Детали машин

СОДЕРЖАНИЕ

|Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода. |3 |

| | |

|Расчет зубчатых колес редуктора |4 |

| | |

|Предварительный расчет валов |6 |

| | |

|Конструктивные размеры шестерни и колеса |7 |

| | |

|Конструктивные размеры корпуса редуктора |7 |

| | |

|Расчет цепной передачи |8 |

| | |

|Первый этап компоновки редуктора |10 |

| | |

|Проверка долговечности подшипника |11 |

| | |

|Второй этап компоновки редуктора |14 |

| | |

|Проверка шпоночного соединения |15 |

| | |

|11. Уточненный расчёт валов |15 |

| | |

|12. Выбор сорта масла |17 |

| | |

|13. Сборка редуктора |18 |

| | |

|14. Список используемой литературы |19 |

| | |

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчёт

Технические данные

P2=4,5 кВт

n2=100 об/мин

1.1 Определение общей КПД установки

[pic], где

[pic]=0,98 - КПД цепной передачи

[pic]=0,99 - Две пары подшипников качения

[pic]=0,92 - КПД зубчатой передачи

[pic]=0,99 - КПД муфты

1.2 Определяем требуемую мощность электродвигателя.

1.3 Определяем требуемую частоту вращения.

[pic]

где Uц.п. =3 ;Uред =4

nдв =nзЧUобщ=100Ч12=1200

1.4 Выбираем тип двигателя по таблице П1. Это двигатель 4А100L4УЗ с

ближайшим большим значением мощности 4 кВт, с асинхронной частотой

вращения 1500 об/мин и S =4,7%. Этому значению номинальной мощности

соответствует частота вращения nном =1500-47=1453 об/мин.

1.5 Определяем общее передаточное число установки.

1.51 По ГОСТ 2185-66 принимаем Uред =4

1.6 Пересчитываем Uц.п.

[pic]

1.7 Определяем вращающий момент на валах

1.71 Вращающий момент на валу шестерни

[pic]

1.72 Вращающий момент на валу колеса

[pic][pic]

2. Расчет зубчатых колёс редуктора

2.1 Выбор материалов для передач

Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи,

выбираем материалы со средними механическими характеристиками по таблице

3.3: для шестерни сталь 45, термообработка – улучшение, твёрдость НВ 230;

для колеса ( сталь 45, термообработка – улучшение, но твёрдость на 30

единиц ниже – НВ 200.

Допускаемые контактные напряжения

где (н lim b – предел контактной выносливости при базовом числе циклов. По

табл. 3.2[1] для углеродистых сталей с твёрдостью поверхностей зубьев менее

НВ 350 и термообработкой (улучшение)

КHL – коэффициент долговечности; при числе циклов нагрузки больше базового,

что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают КHL=1;

[n]H=1,1

2.2Принимаем допускаемое напряжение по колесу

Для колеса

[pic]

Тогда расчетное допускаемое напряжение

[pic]

Коэффициент нагрузки [pic], несмотря на симметричное расположение колес

относительно опор, примем выше для этого случая, так как со стороны

клиноременной передачи действуют силы, вызывающие дополнительную деформацию

ведомого вала и ухудшающие контакт зубьев. Принимаем предварительно по

табл. 3.1[1], как в случае несимметричного расположения колес, значение

[pic]=1,25.

Принимаем коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию[pic]

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активной

поверхности зубьев (по формуле (3.8) [1]).

[pic]

Здесь принято [pic]. Ближайшее стандартное значение [pic]. Нормальный

модуль зацепления

[pic]; принимаем [pic](стр.36 [1])

2.3 Угол наклона зубьев [pic]. Определим число зубьев шестерни и колеса:

[pic]; принимаем z1=28

тогда [pic] принимаем z2=112

2.4 Основные размеры шестерни и колеса:

2.41 Диаметры делительные:

[pic]; [pic].

Проверка: [pic].

2.42 Диаметры вершин зубьев:

[pic]; [pic];

ширина колеса [pic];

ширина шестерни [pic].

2.43 Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

[pic].

2.44 Окружная скорость колес и степень точности передачи

[pic]м/с,

где - ?1=[pic]

[pic]

При такой скорости следует принять 8-ю степень точности (стр.32 [1])

2.5 Коэффициент нагрузки

[pic]

Значения [pic] даны в табл.3.5[1]: при [pic], твердости [pic] и

несимметричном расположении колес относительно опор с учетом изгиба

ведомого вала от натяжения цепной передачи [pic].

