Проектування приводу до шнеку

Міністерство науки і освіти РК

Карагандинський державний технічний університет

Кафедра САПР

Пояснювальна записка

до курсової роботи

з дисципліни «Основи конструювання та автоматизації проектування»

Тема: «Проектування приводу до шнеку»

Керівник

___________ ____________ __________

(Оцінка) (підпис) (дата)

Студент

___________ __________

(Підпис) (дата)

Караганда 2009

Зміст

1 Вибір електродвигуна. Кінематичний і силовий розрахунок привода

1.1 Визначення загального ККД приводу

1.2 Визначення потрібної потужності електродвигуна

1.3 Визначення загального передаточного числа приводу і розбивка його по щаблях

1.4 Кінематичний і силовий розрахунок привода

2 Розрахунок зубчастих коліс редуктора

3 Попередній розрахунок валів редуктора

3.1 Швидкохідний вал

3.2 Тихохідний вал

4 Конструктивні розміри шестерні і колеса

5 Конструктивні розміри корпуса і кришки редуктора

6 Розрахунок ланцюгової передачі

7 Перший етап ескізної компонування редуктора

8 Перевірка міцності шпонкових з'єднань

8.1 Швидкохідний вал

8.2 Тихохідний вал

9 Вибір муфти

10 Другий етап компонування редуктора

11 Викреслювання редуктора

12 Вибір основних посадок деталей

13 Вибір сорту масла

14 Опис складання редуктора

15 Список використаної літератури

1. Вибір електродвигуна. Кінематичний і силовий розрахунок привода

1.1 Визначення загального ККД приводу

Загальний ККД приводу дорівнює добутку ККД окремих передач і їх елементів.

η _заг. = η _Ц.П. · η _з.п. · (η _П.К.) ³ · η _м. =

1.2 Визначення потрібної потужності електродвигуна

Потужність на валу робочого органу Р _вих = 5 кВт

Необхідна потужність електродвигуна

Р _тр = = кВт

За Р _тр електродвигуна вибираємо електродвигун згідно з умовою:

Р _дв ≥ Р _тр

Р _дв = 7,5 кВт

1.3 Визначення загального передаточного числа приводу і розбивка його по щаблях

Частота обертання робочого органу

n _вих = 120

Приймаються синхронну частоту обертання двигуна n _з = 1000 , Тоді асинхронна частота обертання вала електродвигуна

n _дв = n _з · (1 - ) =

Загальне передавальне число привода дорівнює добутку передаточних чисел окремих передач

u _заг = u _ред · u _Ц.П. = =

Приймаємо для ланцюгової передачі u _ц.п = 3

Знаходимо:

u _ред = =

Приймаються найближче стандартне значення u _ред.ст. = 2,5

Тоді фактичне значення передавального числа ланцюгової передачі дорівнюватиме

U _ц.п.ф. = =

Всі отримані дані заносимо в таблицю:

Таблиця 1

1.4 Кінематичний і силовий розрахунок привода

1.4.1 Вал електродвигуна

Р _тр = 5,81 кВт

n _дв = 968

Кутова швидкість:

ω _дв = =

Обертаючий момент:

Т _дв = = Нм

1.4.2 Вал I - швидкохідний

n ₁ = n _дв = 968

ω ₁ = ω _дв = 101,32

Т ₁ = Т _дв · η _м. · η _п.к. = Нм

1.4.3 Вал II - тихохідний

n ₂ = =

ω ₂ = =

Т ₂ = Т ₁ · u _ред.ст. · η _П.К. · η _з.п. = Нм

1.4.4 Вал III - робочого органу

n ₃ =

ω ₃ =

Т ₃ = Т ₂ · u _ц.п.ф. ∙ η _Ц.П.. · Η _п.к. = Нм

2. Розрахунок зубчастих коліс редуктора

Вибираємо матеріали з середніми механічними характеристиками: для шестерні сталь 45, термічна обробка - поліпшення, твердість HB 230; для колеса - сталь 45, термічна обробка - поліпшення, але твердість на 30 одиниць нижче - HB 200.

Допустимі контактні напруги

,

= 2 HB +70

де - Межа контактної витривалості при базовому числі циклів.

