• RU
  • icon На проверке: 14
Меню

Привод механизма передвижения c вертикальным двухступеньчатым редуктором

  • Добавлен: 24.01.2023
  • Размер: 2 MB
  • Закачек: 0
Узнать, как скачать этот материал

Описание

Привод механизма передвижения c вертикальным двухступеньчатым редуктором

Состав проекта

icon
icon пз.docx
icon привод механизма передвижения.dwg
icon привод 1-Model.jpg

Дополнительная информация

Контент чертежей

icon пз.docx

Кинематический и энергетический расчет . 2
Расчет передач привода
1 Расчет цепной передачи . .4
2 Расчет материалов и допускаемых напряжений
быстроходной зубчатой передачи .. .. .8
3 Расчет быстроходной зубчатой передачи. . . .10
4 Расчет материалов и допускаемых напряжений
тихоходной зубчатой передачи .. .. .13
5 Расчет тихоходной зубчатой передачи .. . .. .15
Эскизная компоновка привода . . . .19
Расчет валов и опорных устройств
1 Расчет второго вала .. . . .20
2 Расчет первого вала .. . .. .. .24
2 Расчет третьего вала .. .. . . 29
4 Подбор подшипников по динамической грузоподъемности на первом валу 33
4 Подбор подшипников по динамической грузоподъемности на втором валу .34
3 Подбор подшипников по динамической грузоподъемности на третьем валу ..36
Расчет и выбор соединений . . . 38
Расчет элементов корпуса редуктора ..39
Сборка и смазывание узлов и деталей привода .40
Список использованных источников 41
Совершенствование конструкции деталей машин методов их расчета и введение новых стандартов должно находить отражение в курсовом проектировании.
Цель курсового проектирования по деталям машин – приобретение навыков проектирования. Работая над проектом мы выполняем расчеты учимся рационально выбирать материалы и форму деталей стремясь обеспечить их высокую экономичность надежность и долговечность. В проектировании широко используются ГОСТы учебная и справочная литература. Приобретенный в результате проектирования опыт будет являться основой для выполнения курсовых проектов по специальным дисциплинам и для дипломного проекта а также для всей дальнейшей конструкторской деятельности.
Проект состоит из пояснительной записки спецификации и графической части. Объем этих документов этих документов зависит от объема всего проекта установленного учебной программой. Объем графической части составляет три листа формата А1.
Техническое задание на курсовой проект включает схему объема привода исходные данные (силовые кинематические и геометрические факторы срок службы характер нагрузки) и указания об объеме расчетной и графической части проекта.
По СТ СЭВ 208 75 устанавливаются следующие стадии разработки конструкторской документации.
Техническое задание являющегося исходным документом для разработки конструкторской документации проектируемого изделия.
Техническое предложение содержащее уточненные основные и дополнительные данные изделия и обоснование принятых решений.
Эскизный проект содержащий принципиальные решения.
Технический проект окончательное техническое решение дающее представление о принципах работы и устройстве изделия.
Рабочая документация содержащая необходимые данные для изготовления контроля приемки эксплуатации и ремонта изделия.
Кинематический и энергетический расчет привода
Частота вращения приводного колеса
Частота вращения двигателя
Определяем коэффициент полезного действия привода.
= муфты·зуб2 · цепн2 · подш4 где
муфты = 098 – муфта упругая
подш = 0993 – подшипник качения
пз = 0965 – передача цилиндрическая закрытая
пц = 094– передача цепная
=098·09652·0942·09934 = 0774
Мощность привода: Ртр = Рвых 0
Ртр = 55 0774 = 71 кВт.
Мощность на приводном колесе и его валу
Мощность на выходном валу редуктора
Мощность на промежуточном валу редуктора
Мощность на входном валу редуктора
Мощность на валу двигателя
2М6960 М серии АИР. Мощность РДВ = 75 кВт; синхронная частота равна 960 обмин.
Определим действительное фактическое передаточное число:
Разбивка передаточного числа привода по отдельным передачам.
Уточняем передаточные отношения редуктора
По ГОСТ 2185-66 принимаем передаточные числа
Уточняем передаточное отношение цепной передачи
Частота вращения валов привода
Промежуточного обмин
Приводных колес обмин
Крутящие моменты на валах редуктора
На валу приводных колес Нм
1 Расчет цепной передачи
Выбираем приводную роликовую цепь.
Вращающий момент на валу ведущей звёздочки Т3 = 80095 Нм.
Поскольку передача дублирована то Т3 = Т31(2)2=800952=400475 Нм
Передаточное число было принято ранее uц = 199.
Рвых = Р1(2)2=6392=3195 Вт
Число зубьев: ведущей звёздочки z3 = 29 - 2uц.п. = 31 - 2·199=2702;
ведомой звёздочки z4= z3·uц = 2702·199=539.
Принимаем z4 = 27·и z3 = 54.
Тогда фактическое передаточное число
Отклонение (2-199)2 ·100% = 05% что допустимо.
Расчётный коэффициент нагрузки
К3 = kд·kа·kн·kр·kсм·kп = 1·1·1·11·15·125 = 206
где kд = 1 - динамический коэффициент при спокойной нагрузке; kа = 1 учитывает влияние межосевого расстояния [kа = 1 при ац≤(3060)t]; kн = 1 -учитывает влияние угла наклона линии центров (kн = 1 если этот угол не превышает 60 ; kр - учитывает способ ре- гулирования натяжения цепи; kр= 11 при регулировании натяжения цепи нажимными роликами; kсм = 15 при периодической смазке; kп - учитывает продолжительность работы в сутки при двухсменной работе kп= 125.
