Определение мощности электродвигателя, частот вращения и крутящих моментов на валах привода. Расчёт цилиндрической и цепной передач, шпоночных соединений, подшипников, валов, муфты. Конструирование зубчатого колеса, корпусных деталей. Выбор посадок.
Такие сопротивления имеют место и в нашем приводе: в зубчатой передаче, в опорах валов, в муфтах и в цепи с роликами. Получим: по стандартному ряду принимаем передаточное число цилиндрической передачи , тогда передаточное число цепной передачи равно: 1.2 Определение частот вращения и крутящих моментов на валах привода Суммарное число зубьев шестерни и колеса: Определим число зубьев шестерни тогда число зубьев колеса Определим фактическое передаточное отношение редуктора в соответствии с принятыми числами зубьев колес Быстроходный вал: Диаметр конца вала под полумуфту: где - крутящий момент, передаваемый валом;В ходе курсового проекта был спроектирован цилиндрический одноступенчатый редуктор. В ходе проектирования были выполнены кинематический расчет с выбором электродвигателя, расчет передач.
Введение
Конструирование машин - творческий процесс со свойственными ему закономерностями построения и развития. Основные особенности этого процесса состоят в многовариантности решения, необходимости согласования принимаемых решений с общими и специфическими требованиями, предъявляемыми к конструкциям, а также с требованиями соответствующих государственных стандартов, регламентирующих термины, определения, условные обозначения, систему измерений, методы расчета и т. п.
Детали, узлы, машины изготовляют по чертежам, выполненным на основе проектов - совокупности расчетов, графических материалов и пояснений к ним, предназначенных для обоснования и определения параметров конструкции (кинематических, динамических, геометрических и др.), ее производительности, экономической эффективности. Для особо ответственных конструкций проект дополняют макетом или действующей моделью .
Курсовой проект по деталям машин является первой конструкторской работой студента, выполненной на основе знаний общеобразовательных, общетехнических и общеспециальных дисциплин. Здесь есть все: и анализ назначения и условий работы проектируемых деталей; и наиболее рациональные конструктивные решения с учетом технологических, монтажных, эксплуатационных и экономических требований; и кинематические расчеты; и определение сил, действующих на детали и узлы; и расчеты конструкций на прочность; и выбор материалов; и процесс сборки и разработки конструкций; и многое другое.
Таким образом достигаются основные цели этого проекта: — овладеть техникой разработки конструкторских документов на различных стадиях проектирования;
— приобрести навыки самостоятельного решения инженерно-технических задач и умения анализировать полученные результаты;
— научиться работать со стандартами, различной инженерной, учебной и справочной литературой;
— уметь обоснованно защитить проект.
В результате приобретенные навыки и опыт проектирования машин и механизмов общего назначения станут базой для выполнения курсовых проектов по специальным дисциплинам и дипломного проекта .
1. Кинематический расчет
1.1 Выбор электродвигателя
Привод состоит из электродвигателя, муфты, одноступенчатого редуктора и цепной передачи. При передаче мощности имеют место ее потери на преодоление сил вредного сопротивления. Такие сопротивления имеют место и в нашем приводе: в зубчатой передаче, в опорах валов, в муфтах и в цепи с роликами. Ввиду этого мощность на приводном валу будет меньше мощности, развиваемой двигателем, на величину потерь.
Для выбора электродвигателя определяют требуемую его мощность и частоту вращения выходного вала редуктора.
Мощность на выходном валу редуктора определяется по формуле: , где F - окружная сила на барабане конвейера, F = 2000 Н;
V - скорость движения ленты , V = 1,5 м/с.
= 3 КВТ
Требуемая мощность электродвигателя определяется по формуле
, где з - КПД привода.
Определим общий к.п.д. привода где - к.п.д. муфты
- к.п.д закрытой цилиндрической передачи
- к.п.д. одной пары подшипников качения
- к.п.д цепной передачи
Получим
= 3,45 КВТ.
