(6 оценок, среднее: 4,83 из 5)
Загрузка...
Учебная работа. Проект приводного редуктора
Введение
Машиностроению принадлежит ведущая роль посреди остальных отраслей экономики, потому что главные производственные процессы делают машинки. Потому и технический уровень почти всех отраслей в значимой мере определяется уровнем развития машиностроения.
Увеличение эксплуатационных и высококачественных характеристик, сокращение времени разработки и внедрения новейших машин, их надежности и долговечности — главные задачки конструкторов-машиностроителей. Одним из направлений решения этих задач является улучшение конструкторской подготовки студентов высших технических заведений.
Выполнение курсового проекта по «Деталям машин» завершает общетехнический цикл подготовки студентов. Это их 1-ая самостоятельная творческая инженерная работа, при выполнении которой студенты интенсивно употребляют значения из ряда пройденных дисциплин: механики, сопротивления материалов, технологии металлов, взаимозаменяемости и др.
Объектами курсового проектирования являются обычно приводы разных машин и устройств (к примеру, ленточных и цепных конвейеров, личные, испытательных щитов), использующие большая часть деталей и узлов общемашиностроительного внедрения.
Редуктором именуют механизм, состоящий из зубчатых либо червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи мощности от мотора к рабочей машине. Кинематическая схема привода может включать, кроме редуктора, открытые зубчатые передачи, цепную либо ременную передачу.
Предназначение редуктора — снижение угловой скорости и увеличение вращающего момента ведомого вала по сопоставлению с валом ведущим.
Механизмы, выполненные в виде отдельных агрегатов и созданные для увеличения угловой скорости, именуются ускорителями либо мультипликаторами.
Редуктор состоит из корпуса (литого металлического либо железного сварного), в каком помещают элементы передачи — зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д. В отдельных вариантах в корпусе редуктора располагаются также устройства для смазки зацеплений и подшипников (к примеру, снутри корпуса редуктора быть может помещен шестеренчатый масляный насос) либо устройства для остывания (к примеру, змеевик с охлаждающей водой в корпусе червячного редуктора).
Редуктор проектируют или для привода определенной машинки, или по данной перегрузке (моменту на выходном валу) и передаточному числу без указания определенного значения. 2-ой вариант характерен для специализированных компаний, на которых организованно серийное Создание редукторов.
1. Кинематический расчет привода
1.1 Подбор электродвигателя
движок является одним из главных частей машинного агрегата. От типа мотора, его мощности, частоты вращения и остального зависят конструктивные и эксплуатационные свойства рабочей машинки и ее привода.
Для проектируемых машинных агрегатов рекомендуются трехфазные асинхронные короткозамкнутые движки серии 4А. эти движки более всепригодны. Закрытое и обдуваемое выполнение дозволяет применить эти движки для работы в грязных критериях, в отрытых помещениях и т.п.
Движки серии 4А используются для приводов устройств, имеющих постоянную либо не достаточно меняющуюся нагрузку при продолжительном режиме работы и огромную пусковую нагрузку, вследствие завышенной силы трения и огромных инерционных масс, к примеру конвейеров, шнеков, смесителей, грузоподъемников и т.п. Эти движки работают при любом направлении вращения, обеспечивая по мере необходимости реверсивность машинного агрегата.
Для выбора электродвигателя определяют требуемую его мощность и частоту вращения вала.
1. Определяем требуемую мощность электродвигателя:
, где
, где
Ю = 0,98 — КПД соединения муфтой;
Ю = 0,99 — КПД одной пары подшипников;
Юц = 0,95…0,97 — КПД цилиндрической передачи, принимаем Юц = 0,97;
Юрем = 0,96…0,98 — КПД ременной передачи, принимаем Юрем = 0,97.
Тогда:
По таблице 24.9 [ист. 2 стр. 459] избираем номинальную мощность электродвигателя Рном = 5,5 кВт.
Данному значению Рном соответствуют четыре мотора серии АИР:
· АИР100L2У3 — мощностью 5,5 кВт, частота вращения вала 3000 о/мин, рабочая частота 2850 о/мин.
· АИР112M4У3 — мощностью 5,5 кВт, частота вращения вала 1500 о/мин, рабочая частота 1432 о/мин.
· АИР132S6У3 — мощностью 5,5 кВт, частота вращения вала 1000 о/мин, рабочая частота 960 о/мин.
· АИР132M8У3 — мощностью 5,5 кВт, частота вращения вала 750 о/мин, рабочая частота 712 о/мин.
Определяем общее передаточное отношение для всякого мотора:
Где
Для мотора АИР100L2У3:
Для мотора АИР112M4У3:
Для мотора АИР132S6У3:
Для мотора АИР132M8У3:
передача клиноременной электродвигатель редуктор
1-ый и 2-ой движки дают очень высочайшее отношение. Из оставшихся движков целесообразней избрать крайний, потому что оба мотора имеют примерно однообразные габаритные размеры и стоимость, а крайний дает наиболее низкие передаточные числа привода.
Избранный движок АИР132M8У3 мощностью 5,5 кВт, синхронная частота вращения вала 750 о/мин, асинхронная частота 712 о/мин.
2. Определяем значения передаточных чисел ременной и зубчатой передачи по таблице 2.3 [ист. 4 стр. 45].