По табл. 3.4[1] при [pic] и 8-й степени точности [pic]. По табл.

3.6[1] для прямозубых колес при [pic] имеем [pic]. Таким образом,

[pic].

2.6 Проверка контактных напряжений по формуле (3.6)[1]:

[pic]

2.7Силы, действующие в зацеплении:

2.71 Окружная [pic];

2.72 Радиальная [pic];

2.73 Осевая [pic]

2.8 Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле

(3.25)[1]:

[pic]

Здесь коэффициент нагрузки [pic].

По табл. 3.7[1] при [pic], твердости [pic] и несимметричном расположении

зубчатых колес относительно опор [pic]. По табл. 3.8[1] [pic]. Таким

образом, коэффициент [pic].

2.81[pic]–коэффициент прочности зуба по местным напряжениям, зависящий от

эквивалентного числа зубьев [pic]:[pic]

у шестерни [pic];

у колеса [pic].

При этом [pic] и [pic] (стр.42 [1]).

Допускаемое напряжение – по формуле (3.24)[1]:

[pic].

По табл. 3.9[1] для стали 45 улучшенной при твердости [pic] [pic] .

Для шестерни [pic];

для колеса [pic].

[pic]–коэффициент запаса прочности(3.24)[1], где [pic]; [pic].

Следовательно, [pic].

Допускаемые напряжения:

для шестерни [pic],

для колеса [pic].

Находим отношения [pic];

для шестерни [pic];

для колеса [pic].

Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для которого найденное

отношение меньше.

Определяем коэффициенты (( и КF(

[pic]?=1, т.к. ?=0

[pic]

Проверяем прочность зуба колеса по формуле (3.25)[1]:

[pic]

Условие прочности выполнено.

3. Предварительный расчет валов редуктора

Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым

напряжениям.

Ведущий вал:

диаметр выходного конца при допускаемом напряжении [pic](учитывая влияние

изгиба вала от натяжения ремней привода) по формуле (6.16)[1]

[pic].

Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда(ГОСТ 6636-69):

[pic].

Примем под подшипниками [pic]. Шестерню выполним за одно целое с валом.

Ведомый вал:

Учитывая влияние изгиба вала от возможных натяжений, принимаем [pic].

Диаметр выходного конца вала

[pic].

Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда: [pic]. Диаметр

вала под подшипниками принимаем [pic], под зубчатым колесом [pic].

Диаметры остальных участков назначают исходя из конструктивных

соображений при компоновке редуктора.

4. Конструктивные размеры шестерни и колеса

Шестерню выполняем за одно целое с валом, ее размеры: [pic], [pic],

[pic].

Колесо кованое, [pic], [pic], [pic].

Диаметр ступицы [pic]; длина ступицы [pic], из конструктивных соображений

принимаем [pic].

Толщина обода [pic], принимаем [pic].

Толщина диска [pic].

5. Конструктивные размеры корпуса редуктора

5.1 Толщина стенок корпуса и крышки:

[pic], принимаем [pic]; [pic], принимаем [pic].

5.2 Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:

5.21 Верхний пояс корпуса и пояс крышки:

[pic];

5.22 Нижний пояс корпуса

[pic], принимаем [pic].

5.3 Диаметры болтов:

5.31 Фундаментных [pic], принимаем болты с резьбой М20;

5.32 Крепящих крышку к корпусу у подшипников [pic], принимаем болты с

резьбой М16;

5.33 Соединяющих крышку с корпусом [pic], принимаем болты с резьбой М10.

6. Расчет цепной передачи

Выбираем приводную роликовую однорядную цепь (табл. 7.15)

6.1 Вращающий момент на ведущем валу:

Т3 = Т2 =97 Н?мм

6.2 Передаточное отношение было принято Uц =3,6

6.3 Число зубьев:

6.31 Ведущей звёздочки

[pic]

6.32 Ведомой звёздочки

[pic]

Принимаем [pic]

Тогда фактическое [pic]

6.4 Отклонение ?%

[pic], что допустимо.

6.5 Расчётный коэффициент нагрузки (табл.7.38)

[pic],

Где Кэ =динамический коэффициент при спокойной нагрузке; Ка =1 учитывает

влияние межосевого расстояния; Кн =1-учитывает влияние угла наклона линии

центров; Кр= 1,25 при периодическом регулировании натяжения цепи, Кр -

учитывает способ регулирования цепи; Ксм =1 при непрерывной смазке; Кп

=учитывает продолжительность работы в сутки, при односменной работе Кп =1.

