи

Таблица 6.2.1. Сводная таблица

Параметр	Значение	Параметр	Значение
Тип ремня	клиновой	Частота пробегов ремня U, 1/с	0,5
Сечение ремня	Нормальное Б (А=140 ммІ)	Диаметр ведущего шкива d1	63 мм
Количество ремней z	2	Диаметр ведомого шкива d2	280 мм
Межосевое расстояние а	195 мм	Максимальное напряжение уmax, Н/ммІ	7,98
Длина ремня l	1000 мм	Предварительное натяжение ремня F0, Н	420
Угол обхвата малого шкива б1, град.	160	Сила давления ремня на вал Fоп, Н	796

7. Вычисление действующих сил в механизмах

7.1 Определение сил в зацеплении закрытых передач

Редукторные валы испытывают два вида деформации - изгиб и кручение. Деформация кручения на валах возникает под действием вращающих моментов, приложенных со стороны двигателя и рабочей машины. Деформация изгиба валов вызывается силами в зубчатом зацеплении закрытой передачи и консольными силами со стороны открытых передач и муфт.

На рисунке 7.1 представлена схема сил в зацеплении конической передачи. За точку приложения сил принят полюс зацепления в средней плоскости колеса.

Значения сил определяются по таблице 7.1.

Рис. 7.1.1. Схема сил в зацеплении конической прямозубой передачи

Таблица 7.1.1. Силы в зацеплении закрытой передачи

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

где - коэффициент радиальной силы;

- коэффициент осевой силы

7.2 Определение консольных сил

В данной работе конструируется открытая ременная передача, определяющая консольную нагрузку на выходном конце вала (F_оп = 796 Н - см. п. 6.2). Кроме того, консольная нагрузка вызывается муфтой, соединяющей двигатель с редуктором.

Консольная сила от муфты:

Н

F=125=1184,27 H

7.3 Силовая схема нагружения валов редуктора

Силовая схема нагружения валов имеет целью определить направление сил в зацеплении редукторной пары, консольных сил со стороны открытых передач и муфты, реакций в подшипниках, а также направление вращающих моментов и угловых скоростей валов.

Силы F_t1 и F_t2 направлены так, чтобы моменты этих сил уравновешивали вращающие моменты Т₁ и T₂ приложенные к валам редуктора со стороны двигателя и рабочей машины: F_t1 направлена противоположно вращению шестерни, а F_t2 - по направлению вращения колеса.

Консольная сила от ременной передачи F_on перпендикулярна оси вала и направлена вертикально. Консольная сила от муфты F_M перпендикулярна оси вала и направлена противоположно силе F_t1, что увеличит напряжения и деформацию вала.



Рисунок 7.3.1. Схема нагружения валов конического одноступенчатого редуктора.

Таблица 7.3.1. Сводная таблица

Параметр	Шестерня	Колесо
Ft, Н	298
Fr, Н	133,625	312,791
Fa, Н	312,791	133,625
FОП, Н	FM, Н	196	36
T, Нм	7,1	34,1
щ, с-1	73,3	14,66

Радиальные реакции в подшипниках быстроходного и тихоходного валов направлены противоположно направлению окружных (F_tl и F_t2) и радиальных (F_rl и F_r2) сил в зацеплении редукторной передачи. Точка приложения реакции - середина подшипника. Реакции от действия консольных нагрузок геометрически сложены с реакциями от сил зацепления. Реакции обозначить буквой R с индексом, указывающим данный подшипник.

8. Разработка чертежа общего вида редуктора

Основными критериями работоспособности редукторных валов являются прочность и выносливость. В проектируемом редукторе валы изготовлены из стали 45.

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

8.1 Определение геометрических параметров ступеней валов

Редукторный вал представляет собой ступенчатое цилиндрическое тело, количество и размеры ступеней которого зависят от количества и размеров установленных на вал деталей.

