Проектирование механического привода

red.DWG

Редуктор одноступенчатый
Техническая характеристика
Передаточное число редуктора - 4
Вращающий момент на выходном валу двигателя H м - 172.44
Частота вращения на выходном валу обмин - 364
КПД двигателя - 0.86
Наименования и доп. указания
Подшипник 208 ГОСТ 8338 - 75
Подшипник 307 ГОСТ 8338 - 75
Крышка врезная глухая
Крышка врезная с отверстиями
Шайба 7019-0629 ГОСТ 14734-69
Шпонка 10 8 40 ГОСТ 23360-78
Шпонка 14 9 49 ГОСТ 23360-78
Шпонка 10 8 34 ГОСТ 23360-78
Штифт 4h8 12 ГОСТ 3128-70
Вновь разрабатываемые изделия
Техническое требование: 1 Осевую игру подшипников поз. 1
регулировать с помощью колец поз. 19

Пояснялка1.doc

Федеральное агентство по образованию РФ
ГОУ ВПО «Кубанский государственный технологический университет»
ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА
по дисциплине «Детали машин»
на тему: «Проектирование механического привода».
Задание для проектирования механического привода
Рисунок 1 – Кинематическая схема привода
Таблица 1 – Индивидуальное задание
Частота вращения вала рабочей машины n4 мин
Мощность на валу рабочей машины Р4 кВт
Коэффициент перегрузки Кп
с. 9 рис. 7 табл. 4 источника информации
ПРИВОД РЕДУКТОР ЗУБЧАТАЯ ПЕРЕДАЧА КЛИНОРЕМЕННАЯ ПЕРЕДАЧА БЫСТРОХОДНЫЙ ВАЛ ТИХОХОДНЫЙ ВАЛ МУФТА СМАЗКА ПОДШИПНИК ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЬ.
Цель курсовой работы – обучение методам проектирования; закрепление расширение и углубление теоретических знаний; развитие навыков по проведению инженерных расчетов по критериям работоспособности конструкции технико-экономическому обеспечению конструкторских решений оформлению текстовой и графической частей курсовой работы.
В курсовой работе приведен расчет механического привода общего назначения состоящего из электродвигателя цепной и цилиндрической прямозубой передач муфты.
РАСЧЕТ ОБЩЕГО КОЭФФИЦИЕНТА ПОЛЕЗНОГО ДЕЙСТВИЯ ПРИВОДА И ТРЕБУЕМОЙ МОЩНОСТИ ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ6
ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ7
ОПРЕДЕЛЕНИЕ КИНЕМАТИЧЕСКИХ И СИЛОВЫХ ПАРАМЕТРОВ НА ВАЛАХ ПРИВОДА9
РАСЧЕТ ЗУБЧАТОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ10
РАСЧЕТ ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧИ15
ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ21
ЭСКИЗНАЯ КОМПОНОВКА РЕДУКТОРА23
1Конструирование валов23
2Предварительный выбор подшипников23
3Выбор способа смазки передачи и подшипников23
4Выбор крышек подшипниковых узлов и уплотнений23
5Графическая часть эскизной компоновки редуктора24
ОПРЕДЕЛЕНИЕ ВНУТРЕННИХ СИЛОВЫХ ФАКТОРОВ В СЕЧЕНИЯХ ВАЛА25
ПРОВЕРКА ПОДШИПНИКОВ НА ДОЛГОВЕЧНОСТЬ28
ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ТИХОХОДНОГО ВАЛА29
ВЫБОР ШПОНОК И ПРОВЕРКА ИХ НА ПРОЧНОСТЬ31
1Методика проверки шпонки на прочность31
2Соединение зубчатое колесо – вал31
3Выходной участок быстроходного вала31
4Выходной участок тихоходного вала32
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ34
Механический привод – важная часть современных машин и технологического оборудования. От рациональности выбора кинематической схемы привода и правильности его кинематического и силового расчета во многом зависят такие важные требования предъявляемые к проектируемым машинам как увеличение мощности при тех же габаритных размерах повышение скорости и производительности повышение коэффициента полезного действия минимальная масса и низкая себестоимость изготовления. Все конструкции многовариантны. Конструктор всегда стремится найти лучший или оптимальный вариант в наибольшей степени удовлетворяющий поставленной задаче.
