Прес випробувальний

Московський Державний Технічний Університет ім. Н. Е. Баумана

Кафедра "Деталі машин"

Прес випробувальний

Пояснювальна записка

ДМ 545-03.00.00 ПЗ

Студент Тамбовцев М.В.

гр. СМ2-61

Керівник проекту

Льоліком О.П.

Москва 2006

Зміст

1. Розрахунок кулько-гвинтової передачі

2. Кінематичний розрахунок

2.1 Підбір електродвигуна

2.2 Вибір варіанта редуктора

3. Розрахунок пасової передачі

4. Ескізне проектування

4.1 Попередній розрахунок діаметрів валів

4.2 Попередній розрахунок довжин валів

4.3 Конструювання зубчастої передачі

4.3.1 Конструювання черв'ячного колеса

4.3.2 Конструювання черв'яка

4.4 Конструювання кришок підшипників

4.4.1 Конструювання кришки підшипника для швидкохідного валу

4.4.2 Конструювання кришки підшипника для тихохідного валу

4.5 Конструювання корпусу

4.6 Конструювання кришки люків

5. Розрахунок підшипників

5.1 Вибір типу і схеми встановлення підшипників

5.2 Розрахунок підшипників на швидкохідному валу

5.2.1 Визначення сил, що навантажують підшипник

5.2.2 Вибір підшипника

5.2.3 Розрахунок на ресурс

5.2.4 Підбір посадки підшипника

5.3 Розрахунок підшипників на тихохідному валу

5.3.1 Визначення сил, що навантажують підшипник

5.3.2 Вибір підшипника

5.3.3 Розрахунок на ресурс

5.3.4 Підбір посадки підшипника

6. Перевірочний розрахунок валів на міцність

6.1 Розрахунок швидкохідного валу

6.1.1 Розрахунок вала на статичну міцність

6.1.2 Розрахунок вала на опір втоми

6.2 Розрахунок тихохідного валу

6.2.1 Розрахунок на статичну міцність

6.2.2 Розрахунок вала на опір втоми

7. Розрахунок з'єднань.

7.1 Шпонкові з'єднання

7.2 Розрахунок з'єднань з натягом

7.2.1 Розрахунок посадки вінця черв'ячного колеса на вал

8. Вибір мастильних матеріалів

8.1 Змазування передач

8.2 Змащення підшипників

8.3 Змазування кулько-гвинтової передачі

9. Проектування рами

Список використаної літератури

1. Розрахунок кулько-гвинтової передачі

Повний розрахунок кулько-гвинтової передачі (ШВП) проводиться на комп'ютері за допомогою спеціальної програми.

Вхідні параметри розрахунку даної передачі і параметри вибору варіанта наведено у Додатку 1.

Частота (хв ^-1) обертання гвинта визначається за формулою:

де V _прес - швидкість пресування, V _прес = 0,00315 м / с; p - крок гвинта, р = 20мм.

Після аналізу попередніх результатів вибираємо варіант № 3, так як в цьому випадку передача за інших рівних умов має менші габарити.

Результатом остаточного розрахунку передачі є Додаток 2.

2. Кінематичний розрахунок

2. 1 Підбір електродвигуна

Для вибору електродвигуна визначають необхідну його потужність і частоту обертання. Споживану потужність (кВт) привода визначають за формулою:

де T - Момент на тихохідному валу, T = 241.9 Нм (за результатами розрахунку ШВП); n - частота обертання тихохідного вала, n = 9.45 об / хв (за результатами розрахунку ШВП); h _заг - загальний ККД кінематичного ланцюга.

де h _ред - ККД редуктора, ; H _{підшитий} - ККД підшипника, h _{підшитий} = 0,99; h _рем. - ККД пасової передачі, h _рем. = 0,95 [2, с. 7];

кВт

Визначимо загальне передавальне число механізму U _заг:

де n _е - частота обертання електродвигуна; n - частота обертання тихохідного вала, n = 9.45 хв ^-1; U _ред - передавальне число черв'ячної передачі, U _ред = 50;

U _рем - передавальне число ремінної передачі, U _рем = 2 [2, с. 7].

Розрахункова частота електродвигуна:

хв ^-1

Для розрахунків за табл. 24.9 [2, c. 459] вибирається електродвигун АИР 71А6/915 з потужністю P _е = 0,37 кВт.

Уточнимо передавальне число редуктора:

По цьому значенню передавального числа буде проводитися далі розрахунок.

2. 2 Вибір варіанту редуктора

При конструюванні повинні бути обрані оптимальні параметри виробу найкращим чином, що задовольняють різним, часто суперечливим вимогам: найменшою масі, габаритам, вартості, найбільшому ККД, необхідної жорсткості, надійності.