Для определения шага цепи надо знать допускаемое давление [р] в шарнирах цепи. Для расчета величиной [р] зададимся ориентировочно. Ведущая звездочка имеет частоту вращения n3 = 7619 мин-1 . Среднее значение допускаемого давления [P]=32. Число рядов цепи т = 1.
Из конструктивных соображений принимаем двухрядную цепь 2ПР-1905-72000 по
имеющую разрушающую нагрузку массу
Проверяем давление в шарнире
Уточняем допускаемое давление
Условие р > [p] не выполнено.
Тогда принимаем (таб.9.3 И М Чернин «Расчеты деталей машин») цепь 2ПР-254-60-113400 по ГОСТ 13568-75
Условие р [p] выполнено.
Поскольку конструкция цепного привода предполагает натяжение цепи нажимным роликом межосевое расстояние и количество звеньев цепи примем ориентировочно.
Определяем число звеньев цепи
Округляем до чётного числа Lt=140.
Уточняем межосевое расстояние цепной передачи по
Для свободного провисания цепи предусматриваем возможность уменьшения межосевого расстояния на 04% т.е. на 125888·00045 мм.
Определяем диаметры делительных окружностей звёздочек
Определяем диаметры наружных окружностей звёздочек
где d1=1588 мм – диаметр ролика цепи
Силы действующие на цепь: окружная
Ftц=399375 Н - определена выше;
от центробежных сил
F=q2=5·087435 Н где q=5 кгм по таб. (7.15)
от провисания Ff =981кf·q·aц=981·3·5·125888=18524 Н где кf =3 при угле наклона передачи до 40
Расчетная нагрузка на валы
Fв=Ftц+2Ff =399375+2·18524 =436423 H.
Проверяем коэффициент запаса прочности цепи
Это больше чем нормативный коэффициент запаса [s]89; следовательно условие s>[s] выполнено.
Размеры ведущей звёздочки:
ступица звёздочки dст=1648=77 мм; Lст=(12;16)77=92.4 мм принимаем Lст=95 мм.
Толщина диска звёздочки 093Ввн=093158815 мм где Ввн – расстояние между пластинками внутреннего звена (табл.)
Аналогично определяем размеры ведомой звёздочки.
2 Расчет материалов и допускаемых напряжений быстроходной зубчатой передачи.
частота вращения n1 = 960 мин-1 n2 = 3048мин-1
передаточное число u = 315
продолжительность работы передачи: nгод = 5 лет; кгод = 075; ксут=06
Материал шестерни и зубчатого колеса
Материал шестерни – 55 улучшение НВ1 = 320 в1 = 850 т1 = 540 Мпа.
Материал колеса – 55 улучшение НВ1 = 300 в1 = 750 т1 =500 Мпа.
Допускаемые контактные напряжения.
Базовое число циклов соответствующее пределу выносливости для шестерни и зубчатого колеса NH lim1(2).
NH lim1(2)=f(HB1(2))
для шестерни NH lim1 =30 106
для колеса NH lim2 = 27106
Эквивалентное число циклов
NHE1(2)=60n1(2)LhcKHE
где Lh= 365кгод24·ксут·nгод – продолжительность работы передачи
Lh= 36507524·06·5 = 19710 час.
с = 1 – число зацеплений зуба за один оборот колеса
KHE = Σ[(ТiТ1)0.5qн(tiLh)] – коэффициент учитывающий изменение нагрузки передачи в соответствии с циклограммой
KHE = (115)306+(0715)303+(0615)301 = 0213
qH = 6 – показатель степени кривой усталости при расчете на контактную выносливость
NHЕ2 = 6030481971010213 = 7677106
NHЕ1 = 609601971010213 = 2418106
Коэффициент долговечности.
т.к. NF lim NFE то YN1(2) = 1
Предел контактной выносливости.
H lim1=f(350)=2320 + 70 = 710 МПа
H lim2=f(320)=2300 + 70 = 670 МПа
H 1(2)=09 H lim1(2)ZN1(2)SH1(2)
где SH=1.1 – коэффициент запаса прочности
H 1=09710111 = 580.9 МПа
H 2=09670111 = 548.18 МПа
Расчетные допускаемые контактные напряжения.
H =045(580.9+548.18)= 508.08 МПа
Допускаемые изгибные напряжения.
Базовое число циклов напряжений NFlim = 4106 цикл.
Эквивалентное число циклов.
NFЕ2 = 6030481971010213 = 7677106
NFЕ1 = 609601971010213 = 2418106
Предел выносливости зубьев при изгибе.
F lim1(2) = f(HB1(2))
F lim1 = f(320) = 175320 = 560 МПа
F lim2 = f(300) = 175300 = 525 МПа
FР 1(2) = 04 F lim1(2)YN1(2) YA
где YA = 1.0 – коэффициент учитывающий двухстороннее приложение нагрузки
FР 1=0456011 = 224 МПа
FР 2=0452511 = 210 МПа
Допускаемые напряжения при действии максимальной нагрузки.
3 Расчет быстроходной зубчатой передачи
частота вращения n1 = 960 мин-1 n2 = 3048 мин-1
крутящий момент Т1 = 6923 Нм Т2 = 20898 Нм
Расчет межосевого расстояния и выбор основных параметров передачи.