K _HL - коефіцієнт довговічності; при числі циклів навантаження більше базового, що має місце при тривалій експлуатації редуктора, приймають K _HL = 1; коефіцієнт безпеки = 1,10.

Для косозубих коліс розрахункове допускається контактна напруга:

;

для шестерні МПа;

для колеса МПа

Тоді розрахункова допустима контактна напруга

МПа

Необхідну умову виконано.

Коефіцієнт = 1,25.

Приймаємо для косозубих коліс коефіцієнт ширини вінця по міжосьовому відстані

Міжосьова відстань з умови контактної витривалості активних поверхонь зубів по формулі

a = 112мм

Нормальний модуль зачеплення приймаємо за такою рекомендації:

m _n = =

Приймаються m _n = 1,25 мм.

Приймемо попередній кут нахилу зубів і визначимо числа зубів шестерні і колеса

Приймаються z ₁ = 50, тоді z ₂ = z _{1 *} u =

Уточнене значення кута нахилу зубів

Основні розміри шестерні і колеса:

діаметри ділильні:

Перевірка: мм

діаметри вершин зубів:

діаметри западин зубів:

- 2,5 m _n = мм

-2,5 M _n = мм

ширина колеса b ₂ = ψ _ba a _w = мм;

ширина шестерні b ₁ = b ₂ +5 мм = мм.

Визначаємо коефіцієнт ширини шестірні по діаметру:

ψ _bd =

Окружна швидкість коліс і ступінь точності передачі

При такій швидкості для косозубих коліс слід прийняти 8-ю ступінь точності.

Коефіцієнт навантаження K _H = K _Hβ K _Hα K _Hν;

K _Hβ = 1,08; K _Hα = 1,08; K _Hν = 1,0

K _H = 1,08 ∙ 1,08 ∙ 1,0 = 1,166

Перевірка контактних напружень

Сили, що діють в зачепленні:

окружна

радіальна

осьова

Перевіряємо зубці на витривалість по напруженням вигину:

Тут коефіцієнт навантаження K _F = K _Fβ K _Fν. При ψ _bd = 0,78, твердості HB ≤ 350 і несиметричному розташуванні зубчастих коліс відносно опор K _Fβ = 1,17, K _Fν = 1,3. K _F = 1,17 ∙ 1,3 = 1,52; Y _F - коефіцієнт, що враховує форму зуба і залежить від еквівалентного числа зубців z _ν:

у шестерні

у колеса

Y _{F 1} = 3,64 Y _{F 2} = 3,60

Напруга, що допускається

;

Для шестерні МПа; для колеса МПа. [S _F] = [S _F] '[S _F] "- коефіцієнт безпеки, де [S _F]' = 1,75, [S _F]" = 1. Отже, [S _F] = 1,75.

Напруга, що допускається:

для шестерні

для колеса

Знаходимо відносини

для шестерні

для колеса

Подальший розрахунок слід вести для зубів колеса, для якого знайдене ставлення менше. Визначаємо коефіцієнти Y _β і K _Fα:

для середніх значень коефіцієнта торцевого перекриття ε _α = 1,5 і 8-го ступеня точності K _Fα = 0,92

Перевіряємо міцність зуба колеса:

МПа <[σ _{F 2]} = 206МПа.

Умови міцності виконуються.

3. Попередній розрахунок валів редуктора

Попередній розрахунок проведемо на кручення за зниженими допускаються напруженням.

3.1 Швидкохідний вал

діаметр вихідного кінця при дозволяється за напрузі [τ _к] = 25 МПа

Так як вал редуктора з'єднаний муфтою з валом електродвигуна, то необхідно погодити діаметри ротора d _дв і вала d _в1.

d _в1 = (0,75 ... 1,15) d _дв = (0,75 ... 1,15) * 38 = (28,5 ... 43,7) мм

У підібраного електродвигуна діаметр валу d _дв = 38мм.

