Главная Учебники - Разные Лекции (разные) - часть 52
СОДЕРЖАНИЕ
ВВЕДЕНИЕ 1. Выбор энерго-кинематический расчет привода 3. Расчет клиноременной передачи 4. Проектировочный расчет валов 5. Подбор и расчет подшипников 6. Подбор и расчет шпонок 7. Проверочный расчет ведомого вала 8. Конструктивные размеры корпуса редуктора 9. Выбор способа смазки редуктора 10. Выбор уплотнений 11. Выбор шероховатости поверхностей основных деталей привода 12. Выбор основных посадок 13. Порядок сборки редуктора 14. Список литературы Введение
Целью курсового проекта является практическое закрепление знаний по дисциплине и приобретение навыков проектирования основных узлов и деталей машин. Объектом курсового проектирования являются механические передачи для преобразования вращательного движения, а также вращательного в поступательное. В рассматриваемом приводе представлены основные детали, кинематические пары и соединения. Здесь есть ремённые и цилиндрические передачи, валы, оси, подшипники, соединительные муфты, соединения резьбовые, сварные, штифтовые, вал-ступица, корпусные детали, уплотнительные устройства и так далее. При проектировании редуктора находят практическое приложение такие важнейшие сведения из курса, как расчеты на контактную и объемную прочность, тепловые расчеты, выбор материалов и термообработок, масел, посадок, параметров шероховатости и так далее. При выполнении проекта используются математические модели, базирующиеся на теоретических и экспериментальных исследованиях, относящиеся к объемной и контактной прочности, материаловедению, теплотехнике, гидравлике, теории упругости, строительной механике и др. Широко используются также знания из курсов сопротивления материалов, теоретической механики, теории механизмов и машин, технологии машиностроения, машиностроительного черчения и др. 1.1 Назначяем КПД передач и элементов (подшипников) привода:
- клиноременная передача — - передача редуктора цилиндрическими зубчатыми колесами — - подшипники качения (одна пара) — 1.2.Определяем ориентировочное (расчетное) значение КПД привода:
где m — число пар подшипников качения в приводе В данном случае m=3 1.3.
Задаемся передаточными числами передач привода:
- клиноременная передача — U1
=2 - зубчатая цилиндрическая передача — U2
=3 - зубчатая цилиндрическая передача — U3
=3 1.4.
Определяем передаточное число привода:
2. Определяем расчетную мощность электродвигателя: 3. Определяем потребную частоту вращения вала электродвигателя: 4. Выбираем электродвигатель: марка электродвигателя — 4А 132S2/1455. 5. Определяем фактическое передаточное число привода: 6. Принятое передаточное число требует корректировки. Оставляем передаточное число открытой передачи прежним U1
=2. Определим погрешность и сравним ее с 6%: значит условие выполняется. Передаточные числа передач: - клиноременная передача — Uст
1
=2 - зубчатая цилиндрическая передача — Uст
2
=3,15 - зубчатая цилиндрическая передача — Uст
3
=2,5 7. Определяем частоты вращения валов привода: 8. Определяем крутящий момент на валах привода: 9. Определяем угловые скорости вращения валов привода: вал I II III IV n, об/мин. 1455 727,5 230,95 92,38 T, Нм 36,67 69,7 213,02 516,69 152,29 76,145 24,173 9,669 Расчет тихоходной передачи. Исходные данные: U = 2,5 – передаточное число; n3