Uрем. = 2…3
Для данного привода передаточное отношение зубчатой передачи согласно ГОСТ 2185 — 66 могут быть:
1-ый ряд: … 2,5 3,15 4…
2-ой ряд: … 2,8 3,55 4,5
Потому что 1-ый ряд лучше чем 2-ой, то принимаем передаточное отношение зубчатой передачи uз.п = 4
Определяем передаточное отношение клиноременной передачи:
1.2 Определение кинематических параметров на валах привода
1. Определяем число оборотов на валах:
2. Определяем угловые скорости вращения валов:
3. Определяем вращающие моменты на валах:
2. Расчет клиноременной передачи
Ременные передачи относятся к группы быстроходных передач, и потому в проектируемых приводах они приняты первой ступенью. Начальными данными для расчета ременных передач являются номинальная мощность и номинальная частота вращения вала электродвигателя либо условия долговечности ремня. В разрабатываемых проектах конструируются ременные передачи открытого типа (оси валов параллельны, вращение шкивов в одном направлении) с прорезиненными ремнями плоского, клинового и поликлинового сечений.
Расчет проводится в два шага: 1-ый — проектный расчет с целью определения геометрических размеров передачи; 2-ой — проверочный расчет ремней на крепкость.
2.1 Проектный расчет
Расчет проводим по учебному пособию [ист. 3 стр. 70…76].
1. Расчет начинаем с выбора ремня по данному номинальному моменту М1 = 34 Н*м.
Избираем сечение ремня по таблице 5.6. При таком значении М1 в таблице рекомендуется выбирать сечение В ремня с площадью поперечного сечения F = 138 мм2.
Избираем поперечник ведущего шкива. В таблице 5.6 обозначено малое больше.
Согласно ГОСТ 1284-68 принимаем поперечник ведущего шкива D1 = 140 мм.
2. Находим поперечник ведомого шкива, приняв относительное скольжение е = 0,015
Согласно ГОСТ 1284 — 68 поперечник ведомого шкива должен быть 280 мм
3. Уточняем передаточное отношение с учетом относительного скольжения ремня:
Расхождение с данным составляет:
4. Определяем межосевое расстояние из интервала:
В нашем случае:
Принимаем близкое к среднему значение межосевого расстояния, а = 550 мм.
5. Определяем длину ремня:
Из ряда обычных значений ГОСТ 1284 — 68 избираем L = 1800 мм.
6. Вычисляем средний поперечник шкивов:
и определяем действительное
7. При монтаже передачи нужно обеспечить возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,01L для того, чтоб облегчить надевание ремней на шкив; для роста натяжения ремней нужно предугадать возможность роста межосевого расстояния на 0,025L.
Нужные перемещения:
в наименьшую сторону:
в огромную сторону:
8. Угол обхвата наименьшего шкива:
Условие производится
9. Определяем скорость движения ремня:
По таблице 5.7 находим величину окружного усилия передаваемого одним клиновым ремнем сечения А при u = 1, D1 = 140 мм, L0 = 1800 и = 5,2 м/с (интерполируя).
на один ремень.
10. Допускаемое окружное усилие на один ремень:
где
Коэффициент, учитывающий угол обхвата наименьшего шкива:
Коэффициент, учитывающий длину ремня:
Коэффициент режима работы при данных заданием критериях на курсовой проект Ср = 1.
Тогда:
11. Расчетное число ремней:
Принимаем
12. Определяем окружное усилие:
13. Определяем усилия в ременной передаче, приняв напряжение от подготовительного натяжения у0 = 2 Н/мм2:
Предварительное натяжение каждой ветки ремня:
Рабочее натяжение ведущей ветки:
Рабочее натяжение ведомой ветки:
Усилия на валы:
2.2 Проверочный расчет
Главным аспектом для оценки пригодности ремня является его долговечность. Низкая долговечность приводит к частым подменам ремней, вследствие их резвого износа, что существенно увеличивает эксплуатационные расходы.
Определяем долговечность ременной передачи:
предел выносливости клинового ремня
опытнейший показатель
коэффициент, учитывающий передаточное число.
коэффициент, учитывающий нрав перегрузки.
где
Наибольшее напряжение, возникающее в ремне при набегании его на шкив наименьшего поперечника:
Напряжение извива при огибании наименьшего шкива:
Напряжение от центробежных сил:
Тогда:
Долговечность ремня:
Приобретенные данные записываем в таблицу.
Параметр
Параметр
Сечение ремня
В
Поперечник ведущего шкива
140 мм
Площадь поперечного сечения ремня
138 мм2
Поперечник ведомого шкива
280 мм
количество ремней
4
Скорость
5,2 м/с
Межосевое расстояние
566 мм
Предварительное натяжение ремней
276 Н
Длина ремня
1800 мм
Усилие на вал
2189 Н
Угол обхвата малого шкива
165,14
Передаточное
отношение
2,03
3. Расчет закрытой конической передачи
3.1 Выбор материала колес зубчатой передачи
Сталь в истинное время — главный материал для производства зубчатых колес и червей. Одним из критерий совершенствования редукторостроения является увеличение контактной прочности активных поверхностей зубьев и их прочности на извив. При всем этом понижается масса и габаритные размеры зубчатой (червячной) передачи, а это увеличивает ее технический уровень. В критериях промышленного и мелкосерийного производства, предусмотренного техническими заданиями на курсовое проектирование, в мало- и средненагруженных передачах, также в открытых передачах с большенными колесами используются зубчатые колеса (черви) с твердостью материала Н?350 НВ. При всем этом обеспечивается чистовое нарезание зубьев опосля термообработки, высочайшая точность в изготовлении и отменная прирабатываемость зубьев.
