Міністерство освіти Російської федерації.
Південно-Уральський державний університет.
Кафедра теоретичної механіки
Курсова робота
Тема:
Проектування приводу з одноступінчастим циліндричним косозубих редуктором і клиноремінною передачею
Челябінськ 2008
Зміст
Вибір електродвигуна і кінематичний розрахунок
Розрахунок клиноремінною передачі
Розрахунок зубчастих коліс редуктора
Попередній розрахунок валів редуктора
Конструктивні розміри шківа клинопасової передачі2
Конструктивні розміри шестерні і колеса
Конструктивні розміри корпусу редуктора
Розрахунок підшипників
Перевірка міцності шпонкових з'єднань
Уточнений розрахунок валів
Вибір сорту масла
Збірка редуктора
Список літератури
1. Вибір електродвигуна і кінематичний розрахунок
Коефіцієнт корисної дії пари циліндричних зубчастих коліс η 1 = 0,95; коефіцієнт, що враховує втрати пари підшипників кочення, η 2 = 0,99; ККД клиноремінною передачі η 3 = 0,97
Загальний ККД приводу
η = η 1 η 2 лютого η 3 = 0,95 * 0,99 2 * 0,97 = 0,903
Потужність на валу зірочки конвеєра
Р зв = F ц * υ ц = 4,8 * 1,6 = 7,68 кВт.
Необхідна потужність електродвигуна
кВт
Частота обертання зірочки конвеєра
об / хв
За ГОСТ 19523 - 81 по необхідної потужності Р тр = 8,5 кВт вибираємо електродвигун трифазний асинхронний короткозамкнений серії АОП2-62-8 закритий, що обдувається, з синхронною частотою обертання 720об/мін з параметрами Р дв = 10 кВт
Номінальна частота обертання
n дв = 720 об / хв
Кутова швидкість
рад / с
Загальне передавальне відношення
Намічаємо для редуктора передавальне число і = 3; тоді для клинопасової передачі
Кутова швидкість і частота обертання ведучого валу редуктора
ω 1 = ω дв / i р = 75,4 / 3,15 = 24
n 1 = n д в / i р = 720 / 3,15 = 228
Частоти обертання і кутові швидкості валів:
Вал А | n дв = 720 об / хв | ω дв = 75,4 рад / с |
Вал B | n 2 = n зв = 76 об / хв | ω 2 = ω зв = 5,8 рад / с |
Вал C | n 1 = 228 об / хв | ω 1 = 24 рад / с |
2. Розрахунок клиноремінною передачі
Вихідні дані для розрахунку: передана потужність Р тр = 10 кВт; частота обертання ведучого шківа n дв = 720 об / хв; передавальне відношення i p = 3,15; ковзання ременя е = 0,015.
При частоті обертання меншого шківа n дв = 720 об / хв і переданої потужності Р = Р тр = 10 кВт приймаємо перетин клинового ременя Б.
Обертаючий момент
Н · м м
Діаметр ведучого шківа
мм
Приймаються d1 = 160 мм
Діаметр більшого шківа
мм
Найближче стандартноезначеніе d 2 = 500 мм
Уточнюємо передаточне відношення з урахуванням ковзання
Перераховуємо n 1
рад / с
остаточно приймаємо діаметри шківів d 1 = 160 мм і d 2 = 500 мм
Міжосьова відстань а р слід прийняти в інтервалі
a min = 0,55 (d 1 + d 2) + h = 0,55 (160 + 500) + 10,5 = 374 мм
a max = 2 (d 1 + D 2) = 2 (160 + 500) = 1320 мм,
де h = 6 мм висота перерізу ременя.