По ГОСТ 19523-81 по требуемой мощности КВТ выбираем электродвигатель трехфазный асинхронный короткозамкнутый серии 4А закрытый, обдуваемый с синхронной частотой n = 1000 об/мин 4А112MB с параметрами Рдв = 11 КВТ и асинхронной частотой вращения nн=750 об/мин.
Определяем передаточное отношение привода где - асинхронная частота вращения вала двигателя;
- частота вращения вала приводного барабана.
Определяем частоту вращения вала приводного барабана: , где D -диаметр барабана: = 127,4об/мин.
Получим: по стандартному ряду принимаем передаточное число цилиндрической передачи , тогда передаточное число цепной передачи равно:
1.2 Определение частот вращения и крутящих моментов на валах привода
Определение мощности на валах
(КВТ)
(КВТ)
(КВТ)
Определение частот вращения валов (об/мин)
(об/мин)
(об/мин)
Определение угловых скоростей вращения валов
(рад/с)
(рад/с)
(рад/с)
(рад/с)
Определение вращающих моментов на валах
(Нм)
(Нм)
(Нм)
(Нм)
2. Расчет цилиндрической передачи
Так как передача не является тяжело нагруженной и не предъявляется высоких требований к размерам, для изготовления зубчатых колес используем сравнительно дешевые марки стали. Для равномерного изнашивания зубьев и лучшей их прирабатываемости твердость шестерен назначаем больше твердости колес.
Сталь в наше время - основной материал для изготовления зубчатых колес. В качестве материала для изготовления зубчатого колеса принимаем сталь 45 ГОСТ 1050-88. Термообработка колеса - улучшение, твердость НВ200; для шестерни так же сталь 45 ГОСТ 1050-88, термообработка шестерни - улучшение, твердость на поверхности HB230.
YR- коэффициент, учитывающий влияние шероховатости, YR = 1;
YA- коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки, YA= 1;
SF- коэффициент запаса прочности, SF = 1,7;
YN- коэффициент долговечности: , где YFG- число циклов, соответствующее перелому кривой усталости, ;
YFE- эквивалентное число циклов: , , т. к. > , то ;
, т. к. > , то ;
;
МПА;
МПА.
Проектный расчет: Межосевое расстояние:
где = 49.5 - вспомогательный коэффициент для прямозубых передач;
- передаточное отношение ступени;
- вращающий момент на тихоходном валу передачи;
= 0,25 - коэффициент ширины венца колеса;
- среднее допускаемое контактное напряжение;
= 1.25 -коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине зуба
(мм)
Принимаем =180 мм
Модуль зацепления принимаем стандартное среднее значение
(мм)
Принимаем =45 мм =50 мм
Суммарное число зубьев шестерни и колеса:
Определим число зубьев шестерни тогда число зубьев колеса
Определим фактическое передаточное отношение редуктора в соответствии с принятыми числами зубьев колес
Определим размеры колес
Делительный диаметр
(мм)
(мм)
Проверка: (мм)
Диаметр вершин зубьев
(мм)
(мм)
Диаметр впадин зубьев
(мм)
(мм)
Проверочный расчет цилиндрической передачи редуктора: Проверяем контактные напряжения где = 376 - вспомогательный коэффициент
- окружная сила в зацеплении;
- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями;
- коэффициент, динамической нагрузки
- ширина венца зубчатого колеса;
- делительный диаметр зубчатого колеса
Выбора коэффициентов осуществляется в зависимости от окружной скорости колес и степени точности передачи
Окружная сила в зацеплении где - вращающий момент на быстроходном редуктора
(Н)
Окружная скорость колеса:
где - угловая скорость тихоходного вала редуктора
(м/с)
=1,1 (по таблице)
= 1,1 (по таблице)
Получим: (Н/мм2)
Вывод: зубчатая передача редуктора является недогруженной, что находится в пределах допускаемых значений, т.е. условие прочности выполнятся.
Определение сил в зацеплении закрытой передачи: Окружная сила:
где - вращающий момент на быстроходном валу;
- делительный диаметр шестерни.
