Главная Учебники - Разные Лекции (разные) - часть 52
1 ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА.. 3
1.2 Подбор электродвигателя. 3
1.3 Разбивка передаточного числа. 4
1.4 Угловые скорости и частоты вращения валов. 4
1.5 Крутящие моменты на валах. 5
2 РАСЧЕТ ПЛОСКОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ.. 5
3 РАСЧЕТ КОСОЗУБОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ.. 6
3.1 Выбор материалов зубчатых колес и определение допускаемых напряжений. 6
3.2 Проектный расчет передачи по контактным напряжениям.. 7
3.3 Проверочный расчет передачи по контактным напряжениям.. 9
3.4 Проверочный расчет передачи по напряжениям изгиба. 10
4 РАСЧЕТ ПРЯМОЗУБОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ.. 12
4.1 Выбор материалов зубчатых колес и определение допускаемых напряжений. 12
4.2 Проектный расчет передачи по контактным напряжениям.. 13
4.3 Проверочный расчет передачи по контактным напряжениям.. 14
4.4 Проверочный расчет передачи по напряжениям изгиба. 15
5 ЭСКИЗНАЯ КОМПОНОВКА РЕДУКТОРА.. 17
5.1 Определение диаметров участков вала: 17
5.2 Расстояние между деталями передач. 17
6.1 Определение опорных реакций тихоходного вала. 18
6.2 Проверочный расчет валов. 19
6.3 Определение опорных реакций на быстроходном валу. 20
7 РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ.. 21
7.1 Расчет подшипника тихоходного вала. 21
7.2 Расчет подшипника быстроходного вала. 22
8.1 Расчет шпоночных соединений. 23
9.2 Предельно допустимые уровни погружения колес цилиндрического редуктора в масляную ванну 26
9.3 Способ контроля уровня смазки зубчатых колес. 26
10 ПОРЯДОК СБОРКИ И РАЗБОРКИ РЕДУКТОРА.. 27
по деталям машин посвящена расчету и разработке конструкции привода от электродвигателя к ленточному транспортеру. Расчетно-пояснительная записка содержит 31 лист формата А4, включает 3 рисунка, 3 наименований источников использованной литературы. Графическая часть включает сборочный чертеж редуктора 1 лист формата А1, рабочий чертеж выходного вала редуктора А2, рабочий чертеж колеса выходного вала редуктора А3. В ходе выполнения курсовой работы использовались материалы многих технических дисциплин: инженерная графика, теоретическая механика, сопротивление материалов, допуски-посадки и технические измерения, детали машин, материалы многих справочников и стандартов. Выполнение курсовой работы являлось важным этапом в получении практических навыков самостоятельного решения сложных инженерно – технических задач. 1
где
где
где DБ
=0.6 - диаметр барабана (мм) V=1.2 м/с. Выбираем электродвигатель серии 4А закрытые обдуваемые (по ГОСТ 19523-81 ) типоразмер :4А100L4
где
2 РАСЧЕТ ПЛОСКОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ
По передаваемой мощности и частоте вращения малого шкива по рис. принимаем сечение ремня Сечение – Б Ориентировочный размер малого шкива:
Принимаем по ГОСТ 17383 dpI
=180 (стр 272/2/)
Принимаем dpII
=450 мм
Межосевое расстояние
Определяем длину ремня
Частота пробегов ремня
Что меньше 5 с-1
для плоских ремней. Полезная окружная сила:
Толщина ремня для резинотканевых ремней 3 РАСЧЕТ КОСОЗУБОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ
Желая получить сравнительно небольшие и недорогостоящие редуктора, назначаем для изготовления зубчатых колес сталь 40Х. По таблице 8.8/2/ выписываем механические свойства: Шестерня
твердость поверхности 50-59HRC; твердость сердцевины 26-30HRC; бв
=1000 МПа; бт
=800 МПа. Термообработка азотирование, закалка(830…850 С), отпуск (500 С). Колесо
твердость 260-280HB; бв
=950 МПа; бт
=700 МПа. Улучшение, закалка(830…850 С), отпуск (500 С).