Расчетное межосевое расстояние мм
где ka = 495 мПа13 – для прямозубой передачи
Принимаем коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию
kH – коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца
kА – коэффициент внешней динамической нагрузки
Ближайшее стандартное значение аw =140мм.
- зубчатого колеса b2 = b = ba= 025·140= 35 мм;
- шестерни b1 = b2 + 4 = 36+ 4 = 40 мм;
Модуль зацепления мм
F– допускаемое напряжение изгиба материала колеса с менее прочным зубом Нмм2
d2 - Делительный диаметр колеса мм:
Принимая предварительно z1 = 20 aw = 140 мм определяем модуль зацепления
m = 2aw [z1 (u + 1)]
m = 2·140 [19 (315 + 1)] = 3.37мм
Принимаем модуль по второму ряду чисел
Число зубьев зубчатого колеса
z2 = 20315 = 63 принимаем z2 = 63
awo = 053.5(20+63) =14525
Действительное передаточное число
Диаметры зубчатых колес мм
начальных dw1(2) = mnz1(2) cos
dw1 = 3.520 cos 0 = 70 мм
dw2 = 3.563 cos 0 = 2205 мм
вершин зубьев da1(2) = mn (z1(2) cos + 2)
da1 = 3.5(20 cos 0 + 2) =77 мм
da2 = 3.5(63 cos 0 + 2) = 2275мм
Проверка расчетных контактных напряжений.
Окружная сила в зацеплении Н
Ft = 21036923 70= 1978 Н
Ft = 210320898 2205= 189595 Н
Окружная скорость колес мс
= 31470960 (60103) = 351 мс
Степень точности – 9
Удельная окружная динамическая сила
где H – коэффициент учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля на динамическую нагрузку
H = f(350 140 24 24) = 002
g0 – коэффициент учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса
g0 = f(степень точности m)
Удельная окружная сила в зоне ее наибольшей концентрации
WHtp = 1978 ·113 35 = 6386 Н
Коэффициент учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении
KHv = 1 + (WHv WHtp)
KHv = 1 + (475 6386) = 1074
Удельная расчетная окружная сила
WHt = 1978 ·113·1074·1 35 = 6858Н
Расчетные контактные напряжения МПа
где ZH – коэффициент учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев
ZE – коэффициент учитывающий механические свойства материалов колес
Z – коэффициент учитывающий суммарную длину контактных линий
α = [188 – 32(1z1 + 1z2)] cos
α = [188 – 32(120 + 163)]·1 = 1.764
Условие удовлетворяется.
Проверка прочности зубьев при перегрузках.
Максимальные контактные напряжения МПа
Hmax = 508 = 622МПа ≤ 1350 МПа
Максимальные напряжения изгиба МПа
Fmax1(2) = F1(2)(TmaxTnom) ≤ FPmax1(2)
Fmax1 = 210·15 = 315 МПа ≤ 432 МПа
Fmax2 = 224·15 = 336 МПа≤ 400МПа
Силы в зацеплении зубчатых колес
Ft1(2) = 2·103 T1(2) dw1(2)
Ft1 = 2·103 ·6923 70 =1978Н
Ft2 = 2·103 ·20898 2205 =189595 Н
Fr1(2) = Ft1(2) tg α cos
Fr1 = 1978·0324 1 = 640872Н
Fr2 = 189595·0324 1= 61428Н
4 Расчет материалов и допускаемых напряжений тихоходной зубчатой передачи
частота вращения n1 = 3048 мин-1 n2 = 7619мин-1
передаточное число u = 4
продолжительность работы передачи: nгод = 5 лет кгод = 075 ксут = 06
Материал шестерни – 55 НВ1 = 350 в1 = 850 т1 = 540 Мпа.
Материал колеса – 55 НВ1 = 320 в1 = 750 т1 =500 Мпа.
для шестерни NH lim1 = 30106
для колеса NH lim2 = 25106
NHЕ1 = 6030481971010213 = 7677106
NHЕ2 = 6076191971010213 = 1919106
т.к. NН lim1 NНE1 то YN1 = 1
т.к. NF lim > NFE то YN1(2) = 1044
Предел контактной выносливости МПа.
H lim1(2) = f(HB1(2))
H lim1 = f(320) = 2350 + 70 = 770 МПа
H lim2 = f(300) = 2320 + 70 = 710 МПа
Допускаемые контактные напряжения МПа.
H 1(2) = 09 H lim1(2)ZN1(2)SH1(2)
где SH = 1.1 – наименьший коэффициент запаса прочности
H 1 = 09770064911 = 40887 МПа
H 2 = 09710104412 = 69646 МПа
H =045(69646+40887)= 49739 МПа
NFЕ1 = 6030481971010213 = 7677106
NFЕ2 = 6076191971010213 = 1919106
Предел выносливости зубьев при изгибе МПа.
F lim1 = f(350) = 175350 =612.5 МПа
F lim2 = f(320) = 175320 =560 МПа
Допускаемые изгибные напряжения МПа.
FР 1=04612.511 = 245 МПа
FР 2=0456011 = 224 МПа
5 Расчет тихоходной зубчатой передачи Исходные данные:
частота вращения n1 = 3048мин-1 n2 = 7619 мин-1
крутящий момент Т1 = 20898 Нм Т2 = 80095 Нм
где ka = 43 МПа13 – для косозубой передачи
ba – коэффициент ширины шестерни относительно межосевого
Ближайшее стандартное значение аw =200 мм
- зубчатого колеса b2 = b = ba= 025·200 = 50мм
- шестерни b1 = b2 + 4 =50+ 4 =54мм;
Принимая предварительно = 20 и = 150 определяется модуль зацепления
m = 2awcos [z1(u+1)]
m = 2·200·cos 15 [20(4 + 1)] =386 округляем до ближайшей величины mn =4мм в соответствии с ГОСТ .