Объектом курсовой работы является механический привод машины общего назначения состоящий из изделий общемашиностроительного применения: механических передач валов подшипников муфт и других. Основным элементом передаточного механизма привода является одноступенчатый горизонтальный цилиндрический редуктор – законченный механизм который помимо снижения угловой скорости вращения увеличивает вращающий момент. Редуктор соединяется с двигателем упругой муфтой а с рабочей машиной цепной передачей. В корпусе редуктора размещена зубчатая передача неподвижно закрепленная на валах. Валы опираются на подшипники качения размещенные в гнездах корпуса.
РАСЧЕТ ОБЩЕГО КОЭФФИЦИЕНТА ПОЛЕЗНОГО
ДЕЙСТВИЯ ПРИВОДА И ТРЕБУЕМОЙ МОЩНОСТИ
Общий коэффициент полезного действия привода равен отношению полезной мощности расходуемой на выполнение заданных технологических операций к затраченной мощности электродвигателя т. е.
В рассматриваемом механическом приводе потери мощности имеют место в передачах подшипниках и муфте КПД которых приведены в таблице 1. Общий КПД привода равен произведению КПД его элементов имеющихся в кинематической схеме:
После расчета общего КПД привода по зависимости (2) из формулы (1) определяем требуемую мощность электродвигателя:
Таблица 2 – Значения КПД элементов механического привода.
Закрытая зубчатая цилиндрическая передача
Муфта соединительная
Подшипники качения (одна пара)
ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ
В качестве двигателей в механических приводах наибольшее распространение нашли электродвигатели которые в большом количестве выпускаются промышленностью. Электродвигатель – один из основных элементов привода от типа мощности и частоты вращения которого зависят конструктивные и эксплуатационные характеристики машинного агрегата.
В курсовой работе выбираем трехфазные асинхронные двигатели серии 4А которые нашли широкое распространение во многих отраслях машиностроения за счет простоты конструкции относительно небольшой стоимости высокой эксплуатационной надежности. Эти двигатели наиболее универсальны закрытое и обдуваемое исполнение позволяет применять их для работы как в закрытых помещениях так и на открытых площадках в загрязненных условиях.
Значение номинальной мощности электродвигателя выбирается по ГОСТ 19523-81 как ближайшее большее к расчетной мощности по формуле (3). В данном случае . Выбирается электродвигатель большей мощности .
Выбранный по мощности электродвигатель имеет четыре типоразмера по частоте вращения среди которых в дальнейшем необходимо выбрать один. Для этого необходимо определить общее передаточное число привода которое равно произведению передаточных чисел механических передач входящих в кинематическую схему привода:
где – рекомендуемые значения передаточных чисел зубчатой передачи;
– рекомендуемые значения передаточных чисел цепной передачи.
Рекомендуемый интервал передаточных чисел механического привода равен:
Затем для четырех выбранных по мощности двигателей рассчитывается как отношение номинальной частоты вращения вала электродвигателя к заданной в исходных данных частоте вращения вала рабочей машины :
Расчет приведен в таблице 3. Все четыре двигателя могут нам подойти т.к. всех двигателей попадает в рекомендуемый интервал передаточных чисел механического привода. Выбираю второй двигатель 4А132S4У3 с номинальной мощностью частотой вращения вала двигателя . В этом случае .
Таблица 3 – Выбор электродвигателя.
Номинальная мощность кВт
Номинальная частота вращения мин.-1
Общее передаточное число привода
ОПРЕДЕЛЕНИЕ КИНЕМАТИЧЕСКИХ И СИЛОВЫХ
ПАРАМЕТРОВ НА ВАЛАХ ПРИВОДА
Этот расчет необходимо начать с разбивки общего передаточного числа привода между его ступенями.