Застосування ЕОМ для розрахунків передач розширює обсяг використовуваної інформації, дозволяє зробити розрахунки з перебором значень найбільш значущих параметрів: способу термічної обробки або застосовуваних матеріалів (допустимих напружень) та ін Користувачеві необхідно провести аналіз впливу цих параметрів на якісні показники і з урахуванням накладаються обмежень вибрати оптимальний варіант.

Розрахунок проводиться в два етапи. На першому відшукують можливі проектні рішення та визначають основні показники якості, необхідні для вибору раціонального варіанту: масу механізму, міжосьова відстань, матеріал вінця колеса, коефіцієнт корисної дії. Аналізуючи результати розрахунку, вибирають раціональний варіант.

На другому етапі для обраного варіанта отримують всі розрахункові параметри, необхідні для випуску креслень, а також сили в зачепленні, необхідні для розрахунків валів і підшипників.

В якості критерію оптимальності найбільш часто приймають масу виробу. Так як в даному випадку виробництво редукторів дрібносерійне, то бажано щоб розміри і вартість були мінімальні.

Вихідні дані до розрахунку черв'ячної передачі і параметри для вибору варіанта наведено у Додатку 2.

Після аналізу отриманих результатів вибираємо варіант № 2, тому що має вище ККД у порівнянні з варіантом № 3, варіант № 1 не підходить внаслідок малого міжосьової відстані.

Остаточний розрахунок передачі за варіантом № 2 наведений у Додатку 3.

3. Розрахунок пасової передачі

Повний розрахунок проводиться на комп'ютері за допомогою спеціальної програми.

Вхідні параметри розрахунку даної передачі потужність електродвигуна , Частота обертання .

Результати розрахунку наведені в Додатку 4

4. Ескізне проектування

4.1 Попередній розрахунок діаметрів валів

Попередні оцінки значень діаметрів (мм) різних ділянок сталевих валів редуктора визначають за формулами [2 с.45].

Для швидкохідного валу:

де U _рем - передавальне число ремінної передачі; d _е - діаметр валу електродвигуна.

По таблиці 24.27 [2, стор 475] вибираємо стандартний діаметр: d = 22

Діаметр валу під підшипник кочення [2 с.45]:

по ряду нормальних лінійних розмірів приймаємо d _п = 30 мм.

Діаметр заплечики підшипника:

по ряду нормальних лінійних розмірів

Для тихохідного вала:

Так як тихохідний вал є корпусом гайок кулько-гвинтової передачі, то розміри будемо визначати по [6, с. 341] для стандартної ШВП.

Діаметр валу під підшипник кочення:

Діаметр заплечики підшипника:

приймається = 130

Діаметр під вінець черв'ячного колеса:

4.2 Попередній розрахунок довжин валів

Попередні оцінки значень довжин (мм) різних ділянок сталевих валів редуктора визначають за формулами [2 с.53]:

Для швидкохідного валу:

Довжина посадкового валу:

Довжина проміжного ділянки:

Для тихохідного вала:

Довжини тихохідного валу визначимо по [6, с. 341] для стандартної ШВП. Уточнимо після промальовування.

4.3 Конструювання зубчастої передачі

4.3.1 Конструювання черв'ячного колеса

Матеріал БрО5Ц5С5 ГОСТ 613-79

Ширина вінця 34

Кількість зубів 58

Діаметр отвору під вал

Модуль зачеплення

Ширина торців вінця

Фаски на торцях вінця

Кут фаски

4.3.2 Конструювання черв'яка

Виконують черв'як за одне ціле з валом. Всі параметри беруться з роздруківки.

4.4 Конструювання кришок підшипників

Матеріал для всіх кришок підшипників СЧ15.

Всі кришки призначаються прівертнимі. Визначальним при конструюванні кришки є діаметр отвору в корпусі під підшипник. При установці в кришці підшипників манжетної ущільнення виконують розточення отвори так, щоб можна було випрессовать зношену манжету.

4.4.1 Конструювання кришки підшипника для швидкохідного валу

Зовнішній діаметр кришки

Товщина стінки [2 с.169]

Товщина бокової стінки

Розміри інших елементів:

[2 с.159].

Діаметр отвору під манжету 52 мм.

4.4.2 Конструювання кришки підшипника для тихохідного валу

Зовнішній діаметр кришки

Товщина стінки [2 с.169]

Товщина бокової стінки

Розміри інших елементів:

[2 с.159].

Діаметр отвору під манжету 150 мм.