Материал для шестерни и колеса избираем по таблице 3.1 [ист. _ стр. 52], при условии, что данная передача выполнена с радиальным зубом, что содействует уменьшению уровня шума при работе редуктора, а так же обеспечивает наиболее высшую плавность хода.
Шестерня: Сталь 35ХМ 262…302 НВ
Колесо: Сталь 40ХН 235…269 НВ
Термообработка для шестерни улучшение + закалка ТВЧ.
Термообработка для колеса — улучшение.
2. Определяем коэффициенты долговечности:
при
при
Где закладываемый при проектировании рабочий ресурс привода.
Определяем коэффициент долговечности шестерни:
Определяем коэффициент долговечности колеса:
3. Определяем допускаемые контактные напряжения:
Шестерня:
Колесо:
4. Определяем допускаемое напряжение извива:
Шестерня:
Колесо:
3.2 Проектный расчет
Проектный расчет производится по допускаемым контактным напряжениям с целью определения геометрических характеристик редукторной пары.
1. Определяем основной параметр передачи — наружный делительный поперечник колеса:
где
КНв = 1,1 — коэффициент, учитывающий распределение перегрузки по ширине зубчатого венца.
?Н = 1,85 — коэффициент вида конических колес.
Тогда
Приобретенное
2. Определяем углы делительных конусов шестерни и колеса:
3. Определяем наружное конусное расстояние:
4. Определяем ширину венца шестерни и колеса:
где
шR = 0,285 — коэффициент ширины венца колеса:
Округляем до обычного значения по таблице 13.15 [ист. 4 стр. 326] по Ra 20.
5. Определяем наружный окружной модуль зубчатой передачи:
где
КFв = 1,08 — коэффициент, учитывающий распределение перегрузки по ширине зубчатого венца.
иF = 1 — коэффициент вида конических колес.
Тогда
Принимаем
6. Определяем число зубьев колеса и шестерни:
7. Определяем фактическое передаточное отношение и проверяем его отклонение:
8. Определяем действительные углы конусов шестерни и колеса:
9. По таблице 4.6 [ист. 4 стр. 71] определяем коэффициенты смещения:
10. Определяем фактические наружные поперечникы шестерни и колеса:
Делительный поперечник:
Поперечник вершин зубьев:
Поперечник впадин зубьев:
11. Определяем средний делительный поперечник шестерни и колеса:
3.3 Проверочный расчет
Проверочный расчет должен подтвердить корректность выбора табличных величин, коэффициентов и приобретенных результатов в проектном расчете, также найти соотношения меж расчетными и допускаемыми напряжениями изгибной и контактной выносливости. При неудовлетворительных результатах проверочного расчета необходимо поменять характеристики передачи и повторить проверку.
1. Проверяем контактные напряжения:
где
Окружная сила в зацеплении:
КНб = 1 — коэффициент, учитывающий распределение перегрузки меж зубьями.
КНх = 1,08 — коэффициент динамической перегрузки. Определяется по таблице 4.3 [ист. 4 стр. 64…65] при = 0,5щ3d2 = 1,3 м/с и 8-ом классе точности.
Тогда
Передача удовлетворяет условиям контактной прочности.
2. Проверяем напряжение извива зубьев колеса:
где
КFб = 1 — коэффициент, учитывающий распределение перегрузки меж зубьями.
КFх = 1,07 — коэффициент динамической перегрузки. Определяется по таблице 4.3 [ист. 4 стр. 64…65] при = 1,3 м/с и 8-ом классе точности.
YF2 — коэффициент формы зуба колеса. Определяется по таблице 4.7 [ист. 4 стр. 71] зависимо от эквивалентного числа зубьев колеса.
где
в =35 — угол наклона зубьев.
Yв = 1 — коэффициент учитывающий наклон зуба.
Тогда:
3. Проверяем напряжение извива зубьев шестерни:
где
YF1 — коэффициент формы зуба шестерни. Определяется по таблице 4.7 [ист. 4 стр. 71] зависимо от эквивалентного числа зубьев шестерни.
Тогда:
Приобретенные при расчете данные заносим в таблицу.
Параметр
Параметр
Наружное конусное расстояние
144,3 мм
Наружный делительный поперечник
шестерни
колеса
69 мм
279 мм
Наружный окружной модуль
3 мм
Наружный поперечник окружности вершин
шестерни
колеса
75 мм
279,88 мм
Ширина зубчатого венца
42 мм
Наружный поперечник окружности впадин
шестерни
колеса
64,5 мм
280,7 мм
Число зубьев
шестерни
колеса
23
93
Средний делительный поперечник
шестерни
колеса
59,1 мм
239,1 мм
Угол делительного конуса
шестерни
колеса
Передаточное
отношение
4,04
4. 1-ый шаг компоновки редуктора
4.1 Подготовительный расчет 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 собственной целью найти приблизительно геометрические размеры каждой ступени вала: ее длину и поперечник.
Выбор более оптимального типа подшипника для данных критерий работы редуктора очень сложен и зависит от целого ряда причин: передаваемой мощности редуктора, типа передачи, соотношения сил в зацеплении, частоты вращения внутреннего кольца подшипника, требуемого срока службы, применимой цены, схемы установки.
Подготовительный расчет валов проводится по заниженным значениям допускаемых касательных напряжений.
Геометрические размеры ступеней валов определяем согласно [ист. 4 стр. 110…133].