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

Таблица 8.1.1. Параметры валов

Ступень вала и её размер d; l	Вал
	Тихоходный	Быстроходный
1-я под элемент открытой передачи или полумуфты	d1, мм	Принимаем: d=25	Принимаем d1= d1дв=15
	l1, мм	l1= 1,5 d1= 37,5 Принимаем L=38	l1= 1,4 d1= 21
2-я под уплотненные крышки с отверстием и подшипник	d2, мм	d2= d1 + 2t = 29 t=2	d2= d1 + 2t = 19 t=2
	l2, мм	l2= 1,25 d2 = 36,25 Принимаем L=38	l2= 0,6 d4 = 18
3-я под шестерню, колесо	d3, мм	d3= d2 + 3,2r = 35,4 r=2 Принимаем d=36	d3= d4 + 3,2r = 36 r=2
	l3, мм	l3 = 59	l3 = 20
4-я под подшипник	d4, мм	d4= d2 = 30	d4= d5 + 3 = 30
	l4, мм	l4 = T + C = 17,5 + 1,5 = 20	l4 = 88,8
5-я упорная или под резьбу	d5, мм	d5 = d3 + 3f = 40 f = 1,2	d5 = 27 MІ7 x 1,5
	l5, мм	l5 = 103	l5= 0,4 d4 = 12

8.2 Предварительный выбор подшипников качения

Выбор наиболее рационального типа подшипника для данных условий работы редуктора весьма сложен и зависит от целого ряда факторов: передаваемой мощности редуктора, типа передачи, соотношения сил в зацеплении, частоты вращения внутреннего кольца подшипника требуемого срока службы, приемлемой стоимости схемы установки.

Предварительный выбор подшипников для каждого из валов редуктора проводится в следующем порядке:

1. В соответствии с таблицей определяем тип, серию и схему установки подшипников.

2. Выбираем из таблицы типоразмер подшипников по величине диаметра d внутреннего кольца, равного диаметру второй d₂ и четвертой d₄ ступеней вала под подшипники.

3. Выписываем основные параметры подшипников: геометрические размеры - d, D, В (Т, с); динамическую С_r и статическую С_0r, грузоподъемности. Здесь D - диаметр наружного кольца подшипника; Т и с - осевые размеры роликоподшипников.

Таблица 8.2.1. Предварительный выбор подшипников

Передача	Вал	Тип подшипника	Серия	Угол контакта	Схема установки
Коническая	Б	Роликовые конические типа 7306	Средняя	б = 11° -16°	врастяжку
	Т	Роликовые конические типа 7208	Легкая	б = 11° -16°	враспор

8.3 Разработка чертежа общего вида редуктора

привод двигатель напряжение передача

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

Параметры ступицы конического колеса:

наружный диаметр:

d_ст=1,6 d₃ = 1,6 38 = 60,8 мм

длина:

l_ст=1,3 d₃ = 1,3 38 = 49,4 мм

Зазор х от вращающихся поверхностей колеса до внутренней поверхности стенок корпуса редуктора:

x = L^1/3 + 3 =118^1/3 + 3 = 10 мм

В коническом редукторе предусмотрена симметричность корпуса относительно оси быстроходного вала.

Расстояние у между дном корпуса и поверхностью колеса принимаем

y = 4x = 40 мм

Вычерчивание ступеней быстроходного вала зависит от положения подшипников на 4-й ступени: нужно по ширине подшипника Т = 21 мм определить положение левого подшипника, а

На 2-й и 4-й ступенях валов вычертить основными линиями (диагонали - тонкими) контуры подшипников в соответствии со схемой их установки по размерам d, D, Т, с.

Определить расстояние l_Б и l_Т между точками приложения реакций подшипников быстроходного и тихоходного валов. Радиальную реакцию подшипника R считать приложенной в точке пересечения нормали к середине поверхности контакта наружного кольца и тела качения подшипника с осью вала. Для радиально-упорных подшипников точка приложения реакции смещается от средней плоскости, и ее положение определяется расстоянием а, измеренным от широкого торца наружного кольца:

Рисунок 8.3.1. Определение расстояния между точками приложения реакций в подшипниках

а_Б = 0,5 (T + e (d+D)/2)= 0,5 (21 + 0,34 (30+72)/2)=19,17 мм

а_T = 0,5 (T + e (d+D)/2)= 0,5 (20 + 0,38 (40+80)/2)=21,4 мм

где d, D, T - геометрические размеры подшипников;

е - коэффициент влияния осевого нагружения.

Тогда при установке подшипников по схеме враспор l=L-2a = 110-221,4 = 67,2 мм;

при установке по схеме врастяжку l= L+2a = 118+219,17 = 156,34 мм.