Определяем допускаемые контактные напряжения на усталость по формуле 8.55/2/
Для шестерни
(таблица 8.9/2/) Твердость зубьев на поверхности 50-59HRC; в сердцевине 24…40HRC. Группа сталей: 38ХМЮА, 40Х, 40ХФА, 40ХНМА. бН01
=1050 МПа; SH
1
=1,2. бF0
=12HRCсерд
+300; SF
=1,75. Для колеса
Твердость зубьев на поверхности 180-350HB; в сердцевине 180-350HB. Группа сталей: 40, 45, 40Х, 40ХН, 45ХЦ, 35ХМ. бН02
=2НВ+70=540+70=610 МПа; SH
2
=1,1. бF0
=1,8HB; SF
=1,75; KHL
=1 В косозубой цилиндрической передаче за расчетное допустимое контактное напряжение принимаем минимальное из значений: Допускаемые напряжения изгиба при расчете на усталость: бF0
– предел выносливости зубьев; SF
– коэффициент безопасности; KFC
– коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки KFC
=1; KFL
–коэффициент долговечности KFL
=1. Определяем межосевое расстояние по формуле 8.13/2/
Епр
= 2,1*105
МПа. Т2
– крутящий момент на валу колеса; Т2
=TIII
=274,082 Нм Коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния
По рисунку 8.15 /2/ находим:
Оставляем, чтобы коэффициент смещения равнялся 0. Ширина колеса: Принимаем: Диаметр шестерни:
По таблице 8.1/2/ принимаем по первому ряду в меньшую сторону m=2.5 . Угол наклона зубьев :
где
Принимаем : Принимаем : Передаточное число: Фактический наклон зубьев: Шестерни: Колеса: Диаметр вершин: Шестерни: Колеса: Диаметр впадин: Шестерни: Колеса: Проверка межосевого расстояния:
По формуле 8.29/2/
где По формуле 8.28/2/
По таблице 8.7/2/ По формуле 8.25/2/
Дальнейший расчет ведем по тому из пар колес у которого наименьшее отношение где Коэффициент смещения у нас 0 – постоянный.
где Определяем эквивалентное число зубьев:
По рисунку 8.20/2/ для колес без смещения (х=0) принимаем коэффициент формы зуба YF
Принимаем
Определяем окружное усилие: Соотношение у колеса оказалось меньше. Расчет ведем по колесу: Условие выполняется. 4
Желая получить сравнительно небольшие и недорого стоящие редуктора, назначаем для изготовления зубчатых колес сталь 40Х. По таблице 8.8/2/ выписываем механические свойства: Шестерня
твердость поверхности 50-59HRC; твердость сердцевины 26-30HRC; бв
=1000 МПа; бт
=800 МПа. Термообработка азотирование, закалка(830…850 С), отпуск (500 С). Колесо
твердость 260-280HB; бв
=950 МПа; бт
=700 МПа. Улучшение, закалка(830…850 С), отпуск (500 С).