А. Быстроходный вал:
1-ая ступень (под шкив клиноременной передачи):
фк = 10…15 Н/ мм2 — [ист. 4 стр. 110]
Согласно ряда обычных значений — таблица 13.15 [ист. 4 стр. 326] по Ra 40 принимаем d1 = 38 мм.
Принимаем l1 = 60 мм.
2-ая ступень (под уплотнение):
Принимаем d2 = 42 мм.
Принимаем l2 = 24 мм.
3-ая ступень (под резьбу):
d3 = 45 мм по таблице 10.11 [ист. 4 стр. 191].
Принимаем
4-ая ступень (под подшипники):
5-я ступень (под шестерню):
Принимаем d5 = 56 мм.
l5 =6 мм определяется графически на эскизной компоновке.
За ранее избираем подшипники по таблице К28 [ист. 4 стр. 434…435], роликовые конические средней серии типа 7210.
l4 = 100 мм определяется графически на эскизной компоновке.
Б. Тихоходный вал:
1-ая ступень (под полумуфту):
где
фк =20… 25 Н/ мм2 — [ист. 4 стр. 110]
Согласно ряда обычных значений — таблица 13.15 [ист. 4 стр. 326] по Ra 40 принимаем d1 = 48 мм.
Принимаем
2-ая ступень (под уплотнение крышки с отверстием и подшипник):
Принимаем d2 = 55 мм.
Принимаем l2 = 80 мм.
3-я ступень (под колесо):
Принимаем d3 = 63 мм.
l3 определяется графически на эскизной компоновке.
4-ая ступень (под подшипник):
За ранее избираем подшипники по таблице К29 [ист. 4 стр. 436…438], роликовые конические средней серии типа 7211.
5. Расчет нагрузок валов
Редукторные валы испытывают два вида деформаций — извив и кручение. Деформация кручения на валах возникает под действием крутящих моментов, приложенных со стороны мотора и рабочей машинки. Деформация извива валов вызывается силами в зубчатом (червячном) зацеплении закрытой передачи и консольными силами со стороны открытых передач и муфт.
В проектируемых приводах конструируются цилиндрические косозубые редукторы с углом наклона зуба в = 8…160, конические редукторы с радиальным зубом — в = 350, червячные редукторы с углом профиля в осевом сечении червя 2б = 400. Угол зацепления принят б = 200.
1. Определяем окружную силу в зацеплении:
2. Определяем круговую силу в зацеплении:
, где
Коэффициент круговой силы:
3. Определяем осевую силу в зацеплении:
, где
Коэффициент осевой силы:
4. Составляем схему сил в зацеплении
Схему сил в зацеплении зубчатой передачи составляем согласно советам рисунка 6.2 [ист. 4 стр. 102].
Избираем схему 2.
Направление полосы зуба колеса — правое, шестерни — левое. Вращение быстроходного вала против часовой стрелки. Схему глядеть справа.
Рис. 5.1. Схема сил в зацеплении зубчатой передачи
В проектируемых приводах конструируются открытые зубчатые цилиндрические и конические передачи с прямыми зубьями, также ременные и цепные передачи, определяющие консольную нагрузку на концы валов. Не считая того, консольная перегрузка вызывается муфтами, соединяющими движок с редуктором либо редуктор с рабочей машинкой.
5. Определяем усилие муфты:
6. давление на вал со стороны ременной передачи было определено при проверочном расчете передачи:
Строим в изометрии силовую схему нагружения валов редуктора с целью определения направления сил в зацеплении редукторной пары, консольных сил со стороны открытых передач и полумуфты, реакций в подшипниках, также направление вращающих моментов и угловых скоростей.
Рис. 5.2. Силовая схема нагружения валов редуктора
5.1 Силовой расчет быстроходного вала
Начальные данные:
l1 = 33,2 мм; l2 = 89,5 мм; l3 = LОП= 85,3 мм;
Ft1 = 4600 Н; Fr1 = 1182 Н; Fa1 = 3616 Н; Fоп = 2189 Н;
Рис. 5.3. Схема быстроходного вала
1. Плоскость XOZ
а) Определяем опорные реакции.
Составляем уравнение равновесия относительно опоры А (точка 2).
отсюда
Составляем уравнение равновесия относительно опоры В (точка 3).
отсюда
Проверка:
означает, расчет реакций в горизонтальной плоскости произведен, правильно.
б) По приобретенным данным строим эпюру изгибающих моментов в плоскости XOZ
2. Плоскость XOY
а) Определяем опорные реакции.
Составляем уравнение равновесия относительно опоры А (точка 2).
отсюда
Составляем уравнение равновесия относительно опоры В (точка 3).
отсюда
Проверка:
означает, расчет реакций в вертикальной плоскости произведен, правильно.
б) По приобретенным данным строим эпюру изгибающих моментов в плоскости XOY
3. Строим эпюру вращающих моментов:
Рис. 5.4. Эпюры моментов, работающих на быстроходный вал
4. Определяем суммарные круговые реакции в подшипниках:
5. Определяем суммарные изгибающие моменты в более нагруженных сечениях:
6. Рассчитываем составляющие реакций подшипников. Расчет проводим согласно требованиям таблицы 9.1 [ист. 4 стр. 141…142] и таблицы 9.6 [ист. 4 стр. 148].