В рассматриваемой в курсовой работе схеме привода есть открытая передача (цепная) а также одноступенчатый зубчатый цилиндрический редуктор. Для разбивки необходимо задаться стандартным значением передаточного числа зубчатой передачи редуктора в соответствии с рекомендуемым интервалом из стандартного ряда. Примем . Тогда передаточное число открытой цепной передачи определится по формуле:
Полученное значение попадает в рекомендуемый интервал.
Рассчитаем номинальные частоты вращения валов привода:
Вал электродвигателя:
Входной вал редуктора:
Выходной вал редуктора (ведомый вал зубчатой передачи):
Приводной вал рабочей машины:
Рассчитаем номинальные вращающие моменты на валах привода:
вал электродвигателя:
входной вал редуктора:
выходной вал редуктора:
приводной вал рабочей машины:
РАСЧЕТ ЗУБЧАТОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ
При работе передачи зубья испытывают контактные и изгибные напряжения. Расчет закрытой цилиндрической прямозубой передачи в курсовой работе приведен только по контактным напряжениям так как большая статистика расчетов этих передач при средних режимах нагружения и длительном режиме эксплуатации оказывает что при обеспечении контактной прочности изгибная прочность выполняется. В качестве исходных данных для расчета зубчатой передачи примем материалы и механические характеристики шестерни и колеса приведенные в таблице 4.
Таблица 4 – Материалы колес и их механические характеристики
Метод получения заготовки
Термическая обработка
Интервал твердости НВ
Средняя твердость НВср
Предел текучести МПа
Предел прочности Мпа
Допускаемое контактное напряжение Мпа
Максимально допускаемое напряжение при перегрузках МПа
Рисунок 2 – Геометрические параметры цилиндрической
Главный геометрический параметр цилиндрической зубчатой передачи – межосевое расстояние а (рисунок 2). Предварительно его значение рассчитывается из условия контактной выносливости рабочих поверхностей зубьев по формуле:
где – вращающий момент на валу колеса (3-й вал привода) ;
– коэффициент концентрации нагрузки. Для прирабатывающихся колес ;
– коэффициент ширины колеса. Для одноступенчатого цилиндрического редуктора при симметричном расположении колес относительно опор или ;
U – передаточное число зубчатой передачи ;
– допускаемое контактное напряжение для материала колеса так как колесо имеет более низкую прочность по сравнению с шестерней.
Предварительное значение межосевого расстояния:
Значение округляем до ближайшего большего значения по единому ряду главных параметров редуктора. При небольшом превышении над стандартным значением (до 3 5%) допускается выбирать меньшее стандартное значение межосевого расстояния. Поэтому принимаем при этом .
Предварительная ширина колеса и шестерни равна:
Значения и округляем до ближайших стандартных значений из ряда главных параметров: .
Модуль зубчатых колес выбирают в следующем интервале:
Для силовых передач значение модуля m должно быть больше или равно 10 мм и соответствовать стандартному ряду по ГОСТ 9565-80. Выбираем модуль .
Определим число зубьев колес. Предварительное суммарное число зубьев колес вычисляем из соотношения:
Предварительное значение числа зубьев шестерни находим из соотношения:
Полученное значение округляем до ближайшего целого значения значение округлять не требуется . После этого вычисляем число зубьев колеса:
Уточним фактическое передаточное число передачи:
Отклонение фактического передаточного числа составляет:
Для передач общемашиностроительного применения допускается отклонение фактического передаточного числа от номинального значения в пределах 4%.
Проверка прочности зубьев колес по контактным напряжениям проводится по следующему условию прочности:
где – коэффициент динамичности нагрузки зубьев колеса при контактных напряжениях. Он зависит от окружной скорости вращения колес рассчитываемой по зависимости:
Окружная скорость вращения колес определяет их степень точности по ГОСТ 1643-81. Скорости соответствует 8-я степень точности. Принимаем коэффициент динамичности нагрузки при контактных напряжениях равным .