(Н)
Радиальная сила:
где =200 - угол зацепления;
(Н)
Осевой силы не возникает, так как зацепление прямозубое.
3. Компоновка редуктора
3.1 Проектные расчеты валов
В качестве материала для изготовления валов редуктора принимаем сталь 40Х ГОСТ 4543-71.
Предварительно определяем диаметры валов
Быстроходный вал: Диаметр конца вала под полумуфту:
где - крутящий момент, передаваемый валом;
=17 Н/мм2 - допускаемые контактные напряжения
(мм) принимаем (мм)
Далее по формулам определим размеры других ступеней вала, принимая t=2 и r = 2.
Длина конца вала: (мм)
Диаметр ступени под подшипники: (мм) принимаем
Длина ступени под подшипники: (мм)
Диаметр вала за подшипником: (мм)
Тихоходный вал: Аналогично проводим расчет ступеней тихоходного вала, принимая t = 2,5; r =2,5 ; =20 Н/мм2
Диаметр конца вала под полумуфту: (мм) принимаем (мм)
Длина конца вала: (мм)
Диаметр ступени под подшипники: (мм)
Длина ступени под подшипники: (мм)
Диаметр вала за подшипником: (мм) принимаем (мм)
3.2 Выбор типа и схемы установки подшипников
В качестве опор быстроходного вала принимаем шариковые радиальные подшипники тяжелой серии (Подшипник 407 ГОСТ 27365-87) и схему установки «враспор». Параметры подшипника
DXDXB=35x100x25 для которого КН, КН.
В качестве опор выходного вала принимаем шариковые радиальные подшипники тяжелой серии (Подшипник 410 ГОСТ 27365-87) и схему установки «враспор». Параметры подшипника
DXDXB=50x130x31 для которого КН, КН.
3.3 Конструирование зубчатого колеса
Для мелкосерийного производства примем вид заготовки для изготовления зубчатого колеса - круглый прокат.
1. Ширина ступицы: мм.
2. Диаметр ступицы: мм.
3. Ширина торцов зубчатого венца: мм.
4. Ширина фаски: мм.
Рис. 2
3.4 Определение консольных сил, действующих на валы
В данном приводе консольную нагрузку определяет муфта, соединяющая редуктор с электродвигателем.
Консольная сила от муфты:
где = 87.5 Нм - крутящий момент на быстроходном валу;
привод зубчатый вал электродвигатель
4. Конструирование корпусных деталей и крышек подшипников
Крышки подшипников изготавливаем из чугуна марки СЧ15. В редукторе используем привертные крышки. Для изготовления крышки примем следующие основные параметры
Толщина стенки фланца крышки - 8 мм;
Диаметр болтов, крепящих крышки (для сокращения номенклатуры крепежных изделий примем для всех крышек одинаковые болты) - М8;
Количество болтов, крепящих крышки - 6 шт;
Ширина фланца крышек: мм;
Заготовки для корпусных деталей получают методом литья, материал СЧ15. Редуктор выполняем разъемным, состоящим из корпуса и крышки, плоскость разъема проходит через оси валов.
Определим толщину стенок корпуса: мм. принимаем
Плоскости стенок, встречающиеся под прямым или тупым углом, сопрягаем дугами радиусом 4 мм.
Ширина стенки прилива, в котором расположены подшипники: мм.
Длина подшипникового гнезда - 40 мм.
Для увеличения жесткости прилив укрепляем ребром жесткости толщиной 10 мм.
Диаметр болтов крепления крышки - мм.
Для соединения крышки и корпуса используем болты с шестигранной головкой. Ширина фланца для размещения головок болтов подшипниковых гнезд - мм, для размещения головок болтов соединяющих фланцы крышки и корпуса - мм.
Диаметр фиксирующих штифтов мм.
Диаметр болта крепления редуктора к раме
.
Количество болтов - 4 шт.
Для транспортировки редуктора на крышке предусмотрены проушины, отлитые заодно с крышкой.
Дно корпуса имеет уклон 1° в сторону сливного отверстия, кроме того у самого отверстия имеется местное углубление.