= 230,95 об/мин – частота вращения шестерни; n4
= 92,38 об/мин – частота вращения зубчатого колеса; T3
= 213,02Нм – вращающий момент на шестерне; T4
= 516,69 Нм – вращающий момент на зубчатом колесе; Pвых
= 5 кВТ; Коэффициент перегрузки при пуске двигателя Кпер
= 1,4. Материал шестерни – сталь 40ХН; Материал колеса – сталь 40ХН; Способ термической обработки: шестерни – закалка (Нш
= 50 HRC); колеса – улучшение (Нк
= 300 HВ); Срок службы – 19000 ч. 1. Проектировочный расчет Выбираем коэффициент ширины зуба Тогда коэффициент ширины зуба по диаметру Для прямозубой передачи вспомогательный коэффициент Тогда: Коэффициенты запаса прочности: для шестерни - SH
3
= 1,2; для колеса - SH
4
= 1,1 [с. 9]. Предел контактной выносливости для шестерни для колеса Суммарное число циклов перемены напряжений Таким образом: Базовое число циклов перемены напряжений Примечание: перевод твердости по HRC в HB по приложению 1. Так как Используя полученные данные, найдем допускаемые контактные напряжения где делительный угол профиля в торцовом сечении: b3
= b4
+ (5...10) = 72 + (5...10) = 77…82 мм. По окружной скорости колес назначаем 9-ю степень точности зубчатых колес [т. 3.4]. 2. Проверочный расчет на контактную выносливость активных поверхностей зубьев
Коэффициент Динамический коэффициент Недогруз = (в курсовом проектировании недогруз должен быть не более 20%). 3. Расчет зубьев на выносливость при изгибе
3.1 Допускаемые напряжения в проверочном расчете на изгиб
где Коэффициент запаса прочности Коэффициент долговечности где Так как Предел выносливости при отнулевом цикле изгиба для шестерни с объемной закалкой из стали марки 40ХН Коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки Тогда: 3.2 Определение расчетного изгибного напряжения
Расчетом определяют напряжение в опасном сечении на переходной поверхности зуба для каждого зубчатого колеса. Выносливость зубьев, необходимая для предотвращения усталостного излома зубьев, устанавливают сопоставлением расчетного местного напряжения от изгиба в опасном сечении на переходной поверхности и допускаемого напряжения [ф. 5.1]: Расчетное местное напряжение при изгибе определяют по формуле, МПа: где Т – крутящий момент, Н*м; m – нормальный модуль, мм; z – число зубьев; Коэффициент где x3
= x4
= 0 – коэффициенты смещения; Так как то дальнейший расчет будем проводить для колеса. Коэффициент Коэффициент нагрузки Коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку [т. 4.2]: Динамический коэффициент Коэффициент Коэффициент Таким образом: Тогда: Сопоставим расчетные и допускаемые напряжения на изгиб: Следовательно, выносливость зубьев при изгибе гарантируется с вероятностью неразрушения более 99 %. При действии максимальной нагрузки Напряжение где Допускаемое контактное напряжение при максимальной нагрузке, не вызывающее остаточных деформаций или хрупкого разрушения поверхностного слоя где Для стали 40ХН с закалкой Для стали 40ХН с улучшением 487,11 < 1680, зн. условие выполнено. Прочность зубьев, необходимая для предотвращения остаточных деформаций, хрупкого излома или образования первичных трещин в поверхностном слое, определяют сопоставлением расчетного (максимального местного) и допускаемого напряжений изгиба в опасном сечении при действии максимальной нагрузки [ф. 5.16] : Расчетное местное напряжение Расчет быстроходной передачи