Действительное контактное напряжение по формуле (17) равно:
Фактическая перегрузка для рассматриваемой передачи составит:
что меньше 15% а значит допустимо.
Расчетное максимальное напряжение при кратковременных перегрузках не должно превышать допускаемого значения:
Для рассматриваемой передачи:
Определим другие геометрические размеры колесо показанные на рисунке 2.
Делительные диаметры:
Диаметры вершин зубьев:
Диаметры впадин зубьев:
Проверим межосевое расстояние зубчатых колес:
В прямозубой цилиндрической передаче при работе появляются силы в зацеплении зубьев показанные на рисунке 3.
Рисунок 3 – Схема сил в зацеплении цилиндрических прямозубых
Окружные силы определяем по зависимости:
Радиальные силы определяем по зависимости:
где – угол зацепления.
Нормальная сила является равнодействующей окружной и радиальной сил в зацеплении и определяется по формуле:
Конструктивные размеры зубчатого колеса показаны на рисунке 3 и приведены в таблице 5. В качестве исходного размера используется диаметр посадочной поверхности вала под колесо который будет получен в пункте 7 расчета.
Рисунок 4 – Цилиндрическое зубчатое колесо
Таблица 5 – Размеры зубчатого колеса мм.
Диаметр центров отверстий в диске
РАСЧЕТ ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧИ
Исходными данными для расчета цепной передачи являются следующие параметры:
- вращающий момент на валу ведущей звездочки (он равен моменту на третьем валу привода)
- частота вращения ведущей звездочки (или частота вращения третьего вала привода)
- передаточное число цепной передачи
Важнейшим параметром цепной передачи является предварительное значение шага цепи которое рассчитывается по допускаемому давлению в шарнире цепи по зависимости [3 с.92]:
где Кэ- коэффициент эксплуатации который представляет собой произведение пяти поправочных коэффициентов учитывающих различные условия работы реальной передачи :
Определим - предварительное число зубьев ведущей звездочки
Полученное предварительное значение округляют до целого нечетного числа что в сочетании с нечетным числом зубьев ведомой звездочки и четным числом звеньев цепи Lt обеспечит более равномерное изнашивание зубьев. Принимаем Z1 = 23. Тогда Z2 = Z1 U =. Принимаем Z2 =65 (нечетное число).
Уточним передаточное число цепной передачи:
Допускается отклонение от расчетного значения U не более ±4 %
Последним параметром в формуле 28 является [р] - допускаемое давление в шарнире цепи Нмм2. Оно определяется в зависимости от скорости цепи V. Если не известны дополнительные данные то задаются предварительным значением V = 2 3 мс. Примем V = 25 мс тогда интерполированием получаем [р] = 20 Нмм2.
Рассчитаем по зависимости (28) шаг цепи
Полученное значение шага округляется до ближайшего большего стандартного значения Тогда = 254мм. Определим фактическую скорость цепи
Этой скорости цепи соответствует допускаемое давление [р] = 1792 Нмм2.
Рассчитаем действительное давление в шарнире цепи :
Обязательно должно выполняться условие прочности цепи
Для рассматриваемого примера условие (35) не выполняется т.к. . Увеличиваем шаг цепи t=3175 и повторяем расчет.
По таблице Б.1 по шагу выбираем цепь приводную однорядную нормальной серии ПР-3175-8900 ГОСТ 13568-75.
По условию долговечности цепи рекомендуется выбирать межосевое расстояние цепной передачи при эскизной компоновке привода в интервале а = (30 50) t. Для курсовой работы можно рассчитать предварительное значение межосевого расстояния :
Определим число звеньев в цепном контуре:
Чтобы не применять переходное соединительное звено полученное значение округляется до целого четного числа т.е. примем = 126.