Определяем допускаемые контактные напряжения на усталость по формуле 8.55/2/
Для шестерни
(таблица 8.9/2/) Твердость зубьев на поверхности 50-59HRC; в сердцевине 24…40HRC. Группа сталей: 38ХМЮА, 40Х, 40ХФА, 40ХНМА. бН01
=1050 МПа; SH
1
=1,2. бF0
=12HRCсерд
+300; SF
=1,75. Для колеса
Твердость зубьев на поверхности 180-350HB; в сердцевине 180-350HB. Группа сталей: 40, 45, 40Х, 40ХН, 45ХЦ, 35ХМ. бН02
=2НВ+70=540+720=610 МПа; SH
2
=1,1. бF0
=1,8HB; SF
=1,75; KHL
=1 В прямозубой цилиндрической передаче за расчетное допустимое контактное напряжение принимаем минимальное из значений: В данном случае: Допускаемые напряжения изгиба при расчете на усталость: бF0
– предел выносливости зубьев; SF
– коэффициент безопасности; KFC
– коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки KFC
=1; KFL
–коэффициент долговечности KFC
=1. Определяем межосевое расстояние по формуле 8.13/2/
где Епр
приведенный модуль упругости; Епр
= 2,1*105
МПа. Т2
– крутящий момент на валу колеса; Т2
=TIV
=918.244 Нм Коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния
По рисунку 8.15 /2/ находим:
Оставляем, чтобы коэффициент смещения равнялся 0. Ширина колеса: Принимаем: Диаметр шестерни:
По таблице 8.1/2/ принимаем по первому ряду в меньшую сторону m=5 . Фактическое число зубьев : Принимаем : Принимаем : Передаточное число: Находим межосевое расстояние фактическое: Делительные диаметры.
Шестерни: Колеса: Диаметр вершин: Шестерни: Колеса: Диаметр впадин: Шестерни: Колеса: Проверка межосевого расстояния:
По формуле 8.29/2/
Дальнейший расчет ведем по тому из пар колес у которого наименьшее отношение где Коэффициент смещения у нас 0 – постоянный. По рисунку 8.20/2/ для колес без смещения (х=0) принимаем коэффициент формы зуба YF
Принимаем
Определяем окружное усилие: Соотношение у колеса оказалось меньше. Расчет ведем по колесу: Условие выполняется. 5
а) для быстроходного вала: Принимаем Под подшипник Диаметр буртика подшипника: r
= 2,0мм.
(табл. 3.1/1/) а) для промежуточного вала: Под подшипник Диаметр буртика подшипника: Диаметр под колесо: r
= 2,0мм.
(табл. 3.1/1/) в) для тихоходного вала: Принимаем Под подшипник Диаметр буртика подшипника: Диаметр под колесо: r
= 2,5 мм
.
Зазор между вращающимися деталями и внутренней стенкой корпуса. По формуле 3.5/1/ L= 508,61 мм.
Принимаем а
= 11 мм
.
Расстояние между колесом и днищем редуктором. Диаметр под колесо: Для косозубой цилиндрической передачи назначаем радиальный шариковый однородный подшипник. Назначаем по ГОСТ 8338-75 (таблица 19.18/1/) для быстроходного вала № 306 B=19 мм; для тихоходного вала № 214 B=24 мм. Схема установки – враспор. а) для тихоходного вала: Диаметр под колесо: –длина ступицы: –длина посадочного конца вала: –длина промежуточного участка: Принимаем 63,8 мм. –длина цилиндрического участка: б) для быстроходного вала: –длина посадочного конца вала: –длина промежуточного участка: Принимаем 60,8 мм. –длина цилиндрического участка: 1) x1
=0 Mx
1
=0; x1
=137,5мм Mx
1
=0; Mx
2
=YA
∙x2
x2
=0 Mx
2
=0; x2