5. Проверочный расчет шпоночных соединений
Призматические шпонки, применяемые в проектируемых редукторах, проверяют на смятие.
Выберем и проверим шпонку на тихоходном валу под зубчатым колесом. Диаметр вала под посадку колеса равен 60 мм, поэтому принимаем призматическую шпонку по ГОСТ 10748-79 с параметрами : bxhxt1=18х11х7 и l=70 мм
Условие прочности:
Ft- окружная сила на колесе, Н;
- площадь смятия;
-рабочая длина шпонки;
l-полная длина шпонки;
b,h.t- стандартные размеры.
;
;
условие прочности выполняется.
Проверим шпонку на конце быстроходного вала под полумуфтой. Диаметр вала под посадку полумуфты равен 30 мм, поэтому принимаем призматическую шпонку по ГОСТ 10748-79 с параметрами : bxhxt1=8х7х4 и l=40 мм
Условие прочности:
Fm- сила воздействия муфты на вал, Н;
- площадь смятия;
-рабочая длина шпонки;
l-полная длина шпонки;
b,h.t- стандартные размеры.
;
;
условие прочности выполняется.
6. Расчет цепной передачи
Определяем шаг цепи:
где - вращающий момент на ведущем валу;
- коэффициент эксплуатации;
- число рядов цепи;
- число зубьев ведущей звездочки;
принимаем =30 (по таблице)
=30 Н/мм2- допускаемое давление в шарнирах цепи где =1 - коэффициент, зависящий от динамичности нагрузки;
= 1,5 - коэффициент, зависящий от способа смазки;
= 1 - коэффициент, зависящий от положения передачи;
= 1 - коэффициент, зависящий от способа регулировки межосевого расстояния;
=1 - коэффициент, зависящий от режима работы
(мм)
Принимаем большее значение шага цепи для получения необходимого запаса прочности цепи (мм)
Так как ведомая ветвь цепи должна провисать примерно на 0,01 ,то для этого при монтаже предусматриваем возможность уменьшения действительного межосевого расстояния на 0,005 .
где =0,7 - коэффициент высоты зуба; - коэффициент числа зубьев;
- геометрическая характеристика зацепления где =7.95- диаметр ролика шарнира
Коэффициент числа зубьев ведущей звездочки:
Коэффициент числа зубьев ведомой звездочки:
(мм)
Диаметр окружности выступов ведомой звездочки:
(мм)
Диаметр окружности впадин ведущей звездочки:
(мм)
Диаметр окружности впадин ведомой звездочки:
(мм)
Проверяем частоту вращения меньшей звездочки:
где - частота вращения тихоходного вала редуктора;
- допускаемая частота вращения
(об/мин)
Число ударов цепи о зубья звездочек:
где - расчетное число ударов цепи;
- допускаемое число ударов
(с -1)
Фактическая скорость цепи:
(м/с)
Окружная сила, передаваемая цепью:
где - мощность на ведущей звездочке
(Н)
Давление в шарнирах цепи:
где - площадь поверхности опорной поверхности шарнира где - ширина внутреннего звена
(мм2)
(Н/мм2)
Прочность цепи удовлетворяется соотношением где - расчетный коэффициент запаса прочности;
- допускаемый коэффициент запаса где - разрушающая нагрузка цепи, КН;
- предварительное натяжение цепи от провисания ведомой ветви;
- натяжение цепи от центробежных сил где = 3 - коэффициент провисания = 2.6- масса одного метра цепи, кг/м;
- межосевое расстояние, м
- ускорение свободного падения
(Н)
где - фактическая скорость цепи
(Н)
Сила давления цепи на вал:
где = 1,15 - коэффициент нагрузки вала
(Н)
Вывод: Принятая цепь типа ПР-25.4-5670 ГОСТ 13568 -75 пригодна по условию для использования в проектируемом приводе. Прочность цепи обеспечена.