После этого необходимо уточнить фактическое значение межосевого расстояния цепной передачи по формуле
Выбранная цепь будет иметь следующую длину:
Проверим частоту вращения ведущей звездочки по условию [3с.96]:
Сравним расчетное число ударов шарниров цепи о зубья звездочек в секунду U с допускаемым значением [U] [3с.96] Должно выполняться условие:
Определим U - расчетное число ударов цепи о зуб звездочки:
Определим [U] - допускаемое число ударов цепи о зуб звездочки:
Видим что . Следовательно условие (41) выполняется.
Окончательной проверкой для выбранной цепи является сравнение расчетного коэффициента запаса прочности S с его допускаемым значением [D]. Должно выполняться следующее условие:
где FP- разрушающая нагрузка цепи Н. Она зависит от шага цепи и выбирается по таблице Б.1.
Ft - окружная сила передаваемая цепью Н (рисунок 5)
FO - предварительное натяжение цепи от провисания ведомой ветви (от ее силы тяжести) Н
где kf - коэффициент провисания цепи. Для горизонтальных цепных передач kf =6;
m - масса одного метра цепи кгм. Определяется для выбранной цепи по таблице Б.1. Для нашей цепи m = 38 кгм;
а - межосевое расстояние передачи м;
g = 981 мс2 - ускорение свободного падения.
Определим предварительное натяжение цепи для рассматриваемого примера
FV - натяжение цепи от центробежных сил Н
Таким образом фактический коэффициент запаса прочности цепи по зависимости (45) равен
Значение допускаемого коэффициента запаса прочности [S]=10. Условие (44) выполняется.
Рисунок 5 - Геометрические и силовые параметры цепной передачи
Определим силу давления цепи на валы Fn H:
Основные геометрические размеры звездочек показаны на рисунке 6.
Рисунок 6 - Конструкция ведущей звездочки
Расчет профиля зубьев звездочек регламентирован ГОСТ 592 - 81. Рассчитаем размеры только ведущей звездочки так как она изображается на чертеже общего вида редуктора: -
-диаметр делительной окружности ведущей звездочки мм:
- диаметр окружности выступов ведущей звездочки мм:
где Kz1 - коэффициент числа зубьев ведущей звездочки. Он равен:
- геометрическая характеристика зацепления
где d3 = 1905 мм - диаметр ролика цепи (выбирается по таблице Б. 1). Рассчитаем диаметр мм по зависимости (51):
Рассчитаем диаметр окружности впадин ведущей звездочки мм A
Расчет остальных размеров ведущей звездочки приведен в таблице 6. Для расчета параметров ступицы звездочки используется диаметр выходного участка тихоходного вала редуктора dВ2.
Таблица 6 - Размеры ведущей звездочки мм
Параметр (рисунок 6)
Примечание: размеры b3h из таблицы Б. 1
ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ
Вал при работе испытывает сложное нагружение: деформации кручения и изгиба. Однако проектный расчет валов проводится из условия прочности на чистое кручение а изгиб вала и концентрация напряжений учитываются пониженными допускаемыми напряжениями на кручение которые выбираются в интервале . Меньшее значение принимаем для расчета быстроходного вала большее – для расчета тихоходного вала.
Наименьший диаметр выходного участка быстроходного вала (рисунок 7) равен:
Наименьший диаметр выходного участка тихоходного вала (рисунок 8) равен:
Полученное расчетное значения диаметра выходного участка вала округляем до ближайшего большего значения из ряда стандартных диаметров. Принимаем .
Т.к. быстроходный вал редуктора соединяется с валом электродвигателя муфтой полученный согласовывается с валом двигателя.
Остальные размеры участков валов (рисунки 7 8) назначаем из стандартного ряда стандартных диаметров в сторону увеличения исходя из конструкторских и технологических соображений.
Для быстроходного вала (рисунок 7):
-диаметр вала под уплотнение и подшипник: ;
-диаметр буртика для упора подшипника: .