6.6 Частота вращения звездочки (7.18)[1]

[pic],

где [pic]

Среднее значение допускаемого давления при [pic]

Шаг однорядной цепи:

[pic]

Подбираем по табл. 7.15[1] цепь ПР 15,875-22,70 по ГОСТ 13568-75, имеющую t

=31,75 мм; разрушающую нагрузку [pic][pic]

6.7 Скорость цепи.

[pic]

6.8 Окружная сила.

[pic]

6.9 Давление в шарнире проверяем по формуле (7.39)[1]

[pic],

уточняем по тал 7.18 допускаемое давление [p]= 34[1+0.01(Z3-17)] =36,38.

Условие [pic] выполнено.

6.10 Определяем число звеньев по формуле (7.36)[1]

[pic]

где at =[pic]=50; [pic]; [pic]

Тогда

[pic]

округляем до чётного числа [pic]

6.11 Уточняем межосевое расстояние цепной передачи по формуле (7.37)[1]

[pic]

[pic]=

[pic]

Для свободного провисания цепи предусматривает возможность уменьшения

межосевого расстояния на 0,4% т.е. на [pic]

6.12 Определим диаметры делительных окружностей звёздочек (см

формулу(7.34)[1]

[pic]

6.13 Определим диаметры наружных поверхностей звездочек (7.35)[1]

[pic],

где d1 =10,16 мм- диаметр ролика цепи (табл.7.15)[1]

[pic]

6.14 Силы, действующие на цепь:

6.14.1 Окружная [pic]

6.14.2 От центробежных сил [pic]

6.14.3 От провисания [pic]

6.15 Расчетная нагрузка на валы

[pic]

6.16 Проверяем коэффициент запаса прочности

[pic]

6.17 Размеры ведущей звездочки:

ступица звездочки dст =[pic]; [pic]

принимаем [pic]=40 мм

толщина диска звёздочки 0,93 Ввн =[pic],

где Ввн –расстояние между пластинками внутреннего звена

6.18 Размеры ведомой звездочки

[pic]

[pic], принимаем [pic]=60 мм

7. Первый этап компоновки редуктора

Компоновку обычно проводят в два этапа. Первый этап служит для

приближенного определения положения зубчатых колес относительно опор для

последующего определения опорных реакций и подбора подшипников.

Компоновочный чертеж выполняем в одной проекции — разрез по осям валов

при снятой крышке редуктора; желательный масштаб 1:1, чертить тонкими

линиями.

Примерно посередине листа параллельно его длинной стороне проводим

горизонтальную осевую линию; затем две вертикальные линии — оси валов на

расстоянии [pic].

Вычерчиваем упрощенно шестерню и колесо в виде прямоугольников; шестерня

выполнена за одно целое с валом; длина ступицы колеса равна ширине венца и

не выступает за пределы прямоугольника.

Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса:

а) принимаем зазор между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса

[pic];

б) принимаем зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней

стенки корпуса [pic];

в) принимаем расстояние между диаметром окружности вершин зубьев шестерни

и внутренней стенкой корпуса [pic](наружный диаметр подшипника меньше

диаметра вершин зубьев шестерни).

Предварительно намечаем радиальные шарикоподшипники средней серии;

габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников

[pic] и [pic].

По табл. П3[1] имеем:

|Условное |d |D |B |Грузоподъемность, кН |

| |Размеры, мм |C |C0 |

|304 |20 |52 |15 |15,9 |7,8 |

|307 |35 |80 |21 |33,2 |18 |

Решаем вопрос о смазке подшипников. Принимаем для подшипников пластичную

смазку. Для предотвращения вытекания смазки внутрь корпуса и вымывания

пластичной смазки жидким маслом из зоны зацепления устанавливаем

мазеудерживающие кольца. Их ширина определяет размер [pic].

Замером находим расстояния на ведущем валу [pic] и на ведомом валу [pic].

Замером находим расстояние [pic], определяющее положение шкива

относительно ближайшей опоры ведомого вала. Примем окончательно [pic].

8. Проверка долговечности подшипника.

Ведущий вал. Из предыдущих расчетов имеем [pic]и [pic];[pic]; из первого

этапа компоновки [pic].