Цифрой 2 обозначен подшипник воспринимающей осевую нагрузку в зацеплении. Наклон контактных линий в радиально-упорных подшипниках приводит к тому, что суммарные реакции в опорах подшипников, приложенные к телам качения, вызывают возникновение в их круговых нагрузок Rr1 и Rr2, и их осевых составляющих RS1 и RS2, которые стремятся раздвинуть кольца подшипников в осевом направлении. Этому препятствуют буртики вала и корпуса редуктора с надлежащими реакциями Ra1 и Ra2, величина которых зависит от осевой силы в зацеплении Fa и осевых составляющих в опорах подшипников RS1 и RS2.
Находим RS1 и RS2 по формуле:
Где е = 0,42 — коэффициент воздействия осевого нагружения таблица К29 [ист. 4 стр. 436…438].
Принимаем:
Находим Ra2:
Вычерчиваем схему нагружения подшипников.
Рис. 5.5. Схема нагружения подшипников быстроходного вала
5.2 Силовой расчет тихоходного вала
Начальные данные:
l1 = 74,8 мм; l2 = 133,8 мм; l3 = 113,2 мм;
Ft2 = 4600 Н; Fr2 = 3616 Н; Fa2 = 1182 Н; Fм = 2932 Н;
Рис. 5.6. Схема тихоходного вала
1. Плоскость XOZ:
а) Определяем опорные реакции.
Составляем уравнение равновесия относительно опоры D (точка 1).
отсюда
Составляем уравнение равновесия относительно опоры C (точка 3).
отсюда
Проверка:
означает, расчет реакций в вертикальной плоскости произведен, правильно.
б) По приобретенным данным строим эпюру изгибающих моментов в плоскости XOZ.
2. Плоскость XOY:
а) Определяем опорные реакции.
Составляем уравнение равновесия относительно опоры D (точка 1).
отсюда
Составляем уравнение равновесия относительно опоры C (точка 3).
отсюда
Проверка:
означает, расчет реакций в горизонтальной плоскости произведен, правильно.
б) По приобретенным данным строим эпюру изгибающих моментов в плоскости XOY
В точке 2 происходит скачок, на величину момента, создаваемого осевой силой:
3. Строим эпюру вращающих моментов:
Рис. 5.7. Эпюры моментов, работающих на тихоходный вал
4. Определяем суммарные круговые реакции в подшипниках:
5. Определяем суммарные изгибающие моменты в более нагруженных сечениях:
6. Рассчитываем составляющие реакций подшипников. Расчет проводим согласно требованиям таблицы 9.1 [ист. 4 стр. 141…142] и таблицы 9.6 [ист. 4 стр. 148].
Находим RS1 и RS2 по формуле:
Где е = 0,42 — коэффициент воздействия осевого нагружения таблица К29 [ист. 4 стр. 437…438].
Принимаем
Находим Ra2:
Вычерчиваем схему нагружения подшипников.
Рис. 5.8. Схема нагружения подшипников тихоходного вала
6. Проверочный расчет подшипников
Проверочный расчет за ранее избранных подшипников производится раздельно для быстроходного и тихоходного валов. Пригодность подшипников определяется сравнением расчетов динамической грузоподъемности с базисной либо базисной долговечности с требуемой.
6.1 Определение эквивалентной динамической перегрузки
Эквивалентная динамическая перегрузка учитывает нрав и направление работающих на подшипник нагрузок, условия работы и зависит от типа подшипника. В общем случае формулы для расчета эквивалентной динамической перегрузки и величины, входящие в эти формулы, для однорядных круговых шарикоподшипников и одно-двухрядных радиально-упорных шарико- и роликоподшипников даны в таблице 9.1 [ист. 4 стр. 141…142].
Для радиально-упорных шариковых и роликовых подшипников эквивалентная динамическая перегрузка определяется для всякого подшипника.
1. Определяем отношение:
либо ,
где V = 1 — при вращающемся внутреннем кольце подшипника.
Подшипник А (7210):
Подшипник В (7210):
Подшипник С (7211):
Подшипник D (7211):
2. Определяем эквивалентную динамическую нагрузку:
Подшипник А (7210):
где
КБ = 1,2…1,3 — коэффициент сохранности определяется по таблице 9.4 [ист. 4 стр. 145]. Принимаем КБ = 1,2.
КТ = 1 — температурный коэффициент определяется по таблице 9.5 [ист. 4 стр. 147] для рабочей температуры подшипника 1000С.
Х = 0,5 — коэффициент круговой перегрузки.
Y = 1,5 — коэффициент осевой перегрузки определяется по таблице К29 [ист. 4 стр. 436…438].
Подшипник В (7210):
Потому что
как следует, последующие расчеты проводим для подшипника А.
Подшипник С (7211):
Подшипник D (7211):
КТ = 1 — температурный коэффициент определяется по таблице 9.5 [ист. 4 стр. 147] для рабочей температуры подшипника 1000С.
Х = 0,5 — коэффициент круговой перегрузки.
Y = 1,4 — коэффициент осевой перегрузки определяется по таблице К29 [ист. 4 стр. 436…438].
Потому что, как следует, последующие расчеты проводим для подшипника D.
6.2 Проверка динамической грузоподъемности подшипников
Базисная динамическая грузоподъемность, представляет собой постоянную круговую нагрузку, которую подшипник может принимать при базисной долговечности, составляющей 106 оборотов внутреннего кольца.