Приймаються близьке до середнього значення а р = 800 мм
Розрахункова довжина ременя
мм
Найближче значення за стандартом L = 2800 мм
Уточнене значення міжосьової відстані а р з урахуванням стандартної довжини ременя
де
w = 0,5 π (d 1 + d 2) = 0,5 * 3,14 (160 + 500) = 1036,2 мм; y = (d 2 - D 1) 2 =
(500 - 160) 2 = 115 600;
мм
При монтажі передачі необхідно забезпечити можливість зменшення міжосьової відстані на 0,01 L = 0,01 * 2800 == 28 мм для полегшення надягання ременів на шківи і можливість збільшення його на 0,025 L = 0,025 * 2800 = 70 мм для збільшення натягу ременів.
Кут обхвату меншого шківа
Коефіцієнт режиму роботи, що враховує умови експлуатації передачі для приводу до ланцюговому конвеєрі при однозмінній роботі З р = 1,0.
Коефіцієнт, що враховує вплив довжини ременя перетину Б при довжині L = 2800 мм коефіцієнт С L = 1,075
Коефіцієнт, що враховує вплив кута при α 1 = 156 ° коефіцієнт С α = 0,928
Коефіцієнт, що враховує число ременів в передачі. Припускаючи, що число ременів в передачі буде від 2 до 3, приймемо коефіцієнт С. = 0,95
Число ременів в передачі
де Р 0 - потужність, що передається одним клиновим ременем, кВт; для ременя перетину Б при довжині L = 2240 мм, роботі на шківі d 1 = 80 мм і i ≥ 3 потужність Р 0 = 3,35 Н (те, що в нашому випадку ремінь має іншу довжину L = 2800 мм, враховується коефіцієнтом C L);
Приймаються z = 5
Натяг гілки клинового ременя
де швидкість υ = 0,5 ω дв d 1 = 6 м / с; Θ - коефіцієнт, що враховує вплив відцентрових сил, для ременя перетину Про коефіцієнт Θ = 0,06
Н
Тиск на вали
Н
3. Розрахунок зубчастих коліс редуктора
Вибираємо матеріали для шестерні сталь 45, термообробка - покращення, твердість НВ 230; для колеса сталь 45, термообробка - покращення, твердість НВ 210.
Допустиме контактне напруження для косозубих коліс із зазначених матеріалів [σ н] = 426 МПа.
Приймемо коефіцієнт ширини вінця ψ ba = 0,4.
Коефіцієнт К Hβ, що враховує нерівномірність розподілу навантаження по ширині вінця. Незважаючи на симетричне розташування коліс щодо опор приймемо значення цього коефіцієнта, як у випадку несиметричного розташування коліс, так як з боку клиноремінною передачі діє сила тиску на ведучий вал, що викликає його деформацію і погіршує контакт зубів: До H β = 1,25.
Обертаючий момент на валу колеса
Н * м
Міжосьова відстань з умови контактної витривалості активних поверхонь зубів
мм
де і = 3 - прийнято раніше для даного редуктора.
Найближче значення міжосьової відстані по ГОСТ 2185-66 a w = 224 мм
Нормальний модуль
т n = (0,01 ÷ 0,02) а w = (0,01 ÷ 0,02) 224 = 2,24 - 4,48 мм;
приймаємо по ГОСТ 9563 - 60 т n = 3 мм.
Приймемо попередньо кут нахилу зубів β = 10 °.
Кількість зубів шестерні
приймаємо z 1 = 37. Тоді z 2 = z 1 u = 37 * 3 = 111.
Уточнюємо значення кута нахилу зубів:
кут β = 7 ° 42 '.
Основні розміри шестерні і колеса.
Діаметри ділильні
мм
мм
Перевірка:
мм
Діаметри вершин зубів
мм
мм
Ширина колеса b 2 = Ψ ba * a w = 0,4 * 224 = 90 мм.
Ширина шестерні b 1 = b 2 + 5 мм = 95 мм.
Коефіцієнт ширини шестерні по діаметру
Коефіцієнт ширини шестерні по діаметру
Окружна швидкість коліс
м / с
Ступінь точності передачі: для косозубих коліс при швидкості до 10 м / с слід прийняти 8-ю ступінь точності. Коефіцієнт навантаження
K H = K Hβ K Hα K Hυ
При ψ bd = 0,85 твердості НВ <350 і несиметричному розташуванні коліс (облік натягу клиноремінною передачі) коефіцієнт K Hβ ≈ 1,3.
