Готовая курсовая работа

4. Конструктивные размеры корпуса и крышки и предварительный выбор подшипников, компоновочная схема и выбор способа смазывания-передач и подшипников, определение размеров корпусных деталей



Расчет проводим по формулам (табл. 10.2, 10.3[1]):

Толщина стенок корпуса и крышки

 = 0,05*Rе+1= 0,05*205 + 1 = 11,25 мм;

принимаем  = 12 мм

1=0,04*Rе+1= 0,04*205 + 1 = 9,2 мм;

принимаем 1 = 10 мм

Толщина верхнего пояса (фланца) корпуса:

=1,5*12 = 18 мм.

Толщина нижнего пояса (фланца) крышки корпуса:

= 1,5*10 = 15 мм.

Толщина нижнего пояса корпуса:

мм.,

примем р = 28 мм.

Толщина ребер основания корпуса:

мм.,

примем m=10 мм.

Толщина ребер крышки корпуса:

мм.,

примем m=10 мм.

Диаметры болтов:

— фундаментных:

мм.,

принимаем болты с резьбой М24;

— крепящих крышку к корпусу у подшипников:

мм.,

принимаем болты с резьбой М18;

— крепящих крышку с корпусом:

мм.,

принимаем болты с резьбой М12;

Для того, чтобы уменьшить влияние осевой нагрузки, предлагается ис-пользовать радиально-упорные роликовые подшипники. Выбираем подшипни-ки легкой серии с диаметрами внутреннего кольца, соответствующими диа-метрам валов

По ГОСТ 831-75 принимаем подшипники легкой серии 7207 для ведущего и 7213 для ведомого вала.

Таблица 2

Характеристики подшипников

Обозначение d D B r r1 Грузоподъемность,кН

Размеры, мм С Со

7207 35 72 17 2 1 38,5 26

7213 65 120 19 2 1 78 58



Диаметр отверстия в гнезде принимаем равным наружному диаметру под-шипника: Dп1=72 мм, Dп2 = 85 мм.

Глубина гнезда подшипника принимается по большему подшипнику Lг = 1,5B = 1,5*20 = 30 мм. Принимаем Lг = 30 мм

Размеры штифта:

Диаметр мм.

Длина мм.

Из табл. 10.5[1] принимаем штифт конический ГОСТ 3129-70

мм, мм.

Зазор между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса принимаем равным 10 мм.

Зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса А= =10 мм.

Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием ведомого зуб-чатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающе-го погружение тихоходного колеса примерно на 10 мм. Объем масляной ван-ны определяем из расчета 0.25 дм3 масла на 1 кВт передаваемой мощности: V = 0.25 * 4,94 = 1,24 дм3. По таблице 10.8 [1] устанавливаем вязкость масла. Для быстроходной ступени при контактных напряжениях 393 МПа и скорости v = 2 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 28*10-6 м2/с. Для тихоходной ступени рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 34*10-6 м2/с.

Средняя вязкость масла



По таблице 10.10 [1] принимаем масло индустриальное И-30А (по ГОСТ 20799-75).

Камеры подшипников заполняем пластическим смазочным материалом УТ-1 (табл. 9.14 [1]).

Для предотвращения вытекания смазки подшипников внутрь корпуса и вымывания пластического смазывающего материала жидким маслом из зоны зацепления устанавливаем мазеудерживающие кольца с шириной y = 8-12 мм. Принимаем y = 10 мм.

Следует учесть особенности конструкции редуктора. Так как шестерня ус-танавливается в неразъемное гнездо крышки редуктора, то отверстие, через ко-торое должна производиться установка подсобранного вала-шестерни, должно быть больше диаметра вершин зубьев. Принимаем диаметр входного гнезда 90 мм. Между подшипником и гнездом предусмотрен стакан с толщиной стенок (90-72)/2 = 9 мм.

