Автор работы: Пользователь скрыл имя, 11 Мая 2012 в 17:29, курсовая работа
Исходные данные для расчета
Мощность на вторичном валу Р=5,0 кВт
Частота вращения электродвигателя n=750 об/мин
Частота вращения вторичного вала n2=200 об/мин
Исходные данные для расчета
4
1
Выбор электродвигателя и кинематический расчет редуктора
5
2
Расчёт зубчатой передачи
7
3
Предварительный расчет валов редуктора
14
4
Конструктивные размеры шестерни и зубчатого колеса
15
5
Первый этап компоновки редуктора
16
6
Конструктивные размеры корпуса редуктора
18
7
Проверка долговечности подшипника
20
8
Проверка прочности шпоночных соединений
25
9
Посадки зубчатого колеса, звездочки и подшипников
26
10
Выбор сорта масла
27
11
Сборка редуктора
28
Список литературы
23
СОДЕРЖАНИЕ
| Исходные данные для расчета | 4 |
1 | Выбор электродвигателя и кинематический расчет редуктора | 5 |
2 | Расчёт зубчатой передачи | 7 |
3 | Предварительный расчет валов редуктора | 14 |
4 | Конструктивные размеры шестерни и зубчатого колеса | 15 |
5 | Первый этап компоновки редуктора | 16 |
6 | Конструктивные размеры корпуса редуктора | 18 |
7 | Проверка долговечности подшипника | 20 |
8 | Проверка прочности шпоночных соединений | 25 |
9 | Посадки зубчатого колеса, звездочки и подшипников | 26 |
10 | Выбор сорта масла | 27 |
11 | Сборка редуктора | 28 |
| Список литературы | 30 |
Исходные данные для расчета
Мощность на вторичном валу Р=5,0 кВт
Частота вращения электродвигателя n=750 об/мин
Частота вращения вторичного вала n2=200 об/мин
1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет редуктора.
Передаточное число редуктора
, (1)
принимаем
Общий КПД привода
(2)
где КПД пары цилиндрических зубчатых колес;
коэффициент потерь в подшипниках качения;
Требуемая мощность электродвигателя
, кВт (3)
кВт
По таблице П1 [1] по требуемой мощности электродвигателя выбираем электродвигатель:
Трехфазный короткозамкнутый серии 4А закрытый обдуваемый с синхронной частотой вращения 750 об/мин 4А132M8, с параметрами кВт и скольжением 4,1%.
Таблица 1. Частоты вращения и угловые скорости валов редуктора
Вал А | об/мин | рад/с |
Вал В | об/мин | рад/с |
Вращающие моменты:
на валу шестерни
Н×мм (4)
Н×м=66,2×103 Н×мм
на валу червячного колеса
Н×мм (5)
Н×м=265×103 Н×мм
2. Расчет зубчатой передачи
Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками ([1], табл.3.3); для шестерни сталь 45, термическая обработка – улучшение, твердость HB 230; для колеса – сталь 45, термическая обработка – улучшение, но твердость на 30 единиц ниже – НВ 200.
Допускаемые контактные напряжения
, МПа (6)
где -предел контактной выносливости при базовом числе циклов.
([1], табл. 3.2) для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев менее НВ 350 и термической обработкой (улучшением)
(7)
- коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают; коэффициент безопасности =1,10.
Для косозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение по формуле
; МПа (8)
для шестерни
МПа (9)
МПа
для колеса
(10)
МПа
Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение
МПа
Требуемое условие выполнено.
Коэффициент, несмотря на симметричное расположение колес относительно опор, примем выше рекомендуемого для этого случая, так как со стороны цепной передачи действуют силы, вызывающие дополнительную деформацию ведомого вала и ухудшающие контакт зубьев. Принимаем предварительно по ([1], табл. 3.1), как в случае несимметричного расположения колес, значение
Принимаем для косозубых колес коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию
(11)
Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев
, мм (12)
мм
где для косозубых колес Ка=43, а передаточное число нашего редуктора u=uр=4.
Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66 aw=160 мм ([1], с.36).
Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации:
(13)
мм
принимаем по ГОСТ 9563-60 мм ([1], с.36)
Примем предварительно угол наклона зубьев и определим числа зубьев шестерни и колеса
(14)
Принимаем ; тогда
(15)
Уточненное значение угла наклона зубьев
(16)
Основные размеры шестерни и колеса:
диаметры делительные:
(17)
мм
(18)
мм
Проверка:
(19)
мм
диаметры вершин зубьев:
(20)
мм
(21)
мм
ширина колеса:
(22)
мм
ширина шестерни:
(23)
мм
Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:
(24)
Окружная скорость колес и степень точности передачи
(25)
м/с
При такой скорости для косозубых колес следует принять 8-ю степень точности.
Коэффициент нагрузки
(26)
Значения даны в ([1], табл.3.5); при , твердости НВ350 и симметричном расположении колес относительно опор с учетом изгиба ведомого вала от натяжения ременной передачи .
По ([1], табл.3.4) при м/с и 8-й степени точности . По ([1], табл.3.6) для косозубых колес при м/с имеем
Проверка контактных напряжений по формуле
(27)
МПа.
Силы, действующие в зацеплении
окружная:
(28)
Н
радиальная:
, Н (29)
Н
осевая:
(30)
Н
Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле:
. (31)
Здесь коэффициент нагрузки
(32)
при, твердости НВ350 и симметричном расположении зубчатых колес относительно опор . .
коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев
у шестерни
(33)
у колеса
(34)
и
Допускаемое напряжение по формуле
(35)
По ([1], табл.3.9) для стали 45 улучшенной при твердости НВ350
(36)
Для шестерни
МПа
Для колеса
МПа.
коэффициент безопасности,
(37)
где , (для поковок и штамповок).
Следовательно
.
Допускаемые напряжения:
для шестерни
МПа
для колеса
МПа
Находим отношения ;
для шестерни
МПа
для колеса
МПа
Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.
Определяем коэффициенты и к формуле
(38)
(39)
для средних значений коэффициента торцового перекрытия и 8-й степени точности
Проверяем прочность зуба колеса по формуле:
(40)
МПа
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 МПа по формуле:
мм (41)
мм
Так как вал редуктора соединен муфтой с валом электродвигателя, то необходимо согласовать диаметры ротора и вала . Иногда принимают =. Некоторые муфты, например УВП, могут соединять валы разных диаметров в пределах одного номинального момента. У подобранного электродвигателя диаметр вала может быть 38 мм. Примем мм. Выбираем МУВП по ГОСТ 21424-75 с мм и . Примем под подшипниками =40 мм.
Ведомый вал.
МПа.
Диаметр выходного конца вала
(42)
мм
Принимаем ближайшее значение из стандартного ряда: =36 мм. Диаметр вала под подшипниками принимаем =45 мм, под зубчатым колесом 50 мм.
4. Конструктивные размеры шестерни и зубчатого колеса
Шестерню выполняем кованую; ее размеры определены выше: мм; мм; мм.
т. к. диаметр шестерни небольшой, то выполним ее заодно с валом.
Колесо кованое: мм; мм; мм.
Диаметр ступицы
(43)
мм
длина ступицы
(44)
мм,
принимаем мм.
Толщина обода
(45)
мм
принимаем мм.
Толщина диска
(46)
мм
принимаем С=20 мм.
5. Первый этап компоновки редуктора
Компоновку редуктора обычно проводят в два этапа. Первый этап служит для приближенного определения положения зубчатых колес и звездочки 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 аw=160 мм.
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 А1 = 1,2 при наличии ступицы зазор берется от торца ступицы;
б) принимаем зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса А=
в) принимаем расстояние между наружным кольцом подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса А = ; если диаметр окружности вершин зубьев шестерни окажется больше наружного диаметра подшипника, то расстояние А надо брать от шестерни.