Исходные данные: U2
= 3,15 – передаточное число; n2
= 727,5 об/мин – частота вращения шестерни; n3
= 230,95 об/мин – частота вращения зубчатого колеса; T2
= 69,7 Нм – вращающий момент на шестерне; T3
= 213,02 Нм – вращающий момент на зубчатом колесе; Pвых
= 5 кВТ; Коэффициент перегрузки при пуске двигателя Кпер
= 1,4. Материал шестерни – сталь 40ХН; Материал колеса – сталь 40ХН; Способ термической обработки: шестерни – улучшение (Нш
= 300 HВ); колеса – улучшение (Нк
= 300 HВ); Срок службы – 19000 ч. 1. Проектировочный расчет
Выбираем коэффициент ширины зуба Тогда коэффициент ширины зуба по диаметру Для косозубой передачи вспомогательный коэффициент Тогда: Коэффициенты запаса прочности: для шестерни и колеса из материала однородной структуры принимаем Предел контактной выносливости для шестерни для колеса Суммарное число циклов перемены напряжений Таким образом: Базовое число циклов перемены напряжений Так как Используя полученные данные, найдем допускаемые контактные напряжения где делительный угол профиля в торцовом сечении: b1
= b2
+ (5...10) = 44,1 + (5...10) = 49,1…54,1 мм. По окружной скорости колес назначаем 9-ю степень точности зубчатых колес [т. 3.4]. Коэффициент Динамический коэффициент Недогруз = 3. Расчет зубьев на выносливость при изгибе
3.1 Допускаемые напряжения в проверочном расчете на изгиб
где Коэффициент запаса прочности Коэффициент долговечности где Так как Предел выносливости при отнулевом цикле изгиба для шестерни и колеса с улучшением из стали марки 40ХН Коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки Тогда: 3.2 Определение расчетного изгибного напряжения
Расчетом определяют напряжение в опасном сечении на переходной поверхности зуба для каждого зубчатого колеса. Выносливость зубьев, необходимая для предотвращения усталостного излома зубьев, устанавливают сопоставлением расчетного местного напряжения от изгиба в опасном сечении на переходной поверхности и допускаемого напряжения [ф. 5.1]: Расчетное местное напряжение при изгибе определяют по формуле, МПа: где Т – крутящий момент, Н*м; m – нормальный модуль, мм; z – число зубьев; Коэффициент где x1
= x2
= 0 – коэффициенты смещения; Так как Коэффициент Коэффициент нагрузки Коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку [т. 4.2]: Динамический коэффициент Коэффициент Коэффициент Таким образом: Тогда: Сопоставим расчетные и допускаемые напряжения на изгиб: Следовательно, выносливость зубьев при изгибе гарантируется с вероятностью неразрушения более 99 %. При действии максимальной нагрузки Напряжение где Допускаемое контактное напряжение при максимальной нагрузке, не вызывающее остаточных деформаций или хрупкого разрушения поверхностного слоя где 454,38 < 1680, зн. условие выполнено. Прочность зубьев, необходимая для предотвращения остаточных деформаций, хрупкого излома или образования первичных трещин в поверхностном слое, определяют сопоставлением расчетного (максимального местного) и допускаемого напряжений изгиба в опасном сечении при действии максимальной нагрузки [ф. 5.16] : Расчетное местное напряжение Предварительный расчет валов редуктора
У подобранного электродвигателя dдв
= 38 мм. Ведущий вал Диаметр выходного конца вала при допускаемом напряжении Необходимо выровнять dв2