Для тихоходного вала (рисунок 8):
-диаметр под зубчатое колесо: ;
-диаметр буртика для упора колеса: .
Рисунок 7 – Быстроходный вал
Рисунок 8 – Тихоходный вал
ЭСКИЗНАЯ КОМПОНОВКА РЕДУКТОРА
1Конструирование валов
Шестерня может быть выполнена с валом как одна деталь (вал-шестерня) если выполняется следующее условие:
где – диаметр окружности впадин шестерни (рисунок 6). Расчет этого размера проводился в пункте 5;
– диаметр буртика (рисунок 6). Рассчитан в пункте 7.
Для рассматриваемого вала . А . Условие (58) выполняется следовательно быстроходный вал изготавливается как вал-шестерня.
2Предварительный выбор подшипников
В редукторах применяют в основном подшипники качения. Выбор типа подшипника зависит от нагрузок действующих на вал. В рассматриваемом случае действуют только радиальные силы поэтому применяем радиальные шарикоподшипники параметры которых сведем в таблицу 7. Для быстроходного вала выбираем подшипники средней серии а для тихоходного – легкой серии.
Таблица 7 – Выбор радиальных шарикоподшипников.
Обозначение подшипника
Грузоподъем-ность кН
3Выбор способа смазки передачи и подшипников
Зубчатая цилиндрическая передача в горизонтальном редукторе смазывается жидким маслом методом окунания колеса в масляную ванну роль которой играет корпус редуктора. Так как величина окружной скорости в зацеплении зубчатых колес то подшипники смазываются масляным туманом.
4Выбор крышек подшипниковых узлов и уплотнений
Для герметизации подшипниковых узлов редуктора и осевой фиксации подшипников применяются крышки. Для проектируемого редуктора используем врезные крышки из материала СЧ 15. Размеры крышек определяем в зависимости от диаметра наружного кольца подшипника D.
Для предотвращения вытекания смазочного материала из подшипниковых узлов а также защиты их от попадания пыли грязи и влаги в крышках с отверстием для выходного конца вала размещаемся уплотнение – резиновые армированные манжеты размеры которых выбираем по диаметру вала под уплотнение.
Во время работы привода происходит нагрев деталей и масла что приводит к линейному удлинению валов редуктора. Для компенсации этого расширения предусматриваем осевой зазор в подшипниковых узлах который на чертеже общего вида не показываем. Регулировку осевого зазора производим с помощью набора металлических прокладок который устанавливаем между подшипником крышкой.
5Графическая часть эскизной компоновки редуктора
Выполнение эскизной компоновки редуктора проводим в несколько этапов.
На первом этапе откладываем межосевое расстояние и вычерчиваем зубчатую цилиндрическую передачу размеры которой получены в пункте 5.
На втором этапе прочерчиваем границу внутренней стенки редуктора на расстоянии X = 8 12 мм от элементов зубчатой цилиндрической передачи.
На третьем этапе вычерчиваем ступени валов на соответствующих осях по диаметральным размерам полученным в проектном расчете валов (пункт 7). Длины участков валов получаем из следующих рассуждений.
Длина участка быстроходного вала под в полумуфту:
Длина участка быстроходного вала под крышку с уплотнением и подшипник:
Длины участков валов находящихся внутри корпуса редуктора:
Длина участка быстроходного вала под подшипник:
Длина участка вала под звездочку:
Длина участка тихоходного вала под крышку с уплотнением и подшипник (определяем по формуле 60):
Длина участка тихоходного вала под подшипник (определяем по формуле 62):
На четвертом этапе дорисовываются подшипники по своим габаритным размерам (таблица 7) и определяются для валов размеры которые являются плечами приложенных к валу сил. Определение этих размеров позволяет провести проверочный расчет валов на прочность и расчет подшипников на долговечность.