Реакции опор:

вертикальная плоскость:

в плоскости XZ

[pic]

В плоскости YZ

[pic]

Проверка: [pic] [pic]

[pic].

Суммарные реакции:

[pic]

Намечаем радиальные шариковые подшипники 304 (табл. П3)[1]:

[pic]; [pic]; [pic]; С=1939 кН и С0=7,8 кН.

Эквивалентная нагрузка по формуле (9.3)[1]

[pic],

в которой радиальная нагрузка Pr1=500H; осевая нагрузка Pa=0H; V=1

(вращается внутреннее кольцо); Кб=1 (табл. 7.2)[1]; Кт=1.05.

Отношения [pic];

Отношение [pic]

[pic].

Расчетная долговечность, млн. об. :

[pic]

Расчетная долговечность, ч,

[pic].

Ведомый вал.Из первого этапа компоновки [pic] и [pic];[pic]

[pic]

Реакции опор:

В плоскости XZ

[pic]

Проверка:

[pic]

В плоскости YZ

[pic]

Проверка:

[pic]

Суммарные реакции:

[pic];

[pic].

Выбираем подшипник по более нагруженной опоре 3.

Шариковые радиальные подшипники 307 средней серии(см.П3):

[pic]; [pic]; [pic]; С=33,2 кН и С0=18 кН.

Отношения [pic];

Отношение [pic]

[pic]

Расчетная долговечность, млн. об. :

[pic]

Расчетная долговечность, ч,

[pic];

Для зубчатых редукторов ресурс работы подшипников принимают от 36 000 ч

(таков ресурс самого редуктора) до 10 000 ч (минимально допустимая

долговечность подшипника). В нашем случае подшипники ведомого вала 304

имеют ресурс [pic], а подшипники ведомого вала 307 имеют [pic].

Строим эпюры:

Ведущий вал:

[pic]

Ведомый вал:

[pic]

10. Второй этап компоновки редуктора

Второй этап компоновки имеет целью конструктивно оформить зубчатые

колеса, валы, корпус, подшипниковые узлы и подготовить данные для проверки

прочности валов и некоторых других деталей.

Вычерчиваем шестерню и колесо по конструктивным размерам, найденным

ранее. Шестерню выполняем за одно целое с валом.

Конструируем узел ведущего вала:

а) наносим осевые линии, удаленные от середины редуктора на расстояние

[pic]. Используя эти осевые линии, вычерчиваем в разрезе подшипники

качения;

б) между торцами подшипников и внутренней поверхностью стенки корпуса

вычерчиваем мазеудерживающие кольца. Их концы должны выступать внутрь

корпуса на 1-2мм от внутренней стенки. Тогда эти кольца будут выполнять

одновременно роль маслоотбрасывающих колец. Для уменьшения числа ступеней

вала кольца устанавливаем на тот же диаметр, что и подшипники (Ш40мм).

Фиксация их в осевом направлении осуществляется заплечиками вала и торцами

внутренних колец подшипников;

в) вычерчиваем крышки подшипников с уплотнительными прокладками (толщиной

1мм) и болтами. Болт условно заводится в плоскость чертежа, о чем говорит

вырыв на плоскости разъема.

Используем фетровые уплотнения, т. к. допускаемое значение скорости

<5м/с.

г) переход вала Ш40мм к присоединительному концу Ш32мм выполняют на

расстоянии 10-15мм от торца крышки подшипника.

Длина присоединительного конца вала Ш32мм определяется длиной шкива.

Аналогично конструируем узел ведомого вала.

На ведущем и ведомом валах применяем шпонки призматические со

скругленными торцами по ГОСТ 23360-78. Вычерчиваем шпонки, принимая их

длины на 5-10мм меньше длин ступиц.

Непосредственным измерением уточняем расстояния между опорами и

расстояния, определяющие положение зубчатых колес относительно опор. При

значительном изменении этих расстояний уточняем реакции опор и вновь

проверяем долговечность подшипников.

11. Проверка прочности шпоночных соединений

Шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок

и пазов и длины шпонок по ГОСТ 23360-78.

Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.

Напряжение смятия и условие прочности по формуле (6.22)[1]

[pic]

Допускаемое напряжение смятия при стальной ступице [pic], при чугунной

ступице [pic]

Ведущий вал

[pic]; [pic]; [pic]

[pic]

Условие [pic] выполнено.