с валом электродвигателя: Примем Примем под подшипниками dп1
= 1,1dв2
= 1,1*30 = 33 мм, полученное значение округляем до ближайшего значения внутреннего кольца подшипника, поэтому принимаем Диаметр вала под шестерню определяем по формуле: dк1
= dп1
+ 5 = 35+ 5 = 40 мм. У промежуточного вала опасное сечение под шестерней z3
, по нижним допускаемым напряжениям: Принимаем диаметр под шестерней Принимаем Принимаем толщину обода Толщина диска С2
= 0,3*b2
= 0,3*44 = 13,2 мм. Примем С2
= 14 мм. Ведомый вал Диаметр выходного конца вала dв
определяем при Примем ближайшее большее значение из стандартного ряда: dв4
= 48 мм; Диаметр вала под подшипниками принимаем dп4
= dв4
+ 5 = 48 + 5 = 53 мм, полученное значение округляем до ближайшего значения внутреннего кольца подшипника, поэтому принимаем d Под зубчатым колесом dк4
= dп4
+ 5 = 55 + 5 = 60 мм. Принимаем Принимаем толщину обода Толщина диска С4
= 0,3*b4
= 0,3*72 = 21,6 мм. Примем С4
= 22 мм. Ведущий вал Схема установки подшипника: 2 (враспор). Радиально-упорные шариковые однорядные подшипники 36307. Размеры: d = 35 мм, D = 80 мм, B = 21 мм, r = 2,5 мм. Грузоподъёмность, кН: Cr
= 35,0; Co
= 27,4. Серия: средняя. Промежуточный вал Схема установки подшипника: 2 (враспор). Радиально-упорные шариковые однорядные подшипники 36307. Размеры: d = 35 мм, D = 80 мм, B = 21 мм, r = 2,5 мм. Грузоподъёмность, кН: Cr
= 35,0; Co
= 27,4. Серия: средняя. Выходной вал Схема установки подшипника: 2 (враспор). Радиальные шариковые однорядные подшипники 311. Размеры: d = 55 мм, D = 120 мм, B = 29 мм, r = 3 мм. Грузоподъёмность, кН: Cr
= 71,5; Co
= 41,5. Серия: средняя. Быстроходная косозубая цилиндрическая передача: Тихоходная прямозубая цилиндрическая передача: Клиноремённая передача: Определение реакций в опорах подшипниках выходного вала: Суммарный изгибающий момент в наиболее нагруженном сечении выходного вала: Крутящий момент Построение эпюр Проверочный расчёт подшипников Определение динамической грузоподъёмности и проверка долговечности подшипников: m – показатель степени для роликовых и шариковых подшипников;(m=3) Подшипники входного вала II: Радиально-упорные шариковые однорядные подшипники: Co
= 27,4 кН – статическая грузоподъёмность; Cr
= 35,0 кН - базовая динамическая грузоподъёмность; X =0,56 – коэффициент радиальной нагрузки; Y =2,3– коэффициент осевой нагрузки; e =0,19 – коэффициент влияния осевого нагружения; RВ1
= 1967,4 H – радиальная нагрузка подшипника; Ra = 356 H – осевая нагрузка подшипника; Kб =1.25 – коэффициент безопасности; Kт =1 – температурный коэффициент; V =1 – коэффициент вращения; Подшипник пригоден. Подшипники промежуточного вала III: Радиально-упорные шариковые однорядные подшипники: Co
= 27,4 кН – статическая грузоподъёмность; Cr
= 35,0 кН - базовая динамическая грузоподъёмность; X =0,56 – коэффициент радиальной нагрузки; Y =2,3– коэффициент осевой нагрузки; e =0,19 – коэффициент влияния осевого нагружения; RА2
= 3576,4 H – радиальная нагрузка подшипника; Ra = 356 H – осевая нагрузка подшипника; Kб =1.25 – коэффициент безопасности; Kт =1 – температурный коэффициент; V =1 – коэффициент вращения; Подшипник пригоден. Подшипники выходного вала IV: Подшипник пригоден. Расчёт шпонок на смятие ведётся по формуле: Т – крутящий момент на валу, Н.