Суммарное число зубьев передачи
z = 2·200·cos 15 4 = 97округляем до ближайшего целого числа z = 97.
Действительный угол наклона зуба
cos = 97· 4 (2·200) = 097
Число зубьев шестерни
z1 = 97 (4 + 1) = 194 округляем до ближайшего целого числа z1 = 19
Число зубьев зубчатого колеса
Действительное передаточное число
dw1=419 097 = 7835 мм
dw2=478 097= 32165 мм
da1=4(19 097 + 4) = 9435 мм
da2=4(78 097+ 4) = 33765мм
проверка aw = 05(dw1+ dw2) = 200 мм
Ft = 210320898 7835 = 533452Н
= 31478353048 (60103) = 1.25 мс
WHtp = 533452 ·113 50 = 12056Н
KHv = 1 + (129 12056) = 1.01
WHt = 533452 ·113·101·1 50 = 12176
α = [188 – 32(119 + 178)]·097 = 1.62
Условие не удовлетворяется следовательно изменим b2=60
WHt = 533452 ·113·101·1 60 = 10147 Н
Проверка расчетных напряжений изгиба.
Удельная окружная динамическая сила
H = 016 – коэффициент учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля на динамическую нагрузку
Удельная расчетная окружная сила в зоне ее наибольшей концентрации
WFtp = 533452·11 60 = 9779Н
KFv = 1 + (WFv WFtp)
KFv = 1 + (1032 9779) = 1.105
WFt = 533452·11·1105·1 60 = 10806 Н
Коэффициент учитывающий форму зуба
YFS 1(2) = f(z1(2) E x 1(2)) (x1(2) = 0) где
Расчетные напряжения изгиба зуба
F1(2) = YFS 1(2) Y Y WFt mn ≤ FP1(2)
Y = 1 – коэффициент учитывающий наклон зуба
Y = 1 – коэффициент учитывающий перекрытие зубьев
F1 = 415·1·1·108064 = 11267МПа
F2 = 365·1·1·108064 = 9860МПа
Hmax = 42426 = 5196МПа ≤ 1350 МПа
Fmax1 = 224·15 = 336 МПа ≤ 432 МПа
Fmax2 = 245·15 = 3675 МПа≤ 400МПа
Ft1 = 2·103 ·20898 7835 =533452 Н
Ft2 = 2·103 ·80095 32165 =498025 Н
Fr1 = 533452·0324 097 = 178183Н
Fr2 = 498025·0324 097= 166350Н
Fa1 = 533452·0.2407= 128402Н
Fa2 = 498025·0.2407 = 119874Н
Эскизная компоновка привода
расчет валов и опорных устройств
1. Расчет второго вала.
Вал передает момент:
Со стороны шестерни первого вала на зубчатое колесо действуют силы:
Со стороны зубчатого колеса третьего вала на шестерню действуют силы:
Расстояние между средними подшипниками:
l Lст2 + Lст3 + 3x +
Lст2 =– длина ступицы зубчатого колеса
x – расстояние между ступицей и подшипником
= 42– ширина стенки корпуса в месте установки подшипников (п.1 стр.373)
Диаметр участка выходного конца вала
[] = 10 15 МПа – допускаемое напряжение
Принимаем dв = 42 мм
Dст2=16·42=67.2мм Принимаем Dст2=67мм
Lст2 =46 мм - длина ступицы колеса
Lст3 = 64 – длина ступицы шестерни
l 46 + 64 + 3·7 + 42 = 173мм
Расстояние между левым подшипником и серединой зубчатого колеса:
l1 = Lcт2 2 + x + 2 = 46 2 + 7 + 42 2 =51 мм
Расстояние между серединой шестерни и правым подшипником:
l2 = Lcт3 2 + x + 2 = 64 2 + 7 + 42 2 =60 мм
Расстояние между серединами зубчатого колеса и шестерни:
l3 = Lcт3 2 + Lcт2 2 + x = 64 2 + 46 2 + 7 =62 мм.
Опорные реакции в вертикальной плоскости
МС = RDy·l + Fr32· (l1 + l3) + Fa32·d1 2 – Fr12·l1 = 0
МС = RDy·173+ 178183· (51 + 62) + 128402·7835 2 – 61428 ·51 = 0
RDy =-127352Н (обратное направление)
МD = - Fr32l2 +Fa32d1 2+ Fr12 (l3 + l2) – RСy l - = 0
МD = - 178183·60 +128402·7835 2+ 61428 · (62 + 60) – RСy·173 - = 0
y = -RDy + RCy – Fr12 + Fr32 = -127352+105.97– 61428+ 178183= 0
Опорные реакции в горизонтальной плоскости:
МС = RDx·l – Ft32· (l1 + l3) – Ft12·l1 = 0
МС = RDx·173 – 533452· (51 + 62) – 189595·51 = 0
МD = – RCxl + Ft12(l3 + l2) + Ft32l2 = 0
МD = – RCx173+ 189595·(62 + 60) + 533452·60 = 0
x = Ft32 + Ft12 – RСx – RDx = 533452+ 189595– 318715 – 404331= 0
В вертикальной плоскости
М2y = RCyl1 = 105.97·51 = 540447мм
M2y = – RDy l2 = -127352·54 = –6877008 Н·мм
В горизонтальной плоскости:
МCx = RCxl1 = 318715·51 = 16254465 Н·мм
МDx = RDxl2 = 404331·60= 2425986 Н·мм
Суммарный изгибающий момент в сечении под шестерней (это сечение наиболее нагруженное)
Диаметр вала с учетом суммарного изгибающего момента под шестерней:
мм выбранное ранее сечение подходит dв =42мм.