Размеры колес определяются из следующих формул

его размеры dае2 = 405,82 мм;

диаметр ступицы dст 1,6dк2 = 1,6*70 = 112 мм

длина ступицы lст = (1,21,5)dк2=1,2*70 = 84 мм. Принимаем lст = 80мм

толщина обода 0 =(34)m = (34) *3 = 9…12 мм. Принимаем 0 = 10 мм

толщина диска С=(0,1  0,17)Rе = 20,5…34,85 мм. Принимаем С = 30 мм

фаска: с = 0,5mn x 45o Принимаем с= 1,5 мм

5. Уточненный расчет валов

5.1. Ведущий вал

Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочно-сти s для опасных сечений и сравнении их с допускаемыми значениями [s].Прочность соблюдена при .

Материал вала - сталь 45 улучшенная. По таблице 3.3[1]

Пределы выносливости:







Сечение по шпоночному пазу

Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночного паза.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям изгиба



Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям



По таблице 8.5 [1] принимаем ;

По таблице 8.8 [1] принимаем ;

Момент сопротивления кручению по таблице 8.5 [1]:



при d=32 мм; b=10 мм; t1= 5 мм



Момент сопротивления изгибу:





Амплитуда и среднее значение отнулевого цикла:



Амплитуда нормальных напряжений:

Изгибающий момент в данном сечении можно принять равным 0, тогда

,

Составляющая постоянных напряжений:





Составляющую можно не считать



Условие прочности выполнено.

Для ведущего вала, имеющего такой большой запас прочности по наибо-лее опасному сечению, нет необходимости в расчете по галтелям и посадкам подшипников на больших диаметрах. Кроме того, следует учитывать, что мы увеличили размеры вала по сравнению с расчетными величинами с целью со-гласовать соединяемые муфтой диаметры валов.

2

Введение 5

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет 6

1.1. Кинематический анализ схемы привода 6

1.2. Коэффициент полезного действия привода 6

1.3. Выбор электродвигателя 7

1.4. Угловые скорости и моменты на валах привода 8

2. Расчет передачи 9

3. Предварительный расчет валов редуктора 16

4. Конструктивные размеры корпуса и крышки и предварительный выбор подшипников, компоновочная схема и выбор способа смазывания передач и подшипников, определение размеров корпусных деталей 17

5. Уточненный расчет валов 21

5.1. Ведущий вал 21

5.2. Ведомый вал 22

6. Подбор подшипников по динамической грузоподъемности. 25

6.1. Ведущий вал 25

6.2. Ведомый вал 27

7. Подбор и проверочный расчет шпоночных соединений 31

8. Посадки деталей редуктора 33

9. Описание сборки редуктора 34

Список использованной литературы 36

Введение

Цель курсового проектирования – систематизировать, закрепить, расши-рить теоретические знания, а также развить расчетно-графические навыки сту-дентов. Основные требования, предъявляемые к создаваемой машине: высокая производительность, надежность, технологичность, минимальные габариты и масса, удобство в эксплуатации и экономичность. В проектируемом редукторе используются зубчатые передачи.

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи мощности от двигателя к рабочей машине. Назначение редуктора – понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по срав-нению с валом ведущим. Данный тип механизма является одним из самых рас-пространенных в технике и комплекс расчетов, необходимый для обоснования его конструкции, охватывает многие разделы учебного курса: теоретическую механику, сопротивление материалов, теплотехнику, метрологию и пр. Поэто-му грамотный расчет редуктора обеспечивает получение значительного опыта в проектировании механизмов и машин и применении полученных при обуче-нии знаний на практике.











1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет



1.1. Кинематический анализ схемы привода

Привод состоит из электродвигателя и одноступенчатого редуктора с ко-нической передачей. Вращение от двигателя на входной вал редуктора и от выходного вала редуктора на вал барабана ленточного транспортера осуществ-ляется через муфты.