7. Проверочный расчет подшипников качения
Рис. 3 Быстроходный вал: Исходные данные: Ft = 2430 Н
Fr = 875 Н
T = 87.5 Н•м
Fm = 935 Н a = 55 мм b = 55 мм c = 65 мм
1. Горизонтальная плоскость: а) Определяем реакции опор: ;
;
Н;
;
;
Н. б) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y: ;
Н•м;
Н•м;
;
2. Вертикальная плоскость: a) Определяем реакции опор: ;
;
Н•м;
;
;
Н•м. б) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y: ;
Н•м;
;
;
3. Строим эпюру крутящих моментов: Н•м.
4. Определяем суммарные реакции: Н;
Н.
5. Определяем суммарный изгибающий момент в сечении с максимальными изгибающими моментами: Н•м.
6. Определяем номинальную долговечность работы подшипников: , где С - динамическая грузоподъемность по каталогу, С = 43600 Н;
Р - эквивалентная нагрузка;
р - показатель степени, для шарикоподшипников р = 3.
Осевой силы не возникает, поэтому
, где Кт - температурный коэффициент, Кт = 1;
Кб = 1;
- наибольшая реакция в подшипнике;
Н.
=69025 ч.
Долговечность работы подшипника больше срока службы привода, следовательно, данный подшипник целесообразно использовать в редукторе.
Рис. 4 Тихоходный вал.
Исходные данные: Ft = 2430 Н
Fr = 875 Н
T = 340 Н•м
Fоп = 3316 Н a = 60 мм b = 60 мм c = 90 мм
1. Горизонтальная плоскость: а) Определяем реакции опор: ;
;
Н;
;
;
Н. б) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y: ;
Н•м;
Н•м;
;
2. Вертикальная плоскость: a) Определяем реакции опор:
;
;
Н•м;
;
;
Н•м. б) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y: ;
Н•м;
;
;
3. Строим эпюру крутящих моментов: Н•м.
4. Определяем суммарные реакции: Н;
Н.
5. Определяем суммарный изгибающий момент в сечении со шпоночной канавкой: Н•м.
6. Определяем номинальную долговечность работы подшипников: , где С - динамическая грузоподъемность по каталогу, С = 68500 Н;
Р - эквивалентная нагрузка;
р - показатель степени, для шарикоподшипников р = 3.
Осевой силы не возникает, поэтому
, где Кт - температурный коэффициент, Кт = 1;
Кб = 1;
- наибольшая реакция в подшипнике;
Н.
=63138 ч.
Долговечность работы подшипника больше срока службы привода, следовательно, данный подшипник целесообразно использовать в редукторе.
8. Проверочный расчет валов
Проверим тихоходный вал в сечении со шпоночной канавкой.
1. Определяем напряжения в опасных сечениях вала: а) Нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу, при котором амплитуда напряжений уа равна расчетным напряжениям изгиба уи : , где М - суммарный изгибающий момент в рассматриваемом сечении, М = 80.7 Н·м;
Wнетто - осевой момент сопротивления сечения вала.
, = 18650 мм3.
= 4.3 Н/мм2. б) Касательные напряжения изменяются по отнулевому циклу, при котором амплитуда цикла фа равна половине расчетных напряжений кручения фк: , где Мк- крутящий момент, Мк =340 Н·м;
- полярный момент инерции сопротивления сечения вала.
, = 40250 мм3.
= 4.2 Н/мм2.
2. Определяем коэффициенты концентрации нормальных и касательных напряжений для расчетного сечения вала: , , где Ку и Кф - эффективные коэффициенты концентрации напряжений, они зависят от размеров сечения, механических характеристик материала и выбираются по табл.: Ку = 1,9, Кф = 1,7;
KF- коэффициент влияния шероховатости, выбирается по таблице, KF = 1;
Kd - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения, выбирается по таблице, Kd = 0,67;
Ky - коэффициент влияния поверхностного упрочнения, выбирается по таблице, Ку = 2,5.
, .
3. Определяем пределы выносливости в расчетном сечении вала:
, , где у-1 и ф-1 - пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения, у-1 определяется по таблице, у-1 = 410 МПА, ф-1 = 0,58·у-1 = 0,58·410 = 238 МПА.