Диаметр цапф под подшипники принимаем dп = 35 мм (кратен 5).
Буртик между зубчатым колесом и шестерней dб = 48 мм
Материал вала сталь 40Х
Пределы выносливости стали:
Нормальные напряжения в сечении под шестерней:
момент сопротивления
W = d3 32 – bt(d – t)2 2d
b = 12 – ширина паза t = 5– глубина паза.
W = 314·423 32 – 12·5 (42 – 5)2 2·42 = 6292035 мм3
a = 252157496292035 = 40.07 МПа
Касательные напряжения:
Момент сопротивления при кручении:
Wк = d3 16 – bt(d – t)2 2d
Wк = 314·423 16 – 12·5(42 – 5)2 2·42 = 1356192 МПа
а = 208980 2·1356192 = 77МПа
Эффективные коэффициенты концентрации напряжений для сечения со шпоночной канавкой для стали 40Х с пределом прочности 900 МПа:
Масштабные факторы при d = 42 мм:
Для углеродистой стали коэффициент учитывающий влияние постоянной составляющей цикла на усталость вала:
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
Общий коэффициент запаса прочности:
где s – расчетный коэффициент запаса прочности;
[s] = 13 15 – требуемый коэффициент запаса для обеспечения прочности;
[s] = 2.5 4 – требуемый коэффициент запаса для обеспечения жесткости;
Прочность и жесткость обеспечены.
2 Расчет первого вала
Сила передаваемая муфтой
S = 0316483 = 49449 Н
Расстояние от левого подшипника до центра зубчатого колеса:
Расстояние от правого подшипника до центра шестерни:
Lст1 = 14·dв – длина ступицы шестерни.
Принимаем dв = 32 мм
Lст1 = 14·32 = 448 мм ; Принимаем Lст1 = 45 мм
Расстояние от муфты до левого подшипника
Мв = – RAy l– Fr21(l2+l3) = 0
RAy =- Fr21l2 l =-640872·122173=-45194Н (обратное направление)
МА = -RВy l + Fr21·l1 = 0
RВy =– Fr21·l1 l=-640872·51173=-18892Н (обратное направление)
y = RВy + RAy – Fr21 = -45194 -18892 + 640872= 0
МВ = RAx·l-Ft21·(l2 + l3)+ S(lf+l) = 0
RAx =-1978·(60+62) - 49449 (70+173)173 =70031Н
МА = Slf +Ft21·l1 + RВx·l= 0
RBx =-Slf -Ft21·l1 l= -49449·70-1978·51173= 78319Н
x = S + Ft21 – RAx – RBx = 49449+1978 - 49357– (-51633) = 0
М1y = RAy l1 = 838.44·51 = 4276044Н·мм
M1y = RBy (l2+l3) =18892·122 = 2304824H·мм
МАx = Sf = 49449 ·70 = 346143Н·мм
МВx = RBx (l2+l3) = 78319·122 =9554918 Н·мм
Суммарный изгибающий момент в сечении под шестерней:
Изгибающий момент в сечении под правым подшипником:
Наиболее нагруженным является сечение под шестерней:
Диаметр выходного конца вала:
[] = 20 30 МПа – допускаемое напряжение
Принимаем dк = 26 мм.
Диаметр цапф под подшипниками должны быть несколько больше dк = 26 мм и кратны 5. Принимаем dп = 30 мм.
Диаметр участка вала между выходным концом и цапфой под подшипник должен занимать промежуточное значение между данными диаметрами. Принимаем dк-п = 28 мм.
Диаметр буртика должен быть больше dв = 36 мм. Принимаем dб = 42мм.
Диаметр вала с учетом суммарного изгибающего момента под левым подшипникам:
мм выбранное ранее сечение подходит dп = 36 мм.
Нормальные напряжения в сечении под левым подшипником:
W = 314·363 32 = 457812мм3
a = 457812 = 22.86 МПа
Wк = 314·363 16 = 915624 МПа
а = 69230 2·915624 = 378МПа
Эффективные коэффициенты концентрации напряжений
Масштабные факторы при d = 36 мм:
[s] = 2 4 – требуемый коэффициент запаса для обеспечения жесткости;
3. Расчет третьего вала.
Силы действующие на колесо со стороны шестерни.
Силы действующие на колесо со стороны цепного привода.
F1tц34 = F2tц34=399375 Н
Силы действующие на валы
F1в34 = F2в34=436423Н.