4.5 Конструювання корпусу

Щоб поверхні обертових коліс не зачіпали за внутрішні поверхні стінок корпусу, між ними залишають зазор:

де L - відстань між зовнішніми поверхнями деталей передач.

Відстань між дном корпусу і поверхнею коліс:

Товщина стінки, що відповідає вимогам технології лиття, необхідної міцності і жорсткості корпусу:

Корпус має досить просту форму, тому, порівнюючи лиття по випловляемим моделям і лиття в оболонкові форми, яке значно дешевше першого, вибираємо другий спосіб. Цей спосіб застосовується для виливків простої форми з чавуну і сталі.

4.6 Конструювання кришки люків

Для заливання масла у редуктор, контролю правильності зачеплення і для зовнішнього огляду деталей роблять люки. Конструюють кришку-віддушину.

Параметри кришки:

Довжина кришки

Товщина штампованого сталевого листа

5. Розрахунок підшипників

5.1 Вибір типу і схеми встановлення підшипників

Для фіксування від осьових зсувів поставимо підшипники за схемою "враспор".

Попередньо призначаються конічні роликопідшипники для всіх валів редуктора:

Вибирається підшипник 7306 ГОСТ 27365-87 з параметрами:

d = 30 мм, D = 72 мм, В = 19 мм, C _r = 52,8 до H, C _or = 39 до H, e = 0,31, Y = 1.9.

Вибирається підшипник 7224 ГОСТ 27365-87 з параметрами:

d = 120 мм, D = 180 мм, В = 36 мм, C _r = 252 до H, C _or = 236,6 до H, e = 0,369, Y = 1.624.

5.2 Розрахунок підшипників на швидкохідному валу

5.2.1 Визначення сил, що навантажують підшипник.

Реакції від консольної сили:

Реакції від сил в зачепленні:

-Вертикальні складові:

-Горизонтальні складові:

Сумарні реакції:

Сумарні реакції на валу:

5.2.2 Вибір підшипника

Вибирається підшипник 7306 ГОСТ 27365-87 з параметрами: d = 30 мм, D = 72 мм, В = 19 мм, C _r = 52,8 до H, C _or = 39 до H, e = 0,31, Y = 1.9. Більш навантаженої є опора 2. Подальший розрахунок буде вестися по ній.

5.2.3 Розрахунок на ресурс

Радіальна сила

де - Коефіцієнт еквівалентності. Для режиму навантаження II [2 c .118].

Мінімально допустимі осьові навантаження:

Осьові навантаження:

V - коефіцієнт обертання кільця, V = 1 при обертанні внутрішнього кільця підшипника щодо направлення радіального навантаження.

Приймаються X = 0.4 [2 c .116]. Еквівалентна радіальна динамічне навантаження

де - Коефіцієнт безпеки, за таблицею 7.6 [2 c .118] ; - Температурний коефіцієнт, [2 c .117].

Розрахунковий ресурс (довговічність) підшипника (ч):

де - Коефіцієнт довговічності, за таблицею 7.7 [2 c .119] ; - Коефіцієнт, що характеризує спільне вплив на довговічність особливих властивостей металу деталей підшипника і умов його експлуатації, [2 c .119].

, Отже вибраний підшипник підходить.

5.2.4 Підбір посадки підшипника

Внутрішнє кільце підшипника обертається, навантаження циркуляційний

за таблицею 7.8 [2 c .131] вибирається поле допуску на вал

Навантаження наружнего кільця підшипника - місцевий.

По таблиці 7.9 [2 c .131] вибирається поле допуску на отвір H 7.

5.3 Розрахунок підшипників на тихохідному валу

5.3.1 Визначення сил, що навантажують підшипник

Реакції від сил в зачепленні:

-Вертикальні складові:

-Горизонтальні складові:

Повні реакції.

Більш навантаженої є опора 2. Подальший розрахунок буде вестися по ній.

5.3.2 Вибір підшипника

Вибирається підшипник 7224 ГОСТ 27365-87 з параметрами:

d = 120 мм, D = 180 мм, В = 36 мм, C _r = 252 до H, C _or = 236,6 до H, e = 0,369, Y = 1.624.

5.3.3 Розрахунок на ресурс

Радіальна сила

де - Коефіцієнт еквівалентності. Для режиму навантаження II [2 c .118].

Мінімально допустимі осьові навантаження:

Осьові навантаження:

Приймаються X = 0.4 [2 c .116]. Еквівалентна радіальна динамічне навантаження

де - Коефіцієнт безпеки, за таблицею 7.6 [2 c .118] ; - Температурний коефіцієнт, [2 c .117].

Розраховується ресурс:

, Отже вибраний підшипник підходить.