Предварительно намечаем радиальные шарикоподшипники средней серии; габариты подшипников выбираем по диаметру вала месте посадки подшипников dn1=35 мм и dn2=40 мм
По ([1]табл. П3) имеем:
Таблица 2. Характеристика подшипников
Условное обозначение подшипника | d | D | B | Грузоподъёмность, кН | |
Размеры, мм | C | C0 | |||
208 | 40 | 80 | 18 | 32 | 17,8 |
209 | 45 | 85 | 19 | 33,2 | 18,6 |
Решаем вопрос о смазывании подшипников. Принимаем для подшипников пластичный смазочный материал. Для предотвращения вытекания смазки внутрь корпуса и вымывания пластичного смазочного материала жидким маслом из зоны зацепления устанавливаем мазеудерживающие кольца. Их ширина определяет размер у = 8…12 мм.
Измерением находим расстояния на ведущем валу =65 мм и на ведомом =64 мм.
Примем окончательно ==65 мм.
Глубина гнезда подшипника
(47)
для подшипника 207 и 208 В=19 мм;
мм;
примем мм.
Толщину фланца крышки подшипника принимают примерно равной диаметру d0 отверстия; в этом фланце =12 мм.
6. Конструктивные размеры корпуса редуктора.
Толщина стенок корпуса и крышки:
(48)
мм
принимаем мм
(49)
мм
принимаем мм.
Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:
верхнего пояса корпуса и пояса крышки
(50)
мм
(51)
мм
принимаем мм
нижнего пояса корпуса
(52)
мм
принимаем мм.
Диаметр болтов:
фундаментных
(53)
мм
принимаем болты с резьбой М16;
крепящих крышку к корпусу у подшипников
(54)
мм
принимаем болты с резьбой М12;
соединяющих крышку с корпусом
(55)
мм
принимаем болты с резьбой М10.
7. Проверка долговечности подшипника.
Ведущий вал.
Из предыдущих расчетов имеем Н, Н и Н; из первого этапа компоновки мм.
Реакция опор:
в плоскости
(56)
Н
в плоскости
(57)
Н
(58)
Н
Проверка:
(59)
531+291–822=0
Суммарные реакции
(60)
Н
(61)
Н
Рис. 2 Силы и опорные реакции на шестерне
Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 1. Намечаем радиальные шариковые подшипники 208: d=40 мм; D=80 мм ;В=18 мм; С=32,0 кН и С0=17,8 кН.
Эквивалентная нагрузка по формуле
(62)
в которой радиальная нагрузка Н; осевая нагрузка Н; (вращается внутреннее кольцо); коэффициент безопасности для приводов ленточных конвейеров ; .
Отношение
(63)
этой величине и соответствует .
Отношение
(64)
и
Н
Расчетная долговечность:
(65)
млн. об.
(66)
ч
что больше установленных ГОСТ 16162-85.
Ведомый вал несет такие же нагрузки, как и ведущий:
Из предыдущих расчетов имеем Н, Н и Н; из первого этапа компоновки мм.
Реакции опор:
в плоскости
(67)
Н
Рис. 3 Силы и опорные реакции на зубчатом колесе
в плоскости
(68)
Н
(69)
Н
Проверка:
(70)
Суммарные реакции
(71)
Н
(72)
Н
Выбираем подшипники по более нагруженной опоре 4.
Шариковые радиальные подшипники 209 средней серии:d=45 мм; D=85 мм; В=19 мм; С=33,2 кН и С0=18,6 кН.
Отношение
(73)
этой величине и соответствует (получаем, интерполируя).
Отношение
(74)
следовательно, X=0,56. Y=2,2.
Поэтому
(75)
Н
Расчетная долговечность
(76)
млн.об.
(77)
ч
здесь n=187,5 об/мин – частота вращения ведомого вала.
Для зубчатых редукторов ресурс работы подшипников может превышать 36000 ч (таков ресурс самого редуктора), но не должен быть менее 10000 ч (минимально допустимая долговечность подшипника).
8. 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.
Напряжения смятия и условие прочности по формуле:
(78)
Допускаемые напряжения смятия при стальной муфте МПа, при чугунной МПа.