Расстояние от правого подшипника до центра зубчатого колеса:
Расстояние от левого подшипника до ведущей звездочки:
Принимаем dв = 65 мм
Lст4 = 14·65 = 91 мм Принимаем dв = 90 мм
Мв = Rц1 l4-Fa23d232 -Fr23·l2+ Ray·l- Rц2·(l+l4) = 0
RAy = (-Rц1 l4 + Fa23d232+Fr23·l2 +Rц2·(l+l4)) l
RAy =(-43642·150+ 119874·160825+ 16635·60 + 43642·(173+150)) 173
МА =-Rц2 l4- Fa23d232 +Fr23· (l1+l3) + Rby·l+ Rц1·(l+l4) = 0
RВy = Rц2 l4- Fa23d232 - Fr23· (l1+l3) - Rц1·(l+l4) l
RВy = 43642 ·150+ 119874·160825-16635· (51+62) - 43642·(173+150) 173
y = -Rц1+RВy + RAy – Fr23 -Rц2=-43642+433638+6055.5–16635-43642 = 0
МВ = F1tц34 l4- Ft23·l2 + Rax·l- F2tц34·(l+l4) = 0
RAx = F1tц34 l4- Ft23·l2+ - F2tц34·(l+l4)l
RAx =(-399375·150+498025 ·60+399375·(173+150))173
МА = -F1tц34l4+ Ft23·(l1+l3) + RBx ·l+ F2tц34·(l+l4) = 0
RBx =399375·150-498025·(51+62)-399375·(173+150)173
x =-F1tц34– Ft23 + RAx + RBx +F1tц34=-399375–498025+5721+7246-399375= 0
М1y = RAyl1 =6055.5·51 = 308830.5Н·мм
M1y = RBy (l2 + l3)= 433638·112 = 485674.56Н·мм
МАx = Sl4 = 436423150 = 654634.5Н·мм
МВx = RBx(l2 + l3)= 7246·112 = 814912Н·мм
Суммарный изгибающий момент в сечении под колесом (это сечение наиболее нагруженное)
Принимаем dк =50 мм.
Диаметр цапф под подшипниками должны быть несколько больше dк = 50 мм и кратны 5. Принимаем dп = 55 мм.
Диаметр участка вала между выходным концом и цапфой под подшипник должен занимать промежуточное значение между данными диаметрами. Принимаем dк-п = 52 мм.
Диаметр буртика должен быть больше dв = 60 мм. Принимаем dб = 64 мм.
Диаметр вала с учетом суммарного изгибающего момента под зубчатым колесом:
мм выбранное ранее сечение подходит dв = 60 мм.
b = 18 – ширина паза t = 7 – глубина паза.
W = 314·603 32 – 18·7(60 – 7)2 2·60 = 1824555 мм3
a = 394797.81 1824555 = 21.63 МПа
Wк = 314·603 16 – 18·7(60 – 7)2 2·60 = 3944055МПа
а = 800950 2·3944055 = 1015 МПа
Эффективные коэффициенты концентрации напряжений для сечения со шпоночной канавкой для 40Х с пределом прочности 900 МПа:
Масштабные факторы при d = 60 мм:
[s] = 25 4 – требуемый коэффициент запаса для обеспечения жесткости;
Прочность и жесткость обеспечены.
4 Подбор подшипников по динамической грузоподъемности на первом валу.
Подбор подшипников по динамической грузоподъемности на первом валу.
RAy = 45194 Н RВy = 18892 Н RA
Частота вращения кольца:
Диаметры посадочных поверхностей вала:
Требуемая долговечность подшипника:
Роликовый радиальный Обозначение подшипника –306 ГОСТ 8338-75 (Анурьев т.2 стр217)
Данные данного подшипника:
d = 30 мм – внутренний диметр
D = 72 мм – внешний диаметр
Сr = 28100 Н – динамическая грузоподъемность
Сor = 14600Н – статическая радиальная грузоподъемность.
Определяем радиальные нагрузки:
Более нагруженным является левый подшипник.
Значение коэффициента радиальной осевой нагрузок и коэффициента осевого нагружения определяем в зависимости от значения отношения:
iFa C0r = 10 26000= 0.(i =1 – число рядов тел качения)
X = 1 Y = 0 e = 034.
Сравниваем отношение FA VFr и значение е и окончательно принимаем значения коэффициентов X Y
где V = 1 – коэффициент вращения
FA VFr = 0 158858= 0 е значит X = 1 Y = 0.
Вычисляем эквивалентную динамическую нагрузку:
Определяем требуемую динамическую грузоподъемность:
4.2 Подбор подшипников по динамической грузоподъемности на втором валу
RCy = 10597 Н RDy = 127352 Н RC
Внешняя осевая сила:
Шариковый радиально упорный Обозначение подшипника – 46307
d = 35 мм – внутренний диметр
D = 80 мм – внешний диаметр
Сr = 42600Н – динамическая грузоподъемность
Сor = 24700 Н – статическая радиальная грузоподъемность.
Определяем осевые составляющие S и осевые силы Fа.
Более нагруженным является правый подшипник.
где e = 035 – коэффициент минимальной осевой нагрузки
S = 035533452 = 1867082 Н
Fa C0r = 1284.02 24700 = 0.051.(i =1 – число рядов тел качения)
FA VFr = 1284.02 1533452= 024 е значит X = 1 Y = 0.
Рэ = (VXFr + YFA)KбKт
где Kб =1– коэффициент безопасности
Kт =1– температурный коэффициент.
Рэ = (11533491 + 1284.02 0)11 = 533491 Н
Подшипник подходит.
4.3 Подбор подшипников по динамической грузоподъемности на третьем валу.
RAy = 60555 Н RВy = 433638 Н RA
Тип подшипника: Шариковый радиально-упорный.