МПА, МПА.
4. Определяем коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям: , , = 84.4, =56.2.
5. Определяем общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении: , где [S] - коэффициент запаса прочности, [S] = 2.
= 46.8.
Проверочный расчет вала показал, что данный вал удовлетворяет условиям прочности.
9. Подбор и расчет муфты
Для соединения входного вала редуктора с валом электродвигателя выберем муфту упругую втулочно-пальцевую.
Упругие элементы муфты проверяют на смятие в предположении равномерного распределения нагрузки между пальцами: , где Т = 87.5 Н•м - вращающий момент, Н•м;
=12 - диаметр пальца, мм;
= 25 - длина упругого элемента, мм;
= 2 МПА - допускаемые напряжения;
= 6 - число пальцев;
=20 - диаметр отверстия под упругий элемент, мм;
=60 - диаметр окружности расположения пальцев, мм.
МПА
Пальцы муфты изготавливают из стали 45 и рассчитывают на изгиб: , где МПА - допускаемые напряжения изгиба;
мм - зазор между полумуфтами.
МПА.
10. Выбор посадок
В данном курсовом проекте кольца подшипников нагружены: - кольца, вращающиеся относительно радиальной нагрузки, подвергаясь так называемому циркуляционному нагружению (внутренние кольца подшипников);
- кольца, неподвижные относительно радиальной нагрузки, подвергаются местному нагружению (наружные кольца подшипников;
Многолетней практикой установлено, что соединение внутренних колец должно быть обязательно с натягом, исключающим проворачивание и обкатывание кольцом вала.
Посадки наружных колец назначают более свободными, допускающими наличие небольшого зазора, т. к. обкатывание кольцом корпуса в этом случае не происходит. Нерегулярное проворачивание невращающегося кольца полезно, т. к. при этом изменяется положение зоны нагружения. Кроме этого, такое сопряжение облегчает осевые перемещения колец при монтаже, при регулировании зазоров в подшипниках и при температурных деформациях валов.
Для входного вала посадка внутреннего кольца на валу по k6, посадка наружного кольца в корпусе по Н7.
Для выходного вала посадка внутреннего кольца на валу по k6, посадка наружного кольца в корпусе по Н7.
11. Смазка редуктора
Смазывание редуктора осуществляется окунанием зубчатого колеса в масло на уровень, обеспечивающий их погружение на 10-15 мм.
Объем масляной ванны определяется из расчета:
Выбор сорта масла зависит от значения расчетного контактного напряжения в зубьях и фактической окружной скорости колес: Таблица 1
Передача Контактные напряжения Окружная скорость зубчатых передач , м/с
До 2 Св.2 до5 Св.5
Зубчатая До 600 И-Г-А-32 И-Г-А-32 И-Г-Л-22
Св.600 до1000 И-Г-А-68 И-Г-А-46 И-Г-С-32
Св.1000 И-Г-А-68 И-Г-А-68 И-Г-С-46
Выбираем масло И-Г-А-32
При картерном смазывании передачи и окружных скоростях более 1 м/с масло разбрызгивается зубьями колес, а при скоростях более 3 м/с внутри корпуса образуется масляный туман. И в том, и другом случае нет необходимости предусматривать специальную смазку подшипников, т.к. они будут смазываться тем же маслом, что и передачи. Именно такие скорости характерны для большинства редукторов общего назначения.
Вывод
В ходе курсового проекта был спроектирован цилиндрический одноступенчатый редуктор.
При кинематическом расчете передаточное число привода ровнялось: .
После расчета цилиндрической передачи передаточное число изменилось: =4.
Находим погрешность: = 0%.
В ходе проектирования были выполнены кинематический расчет с выбором электродвигателя, расчет передач. После выполнения компоновочных чертежей были выполнены проверочные расчеты подшипников качения, вала, шпонок. Были выполнены расчет муфты, подбор посадок, выбор смазки и уплотнений.
В ходе расчета было выяснено, что зубчатая передача недогружена, что гарантирует надежную работу привода в течение всего срока службы.