Ведущий вал: d=32 мм; b×h=10×8 мм; мм; длина шпонки мм; момент на ведущем валу Н мм;
МПа<
(материал муфты – серый чугун).
9. Посадки зубчатого колеса, звездочки и подшипников
Посадки назначаем в соответствии с указаниями, данными в табл.
Посадка зубчатого колеса на вал по ГОСТ 25347-82.
Посадка звездочки цепной передачи на вал редуктора .
Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала к6. Отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца по Н7.
Остальные посадки назначаем, пользуясь данными ([1],табл.10.13).
10. Выбор сорта масла
Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 10 мм. Объём масляной ванны V определяем из расчета 0,25 дм3 масла на 1 кВт передаваемой мощности: V=0,25×4,0=1,0 дм3.
По таблице 10.8 устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях МПа и скорости м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 30×10-6 м2/с. По ([1]табл. 10.10) принимаем масло индустриальное И-30А (по ГОСТ 20799-75).
Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом УТ-1 (см. табл.9.14), периодически пополняем его шприцем через пресс-масленки.
11. Сборка редуктора
Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищаем и покрывают маслостойкой краской.
Сборку производим в соответствии со сборочным чертежом общего вида редуктора, начиная с узлов валов.
В ведущий и ведомый валы закладываем шпонки 14´9´36 и напрессовываем зубчатое колесо на ведомый вал и шестерню на ведущий вал до упора в бурт соответствующего вала, потом надеваем распорную втулку, с двух сторон, на валы, насаживаем мазеудерживающие кольца и шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80 – 100°С.
Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса редуктора, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливаем крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; затягиваем болты, крепящие крышку к корпусу.
После этого на ведомый вал надеваем распорное кольцо, в подшипниковые камеры закладываем пластичную смазку, ставим крышки подшипников с комплектом металлических прокладок; регулируя тепловой зазор, подсчитанный по формуле
,
где – коэффициент линейного расширения стального вала; – коэффициент линейного расширения чугунного корпуса;
Затем ввертываем пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель. Заливаем в корпус масло и закрываем смотровое отверстие крышкой с прокладкой; закрепляем крышку болтами.
Далее на конец ведущего вала в шпоночную канавку закладываем шпонку, надеваем полумуфту, к которой присоединяем электродвигатель на вал которого надета полумуфта (вторая часть муфты).
После сборки, собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов/ С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин и др.-2-е изд., перераб. и доп.-М.: Машиностроение, 1988.-416 с.
2. Устюгов И. И. Детали машин: Учеб. пособие для учащихся техникумов.– 2-е изд., перераб. и доп.- М.: Высш. школа, 1981.-399с.
3. Детали машин. Атлас конструкций./ Под ред. Решетова д.Н.- Изд. 5-е в 2-х частях- М.: Машиностроение, 1992.
4. Анурьев В.И. Справочник конструктора – машиностроителя. Изд.7-е в 3-х тт. М: Машиностроение, 1992.
5. Гузенков П.Г. Детали машин. - М.: Машиностроение, 1986.
6. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование Учеб. пособие для машиностроительных спец. техникумов. — 2-е изд., перераб. и доп. — М.: Высш. шк., 1990.
7. Иванов М.Н. Детали машин: Учеб. для студентов вузов / Под ред. Финогенова — 6-е изд., перераб. - М.: Высш. шк., 2000.
8. Куклин Н.Г. Куклина Г.С. Детали машин. Учебник для техникумов. - М.: Высшая школа, 1987.
9. Эрдеди А.А., Эрдеди Н.А. Детали машин: Учеб. пособие для машиностроит. спец. сред. проф. учеб. заведений. - 2-е изд. - М.: Высш. шк.,2001.
10. Чернавский С.А., Снесарев Г.А. и др. Проектирование механических передач: Учебно–справочное пособие.- М.: Машиностроение, 1984.
11. Допуски и посадки: Справочник в 2-х ч. / Под ред. В.Д. Мягкова- 6-е изд.- Л.: Машиностроение,1982.