=48мм Mx
2
=405,22∙48∙10-3
=19,45Нм; Mx
3
=YA
∙(x3
+48)-Fr
∙x3
x3
=0 Mx
3
=405,22∙48∙10-3
-810,44∙0∙10-3
=19,45Нм ; x3
=63мм Mx
3
=405,22(48+48)∙10-3
-810,44∙48∙10-3
=0 ; 2) Mx
1
= FМ
∙x1
; x1
=0 Mx
1
=0; x1
=137,5мм Mx
1
=1677,05∙137,5∙10-3
=230,59Hм; Mx
2
= FМ
∙(x2
+137,5)+ ZA
∙x2
x2
=0 Mx
2
= =1677,05∙137,5∙10-3
=230,59Hм; x2
=36мм Mx
2
=1677,05(137,5+48)∙10-3
-3157,54∙48∙10-3
=159,61Hм; Mx
3
= FМ
∙(x3
+137,5+48)+ ZA
∙( x3
+48)-FМ
∙x3
x3
=0 Mx
3
=1677,05(137,5+48)∙10-3
-3157,54∙48∙10-3
=159,61Hм; x3
=63мм Mx
3
=1677,05(137,5+48+48)∙10-3
-3157,54∙(48+48)∙10-3
-1884.82∙48=0. Определяем запас сопротивлению усталости по формуле 15.3/2/ где (формула 15.4/2/) Сталь 45 бв
=600 МПа бт
=340 МПа Проверка статической прочности: б)
7 Р
АСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ Расчет подшипников ведем по наиболее нагруженной опоре А. По каталогу (табл. 19.18/1/) выписываем: динамическая грузоподъемность: Cr
= 43,6 кН статическая грузоподъемность: Со
=25 кН При коэффициенте вращения V = 1 (вращение внутреннего кольца подшипника) По таблице 16.5 /2/: Коэффициент радиальной силы Х = 1 Коэффициент осевой силы Y = 0 Находим эквивалентную динамическую нагрузку Рr
= (Х.
V.
Fr
+ Y.
Fa
).
К К Кб
= 1 – коэффициент безопасности; Рr
= (1.
1.
810,44 + 0).
1.
1 = 810,44Н
Находим динамическая грузоподъемность (формула 16.27/2/):
где L – ресурс, млн.об. a1
– коэффициент надежности a2
–коэффициент совместного влияния качества металла и условий эксплуатации p=3 (для шариковых) Lh
= 12000 ч (табл. 16.4/2/) а1
= 1 ( рекомендация стр.333/2/) а2
= 0,75 (табл. 16.3 /2/); Проверяем подшипник на статическую грузоподъемность:
Эквивалентная статическая нагрузка Ро
=Хо
.
Fr
0
+ Yo
.
Fa
0
(формула16.33 [2]) где Fr
0
=к Fr
Fа0
=к Fа
к=3 – коэффициент динамичности Коэффициент радиальной статической силы Хо
= 0,6 Коэффициент осевой статической силы Yо
= 0,5 Ро
= 0,6.
3.
810,44 + 0= 1458,8 Н < 17800 Н
Расчет подшипников ведем по наиболее нагруженной опоре А. По каталогу (табл. 19.18/1/) выписываем: динамическая грузоподъемность: Cr
= 25,5 кН статическая грузоподъемность: Со
=13,7 кН При коэффициенте вращения V = 1 (вращение внутреннего кольца подшипника) Находим отношение: По таблице 16.5 /2/: Коэффициент радиальной силы Х = 1 Коэффициент осевой силы Y = 0 Рr
= (Х.
V.
Fr
+ Y.
Fa
).
К По рекомендации к формуле 16.29 /2/: К Кб
= 1 – коэффициент безопасности; Рr
= (1.
1.
3434 + 0.
596).
1.
1 = 3434Н Находим динамическая грузоподъемность (формула 16.27/2/): где L – ресурс, млн.об. a1
– коэффициент надежности a2
–коэфф p=3 (для шариковых) Lh
= 12000 ч (табл. 16.4/2/) LhE
=Lh
.
kHE
(формула 16.31/2/) kHE
=0,5 (табл. 8.10/2/) а1
= 1 ( рекомендация стр.333/2/) а2
= 0,75 (табл. 16.3 /2/); Проверяем подшипник на статическую грузоподъемность:
Эквивалентная статическая нагрузка Ро
=Хо
.
Fr
0
+ Yo
.
Fa
0
(формула16.33 [2]) где Fr
0
=к Fr
Fа0
=к Fа
к=3 – коэффициент динамичности Коэффициент радиальной статической силы Хо
= 0,6 Коэффициент осевой статической силы Yо
= 0,5 Ро
= 0,6.