Ведомый вал

[pic]; [pic]; [pic]; длина шпонки [pic]; момент на ведущем валу [pic];

[pic]

Условие [pic] выполнено.

12. Уточненный расчет валов

Примем, что нормальные напряжения от изгиба измеряются по

симметричному циклу, а касательные от кручения – по отнулевому

(пульсирующему).

Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности n

опасных сечений и сравнении их с требуемыми (допускаемыми) значениями [n].

Прочность соблюдена при n([n].

Будем производить расчет для предположительно опасных сечений каждого из

валов.

Ведущий вал.

Материал вала тот же, что и для шестерни (шестерня выполнена заодно с

валом), т.е. сталь 45, термообработка ( улучшение.

По табл. 3.3 при диаметре заготовки до 90мм (в нашем случае da1=78,96 мм)

среднее значение [pic]

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба

[pic].

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений

[pic]

Сечение А–А. В этом сечении при передаче вращающего момента от

электродвигателя через муфту возникают только касательные напряжения.

Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.

Коэффициент запаса прочности

[pic],

где амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла

[pic].

При d=32 мм; b=10 мм; t1=5 мм

[pic];

[pic].

Принимаем [pic], [pic] и [pic].

После подстановки

[pic].

Такой большой коэффициент запаса прочности объясняется тем, что диаметр

вала был увеличен при конструировании для согласования по размеру с

диаметром вала электродвигателя.

По той же причине проверять прочность в сечениях Б–Б и В–В нет

необходимости.

Ведомый вал.

Материал вала – сталь 45 нормализованная, [pic].

Пределы выносливости [pic] и [pic].

Сечение А–А.

Изгибающий момент в горизонтальной плоскости

[pic];

изгибающий момент в вертикальной плоскости

[pic];

суммарный изгибающий момент в сечении А–А

[pic].

Момент сопротивления кручению ([pic]; [pic]; [pic])

[pic].

Момент сопротивления изгибу

[pic].

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

[pic].

Амплитуда нормальных напряжений изгиба

[pic]; среднее напряжение [pic].

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

[pic].

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

[pic].

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А–А

[pic].

13. Посадки зубчатого колеса, звездочки и подшипников

Посадки назначаем в соответствии с указаниями, данными в табл. 8.11[1].

Посадка зубчатого колеса на вал Н7/р6 по ГОСТ 25347-82.

Посадка звездочки цепной передачи на вал редуктора Н7/h6.

Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала к6. Отклонения

отверстий в корпусе под наружные кольца по Н7.

Остальные посадки назначаем, пользуясь данными табл. 8.11[1].

14. Выбор сорта масла

Смазка зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в

масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение

колеса примерно на 10 мм. Объем масляной ванны Vм определяем из расчета

0,25 дм3 масла на 1 кВт передаваемой мощности: [pic].

По табл. 10.8[1] устанавливаем вязкость масла. При скорости [pic]

рекомендуемая вязкость [pic].Принимаем масло индустриальное И-30А по ГОСТ

29799-75.

Подшипники смазываем пластичной смазкой, которую закладывают в

подшипниковые камеры при сборке. Периодически смазку пополняют через пресс-

масленки. Сорт смазки – УТ-1.

15. Сборка редуктора

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 мазеудерживающие кольца и шарикоподшипники,

предварительно нагретые в масле до 80-100( С;

в ведомый вал закладывают шпонку 18(11(50 и напрессовывают зубчатое

колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку,

мазеудерживающие кольца и устанавливают шарикоподшипники, предварительно

нагретые в масле.

Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку

корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка корпуса и крышки

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; регулируют тепловой зазор, подсчитанный

по формуле (7.1)[1]. 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 жезловый

маслоуказатель. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие

крышкой с прокладкой; закрепляют крышку болтами.

Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по

программе, устанавливаемой техническими условиями.

Список используемой литературы

1.Курсовое проектирование деталей машин: Учебно-справочное пособие для

ВУЗов / С.А.Чернавский и др.-М.: Машиностроение, 1984.

2 Шейнблид А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие для

техникумов.-М.: Высшая школа, 1991.

[pic]

Батманов А.В. гр. Т-32

[pic]

Незаконное копирование тиражирование преследуется по закону All right

received

[pic]

-----------------------

[pic]

МЕНЮ

Детали машин

Детали машин

ИНТЕРЕСНОЕ