Определить точки приложения консольных сил:

а) для открытых, передач. Силу давления ременной передачи F_ОП принимаем приложенной к середине выходного конца вала на расстоянии l_ОП = 55 мм точки приложения реакции смежного подшипника;

б) сила давления муфты F_м приложена между полумуфтами, поэтому можно принять, что в полумуфте точка приложения силы F_м находится в торцевой плоскости выходного конца вала на расстоянии l_м = 92 мм от точки приложения смежного подшипника.

9. Расчётная схема валов редуктора

9.1 Быстроходный вал

a) Вертикальная плоскость

УMі = 0; Н

УMІ = 0; Н

Проверка: УY = 0; Н

б) Горизонтальная плоскость

УMІ = 0; Н

УMі = 0; Н

Проверка: УX = 0; Н

Н

Н

9.2 Тихоходный вал

a) Вертикальная плоскость

Н

Проверка: УY = 0; Н

б) Горизонтальная плоскость

Н

Н

Проверка: УX = 0; Н

Н

Н

10. Проверочный расчет подшипников

Пригодность подшипников определяется сопоставлением расчетной динамической грузоподъёмности C_rp, Н, с базовой C_r = 29,1 кН, или базовой долговечности L_10h, ч, с требуемой L_h = 17000 ч, по условиям:

C_rp C_r и L_10h ? L_h

Базовая динамическая грузоподъёмность подшипника представляет собой постоянную радиальную нагрузку, которую подшипник может воспринять при базовой долговечности.

10.1 Быстроходный вал

Предварительно выбранные подшипники средний серии 306 C_r =29,1кН,

C_0ф =14,6кН

Определение осевой нагрузки R_a

R_a1 = F_a1 = 129,42 Н

R_a2 = F_a2 = 129,42 Н

Определение эквивалентной динамической нагрузки

Так как отношение:

где V = 1 - коэффициент вращения при вращающемся внутреннем кольце

то:

Н

Н

где = 1,2 - коэффициент безопасности;

= 1 - температурный коэффициент (t = 100^oC);

X = 0,56 - коэффициент радиальной нагрузки для радиального шарикоподшипника;

Y = 2,3 - коэффициент осевой нагрузки.

Расчет динамической грузоподъемности и долговечности

Расчет производится по наиболее нагруженному подшипнику, то есть по подшипнику А:

кН

16,44 < 29,1 кН

Так как C_rp < C_r более чем в 1,5 раза, следует взять подшипник более лёгкой серии (лёгкая серия 206 C_r =19,5кН, C_0ф =10,0кН)

16,44 < 19,5 кН

ч

28365 > 17000 ч

где m = 3 - показатель степени для шариковых подшипников;

а₁ - коэффициент надежности. При безотказной работе подшипников г = 90%, а₁ = 1;

а₂₃ = 0,75 - коэффициент, учитывающий влияние качества подшипника и качество его эксплуатации при обычных условиях работы подшипника.

10.2 Тихоходный вал

Предварительно выбранные подшипники лёгкой серии 208 C_r =32кН,

C_0ф =17,8кН

Определение осевой нагрузки R_a

R_a1 = F_a1 = 129,42 Н

R_a2 = F_a2 = 129,42 Н

Определение эквивалентной динамической нагрузки

Так как отношение:

где V = 1 - коэффициент вращения при вращающемся внутреннем кольце

то:

Н

Н

где = 1,2 - коэффициент безопасности;

= 1 - температурный коэффициент (t = 100^oC);

X = 0,56 - коэффициент радиальной нагрузки для радиального шарикоподшипника;

Y = 2,3 - коэффициент осевой нагрузки.

Расчет динамической грузоподъемности и долговечности

Расчет производится по наиболее нагруженному подшипнику, то есть по подшипнику А:

кН

9,3 < 32 кН

Так как C_rp < C_r более чем в 1,5 раза, следует взять подшипник более лёгкой серии (особо

лёгкая серия 108 C_r =16,8кН, C_0ф =9,3кН)

9,3 < 16,8 кН

ч

101520 > 17000 ч

где m = 3 - показатель степени для шариковых подшипников;

а₁ - коэффициент надежности. При безотказной работе подшипников г = 90%, а₁ = 1;

а₂₃ = 0,75 - коэффициент, учитывающий влияние качества подшипника и качество его эксплуатации при обычных условиях работы подшипника.