3.
3434 + 0,5.
3.
596 = 7075,2 Н < 13700 Н Условия выполняются.
Найдем диаметр в среднем сечении конического участка длиной l
=48 мм на тихоходном валу. Шпонка призматическая (таблица 19.11/1/): Длину шпонки принимаем 45 мм, рабочая длина l
р
=
l-
b=
37 мм. Найдем диаметр в среднем сечении конического участка длиной l
=45мм на быстроходном валу. Шпонка призматическая (таблица 19.11/1/): Длину шпонки принимаем 40 мм, рабочая длина l
р
=
l-
b=
32 мм.
Для данного редуктора выберем упруго-втулочную пальцевую муфту. Ее размеры определяем по таблице 15.2/1/ Расчет на изгиб: 9
В настоящее время в машиностроении широко применяют картерную систему смазки при окружной скорости колес от 0,3 до 12,5 м/с. В корпус редуктора заливают масло так, чтобы венцы колес были в него погружены. При их вращении внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которые покрывают поверхность расположенных внутри деталей. Выбор смазочного материала основан на опыте эксплуатации машин. Принцип назначения сорта масла следующий: чем выше контактные давления в зубьях, тем большей вязкостью должно обладать масло, чем выше окружная скорость колеса, тем меньше должна быть вязкость масла. Поэтому требуемую вязкость масла определяют в зависимости от контактного напряжения и окружности скорости колес. Окружная скорость колес ведомого вала: V2
=0,53м/сек. Контактное напряжение [ Теперь по окружной скорости и контактному напряжению из таблицы 8.1/1/ выбираем масло И-Г-С-100. 2m ≤ hM
≤ 0,25d2
3 ≤ hM
≤ 0,25.
160 = 40 мм Наименьшую глубину принято считать равной 2 модулям зацепления. Наибольшая допустимая глубина погружения зависит от окружной скорости колеса. Чем медленнее вращается колесо, тем на большую глубину оно может быть погружено.
Уровень масла от дна корпуса редуктора:
h = в0
+ hм
=27 + 40 = 67 мм в0
= 27 мм – расстояние от наружного диаметра колеса до дна корпуса Для контроля уровня масла в корпусе необходимо установить круглый маслоуказатель. Также в нижней части корпуса редуктора предусмотрено отверстие с пробкой для слива отработанного масла, а на крышке редуктора – отдушина для снятия давления в корпусе, появляющегося от нагрева масла и воздуха при длительной работе. Подшипники смазывают тем же маслом, что и детали передач. Другое масло применяют лишь в ответственных изделиях. При картерной смазке колес подшипники качения смазываются брызгами масла. 10
Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку производят в соответствии с чертежом общего вида редуктора, начиная с узлов валов: на ведущий вал насаживают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80…100ºС; в ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле. Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым. лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов, затягивают болты, крепящие крышку к корпусу. После этого на ведомый вал надевают распорное кольцо, в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки. Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают войлочные уплотнения, пропитанные горячим маслом. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами. Далее на конец ведомого вала в шпоночную канавку закладывают шпонку, устанавливают звездочку и закрепляют ее торцовым креплением; винт торцового крепления стопорят специальной планкой. Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и маслоуказатель. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой из привулканизированной резины, отдушиной и фильтром; закрепляют крышку болтами. Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями. Разборка редуктора проводиться в обратном порядке. 1. П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов. Детали машин. Курсовое проектирование:Учеб. пособие для машиностроит. спец. техникумов.– М.: Высшая школа, 1990 г. – 399с. 2. М.Н. Иванов Детали машин:Учеб. для студентов высш. техн. учеб. заведений. – М.: Высшая школа, 1991 г. – 383с. 3. С.А. Чернавский, К.Н. Боков. Курсовое проектирование деталей машин:Учеб. пособие. – М.: Альянс, 2005г. – 416с.
|