Вибираємо МУВП за ГОСТ 21424-75 з розточення напівмуфт під d _дв = 38мм, і d _в1 = 35мм. Приймемо під підшипниками

d _п1 = d _в1 +5 = 35 +5 = 40мм,

d _пер = мм, d _{f 1} = 60,88 мм, d ₁ = 64мм, d _а1 = 66,5 мм.

Малюнок 3.1-Конструкція ведучого вала

3.2 Тихохідний вал

Враховуючи вплив вигину валу від натягу ланцюга, приймаємо [τ _к] = 20 МПа.

Діаметр вихідного кінця вала

Приймаються найближче більше значення d _в2 = 35 мм. Діаметр валу під підшипниками приймаємо d _п2 = d _в2 +5 = 35 +5 = 40 мм, під зубчастим колесом

d _к2 = d _п2 +5 = 40 +5 = 45мм, d _пер = d _к2 +5 = 50мм.

Рисунок 3.2 - Конструкція веденого вала

4. Конструктивні розміри шестерні і колеса

Шестерню виконуємо за одне ціле з валом; d ₁ = 64мм; d _а1 = 66,5 мм; d _{f 1} = 60,88 мм; b ₁ = 50 мм;

Колесо коване d ₂ = 160 мм; d _{a 2} = 162,5 мм; d _{f 2} = 156,88 мм; b ₂ = 45мм.

Діаметр ступиці d _ст = 1,6 d _к2 = 1,6 * 45 = 72мм; довжина маточини l _{c т} = (1,2 ÷ 1,5) d _к2 = (1,2 ÷ 1,5) · 45 = 54 ÷ 67,5 мм, приймаємо l _{c т} = 65мм.

Товщина обода δ ₀ = (2,5 ÷ 4) m _n = (2,5 ÷ 4) · 1,25 = 3,125 ÷ 5мм, приймаємо δ ₀ = 8 мм.

Товщина диска С = 0,3 ∙ b ₂ = 0,3 · 45 = 13,5 мм, приймаємо С = 14 мм

5. Конструктивні розміри корпуса і кришки редуктора

Товщина стінок корпусу та кришки: δ = 0,025 a _w +1 = 0,025 · 112 +1 = 3,8 мм, приймаємо δ = 8 мм; δ ₁ = 0,02 а _w + 1 = 0,02 · 112 + 1 = 3 , 24 мм, приймаємо δ ₁ = 8 мм.

Товщина фланців поясів корпуса й кришки:

верхнього пояса корпуса і пояса кришки

b = 1,5 δ = 1,5 · 8 = 12 мм; b ₁ = 1,5 δ ₁ = 1,5 · 8 = 12мм;

нижнього пояса корпуса

p = 2,35 δ = 2,35 · 8 = 18,8 мм; приймаємо p = 19 мм.

Діаметри болтів:

фундаментних d ₁ = (0,03 ÷ 0,036) a _w +12 = (0,03 ÷ 0,036) · 112 +12 = 15,36 ÷ 16,03 мм; приймаємо болти з різьбою М16;

кріплять кришку до корпуса у підшипників d ₂ = (0,7 ÷ 0,75) d ₁ = (0,7 ÷ 0,75) · 16 = 11,2 ÷ 12 мм; приймаємо болти з різьбою М 12;

з'єднують кришку з корпусом d ₃ = (0,5 ÷ 0,6) d ₁ = (0,5 ÷ 0,6) · 16 = 8 ÷ 9,6 мм; приймаємо болти з різьбою М10.

6. Розрахунок ланцюгової передачі

Вибираємо приводну роликову однорядну ланцюг.

Обертаючий момент на провідній зірочці Т ₂ = 133,55 · 10 ³ Н ∙ мм.

Передаточне число було прийнято раніше u _ц = 3,22

Кількість зубів: ведучої зірочки z ₃ = 31-2 u _ц = 31-2 · 3,22 = 24,56;

веденої зірочки z ₄ = z ₃ u _ц = 25.3, 22 = 80,5.

Приймаються z ₃ = 25 і z ₄ = 81

Тоді фактичне

u _ц =

Відхилення

% = -0,621%, Що допустимо.