Вал	Подшипник	Размеры dЧDЧB, мм	Динамическая грузоподъёмность, кН	Долговечность, ч
	Принят предварительно	Выбран окончательно		Crp	Cr	L10h	Lh
Б	306	206	30Ч62Ч16	16,44	19,5	28365	17000
Т	208	108	40Ч68Ч15	9,3	16,8	101520	17000

Технический проект

Технический проект выполняется с целью выявления окончательных технических решений, дающих полное представление о конструкции деталей и отдельных узлов привода, а также для оценки их соответствия требованиям технического задания.

В техническом проекте разрабатываются варианты конструкций зубчатой (червячной) передачи редуктора, элементов открытой передачи, корпуса, подшипниковых узлов, валов, муфты и выполняется чертеж общего вида привода.

В техническом проекте согласовываются габаритные, установочные и присоединительные размеры привода, решается ряд эксплуатационных вопросов, связанных со смазыванием редукторной зубчатой пары и подшипниковых узлов.

11. Разработка чертежа общего вида привода

11.1 Зубчатые колеса

Основные конструктивные элементы колеса - обод, ступица и диск.

Обод воспринимает нагрузку от зубьев и должен быть достаточно прочным и в то же время податливым, чтобы способствовать равномерному распределению нагрузки по длине зуба.

Зубчатое колесо сделано ковкой, так как диаметр d_a=210 мм.

Вал-шестерня выполнен заодно с валом, так как u>3,15 мм.

Таблица 11.1.1. Параметры зубчатого колеса

Элемент	Размер, мм	Значение
Обод	Диаметр	dа=100….500 мм(44)
	Толщина	S = 2,2m+ 0,05 b2 = 3,95
	Ширина	b2 = 35
Ступица	Диаметр внутренний	d =d3 = 60
	Диаметр наружный	dст=1,55 d=93
	Толщина	дст = 0,3 d = 18
	Длина	lст = 1,1 d =66
Диск	Толщина	C = 0,5 (S + дст) = 10,975
	Радиусы закруглений и уклон	R?6; г?7°
Обод	Диаметр	dа<100 мм(44)
	Толщина	S = 2,2m+ 0,05 b1 = 4,1
	Ширина	b2 = 38
Ступица	Диаметр внутренний	d =d3 = 38
	Диаметр наружный	dст=1,55 d=58,9
	Толщина	дст = 0,3 d = 11,4
	Длина	lст = 1,25 d =47,5
Диск	Толщина	C = 0,5 (S + дст) = 7,75
	Радиусы закруглений и уклон	R?1

11.2 Шкив открытой передачи

Основные параметры шкива открытой передачи представлены в таблице 11.2.1.

Таблица 11.2.1. Параметры шкива открытой передачи

Элемент	Размер, мм	Значение
Обод	Диаметр	dе = 2 t + dр1 = 210
	Ширина	B = (z - 1) e + 2 f = 19
	Толщина	дст = 0,8 1,2 h = 9,7
Ступица	Наружный диаметр	dст = 1,55 d1 = 29
	Длина	lст = 1,2 d1 = 23
Диск	Толщина	C = 1,2 д = 10

11.3 Выбор соединений

Для соединения валов с деталями, передающими вращающий момент (элементом открытой передачи, муфтой), применяются шпонки:

§ Под элементом открытой передачи - Шпонка 6 6 14 ГОСТ23360 - 78

§ Под полумуфтой - Шпонка 5 5 10 ГОСТ23360 - 78

§ Надежное базирование колеса по валу обеспечивается шлицевым соединением с центрированием по наружному диаметру: D - 4 32 36H7 / n6 6F8 / js7 ГОСТ 1139 - 80

11.4 Схемы установки подшипников

Осевое фиксирование тихоходного вала в двух опорах - враспор.

Обе опоры конструируют одинаково, при этом каждый подшипник ограничивает осевое перемещение вала в одном направлении. Внутренние кольца подшипников закрепляют на валу упором в буртики 3-й или 5-й ступени вала.