мм; d – диаметр ступени вала; h – высота шпонки; t – глубина паза вала; b – ширина шпонки; l – длина шпонки. Ведущий вал: Диаметр ступени вала под шкив клиноременной передачи d = 30 мм; выбираем призматическую шпонку по ГОСТ 23360-78; b – ширина шпонки , h – высота , l – длина; глубина паза: вала t = 4; втулки t1
= 3,3; фаска r = 0,5. Промежуточный вал: Диаметр ступени вала под колесом 2: d = 42 мм; выбираем призматическую шпонку по ГОСТ 23360-78; b – ширина шпонки , h – высота , l – длина; глубина паза: вала t = 5; ступицы t1
= 3,3; фаска r = 0,5. Такую же шпонку выбираем под колесом 3: Шпонка 12*8*50 ГОСТ 23360-78. Выходной вал: Диаметр ступени вала под колесом 4: d = 60 мм; выбираем призматическую шпонку по ГОСТ 23360-78; b – ширина шпонки , h – высота , l – длина; глубина паза: вала t = 7; ступицы t1
= 4,4; фаска r = 0,5. Из эпюры изгибающих моментов видно, что наиболее опасное сечение – в месте шпоночного паза для установки зубчатого колеса. [s] – допускаемый коэффициент запаса, [s] = 1,5…2,5; s – расчётный коэффициент запаса в рассматриваемом сечении вала; ss
– коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям; st
–коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям. Амплитуда напряжений: b – ширина шпоночного паза; t – глубина шпоночного паза вала; d – диаметр вала под колесом. Амплитуда цикла: tа
= МК
– крутящий момент на валу; b – ширина шпоночного паза; t – глубина шпоночного паза вала; d – диаметр вала под колесом. Коэффициент концентрации нормальных напряжений: Коэффициент концентрации касательных напряжений: Пределы выносливости в расчётном сечении вала: s-1
и t-1
– пределы выносливости материала вала при симметричном цикле изгиба и кручения: s-1
= 310 Н/мм2
, t -1
= 170 Н/мм2
; Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям: Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям: Расчётный коэффициент запаса в рассматриваемом сечении вала: Конструктивные размеры корпуса редуктора Толщина стенок корпуса и крышки: δ = 0,025 .
aw
т
+ 3 = 0,025 .
180 + 3 = 7,5 мм; δ1
= 0,02 .
aw
т
+ 3 = 0,02 .
180 + 3 = 6,6 мм. Примем δ = δ1
= 8 мм. Толщина фланцев корпуса и крышки: - верхнего фланца корпуса: b = 1,5 .
δ = 1,5 .
8 = 12 мм. - фланца крышки редуктора: b1
= 1,5 .
δ1
= 1,5 .
8 = 12 мм. -нижнего фланца корпуса: p = 2,35 .
δ = 2,35 .
8 = 18,8 мм. Примем р = 19 мм. Диаметры болтов: - фундаментных: d1
= 0,033.
aw
т
+ 12 = 0,033 .
180 + 12 = 17,94 мм. Принимаем фундаментные болты М20. - крепящих крышку к корпусу у подшипника (бобышки): d2
= 0,725 .
d1
= 0,725 .
18 = 13,05 мм. Принимаем болты с резьбой М16. - соединяющих крышку и корпус: d3
= 0,55 .
d1
= 0,55 .
18 = 9,9 мм. Принимаем болты с резьбой М10. Толщина ребер корпуса и крышки: с1
= 0,9 .
δ1
= 0,9 .
8 = 7,2 мм. Примем с1
= 8 мм. Минимальный зазор между колесом и корпусом: e1
= 1,2 .
δ = 1,2 .