1.2. Коэффициент полезного действия привода

Согласно табл. 1.1 [1] принимаем коэффициенты полезного действия для элементов, где происходят потери мощности:

— в зубчатой передаче ηз.п. = 0,97…0,98; принимаем ηз.к. = 0,97;

— в подшипниках качения ηп = 0,99;

— в муфте ηм = 0,98;

В составе привода имеется одна коническая зубчатая передача, две муфты и 6 подшипниковых опор, поэтому в соответствии с формулой



определяем общий КПД привода

= 0,97 * 0,996 * 0,982 = 0,88



1.3. Выбор электродвигателя

Мощность на валу барабана определяется по формуле

= 3 * 2,8 = 8,4 кВт,

где Ft — окружное усилие, кН;

V — скорость транспортера, м/с;

Требуемая мощность электродвигателя:

Рэ.тр.= Рв / = 8,4 / 0,88 = 9,55 кВт,

Угловая скорость барабана:

= 2 * 2,8 / 0,45 = 12,44 рад/с

Частота вращения барабана:

= 30*12,44/3,14 = 119 мин-1

Пусковая требуемая мощность должна учитывать стартовую нагрузку, ко-торая в 1,2-1,5 раз больше номинальной:

Рп = Рэ.тр.* 1,3 = 9,55 * 1,3 = 12,42 кВт

По табл. П1 приложения [1], исходя из требуемой мощности выбираем электродвигатель трехфазный асинхронный короткозамкнутый серии 4АН за-крытый, обдуваемый с синхронной частотой n = 750 об/мин 4АН160М8 со сле-дующими параметрами: номинальная мощность Рном = 11 кВт; скольжение s = 2,5 %, отношение Рп/Рном = 1,4. Рпуск = 1,4*11 = 15,4 кВт. Значит эта модель дви-гателя может быть принята для проектируемого привода.

Номинальная частота вращения двигателя:



где: nдв – фактическая частота вращения двигателя, мин-1;

n – частота вращения, мин-1;

s – потери на скольжение, %;



nдв = 750* ((100-2,5)/100) = 731 мин-1



1.4. Угловые скорости и моменты на валах привода

Передаточное отношение редуктора:

U = nдв/nб = 731/119 = 6,14

Угловая скорость и частота вращения вала двигателя:

nдв= 731 мин-1

= 3,14*731 / 30 = 76,51 рад/с

Момент на валу двигателя:

,

где Ртр – требуемая мощность двигателя, кВт;

– угловая скорость вращения двигателя, об/мин;

T1 = 9,55 *1000 / 76,51 = 124,82 Нм = 124,82*103 Нмм

Момент, угловая скорость и частота вращения выходного вала редуктора:

Т2 = Т1 * U * ηз.п.

Т2 = 124,82*103 * 6,14*0,97 = 743,4*103 Нмм



Таблица 1

Результат кинематического расчета привода

Вал 1 2

Частота вращения n, мин-1 731 119

Угловая скорость , рад/с 76,51 12,44

Крутящий момент, Т, х103 Нмм 124,82 743,4

Мощность на валу P, кВт 9,55 8,4









2. Расчет передачи



2.1. Выбор материала для зубчатых колес



Принимаем материал со механическими характеристиками выше средних в целях уменьшения габаритов механизма:

Принимаем:

— шестерня: сталь 40Х, термическая обработка – улучшение, твер-дость НВ 270;

— колесо – сталь 40Х, термическая обработка – улучшение, твер-дость НВ 245.

Допускаемые контактные напряжения (3.9) [1]

, МПа

где: σН lim b – предел контактной выносливости, МПа;

, МПа

Шестерня

= 2*270 + 70 = 610 МПа

Колесо

= 2*245 + 70 = 560 Мпа

Число циклов перемены напряжений NНЕ определяется по формуле;

NHE = 60tч*n2 = 60*(365*0,5*6*0,5*8)*119 = 3,127*107

Базовое число перемены напряжений рассчитываем по эмпирической формуле

NH0 = 30HBср2,4*12 = 30*((270+245)/2)2,4*12 = 21,98*107

Коэффициент долговечности рассчитывается по формуле

КHL = 1 =1,38

[SH] – коэффициент безопасности, для колес нормализованной и улучшен-ной стали принимают [SH] = 1,1 1,2.