При υ = 4,22 м / с і 8-го ступеня точності коефіцієнт K Hα ≈ 1,09.
Для косозубих колесу при швидкості менше 5 м / с коефіцієнт K Hυ = 1,0.
Таким чином, К H = 1,3 * 1,09 * 1,0 = 1,417.
Перевіряємо контактні напруги
МПа
що менш [σ H] = 426 МПа. Умова міцності виконано.
Сили, що діють в зачепленні:
окружна
H
радіальна
H
осьова
H
Перевіримо зуби на витривалість по напруженням вигину
Коефіцієнт навантаження
K H = K Fβ K Fυ
При ψ bd = 1,3 твердості НВ <350 і несиметричному розташуванні зубчастих коліс відносно опор коефіцієнт K Fβ = 1,09.
Для косозубих коліс 8-го ступеня точності і швидкості до 3 м / с коефіцієнт K Fυ = 1,3.
Таким чином,
K F = 1,09 * 1,3 = 1,417.
Коефіцієнт, що враховує форму зуба, Y F залежить від еквівалентного числа зубців z υ;
у шестерні
у колеса
Коефіцієнти Y F 1 = 3,70 і Y F2 = 3,60. Визначаємо коефіцієнти Y β і K Fα:
де середні значення коефіцієнта торцевого перекриття ε α = 1,5; ступінь точності
n = 8.
Напруга, що допускається при перевірці на вигин визначають за формулою:
для сталі 45 поліпшеної межа витривалості при отнулевом циклі вигину HB.
для шестерні
МПа;
для колеса
МПа.
Коефіцієнт безпеки [S F] = [S F] '[S F] "
[S F] '= 1,75 для сталі 45 поліпшеної; коефіцієнт [S F] "= 1 для поковок і штампувань. Отже, [S F] = l, 75.
Допустимі напруги:
для шестерні
МПа
для колеса
МПа.
Перевірку на вигин слід проводити для того зубчастого колеса, для якого відношення менше. Знайдемо ці відносини:
для шестерні МПа
для колеса МПа
Перевірку на згин проводимо для колеса:
МПа
83,5 МПа <216 МПа умова міцності виконана.
4. Попередній розрахунок валів редуктора
Попередній розрахунок проведемо на кручення за зниженими допускаються напруженням.
Ведучий вал: діаметр вихідного кінця при дозволяється за напрузі [τ к] = 25 МПа
мм
Приймаються найближче більше значення із стандартного ряду d B 1 = 42 мм. Діаметр валу під підшипниками приймаємо d п1 = 50 мм. Шестерню виконаємо за одне ціле з валом.
Ведений вал: диметр вихідного кінця вала при дозволяється за напрузі [τ к] = 20 МПа
мм
Приймаються найближче більше значення із стандартного ряду d B 2 = 65 мм. Діаметр валу під підшипниками приймаємо d п2 = 70 мм, під зубчастим колесом d K 2 = 75 мм.
Діаметри решти ділянок валів призначають, виходячи з конструктивних міркувань при компонуванні редуктора.
5. Конструктивні розміри шківа клинопасової передачі
Шківи кліноременних передач виконуються з чавуну СЧ 15. Розрахунковий діаметр шківа d p = 280 мм. Кут нахилу канавок при такому діаметрі дорівнює α = 40 °.
Ширина обода шківа
мм
Товщина обода
S = 0,005 * d +3 + h + h 0 = 13,9 мм
приймемо S = 15 мм
Довжина ступиці шківа
l = (1,5 ÷ 2) d B 1 = 36 ÷ 48 мм
приймемо l = 40 мм
Діаметр шківа маточини
мм
приймемо d = 44 мм.
6. Конструктивні розміри шестерні і колеса
Шестерню виконуємо за одне ціле з валом, її розміри визначені вище:
d 1 = 112 мм; d a 1 = 118 мм; b 1 = 95 мм.