Расчетная динамическая грузоподъемность определяется по формуле:
где
показатель степени: m = 3 — для шариковых подшипников; m = 3,33 — для роликовых подшипников;
а = 1 — при г = 90% — коэффициент надежности;
а23 = 0,7…0,8 — для шариковых, а23 = 0,6…0,7 — для роликовых подшипников — коэффициент, учитывающий воздействие свойства подшипника и свойства его эксплуатации.
n — частота вращения внутреннего кольца подшипника соответственного вала.
Где:
закладываемая заданием долговечность привода.
Определяем динамическую грузоподъемность подшипников:
Подшипник А (7210):
Подшипник D (7211):
Сравниваем расчетную динамическую грузоподъемность подшипника с базисной.
Подшипник А (7210):
означает, подшипник 7210 подступает.
Подшипник D (7211):
Означает, подшипник 7211 подступает.
Анализируя приобретенные результаты, лицезреем, что все за ранее избранные подшипники подступают и являются хорошими.
6.3 Определение долговечности подшипников
Долговечность каждой пары подшипников определяется по формуле:
Подшипник А (7210):
Подшипник D (7211):
Расчеты проявили, что долговечность подшипников наиболее чем достаточная, означает, все характеристики редуктора подобраны верно.
7. 2-ой шаг компоновки редуктора
2-ой шаг компоновки имеет целью конструктивно оформить зубчатые колеса, валы, корпус, подшипниковые узлы.
Вычерчиваем шестерню и колесо по конструктивным размерам, отысканным ранее.
Конструируем узел ведущего вала:
а) наносим осевые полосы, удаленные от середины редуктора. Используя эти осевые полосы, вычерчиваем в разрезе подшипники качения (можно вычерчивать одну половину подшипника, а для 2-ой половины нанести габариты);
б) меж торцами подшипников и внутренней поверхностью стены корпуса вычерчиваем мазеудерживающие кольца. Их торцы должны выступать вовнутрь корпуса на 1-2 мм от внутренней стены. Тогда эти кольца будут делать сразу роль маслоотбрасывающих колец. Для уменьшения числа ступеней вала кольца устанавливаем на этот же поперечник, что и подшипники. Фиксация их в осевом направлении осуществляется заплечиками вала и торцами внутренних колец подшипников;
в) вычерчиваем крышки подшипников (см. рис. 9.31 — 9.33) с уплотнительными прокладками (шириной ~ 1 мм) и болтами. Болт условно заводится в плоскость чертежа, о чем свидетельствует вырыв на плоскости разъема. Прорисовываем уплотнения манжетного типа.
г) переход вала к присоединительному концу исполняем на расстоянии 5-10 мм от торца крышки подшипника так, чтоб ступица муфты не задевала за головки болтов крепления крышки.
Аналогично конструируем узел ведомого вала. Обратим внимание на последующие индивидуальности:
а) для фиксации зубчатого колеса в осевом направлении предусматриваем утолщение вала с одной стороны и установку распорной втулки — с иной;
б) проводим осевые полосы и вычерчиваем подшипники;
в) вычерчиваем мазеудерживающие кольца, крышки подшипников с прокладками и болтами;
Конструируем редуктор в вышеуказанной последовательности, с учетом окончательных размеров быстроходного вала.
На ведущем и ведомом валах применяем шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78. Вычерчиваем шпонки, принимая их длины на 5 — 10 мм меньше длин ступиц.
8. Проверочные расчеты
Опосля окончания конструктивной компоновки редуктора, когда определены и уточнены окончательные размеры всех его деталей, деталей открытой передачи и муфты, избран режим смазки зацепления и подшипников, проводят ряд проверочных расчетов, которые должны подтвердить корректность принятых конструкторских решений.
8.1 Проверочный расчет шпонок
Призматические шпонки, используемые в проектируемых редукторах, инспектируют на смятие боковых поверхностей. Проверке подлежат две шпонки на тихоходном валу — под колесом и полумуфтой и одна шпонка на быстроходном валу — под шкивом.
Условие прочности:
, где
допускаемое напряжение смятия для железных шпонок
Площадь смятия:
Шпонка под колесом тихоходного вала:
Шпонка под полумуфтой тихоходного вала:
Под шкивом быстроходного вала:
Избранные шпонки выдерживают напряжения смятия.
8.2 Проверочный расчет стяжных винтов подшипниковых узлов
Стяжные винты (болты) поперечником d2 подшипниковых узлов — более ответственные резьбовые детали редуктора, расположенные попарно около отверстий под подшипники. Их предназначение — принимать силы, передаваемые на крышку редуктора наружными кольцами подшипников, и сжимать фланцы крышки и основания корпуса для предотвращения их раскрытия и утечки масла.
Стяжные винты рассчитывают на крепкость по эквивалентным напряжениям на совместное кручение и извив.
1. Определяем силу, приходящуюся на один винт:
2. Принимаем:
Коэффициент затяжки: КЗ = 2; х = 0,3 — соединение металлических деталей без прокладок.
3. Определяем механические свойства материала винтов:
Предел прочности уВ = 500 Н/мм2; предел текучести уф = 300 Н/мм2;
Допускаемое напряжение:
4. Определяем расчетную силу затяжки винтов:
5. Избираем установочные винты поперечником М14.
6. Определяем площадь небезопасного сечения:
7. Определяем эквивалентные напряжения:
Избранные винты выдерживают заданную нагрузку.