Обозначение подшипника – 36211К6 ГОСТ 831-75
d = 55 мм – внутренний диметр
D = 100 мм – внешний диаметр
Сr =41500 Н – динамическая грузоподъемность
Сor = 34500 Н – статическая радиальная грузоподъемность.
S = 03516635 = 582225 Н
FA VFr = 119874 1346313 = 0346 е значит X = 1 Y = 0.
где Kб – коэффициент безопасности
Kт – температурный коэффициент.
Рэ = (11346313 + 0119874)11 = 346313 Н
Расчет и выбор соединений.
Для передачи вращающего момента от двигателя будем использовать муфту упругую втулочно-пальцевую ГОСТ21425-93 (МУВП). Эти муфты общего назначения применяют для передачи вращающих моментов со смягчением ударов с помощью упругих рези6новых втулок надеваемых на пальцы.
На работу муфты существенно влияют толчки удары и колебания обусловленные характером работы приводимого в движение машины. Поэтому расчеты муфты ведут не по номинальному моменту Т а по расчетному Тр.
где кр = 15 – коэффициент режима работы
Т = 6923 Нм – вращающий момент.
Тр = 156923 = 10345 Нм. (103450 Нмм)
Длина l=89мм Диаметр D=125мм Длина конуса lкон=26мм Длина цилиндра lцил=42мм
Пальцы проверяем на изгиб:
где – наибольшее напряжение при изгибе в опасном сечении пальца мПа; – диаметр окружности на которой расположены пальцы;
– допускаемое напряжение при изгибе пальцев.
Окончательно вычисляем
условие прочности выполняется.
Условие прочности втулки на смятие:
где – длинна втулки;
– допускаемое напряжение на смятие для резины.
Окончательно вычисляем:
- условие прочности выполняется.
Расчет показал что принятая нами муфта полностью удовлетворяет условиям прочности.
Посадки назначаем в соответствии с ГОСТ 25347-82.
Посадка зубчатого колеса на вал характеризуется передачей крутящего момента и точностью центрирования для передачи крутящего момента в пределах 700 -1200 Н·м выбираем посадку с натягом H7s6
Посадку звездочки на вал редуктора не требует высокой точности центрирования по этому выбираем для обеспечения гарантированного зазора и хорошей взаимозаменяемости посадку H8h7.
Шейки валов под подшипники характеризуются минимальным гарантированным натягом и выполняются с отклонениями вала k6.
Отклонения отверстий в корпусе под крышки для обеспечения хорошей собираемости редуктора Н7.
Расчет элементов корпуса редуктора
Толщину стенки для двухступенчатого цилиндрического редуктора:
= 0025аw цил2 + 3 = 0025200+ 3 = 8 мм принимаем = 9 мм с запасом на коррозионную стойкость и деффекты литья.
Расстояние от внутренней поверхности стенки редуктора до:
боковой поверхности вращающейся части:
с = (10 12) = 1 8= 8 мм. Примем 8мм
боковой поверхности подшипника качения:
Расстояние в осевом направлении между вращающимися частями смонтированными на одном валу.
Радиальный зазор от поверхности вершин зубьев:
до внутренней поверхности стенки редуктора:
с4 = 12 = 96 мм принимаем с4 =10мм.
Расстояние от боковых поверхностей элементов вращающихся вместе с валом до неподвижных частей редуктора:
Ширина фланцев S соединяемых болтом диаметром dбол = 15 = 159 = 135 мм Из конструктивных соображений принимаем 14мм к = f(dбол) = 28 мм:
S = к + + 6 = 28+9+6=43 мм.
Толщина фланца боковой крышки:
Высота головки болта:
h = 08h1 = 088 = 10 мм.
Сборка и смазывание узлов и деталей привода.
Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.
Сборку производят в соответствии с чертежом общего вида редуктора начиная с узлов валов:
на ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца и шарикоподшипники предварительно нагретые в масле до 80-100 С;
в ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку мазеудерживающие кольца и устанавливают шарикоподшипники предварительно нагретые в масле.
Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса покрывая предварительно поверхности стыка корпуса и крышки спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; затягивают болты крепящие крышку к корпусу.
После этого на ведомый вал надевают распорное кольцо в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок; регулируют тепловой зазор. Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают войлочные уплотнения пропитанные горячим маслом. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки).
Далее на конец ведомого вала в шпоночную канавку закладывают шпонку устанавливают звездочку и контрагаят.
Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой; закрепляют крышку винтами.
Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе устанавливаемой техническими условиями.
Для уменьшения потерь мощности на трение и снижение интенсивности износа трущихся поверхностей а также для предохранения их от заедания задиров коррозии и лучшего отвода теплоты трущихся поверхностей детали должны иметь надежную смазку.
Выбираем смазочный материал. Требуемая вязкость масла зависит от контактного напряжения и окружной скорости колес. По определенным скорости и контактным напряжениям находим требуемую кинематическую вязкость и марку масла – индустриальное И– 20A.
Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло заливаемое внутрь корпуса до уровня обеспечивающего работу плунжерного насоса подающего смазку непосредственно в место контакта зубьев через дренажную трубку с проходным отверстием диаметром 6 мм в верхнюю ступень редуктора. Объём масленой ванны V определяем из расчёта 025 дм3 масла на 1 кВт передаваемой мощности: V=02563916 дм3 . Примем 1.6л. (80 мм от дна картера).
Подшипники расположенные снизу смазываются той же смазкой - маслом верхние подшипники смазываем литолом или солидолом через прессмасленки .