Для шестерни: [H1] = 610*1,38 / 1,1 = 765 МПа

Для колеса: [H1] = 560*1,38 / 1,1 = 703 МПа

Тогда расчетное контактное напряжение по формуле 3.10 [1]:



= 0,45 * (765+703) = 661 МПа.



2.1. Расчет характеристик передачи



При консольном расположении шестерни коэффициент КН=1,2 [1, табл. 3.1].

Коэффициент ширины венца по отношению к внешнему конусному расстоянию ВRE=0,285

Внешний делительный диаметр определяется по формуле

,

где Тр — момент на выходном валу редуктора;

de2 — внешний делительный диаметр, мм;

к — допускаемое контактное напряжение, МПа;

U — передаточное отношение редуктора;

Kd —коэффициент, равный для прямозубых колес Kd = 99

мм

Принимаем по ГОСТ 12289-76 ближайшее стандартное значение

de2 = 400 мм

Принимаем число зубьев шестерни z1 = 22,

тогда число зубьев колеса

z2 = z1*U = 22*6,14 = 135,08

Принимаем z2 = 135, тогда

U = z2 / z1 = 135/22 = 6,14

Отклонение от заданного составит 0%

Окружной модуль равен

400/135 = 2,96 ~ 3 мм.

Для конических колес округлять модуль до стандартного значения необя-зательно, поэтому принимаем me = 3 мм.

Уточняем значение

de2 = mez2 = 3*135 = 405 мм

Отклонение от стандартного значения составит

(405-400)/400*100 = 1,25 %

Это меньше допускаемого отклонения в ±2%.

Угол делительного конуса:

шестерни

9°15’ = 9,25°

колеса

90-9,25 = 80,75° = 80°45’

Определяем внешний диаметр шестерни и колеса

= 3*22+2*3*cos9,25 =71,92 мм

= 405+2*3* cos 80,75 = 405,96 мм

Определяем внешнее конусное расстояние

мм

Определяем длину зуба

205*0,285 = 58,4

Определяем среднее конусное расстояние

=205-0,5*58,4 = 175,8

Определяем средний окружной модуль

= 3* 175,8/205 = 2,57

Определяем средний делительный диаметр шестерни и колеса

d1 = 2 (Re-0.5b)sin1 = 2*(205-0,5*58,4)*sin 9.25 = 56.51 мм

d2=m*Z2

d2 = 2,57 * 135 = 346,95 мм

коэффициент ширины шестерни по среднему диаметру

= 58,4 / 56,51 = 1,033

средняя окружная скорость колес

= 76,51*56,51*10-3/2 = 2,2 м/с

Для конических передач обычно принимается 7-я степень точности.



Определяем усилия, действующие в зацеплении

окружное колеса

= 2*743,4*103/346,95 = 4285 Н

шестерни

= 2*124,82*103/56,51 = 4418 Н

где Т – крутящий момент на выходном валу;

радиальное ,

где Р - окружное усилие,  - угол делительного конуса,  = 20

Для проверки контактных напряжений определяем коэффициенты нагру-зок

,

Чернавский С.А. Курсовое проектирование деталей машин. – М.: ТИД «Альянс», 2005.– 416 с.

2. Дунаев П.Ф., Леликов А.П. Конструирование узлов и деталей машин. – М.: Высшая школа, 1998. – 447 с.

3. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя: т.1,2,3. — М.: Машиностроение, 2001

4. Атлас конструкций узлов и деталей машин. — М.: МГТУ им. Баумана, 2007. — 384 с.