8.3 Проверочный расчет валов
Проверочный расчет валов на крепкость делают на совместное действие извива и кручения. При всем этом расчет отражает разновидности цикла напряжений извива и кручения, усталостные свойства материала валов, размеры, форму и состояние поверхности. Проверочный расчет проводится опосля окончания конструктивной компоновки и установления окончательных размеров валов.
А. Быстроходный вал:
1. Определяем напряжения в небезопасных сечениях вала.
а) Обычные напряжения меняются по симметричному циклу, при котором амплитуда напряжений равна расчетным напряжениям извива.
где
Wнетто — осевой момент сопротивления сечения вала, определяем из таблицы 11.1 [ист. 4 стр. 270].
М1 =106,8 Н*м — приложен к 5-ой ступени ослабленной зубьями шестерни
М2 =167 Н*м — приложен к 4-ой ступени ослабленной канавкой d4 = 48 мм.
М3 =186,7 Н*м — приложен к 4-ой ступени ослабленной канавкой d4 = 42 мм.
Расчет проводим для сечения малого поперечника
б) Касательные напряжения меняются по отнулевому циклу, при котором амплитуда цикла равна половине расчетных напряжений кручения.
где
Wснетто — полярный момент инерции сопротивления сечения вала, определяем из таблицы 11.1 [ист. 4 стр. 270].
Мк = 100 Н*м — приложен ко всем ступеням вал-шестерни.
Тогда
2. Определяем коэффициенты концентрации обычных и касательных напряжений:
3. Определяем коэффициенты концентрации обычных и касательных напряжений:
Ку = 2,08 — действенный коэффициент концентрации напряжений определяем по таблице 11.2 [ист. 4 стр. 271…272].
Кф = 1,7 — действенный коэффициент концентрации касательных напряжений определяем по таблице 11.2 [ист. 4 стр. 271…272].
Кd = 0,8 — коэффициент воздействия абсолютных размеров поперечного сечения вала определяем по таблице 11.3 [ист. 4 стр. 272].
КF4 = 0,86 — коэффициент воздействия шероховатости определяем по таблице 11.4 [ист. 4 стр. 272].
Тогда:
4. Определяем пределы выносливости в расчетном сечении вала. Материал валов Сталь 40ХН ГОСТ 4543 — 71 вид термообработки — улучшение.
5. Определяем коэффициенты припаса прочности по обычным и касательным напряжениям.
6. Определяем общий коэффициент припаса прочности в небезопасном сечении вала.
Б. Ведомый вал
1. Определяем напряжения в небезопасных сечениях вала.
а) Обычные напряжения меняются по симметричному циклу, при котором амплитуда напряжений равна расчетным напряжениям извива.
где
Wнетто — осевой момент сопротивления сечения вала, определяем из таблицы 11.1 [ист. 4 стр. 270].
М3 = 332 Н*м — приложен ко 2-й ступени ослабленной канавкой .
б) Касательные напряжения меняются по нулевому циклу, при котором амплитуда цикла равна половине расчетных напряжений кручения.
где
Мк =550 Н*м — приложен ко всем ступеням, не считая 4-ой
Тогда:
2. Определяем коэффициенты концентрации обычных и касательных напряжений:
Ку2 = 2,01 — действенный коэффициент концентрации напряжений определяем по таблице 11.2 [ист. 4 стр. 271…272].
Кф2 = 1,65 — действенный коэффициент концентрации касательных напряжений определяем по таблице 11.2 [ист. 4 стр. 271…272].
Кd2 = 0,73 — коэффициент воздействия абсолютных размеров поперечного сечения вала определяем по таблице 11.3 [ист. 4 стр. 272].
КF2 = 0,86 — коэффициент воздействия шероховатости определяем по таблице 11.4 [ист. 4 стр. 272].
Тогда
3. Определяем пределы выносливости в расчетном сечении вала. Материал вала Сталь 40ХН ГОСТ 4543 — 71 вид термообработки — улучшение.
4. Определяем коэффициенты припаса прочности по обычным и касательным напряжениям.
5. Определяем общий коэффициент припаса прочности в небезопасном сечении вала.
Как демонстрируют расчеты, припас прочности валов в небезопасных сечениях в несколько раз превосходит допустимое значение. Но снижать поперечникы валов либо уменьшать механические свойства материалов не следует, потому что это понизит твердость валов, что плохо скажется на работе конического зацепления.
9. Конструкторская часть
Конструктивной разработке и компоновке подлежат: зубчатая (червячная) передача редуктора, корпус редуктора, быстроходный и тихоходный валы, подшипниковые узлы, элементы открытых передач (шестерни, звездочки, шкивы), муфтовые соединения, движок — все то, что составляет приводное устройство (привод).
При разработке чертежа вида привода отыскивают такое размещение узлов и деталей, при котором при их меньших габаритах создаются самые большие удобства для монтажа и эксплуатации.
Начальными данными для конструирования деталей и узлов являются результаты задач, выполненных ранее, в эскизном проекте.
Согласно техническому заданию на курсовой проект разрабатываем чертеж: вида привода, сборочный чертеж редуктора, чертеж тихоходного вала, конического колеса, и корпуса редуктора.
Разработку конструкторской документации проводим в соответствие с требованиями ЕСКД и указаниями изложенными в задачке 10 [ист. 4 стр. 158…265] и задачке 13 и 14 [ист. 4 стр. 280…350].