5.3.4 Підбір посадки підшипника

Внутрішнє кільце підшипника обертається, навантаження циркуляційний.

за таблицею 7.8 [2 c .131] вибирається поле допуску на вал

Навантаження зовнішнього кільця підшипника - місцеве

По таблиці 7.9 [2 c .131] вибирається поле допуску на отвір H 7.

6. Перевірочний розрахунок валів на міцність

Перевірку статичної міцності виконують з метою попередження пластичних деформацій у період дії короткочасних перевантажень.

Уточнені розрахунки на опір втоми відображають вплив різновиду циклу напружень, статичних і втомних характеристик матеріалів, розмірів, форми і стану поверхні.

6.1 Розрахунок швидкохідного валу

6.1.1 Розрахунок вала на статичну міцність.

Розрахункова схема представлена на рис.1:

Найбільш небезпечним є перетин I - I.

Визначаємо геометричні характеристики небезпечногоперетину:

Визначаємо напруження в перерізі I - I:

Частинні коефіцієнти запасу:

де - Межі текучості матеріалу за нормальними та дотичних напруг, , [2, с. 185].

Загальний коефіцієнт запасу міцності:

6.1.2 Розрахунок вала на опір втоми.

Визначимо амплітуди напруг і середня напруга циклу:

Коефіцієнти беруться за таблицями 10.7 - 10.13 [2 c. 191-192].

Коефіцієнти зниження межі витривалості:

Коефіцієнт впливу асиметрії циклу:

Межі витривалості валу в перерізі.

Коефіцієнти запасу по нормальних і дотичних напруженнях.

Коефіцієнт запасу міцності в перерізі:

6.2. Розрахунок тихохідного валу

6.2.1 Розрахунок на статичну міцність

Розрахункова схема представлена на рис.2: Найбільш небезпечним є перетин I - I.

Визначаємо геометричні характеристики небезпечногоперетину:

Визначаємо напруження в перерізі I - I:

Частинні коефіцієнти запасу:

де - Межі текучості матеріалу за нормальними та дотичних напруг, , [2, с. 185].

Загальний коефіцієнт запасу міцності:

6.2.2 Розрахунок вала на опір втоми.

Визначимо амплітуди напруг і середня напруга циклу:

Коефіцієнти

беруться за таблицями 10.7 - 10.13 [2 c. 191-192].

Коефіцієнти зниження межі витривалості:

Коефіцієнт впливу асиметрії циклу:

Межі витривалості валу в перерізі.

Коефіцієнти запасу по нормальних і дотичних напруженнях.

Коефіцієнт запасу міцності в перерізі:

7. Розрахунок з'єднань

7.1 Шпонкові з'єднання

Шпонкові з'єднання застосовуються для передачі обертального моменту з колеса на вал. Найчастіше застосовуються призматичні і сегментні шпонки. При проектуванні в даному випадку використовувалися призматичні шпонки, тому що діаметри валів малі, і використання сегментних шпонок не допустимо через глибокі пазів для них. Розраховуються шпонкові з'єднання з умови міцності шпонки на зминання. Шпонка на швидкохідному валу для установки шківа.

Для : B = 4 мм, h = 4, t ₁ = 2.5мм за таблицею 24.27 [2 c. 475].

Для сталевої нерухомої шпонки приймається

мм

Округлюємо по ряду довжин призматичних шпонок l = 10 мм.

7.2 Розрахунок з'єднань з натягом

7.2.1 Розрахунок посадки вінця черв'ячного колеса на вал

Тиск p (МПа), необхідний для передачі обертаючого моменту T _Т (Н м):

де k - коефіцієнт запасу зчеплення, k = 2; f - коефіцієнт тертя, f = 0.14 (сталь-бронза), d - діаметр валу, d = 135 мм; l - посадкова довжина, l = 34мм;

Необхідний розрахунковий натяг , Мкм:

де Е _1, Е ₂ - модулі пружності першого роду, Е ₁ = 2,1 × 10 ⁵ МПа, Е ₂ = 0,8 × 10 ⁵ МПа;

С _1, С ₂ - коефіцієнти жорсткості:

- Коефіцієнт Пуассона, = 0,3 = 0.35, d ₁ - внутрішній діаметр валу, d ₁ = 94 мм, d ₂ - ділильний діаметр колеса, d ₂ = 154 мм;

Поправка на обмятіе нерівностей (мкм):

де R _{а1, а2} R - середні арифметичні відхилення профілю поверхонь, R a ₁ = 0,8 мкм, R a ₂ = 1,6 мкм;

Мінімальний натяг (мкм), необхідний для передачі обертаючого моменту:

Максимальний натяг (мкм), що допускається міцністю вінця колеса:

Тут - Максимальна деформація, що допускається міцністю маточини, [p] _max - Максимальний тиск, що допускається міцністю маточини - для Бронзи БрО5Ц5С5 = 140 МПа

Умови придатності посадки:

Походить посадка

Температура нагріву охоплює деталі, ⁰ С:

⁰ С,

де N _max - максимальний натяг обраної посадки, N _max = 214 мкм; Z _сб - зазор для зручності складання, Z _сб = 15 мкм [2, с. 91]; - Коефіцієнт температурного розширення бронзи, [2, с. 89]; [t] - що допускається температура для бронзи, [t] = 150 ... 200 ⁰ С.

8. Вибір мастильних матеріалів

8.1 Змазування передач

Для змазування передач широко застосовують картерів систему. У корпус редуктора заливають масло так, щоб вінці коліс були в нього занурені. Колеса при обертанні захоплюють масло, розбризкуючи його всередині корпусу. Масло потрапляє на внутрішні стінки корпусу, звідки стікає в нижню його частину. Всередині корпусу утворюється суспензія часток масла в повітрі, яка покриває поверхню розташованих усередині корпусу деталей.

Принцип призначення сорти масла наступний: чим вище окружна швидкість колеса, тим менше повинна бути в'язкість масла і чим вище контактні тиску в зачепленні, тим більшою в'язкістю повинно володіти масло. Тому необхідну в'язкість масла визначають залежно від контактного напруги та окружної швидкості коліс.

Контактні напруги (з роздруківки).

По таблиці 11.1 [2 c. 200] вибирається кінематична в'язкість масла 40 . По таблиці 11.2 [2 c. 200] вибирається марка масла Циліндрові 52.

8.2 Змащення підшипників

При катрерном змазуванні передач підшипники змащують бризками масла.

Підшипники швидкохідного валу захищені маслоотражательного кільцем і будуть змазуватися масляним туманом.

Підшипники тихохідного валу захищені гумовими ущільненнями від затоки масла з картера і будуть змазуватися пластичним мастильним матеріалом ЦИАТИМ-201.

8.3 Змазування кулько-гвинтової передачі

Змазування кулько-гвинтової передачі буде здійснюватися пластичним мастильним матеріалом ЦИАТИМ-201.

9. Проектування рами

Конфігурацію і розмір рами визначають тип і розміри редуктора та електродвигуна. Раму зручно конструювати з двох поздовжньо розташованих швелерів і приварених до них трьох - чотирьох поперечно швелерів. Швелери розташовують полками назовні. Таке розташування зручно для кріплення вузлів до рами, здійснюваного болтами. Тип швелера вибираємо виходячи з довжини рами. Довжину рами визначимо промальовуванням L = 720мм.

Висоту швелера визначимо за формулою:

За табл. 24.51 [2 c. 488] підбираємо швелер № 8 за ДСТ 8240-89

Розмір катета зварного шва виберемо виходячи з найменшої товщини деталей рами. Такий деталлю є швелер. Катет шва 5 (мм). Зварювання ручна дугова за ГОСТ 5264-80.

Для компенсації витяжки ременів в процесі експлуатації, компенсації відхилень довжини нескінченних поліклинових ременів, легкості надягання нових на рамі передбачено натяжний пристрій. Воно забезпечує зміну міжосьової відстані в межах , Де а - номінальне міжосьова відстань.

Застосована схема натягу прямолінійним переміщенням двигуна. Натягувальний пристрій складається з двох плит: нерухомою, прикріплена до рами, і переміщається по нерухомій при регулюванні. Плити виконані із сталевих листів. Товщину листів визначимо з довжини плити, яка визначається діапазоном зміни міжосьової відстані. У результаті отримуємо:

У рамі виконані отвори діаметром:

для кріплення натяжного пристрою-18мм;

для кріплення рами до металоконструкції - 15мм;

для кріплення редуктора до рами - 12мм.

Список використаної літератури

Ануров В.І. Довідник конструктора-машинобудівника. т. 1-3 М., Машинобудування, 1982.
Дунаєв П.Ф., Льоліком О.П. Конструювання вузлів і деталей машин. Л., Вища школа, 2004.
Буланже А.В., Палочкін Н.В., Фадєєв В.З. Методична розробка за розрахунком на міцність циліндричних і конічних передач. М., МГТУ ім. Н.Е. Баумана, 1990
Атлас з деталей машин. т. 1,2. Під ред. Решетова Д.М. М., Машинобудування, 1992.
Іванов М. М., Іванов В. Н., Деталі машин. Курсове проектування., Вища школа, 1975.