Наружные кольца подшипников закреплены от осевого смещения упором в торцы крышек.

Достоинства: а) возможность регулировки подшипников; б) простота конструкции опор (отсутствие стаканов и других дополнительных деталей).

Недостатки: а) вероятность защемления тел качения в опорах вследствие температурных деформаций; б) более жесткие допуски на осевые размеры вала и ширину корпуса.

Осевое фиксирование быстроходного вала в двух опорах - врастяжку.

Обе опоры конструируют одинаково, при этом каждый подшипник ограничивает осевое перемещение вала в одном направлении. Внутреннее кольцо одного подшипника упирается в регулировочную гайку; внутреннее кольцо другого упирается в буртик третьей ступени. Наружные кольца подшипников упираются широкими торцами в буртики стакана.

Достоинства: а) возможность регулирования опор; б) малая вероятность защемления тел качения в опорах при температурных деформациях, так как зазоры в подшипниках будут увеличиваться.

Недостатки: а) высокие требования точности к резьбе вала и гаек, и к торцам гаек; б) усложнение конструкции опор.

11.5 Конструирование корпуса редуктора

Корпус редуктора служит для размещения и координации деталей передачи, защиты их от загрязнения, организации системы смазки, а также восприятия сил, возникающих в зацеплении редукторной пары, подшипниках, открытой передачи. В проектируемом редукторе принята конструкция разъемного, литого корпуса, состоящего из крышки (верхняя часть корпуса) и основания (нижняя часть).

Форма корпуса.

Она определяется в основном технологическими, эксплуатационными и эстетическими условиями с учетом его прочности и жесткости. Корпус прямоугольной формы, с гладкими наружными стенками без выступающих конструктивных элементов; подшипниковые бобышки и ребра внутри; стяжные болты только по продольной стороне корпуса в нишах; крышки подшипниковых узлов преимущественно врезные; фундаментные лапы не выступают за габариты корпуса.

Толщина стенок корпуса и ребер жесткости. В проектируемом малонагруженном редукторе толщина стенок крышки и основания корпуса принимается одинаковой:

мм

мм

Принимаем = 6 мм

Фланцевые соединения.

Для соединения крышки корпуса с основанием по всему контуру разъема выполнен соединительный фланец. Фланец расположен внутрь корпуса, и его ширина определяется от наружной стенки.

Рис. 11.5.2.1. Ниша соединительного фланца

Таблица 11.5.2.1. Параметры ниши фланца

Параметр	Значение
d3, мм	10
h3 = 2,3 d3, мм	23
h03 = 2, (d3 + д), мм	40
K3, мм	23
С3, мм	11
D03, мм	18
b03, мм	14
d03, мм	12
n, шт.	8

11.6 Выбор муфты

Для соединения выходного конца двигателя и быстроходного вала применена упругая муфта с торообразной оболочкой. Муфта проста по конструкции и обладает высокой податливостью, что позволяет применять её при переменных ударных нагрузках, а также при значительных кратковременных перегрузках.

Материал полумуфты - сталь СтЗ (ГОСТ 380-88); материал упругой оболочки - резина с пределом прочности при разрыве не менее 10 Н/ммІ_.

Полумуфта установлена на конусный конец вала, что позволяет использовать муфту при больших нагрузках, работе с толчками, ударами и при реверсивной работе.

Для предотвращения осевого перемещения полумуфты используется круглая шлицевая гайка и многолапчатая шайба.

11.7 Смазывание. Смазочные устройства

Смазывание зубчатого зацепления и подшипников применяют в целях защиты от коррозии, снижения коэффициента трения, уменьшения износа, отвода тепла и продуктов износа от трущихся поверхностей, снижения шума и вибраций.

При смазывании зубчатого зацепления применяется способ непрерывного смазывания жидким маслом картерным непроточным способом (окунанием).

Выбор сорта масла зависит от значения расчетного контактного напряжения в зубьях у_н и фактической окружной скорости колес v (для у_н = 514,3 Н/ммІ и v = 1,8 м/с применяется сорт масла И - Г - А - 68: где И - индустриальное; Г - для гидравлических систем; А - масло без присадок; 68 - класс кинематической вязкости (кинематическая вязкость при 40^оС составляет 61 - 75 ммІ/с))