Розрахунковий коефіцієнт навантаження

K _е = k _д k _а k _н k _р k _см k _п = 1.1.1.1, 25.1.1 = 1,25,

де k _д = 1 - динамічний коефіцієнт при спокійній навантаженні; k _а = 1 враховує вплив міжосьової відстані; k _н = 1 - враховує впливу кута нахилу лінії центрів; k _р враховує спосіб регулювання натягу ланцюга; k _р = 1,25 при періодичному регулюванні натягу ланцюга; k _см = 1 при безперервної мастилі; k _п враховує тривалість роботи на добу, k _п = 1

Для визначення кроку ланцюга треба знати що допускається тиск [p] в шарнірах ланцюга. Провідна зірочка має частоту обертання

n ₂ = 387,2 об / хв. Середнє значення допустимого тиску при n ≈ 400об/мін [p] = 19 МПа.

Крок однорідного ланцюга (m = 1)

Підбираємо за ГОСТ 13568-75, t = 19,05 мм; руйнівне навантаження Q ≈ 31,8 кН; маса q = 1,9 кг / м; А _оп = 105,8 мм ^2.

Швидкість ланцюга

м / с.

Окружна сила

Тиск в шарнірі перевіряємо за формулою

Уточнюємо допускається тиск [p] = 20 [1 +0,01 (z ₃ -17)] = 20 [1 +0,01 (25-17)] = 21,6 МПа. Умова p <[p] виконано.

Визначаємо число зубів ланцюга:

де ;

Тоді

.

Округлюємо до парного числа 154.

Уточнюємо міжосьова відстань ланцюгової передачі

Визначаємо діаметри ділильних кіл зірочок

;

.

Визначаємо діаметри зовнішніх кіл зірочок

де d ₁ = 11,91 мм - діаметр ролика ланцюга;

Сили, що діють на ланцюг:

окружна F _{t ц} = ;

від відцентрових сил F _v = qv ² = 1,9 · 3,07 ² = 18 H;

від провисання _{F f} = 9,81 k _f qa _ц = 9,81 · 1,5 · 1,9 · 946,29 · 10 ^-3 = 26,46 Н, де k _f = 1,5 при куті нахилу передачі .

Розрахункове навантаження на вали

F _в = F _{t ц} + 2 _{F f} = Н.

Перевіряємо коефіцієнт запасу міцності

Це більше, ніж нормативний коефіцієнт запасу [s] ≈ 8,9; отже, умова s> [s] виконано.

Розміри ведучої зірочки: маточина зірочки d _ст = 1,6 · 35 = 56мм; l _{c т} = (1,2 ÷ 1,6) · 35 = 42 ÷ 56 мм; приймаємо l _{c т} = 50 мм;

товщина диска зірочки 0,93 У _вн = 0,93 · 12,7 = 11,81 мм, де В _вн - відстань між пластинками внутрішнього ланки.

7. Перший етап ескізної компонування редуктора

Компонування зазвичай проводять у два етапи. Перший етап служить для наближеного визначення положення зубчастих коліс і зірочки відносно опор для подальшого визначення опорних реакцій і підбору підшипників.

Компоновочне креслення виконується в одній проекції - розріз по осях валів при знятій кришці редуктора; бажаний масштаб 1: 1, креслити тонкими лініями.

Приблизно посередині листа паралельно його довгій стороні проводимо горизонтальну лінію; потім дві вертикальні лінії - осі валів на відстані а _w = 112 мм.

Викреслює спрощено шестерню і колесо у вигляді прямокутників; шестерня виконана за одне ціле з валом.

Обкреслюємо внутрішню стінку корпусу:

1. приймаємо зазор між торцем маточини колеса і внутрішньою стінкою корпусу А ₁ = 1,2 δ = ​​1,2 * 8 = 9,6 мм, приймаємо А ₁ = 10мм;

2. приймаємо зазор від окружності вершин зубів колеса до внутрішньої стінки корпусу А = δ = 8 мм;

3. приймаємо відстань між зовнішнім кільцем підшипника ведучого вала та внутрішньою стінкою корпусу А = δ = 8 мм.

Попередньо намічаємо радіальні шарикопідшипники середньої серії;

габарити підшипників вибираємо по діаметру вала в місці посадки

підшипників d _п1 = 40 мм, d _п2 = 40 мм.