ОПРЕДЕЛЕНИЕ ВНУТРЕННИХ СИЛОВЫХ ФАКТОРОВ
В курсовой работе проверочный расчет выполняем только для тихоходного вала как более нагруженного. Расчет вала проводим на совместное действие изгиба и кручения. Для начала необходимо определить внутренние силовые факторы в сечениях вала. Составим расчетную схему вала (рисунок 9а). К тихоходному валу прикладываем силы от зубчатой цилиндрической прямозубой передачи значения которых получены в пункте 4. Размеры участков тихоходного вала получены после эскизной компоновки редуктора (пункт 7.5)
Рассмотрим вертикальную плоскость xOy (рисунок 9б). Окружную силу в зацеплении зубчатых колес перенесем на ось вала добавив момент.
От действия окружной силы возникают реакции в опорах:
так как передача расположена симметрично относительно опор.
Максимальное значение изгибающего момента в вертикальной плоскости (рисунок 9в) равно
Рассмотрим горизонтальную плоскость xOz (рисунок 9г).
От действия радиальной силы возникают реакции в опорах:
. В точке В изгибающий момент:
В точке В изгибающий момент:
Далее необходимо построить суммарную эпюру изгибающих моментов (рисунок 9е) по зависимости:
Максимальный суммарный изгибающий момент равен:
На участке вала от точки приложения сил от зубчатой передачи до конца выходного участка (рисунок 9а) действует также и крутящий момент эпюра которого показана на рисунке 9ж.
Рисунок 9 – Схема нагружения тихоходного вала
эпюры внутренних силовых факторов
ПРОВЕРКА ПОДШИПНИКОВ НА ДОЛГОВЕЧНОСТЬ
Для проверки подшипников на долговечность необходимо сначала определить суммарные радиальные реакции в опорах вала.
Выбранные в пункте 7.2 подшипники для тихоходного вала проверяются на долговечность по наиболее нагруженной опоре т.е. по .
где – частота вращения тихоходного вала;
– динамическая грузоподъемность подшипника тихоходного вала определенная в пункте 7.2;
P – приведенная нагрузка которая для постоянного режима нагружения определяется по зависимости:
где – коэффициент учитывающий какое кольцо подшипника вращается. При вращении внутреннего кольца подшипника ;
– коэффициент режима нагрузки при умеренных колебаниях нагрузки ;
– температурный коэффициент. Так как при работе редуктор не нагревается выше 100° то можно принять .
Приведенная нагрузка по формуле (79) равна:
Долговечность подшипника по формуле (53) равна:
Расчетная долговечность подшипника больше допускаемой
ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ТИХОХОДНОГО ВАЛА
Цель проверочного расчета состоит в проверке соблюдения следующего неравенства в опасном сечении вала
где – расчетный и допускаемый коэффициент запаса прочности ( для валов общего назначения).
Опасным будем считать сечение вала где возникают наибольшие изгибающие и крутящие моменты. В рассматриваемом случае таким сечением является сечение под колесом.
Расчетный коэффициент запаса прочности равен:
где – коэффициенты запаса прочности соответственно по нормальным и касательным напряжениям рассчитываемые по формулам:
где – пределы выносливости материала вала при симметричных циклах изгиба и кручения. Выбираем материал вала – сталь 40Х термообработка – улучшение: . Тогда пределы выносливости материала вала определяются по эмпирическим зависимостям:
– эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении в опасном сечении которые выбираются по виду концентратора напряжений. Для шпоночного паза выполненного концевой фрезой ;
– коэффициент учитывающий шероховатость поверхности вала ;
– масштабные факторы для нормальных и касательных напряжений. Для рассматриваемого случая ;
– амплитуды циклов напряжений МПа;
– средние значения циклов напряжений МПа;
– коэффициенты учитывающие влияние среднего напряжения цикла на коэффициент запаса прочности. Для данного случая .