Колесо коване:
d 2 = 336 мм; d а2 = 342 мм; b = 90 мм.
Діаметр ступиці d ст = 1,6 * d а2 = 1,6 * 75 = 120 мм.
Довжина маточини l ст = (1,2 ÷ 1,5) d k 2 = (1,2 ÷ 1,5) * 75 = 90 ÷ 113 мм
приймаємо l ст = 100 мм
Товщина обода δ 0 = (2,5 ÷ 4) m n = (2,5 ÷ 4) * 3 = 7,5 ÷ 12 мм
приймаємо δ 0 = 10 мм
Товщина диска при b = 90 мм: С = 0,3 * 90 = 27 мм
7. Конструктивні розміри корпусу редуктора
Товщина стінок корпусу та кришки:
δ = 0,025 а w + 1 = 0,025 * 224 + 1 = 6,6 мм,
приймаємо δ = 8 мм; δ 1 = 0,02 а w + 1 = 0,02 * 224 + 1 = 5,48 мм, приймаємо δ 1 = 8мм.
Товщина фланців поясів корпуса й кришки:
верхнього пояса корпуса і пояса кришки
b = 1,5 δ = 1,5 * = 12 мм; b 1 = 1,5 δ 1 = 1,5 * 8 = 12 мм,
нижнього пояса корпуса
р = 2,35 δ = 2,35 * 8 = 19 мм; приймаємо р = 20 мм.
Діаметр болтів: фундаментних d 1 = (0,03 ÷ 0,036) а w +12 = (0,03 ÷ 0; 36) 224 + 12 = 18,72 ÷ 20,06 4 мм; приймаємо болти з різьбою М20; що кріплять кришку до корпусу у підшипників d 2 = (0,7 ÷ 0,75) d 1 = (0,7 ÷ 0,75) 20 = 14 ÷ 15 мм; приймаємо болти з різьбою М16; з'єднують кришку з корпусом d 3 = (0 , 5 ÷ 0,6) d 1 = (0,5 ÷ 0,6) 20 = 10 ÷ 12 мм; приймаємо болти з різьбою М12.
8. Розрахунок підшипників
Ведучий вал
З попередніх розрахунків маємо
F t = 6232 H, F r = 2283 Н, F a = 841 Н, F B = 2162 H, l 1 = 112 мм і l 3 = 65 мм.
Реакції опор: у площині xz
Н
Н
Перевірка:
R x 1 + R x 2 - F t - F B = 5243 + 3151 - 6232 - 2162 = 0.
в площині yz
Н
Н
Перевірка:
R yl + R y 2 - F r = 1351 + 931 - 2283 = 0.
Сумарні реакції
Н
Н
Підбираємо підшипники за більш навантаженою опорі 1.
Намічаємо радіальні кулькові підшипники 206: d = 30 мм; D = 62 мм; В = 16 мм; З = 19,5 кН і С 0 = 10 кН.
Еквівалентна навантаження за формулою
Р е = (XVP r 1 + YP a) До б До T,
в якій радіальне навантаження Р r 1 = тисяча вісімсот сімдесят одна Н; осьова навантаження Р а = F a = 317 Н; V = 1 (обертається внутрішнє кільце), коефіцієнт безпеки К = 1,2; К Т = 1.
Ставлення
;
цієї величини відповідає е ≈ 0,23
Ставлення
<Е; X = 1 і Y = 0.
Р е. = (1 * 1 * 1871) * 1,2 * 1 = 2245 Н.
Розрахункова довговічність, млн. об.
млн. об.
Розрахункова довговічність, год
ч.
Ведений вал несе такі ж навантаження, як і ведучий:
F t = 6232 H, F r = 2283 Н, F a = 841 Н, l 2 = 112 мм.
Реакції опор: у площині xz
Н
в площині yz
Н
Н
Перевірка:
R y 3 + R y 4 - F r = 1773 + 510 - 2283 = 0.