Таблиця 7.1

Вирішуємо питання про змазуванні підшипників. Мастило підшипників здійснюється розбризкуванням масла з ванни редуктора. Відстань від внутрішньої стінки редуктора до підшипників приймаємо рівним y = 2 мм. Виміром знаходимо відстань на ведучому валу l ₁ = 53,5 мм і на відомому валу l ₂ = 53,5 мм.

8. Перевірка міцності шпонкових з'єднань

Шпонки призматичні з округленими кінцями. Розміри перерізів шпонок і пазів і довжини шпонок - за ГОСТ 23360-78

Матеріал шпонок - сталь 45 нормалізована.

Напруження зминання і умова міцності за формулою:

Допустимі напруги зминання при сталевий маточині МПа, при чавунної МПа.

8.1 Швидкохідний вал

8.1.1 Перевіряємо шпонкові з'єднання під напівмуфти

d = 35мм;

b h = 10 × 8 мм;

t ₁ = 5 мм;

довжина шпонки l = 50 мм (при довжині маточини напівмуфти МУВП 58 мм);

момент на швидкохідному валу Т ₁ = НММ;

Матеріал напівмуфт МУВП - чавун марки СЧ 20.

8.2 Тихохідний вал

8.2.1 Перевіряємо шпонкові з'єднання під зубчастим колесом

d = 45мм;

b h = 14 × 9 мм;

t ₁ = 5,5 мм;

довжина шпонки l = 56 мм (при довжині маточини колеса 65 мм);

момент на тихохідному валу Т ₂ = 133,55 · 10 ³ Н · мм;

Матеріал колеса - сталь 45

8.2.2 Перевіряємо шпонкові з'єднання під зірочкою

d = 35 мм;

b h = 10 × 8 мм;

t ₁ = 5 мм;

довжина шпонки l = 40мм (при довжині маточини зірочки 50мм);

момент на тихохідному валу Т ₂ = НММ;

Зазвичай зірочки виготовляють з термооброблених вуглецевих або легованих сталей.

Умова виконано.

9. Вибір муфти

Для з'єднання швидкохідного валу редуктора з валом електродвигуна вибираємо муфту за величиною розрахункового крутного моменту:

,

де - Розрахунковий крутний момент,

- Номінальний момент,

К-коефіцієнт режиму роботи приводу,

[T] - допустимий крутний момент.

При постійному навантаженні приймаємо К = 1,5

Номінальний момент Т ₁ = 55,63 Нм = 1,5 · 55,63 = 83,45 Нм

Вибираємо напівмуфту пружну втулочно-пальцеву за ГОСТ 21424-75 для діаметра вихідного кінця швидкохідного валу d _в1 = 35 мм і з обертовим моментом [T] = 250 H м.

= 83,45 <[T] = 250 H м.

10. Другий етап компонування редуктора

Другий етап компонування має на меті конструктивно оформити зубчаті колеса, вали, корпус, підшипникові вузли та підготувати дані для перевірки міцності валів та деяких інших деталей.

Примірний порядок виконання наступний.

Викреслює шестерню і колесо по конструктивних розмірах, знайденими раніше (2). Шестерню виконуємо заодно ціле з валом.

Конструюємо вузол швидкохідного валу:

1. наносимо осьові лінії, віддалені від середини редуктора на відстань l _1. Використовуючи ці осьові лінії, викреслює в розрізі підшипники кочення;

2. вичерчуємо кришки підшипників з ущільнювальними прокладками (товщиною ~ 1мм) і болтами. Болт умовно заводиться в площину креслення, про що свідчить вирив на площині роз'єму.

3. Перехід валу Æ 40мм до приєднувального кінця Æ 35мм виконують на відстані 10-15мм від торця кришки підшипника так, щоб маточина напівмуфти не зачіпала за голівки болтів кріплення кришки.

Довжина приєднувального кінця валу Æ 35 мм визначається довжиною маточини напівмуфти.