9.1 Выбор смазочных материалов и способов смазывания
Для смазывания зубчатых передач более комфортно употреблять картерный метод смазывания. Картерное смазывание применяется при окружных скоростях колес до 12,5 м/с. Вязкость масла выбирается зависимо от окружной скорости колес. Избираем сорт масла по табл. 11.1-11.2 ист. 2 стр. 198. При окружных скоростях от 2 до 5 м/с рекомендуемая кинематическая вязкость масла 34 мм2/с. Данной вязкости соответствует масло И-Г-А-32 ГОСТ 17479.4-87.
Окружная скорость зубчатых колес достаточная для того, чтоб масло разбрызгивалось по всему корпусу и попадало в подшипники, по этому подшипники будут смазываться тем-же маслом, что и зубчатая передача.
Нужный размер масла определяется из последующих суждений: уровень окунания должен быть не наименее двойной высоты зуба. Рекомендуемая глубина окунания 20…25 мм. Избираем глубину окунания 25 мм. Тогда нужный уровень масла относительно дна корпуса будет 42 мм. Требуемый размер масла:
Для цепной передачи будем употреблять периодическое смазывание цепи пластичной смазкой.
9.2 Проектирование корпуса редуктора
Определяем главные размеры корпуса редуктора:
1. Толщина стены корпуса
Принимаем
2. Для крепления корпуса редуктора к плите либо раме в опорной поверхности его делают фланцы, в каких располагают крепежные винты. Поперечник крепежных винтов выбирается из табл. 6 [6] зависимо от межосевого расстояния , количество болтов 4.
3. Поперечник болтов, стягивающих крышку и корпус был определен в пт 8.2:
Основная проработка корпусных деталей редуктора делается при разработке сборочного чертежа редуктора. Предназначение корпуса — размещение всех нужных деталей и узлов редуктора. Поначалу разрабатываются подшипниковые узлы редуктора, потом определяются общие габариты корпусных деталей (ширина, высота, длина), также внутренние размеры корпуса. Толщина стены при всем этом выбирается зависимо от размеров самого корпуса, но обязана быть не мене 6 мм для литых металлических корпусов. Потому что редуктор имеет маленькие размеры, избираем толщину стены 8 мм. Дальше избираем методы соединения крышки корпуса с корпусом, определяем нужное количество болтов (винтов), избираем методы крепления подшипниковых крышек к корпусу. Потом нужно предугадать отверстия для таковых конструктивных частей как пробка для слива масла, щуп (маслоуказатель), смотровая крышка, отдушина. При всем этом нужно управляться типовыми прогрессивными конструкциями и выбирать более удачный вариант относительного расположения деталей. Оканчивающим шагом проработки корпуса является оформление крепежных отверстий для монтажа самого редуктора, также ушей (отверстий под рым-болты) предусмотренных для подъема редуктора механическими кранами.
Для того чтоб корпус был довольно твердым и крепким, сопрягаемые стены корпуса нужно скруглять радиусом не наименее 10 мм. очень небольшой радиус приводит к тому, что корпус выходит хрупким. очень огромные радиусы тоже выбирать не стоит, потому что это наращивает Издержки на литье корпуса. По этому литейные радиусы избираем из интервала 10…40 мм.
9.3 Выбор муфты
Выбор типа муфты зависит от критерий эксплуатации привода, кинематических характеристик на стыкуемых валах, также от критерий и точности монтажа привода. В нашем приводе муфтой стыкуются вал редуктора и рабочей машинки. При маленьких частотах вращения и огромных вращающих моментах рекомендуется использовать цепные муфты.
Цепные муфты относятся к обычным и подбираются по номинальному вращающему моменту на стыкуемых валах. Избираем муфту, рассчитанную на номинальный вращающий момент Т=1100 Н*м, с поперечником посадочного отверстия 48 мм.
Условное обозначение — Муфта МЦ 1100-48-11 ГОСТ 20742-93
9.4 Разработка чертежа вида привода
Определяем главные размеры рамы:
1. Определяем поперечник фундаментных болтов:
Принимаем
2. Определяем высоту швеллеров, для монтажа редуктора:
Принимаем
Разработку чертежа вида привода проводим согласно советам ист. 2 стр. 371-377.
Чертеж вида привода устанавливает положение частей кинематической схемы привода, также расстояния меж концами валов, стыкуемых муфтами. На чертеже вида показываем расстояния меж отверстиями крепежа электродвигателя и редуктора. Для монтажа приводных устройств обширно употребляются рамы, сваренные из сортового проката: швеллеры, уголки, двутавры.
Для монтажа самой рамы избираем фундаментные болты с разжимной цангой с поперечником резьбы М16. Такие болты более очень сцепляются с фундаментом, что содействует увеличению жесткости конструкции и действенной компенсации вибраций, возникающих при работе привода. Нужное количество болтов — 8 (по 2 на крепление всякого швеллера). Для роста жесткости конструкции рамы швеллера свариваются металлическими полосами.
Библиографический перечень
1. Гжиров Р.И. «Лаконичный справочник конструктора»: Справочник, М.: Машиностроение 1984 — 464 с.
2. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. «Конструирование узлов и деталей машин»: Учебное пособие для машиностроительных специальностей ВУЗов — 4-е издание переработанное и дополненное. — М.: Высшая школа 2000 — 416 с.
3. «Курсовое проектирование деталей машин»: Учебное пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов/ Чернавский С.А. и др. 2-ое издание — М.: Машиностроение, 1988 — 416 с.
4. Шейнблит А.Е. «Курсовое проектирование деталей машин»: Учебное пособие для техникумов. М.: Высшая школа 1999 — 454 с.
]]>