Сумарні реакції
Н
Н
Підбираємо підшипники за більш навантаженою опорі 4.
Намічаємо радіальні кулькові підшипники 208: d = 40 мм; D = 80 мм; В = 18 мм; З = 32 кН і С 0 = 17,8 кН.
Еквівалентна навантаження за формулою
Р е = (XVP r 4 + YP a) До б До T,
в якій радіальне навантаження Р r 4 = 1060 Н; осьова навантаження Р а = F a = 317 Н; V = 1 (обертається внутрішнє кільце), коефіцієнт безпеки К = 1; К Т = 1.
Ставлення
;
цієї величини відповідає е ≈ 0,20
Ставлення
> Е; X = 0,56 і Y = 2,40.
Р е. = (0,56 * 1 * 1060 + 2,4 * 317) * 1 * 1 = 1354 Н.
Розрахункова довговічність, млн. об.
млн. об.
Розрахункова довговічність, год
ч
Для зубчастих редукторів ресурс роботи підшипників може перевищувати 36000 год такий ресурс самого редуктора), але не повинен бути менше 10000 год (мінімально допустима довговічність підшипника). У нашому випадку підшипники ведучого валу 206 мають ресурс L h = 40 * 10 3 год, а підшипники веденого вала 208 мають ресурс L h = 4 * 10 6 ч.
9. Перевірка міцності шпонкових з'єднань
Шпонки призматичні з округленими торцями. 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 [σ см] = 100 ÷ 12 0 МПа, при чавунної [σ см] = 50 ÷ 70 МПа.
Ведучий вал: d = 24 мм; b х h = 8 х 4 мм; t 1 = 4 мм, довжина шпонки l = 56 мм; момент на ведучому валу Т 1 = 43400 Н * мм;
МПа
Ведений вал
З двох шпонок - під зубчастим колесом і під муфтою - більш навантажена друга (менше діаметр валу і тому менше розміри поперечного перерізу шпонки). Перевіряємо шпонку під зірочкою: d = 55 мм; b х h = 10 х 8 мм; t 1 = 5 мм; довжина шпонки l = 45 мм; момент Т 2 = 217 * 10 3 Н * мм;
МПа
Умова σ см <[σ см] виконано.
10. Уточнений розрахунок валів
Приймемо, що нормальні напруження від вигину змінюються по симетричному циклу, а дотичні від крутіння - по отнулевому (пульсуючому).
Уточнений розрахунок полягає у визначенні коефіцієнтів запасу міцності s для небезпечних перерізів і порівнянні їх з необхідними значеннями [s]. Міцність дотримана при s ≥ [s].
Будемо проводити розрахунок для імовірно небезпечних перерізів кожного з валів.
Ведучий вал.
Матеріал валу той же, що і для шестірні (шестерня виконана заодно з валом), тобто сталь 45, термічна обробка - поліпшення.
При діаметрі заготівлі до 90 мм середнє значення σ в = 780 МПа.
Межа витривалості при симетричному циклі вигину
σ -1 ≈ 0,43 σ в = 0,43 * 780 = 335 МПа.
Межа витривалості при симетричному циклі дотичних напружень
τ -1 ≈ 0,58 σ -1 = 0,58 * 335 = 193 МПа.
Перетин А - А. Це перетин валу під шківом клиноремінною передачі, розраховуємо на кручення. Концентрацію напружень викликає наявність шпоночной канавки.
Згинальний момент
Н * мм
Момент опору крученню при d = 24 мм; b = 8 мм; t 1 = 4 мм
мм 3
Момент опору вигину
мм 3
Амплітуда і середнє напруга від нульового циклу
МПа
Приймаються k σ = 2,5; ε σ ≈ 0,89; k τ = 1,68; ε τ ≈ 0,8 і ψ τ ≈ 0,1.
Амплітуда нормальних напруг вигину
МПа;
Середня напруга σ m = 0.