Аналогічно конструюємо вузол тихохідного валу. Звернемо увагу на наступні на такі особливості:

1. для фіксації зубчастого колеса в осьовому напрямку передбачаємо потовщення валу з одного боку і установку распорной втулки - з іншого; місце переходу валу від Æ 45 мм до Æ 40 мм зміщуємо на 2-3 мм всередину колеса, щоб гарантувати притиснення распорной втулки до торця колеса;

2. відклавши від середини редуктора відстань l _2, проводимо осьові лінії і вичерчуємо підшипники;

3. Викреслює кришки підшипників з прокладками і болтами;

На швидкохідному і тихохідному валах застосовуємо шпонки призматичні з округленими торцями по ГОСТ 23360-78. вичерчуємо шпонки, приймаючи їх довжини на 5-10 мм менше довжин маточини.

11. Викреслювання редуктора

Редуктор викреслюють у двох проекціях на аркуші формату А1 (594 * 841 мм) в масштабі 1:1 з основним написом і специфікацією.

12. Вибір основних посадок деталей

Посадка зубчастого колеса на вал за ГОСТ 25347-82.

Посадка зірочки ланцюгової передачі на вал редуктора .

Шийка валів під підшипники виконуємо з відхиленням вала k 6. відхилення отворів в корпусі під зовнішні кільця по H 7.

Посадка розпірного кільця на вал .

13. Вибір сорту масла

Змазування зубчастого зачеплення здійснюється зануренням зубчастого колеса в масло, налити всередину корпусу до рівня, що забезпечує занурення колеса приблизно на 10 мм. Місткість масляної ванни V визначаємо з розрахунку 0,25 дм ³ олії на 1 кВт переданої потужності: V = 0,25 дм ³ · 5,81 = 1,45 дм ³

Встановлюємо в'язкість масла. При контактних напругах і швидкості v = 3,24 м / с рекомендована в'язкість масла повинна бути приблизно дорівнює 28 ∙ 10 ^-6 м ² / с. Приймаються масло індустріальне І-30А (за ГОСТ 20799-75).

Камери підшипників заповнюємо пластичним мастильним матеріалом УТ-1.

14. Опис складання редуктора

Перед складанням внутрішню порожнину корпусу редуктора ретельно очищають і покривають маслостійкої фарбою.

Збірку виконується у відповідності зі складальним кресленням редуктора, починаючи з вузлів валів:

на швидкохідний вал насаджують шарикопідшипники, попередньо нагріті в маслі до 80-100 º С;

в тихохідний вал закладають шпонку і напресовують зубчасте колесо до упору в бурт вала; потім надягають розпірну втулку і встановлюють шарикопідшипники, попередньо нагріті в маслі.

Зібрані вали укладають в основу корпуса редуктора і надівають кришку корпуса, покриваючи попередньо поверхні стику кришки і корпусу спиртовим лаком. Для центрування встановлюють кришку на корпус за допомогою двох конічних штифтів; затягують болти, кріплять кришку до корпуса.

Після цього на тихохідний вал надівають распорное кільце, в підшипникові камери закладають пластичну мастило, ставлять кришки підшипників з комплектом металевих прокладок для регулювання.

Перед постановкою наскрізних кришок в проточки закладають манжетні ущільнення. Перевіряють проворачиванием валів відсутність заклинювання підшипників (вали повинні провертатися від руки) і закріплюють кришки гвинтами.

Далі на кінець тихохідного вала в шпонкову канавку закладають шпонку, встановлюють зірочку і закріплюють її торцевим кріпленням; гвинт торцевого кріплення стопорять спеціальною планкою.

Потім ввертають пробку маслоспускного отвори з прокладкою і жезлових маслоуказателе.

Заливають в корпус масло і закріплюють оглядовий отвір кришкою з прокладкою з технічного картону; закріплюють кришку болтами.

Зібраний редуктор обкатують і піддають випробуванню на стенді за програмою, яка встановлюється технічними умовами.

15. Список використаної літератури

1. Чернавський С.А., Боков К.Н. Курсове проектування деталей машин: Навчальний посібник. М.: Машинобудування, 1987.

2. Дунаєв П.Ф., Льоліком О.П. Конструювання вузлів і деталей машин: Навчальний посібник. М.: Вища школа, 1985р.