Напряжения изгиба изменяются по симметричному циклу поэтому амплитуда и среднее значение цикла равны:
где – максимальный изгибающий момент в опасном сечении вала (рисунок 9е) ;
W – момент сопротивления сечения который равен:
Амплитуда цикла напряжения изгиба по формуле (83) равна:
Напряжения кручения при нереверсивном вращении вала изменяются по отнулевому циклу поэтому амплитуда и среднее значение цикла равны:
где – крутящий момент в опасном сечении вала (рисунок 9ж)
– полярный момент сопротивления сечения который равен:
Амплитуда и среднее значение цикла напряжения кручения по формуле (85) равны:
Коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям по формулам (82) равны:
Расчетный коэффициент запаса прочности по формуле (81) равен:
Расчетный коэффициент запаса прочности больше допускаемого по условию (80) значит вал работоспособен.
ВЫБОР ШПОНОК И ПРОВЕРКА ИХ НА ПРОЧНОСТЬ
1Методика проверки шпонки на прочность
Выбор сечения шпонки осуществляем по диаметру вала d. Длину шпонки выбираем на 5 10 мм короче длины ступицы сопрягаемой с валом детали из стандартного ряда. Выбранная шпонка проверяется на смятие по условию прочности:
где – расчетное напряжение смятия определяемое по формуле:
где – вращающий момент передаваемый валом ;
– размеры соединения мм;
– расчетная длина шпонки мм которая для призматической шпонки с закругленными торцами равна:
– допускаемое напряжение смятия которое для стальной ступицы равно 80 120 МПа.
В конструкции редуктора применено три шпоночных соединения: зубчатое колесо – вал и выходные участки быстроходного и тихоходного вала для крепления шкива клиноременной передачи и полумуфты соответственно. Выберем и проверим эти три шпонки.
2Соединение зубчатое колесо – вал
Для диаметра тихоходного вала под зубчатым колесом выбираем сечение шпонки . Глубина шпоночного паза в тихоходном валу редуктора . Выбираем длину шпонки . Тогда расчетная длина шпонки по формуле (89) равна: .
Проверим выбранную шпонку на смятие по формуле (88):
Действительное напряжение смятия меньше допускаемого значит выбранная шпонка работоспособна.
3Входной участок быстроходного вала
Для входного диаметра быстроходного вала выбираем сечение шпонки . Глубина шпоночного паза в быстроходном валу редуктора . Тогда расчетная длина шпонки по формуле (89) равна: .
4Выходной участок тихоходного вала
Для выходного диаметра тихоходного вала выбираем сечение шпонки . Глубина шпоночного паза в тихоходном валу редуктора . Длина выходного участка тихоходного вала равна 52 мм выбираем длину шпонки . Тогда расчетная длина шпонки по формуле (89) равна: .
В курсовой работе был рассчитан механический привод общего назначения состоящий из электродвигателя цепной и цилиндрической прямозубой передач муфты.
Выполнив курсовую работу я получил навыки в применении методов проектирования; закрепил расширил и углубил теоретические знания; развил навыки по проведению инженерных расчетов по критериям работоспособности конструкции технико-экономическому обеспечению конструкторских решений оформлению текстовой и графической частей курсовой работы.
Список использованных источников
Иванов М. Н. Детали машин: Учебник для студентов высших технических учебных заведений. – 5-е изд. перераб. – М.: Высшая школа 1991. – 383 с.
Дунаев П. Ф. Леликов О. П. Конструирование узлов и деталей машин: Учебное пособие для технических специальностей вузов. – 6-е изд. исп. – М.: Высшая школа 2000. – 447 с.
Сутокский В. Г. Журавлева С. Н. Детали машин. Проектирование механического привода общего назначения: Учебное пособие для студентов вузовКубанский государственный технологический университет. – Краснодар: Издательство КубГТУ 2001. – 80 с.
Чекмарев А. А. Осипов В. К. Справочник по машиностроительному черчению. – 2-е изд. перераб. – М.: Высшая школа; Изд. центр «Академия» 2001. – 493 с.