Коефіцієнт запасу міцності за нормальними напругам
Коефіцієнт запасу міцності по дотичним напруженням
Результуючий коефіцієнт запасу міцності
Результуючий коефіцієнт вийшов близьким до коефіцієнта запасу s τ = 9,8. Це незначна розбіжність свідчить про те, що консольні ділянки валів, розраховані по крутний моменту, облік консольної навантаження не вносить суттєвих змін. Фактичне розбіжність буде ще менше, так як посадкова частина валу звичайно коротше, ніж довжина маточини шківа, що зменшує значення згинального моменту і нормальних напружень.
Такий великий коефіцієнт запасу міцності пояснюється тим, що діаметр валу був збільшений при конструюванні
З тієї ж причини перевіряти міцність в інших перерізах немає необхідності.
Ведений вал.
Матеріал валу - сталь 45 нормалізована; σ в - 570 МПа.
Межі витривалості
σ -1 ≈ 0,43 σ в = 0,43 * 570 = 245,1 МПа
τ -1 ≈ 0,58 σ -1 = 0,58 * 245,1 = 142,2 МПа.
Перетин А - А. Це перетин валу під зубчастим колесом. Вал у цьому перетині 44 мм. Концентрація напружень обумовлена наявністю шпоночной канавки.
Згинальний момент у горизонтальній площині
Н * мм
Згинальний момент у вертикальній площині
Н * мм
сумарний згинальний момент у перерізі А - А
Н * мм
Момент опору крученню при d = 44 мм; b = 14 мм; t 1 = 5,5 мм
мм 3
Момент опору вигину
мм 3
Амплітуда і середнє напруження циклу дотичних напружень
МПа
Приймаються k σ = 1,5; ε σ ≈ 0,84; k τ = 2,3; ε τ ≈ 0,72 і ψ τ ≈ 0,15.
Амплітуда нормальних напруг вигину
МПа; Середнє напруга σ m = 0.
Коефіцієнт запасу міцності за нормальними напругам
Коефіцієнт запасу міцності по дотичним напруженням
Результуючий коефіцієнт запасу міцності
У всіх перетинах s> [s].
11. 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 * 1,49 = 0,37 дм 3.
При контактних напругах σ Н = 392 МПа і швидкості υ = 6 м / с рекомендована в'язкість масла повинна бути приблизно дорівнює 28 * 10 -6 м 2 / с. Приймаються масло індустріальне І - 30А по ГОСТ 20799 - 75.
Камери підшипників заповнюємо пластичним мастильним матеріалом УТ - 1 та періодично поповнюємо його через прес-маслянки.
12. Збірка 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 провідний вал насаджують мазеудержівающіе кільця і шарикопідшипники, попередньо нагріті в маслі до 80-100 ° С;
в ведений вал закладають шпонку і напресовують зубчасте колесо до упору в бурт вала; потім надягають розпірну втулку, мазеудержівающіе кільця 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, що кріплять кришку до корпуса.
Після цього на ведений 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 повстяні ущільнення, просочені гарячою олією.
Перевіряють проворачиванием валів відсутність заклинювання підшипників (вали повинні провертатися від руки) і закріплюють кришки гвинтами.
Далі на кінець відомого 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 закривають 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.
Список літератури
Курсове проектування деталей машин / С.А. Чернавський, К.Н. Боков, І.М. Чернін і ін - 2-е вид.: Машинобудування, 1988. - 416 с.
Раветов Д.М. Деталі машин. М.: машинобудування, 1989. 496 с.
Іванов І.М. Деталі машин. К.: Вища школа, 1984. 336 с.
Біргер І.А., Шорр Б.Ф., Іосілевіч Г.В. Розрахунки на міцність деталей машин: Довідник. М.: Машинобудування, 1993. 639 с.
Деталі машин: Атлас конструкцій у двох частинах / За ред. Решетова Д.М. М.; Машинобудування, 1992. Ч. I. 352 о.
Дунаєв П.В., Льоліком О.П. Конструювання вузлів і деталей машин. М.: Вища школа, 1985. 416 с.