8 = 9,6 мм. Примем в = 12 мм. Минимальный зазор между нижней стенкой корпуса и колесом: e2
= 10*mтих
= 10*2,5 = 25 мм. Смазывание зубчатых зацеплений осуществляется окунанием в масло, заливаемого внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 10 мм. Объем масляной ванны (принимается из расчета 0,6 дм3
на 1кВт передаваемой мощности): Устанавливаем вязкость масла: Вязкость масла выбираем в зависимости от окружной скорости: В быстроходной паре v= 2,58 м/с и рекомендуемая вязкость масла ν = 81,5 сСт при 500
С; в тихоходной – v = 1,24 м/с и рекомендуемая вязкость ν = 118 сСт при 500
С; Среднее значение ν = 100 сСт. Выбираем масло И-100А. Подшипники смазываются тем же маслом за счет разбрызгивания. Уровень масла контролируется жезловым маслоуказателем при остановке редуктора. В качестве уплотнений принимаем: Для ведущего вала: манжета 1.1-35*58-1 ГОСТ 8752-79. Для выходного вала: манжета 1.1-55*80-1 ГОСТ 8752-79. Шейки валов под подшипники и шестерни – 1,25...2,5 мкм, под уплотнения –3,2 мкм. Торцы буртов под подшипники и шестерни – 2,5 мкм. Поверхность зубьев – 2,5 мкм. Остальные обработанные поверхности – 12,5 мкм. Канавки, фаски, радиусы галтелей на валах и колёсах – 6,3 мкм. Отверстия под болты / винты –12,5 мкм. Рабочей поверхности шкива - 2,5 мкм. Посадка зубчатых колес на валы Посадки распорных втулок на валы Посадки крышек в гнезда под подшипники Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала k6. Посадка шкива на вал редуктора Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очистить и покрыть маслостойкой краской. Сборка производится в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов: - на ведущий вал насаживают подшипники, предварительно нагретые в масле до 80 – 100 °С; на месте соединения вала со шкивом закладывают шпонку. - промежуточный вал: надевают распорную втулку, закладывают шпонки и напрессовывают шестерню и колесо; затем надевают распорную втулку, устанавливают подшипники, предварительно нагретые в масле; - в выходной вал напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку и устанавливают подшипники, предварительно нагретые в масле. Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса пастой «Герметик» УЗО-М. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу. После этого ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки. Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают уплотнения. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами. На конец ведущего вала устанавливают шкив и закрепляют его. Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия и жезловый маслоуказатель. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой из технического картона; закрепляют крышку болтами. Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями. ЛИТЕРАТУРА
1. Анурьев В.И. Справочник конструктора – машиностроителя. Куйбышев. М.: Машиностроение 1978. 2. Басов В.В. и др.: Чертеж – язык техники. – Куйбышев. Куйбышевское книжное издательство, 1976. 3. Деветериков Ю.Л. Подбор электродвигателя и муфт. Методическое пособие. ТПИ, Тольятти, 1980. 4. Деветериков Ю.Л. Порядок расчета передач с использованием ЭЦВМ. Методическое пособие. ТПИ, Тольятти, 1980 5. Денисов Г.П. Подбор шпонок, проектирование зубчатых (шлицевых) соединение с гарантированным натягом. Методическое пособие. ТПИ, Тольятти, 1980. 6. Денисов Г.П. Расчет планетарных редукторов с использованием ЭЦВМ. Методическое пособие. ТПИ, Тольятти, 1980. 7. Дунаев П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин. М., «Высшая школа», 1978. 8. Журавлев В.В. Смазка редукторов. Тепловой расчет редукторов. Методическое пособие. ТПИ, Тольятти, 1980. 9. Иванов М.Н., Иванов В.Н. Детали машин. Курсовое проектирование. М., «Высшая школа», 1975. 10. Кудрявцев В.Н. и др. Конструирование и расчет зубчатых редукторов. М., «Машиностроение», 1978. 11. Орлов П.И. Основы конструирования. Справочно – методическое пособие. М., Машиностроение, кн: 1, 2, 3; 1977. 12. Решетов Д.Н. Детали машин. М., «Машиностроение». 1974. 13. Решетов Д.Н. Детали машин. Атлас конструкций. М., «Машиностроение», 1972. 14. Федоренко В.А., Шошин А.И. Справочник по машиностроительному черчению. Л., «Машиностроение», 1977. 15. Чернавский С.А. и др. Проектирование механических передач. Учебно–справочное пособие. М., «Машиностроение», 1976. 16. Чернин И.М. и др. Расчет деталей машин. Минск, «Высшая школа», 1974. 17. Мягков В.Д. Допуски посадки. Справочник. М.-Л., Машиностроение, 1980, ч. 1-я, 2-я. 18. Методические указания по деталям машин. Составители: Авдонченкова Г.Л., Пахоменко А.Н., Мельников П.А. Тольятти, 2005 г.
|