При работе передач масло постепенно загрязняется продуктами износа. С течением времени оно стареет свойства его ухудшаются. Поэтому масло необходимо периодически менять. Для этой цели в корпусе предусматриваем сливное отверстие закрываемое болтом. Болт создает герметичное соединение.
При длительной работе в связи с нагревом масла и воздуха повышается давление внутри корпуса что приводит к просачиванию масла через уплотнения и стыки. Чтобы этого избежать внутреннюю полость корпуса сообщают с внешней средой путем установки отдушины в его верхних точках.
Уплотнительные устройства применяем для предохранения от вытекания смазочного материла из подшипниковых узлов а так же для защиты их от попадания извне пыли и влаги. Используем манжетные уплотнения. Манжету устанавливаем открытой стороной внутрь корпуса. В этом случае к рабочей кромке манжеты обеспечен хороший доступ.
Работа выполнена в соответствии с заданием. Спроектирован привод механизма
передвижения в состав которого входят двухступеньчатый вертикальный цилиндрический редуктор в котором выходной вал с двух концов передает момент на цепную трансмиссию и далее на приводные колеса.
Список использовнной литературы.
«Курсовое проектирование деталей машин» Шейнблит А.Е. Калининград «Янтарный сказ» 2002.
«Детали машин» Решетов Д.Н. «Машиностроение» 1974.
«Детали машин» Кузмин А.В. Чернин И.М. Минск «Высшая школа» 1974
«Детали машин в примерах и задачах» Ничипорчик С.Н Минск «Высшая школа» 1981.
«Детали машин курсовое проектирование » П.Ф Дунаев О.П ЛеликовМосква «Высшая школа»

icon привод механизма передвижения.dwg

привод  механизма передвижения.dwg
Курсовой проект по ДМ
Осевое смещение валов до 0
Радиальное смещение валов до 0
Несоосность оси вала двигателя с осью входного вала не
Крепежные и резьбовые соединения должны быть предохранены
Технические характеристики:
Частота вращения приводного вала 38 обмин
Передаточное отношение редуктора 39
Частота вращения вала 1410 обмин
) Внутреннюю поверхность редуктора покрыть эмалью НЦ-132П зеленый ГОСТ 6631-71
) Снаружи корпус редуктора покрыть эмалью МЦ - 132П зеленый ГОСТ 6637-74
) Обкатать редуктор в течении 2 часов без нагружения
) После обката выявленные диффекты устранить
) В картер залить масло индустриальное И-20А в обьеме 2 литра
) Протекание масла через крышки и прокладки не допускается
) При окончательной сборке на плоскость разъемных частей нанести герметизированную
бензоупорную смазку по ГОСТ 26191-84
!GENTITLE-INSERT-EXT2
!GENTITLE-INSERT-EXT1
Двигатель АИР 132М6960 М ТУ 16-525.564-84
Цепь 2ПР25.4-12000 ГОСТ13568-75
5-28-I.30-II-У3 ГОСТ21424-93
Шайба 24 65Г ГОСТ 6402-70
Гайка М30Х2-6Н ГОСТ 2524-70
Шайба 30 65Г ГОСТ 6402-70
Гайка М24-6Н ГОСТ 2524-70
Муфта упругая втулочно-пальцевая
Привод механизма передвижения
СДМ3-23.01.00.000.СБ
СДМ3-23.02.00.000.СБ
СДМ3-23.03.00.000.СБ
СДМ3-23.00.00.000.СБ
мм 6.Радиальное смещение валов до 0
мм 7.Несоосность оси вала двигателя с осью входного вала не более 0
мм 8.Крепежные и резьбовые соединения должны быть предохранены от самоотвинчивания
Размер для справок. Технические характеристики: 2. Частота вращения приводного вала 38.2 обмин 3. Передаточное отношение привода 25 4. Электродвигатель: Мощьность 7
кВт Частота вращения вала 960 обмин
Привод механизма передвижения
Технические условия 1) Внутреннюю поверхность редуктора покрыть эмалью НЦ-132П зеленый ГОСТ 6631-71 2) Снаружи корпус редуктора покрыть эмалью МЦ - 132П зеленый ГОСТ 6637-74 3) Обкатать редуктор в течении 2 часов без нагружения 4) После обката выявленные диффекты устранить
масло заменить 5) В картер залить масло индустриальное И-20А в обьеме 1.6 литра 6) Протекание масла через крышки и прокладки не допускается 7) При окончательной сборке на плоскость разъемных частей нанести герметизированную бензоупорную смазку по ГОСТ 26191-84
СДМ3-23.03.01.000.СБ
Шайба 14 65Г ГОСТ 6402-70
Подшипник 306 ГОСТ 8338-75
Подшипник 46307 ГОСТ 831-75
Подшипник 36211К6 ГОСТ 831-75
Гайка М14 ГОСТ 5915-70
Болт М14Х85 ГОСТ 7798-70
Болт М10Х20 ГОСТ 7798-70
Шайба 10 65Г ГОСТ 6402-70
Гайка М10 ГОСТ 5915-70
Болт М14Х140 ГОСТ 7798-70
Штифт 8Х30 ГОСТ 3128-70
СДМ3-23.03.02.000.СБ
Манжета 55Х80 ГОСТ 8752-79
ВинтМ6-6gХ8 ГОСТ 17475-80
СДМ3-23.03.03.000.СБ
СДМ3-23.03.04.000.СБ

Свободное скачивание на сегодня

Обновление через: 8 часов 5 минут
up Наверх