Проектирование привода механизма ПТСДМиО номер схемы привода - 4, номер задания 30, номер варианта нагружения 2

3.Вал тихоходный Кузьмицкая.cdw

Технические требования
кроме места обозначенного особо.
Размеры обеспеч. инструментом.
Общие допуски по ГОСТ 30893.1-m.

1.Пояснительная записка Кузьмицкая П.А..docx

МИНИСТЕРСТВО НАУКИ И ВЫСШЕГО ОБРАЗОВАНИЯ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ
Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего образования
«НАЦИОНАЛЬНЫЙ ИССЛЕДОВАТЕЛЬСКИЙ МОСКОВСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ СТРОИТЕЛЬНЫЙ УНИВЕРСИТЕТ»
Кафедра Механизация строительства
КУРСОВОЙ ПРОЕКТ (РАБОТА)
«Детали машин и основы конструирования»
«Проектирование привода механизма ПТСДМиО»
ИЭСМ 40 Кузьмицкая П.А.
Руководитель курсового(й) проекта (работы)
доц. к.т.н. проф. Скель В.И.
доц. к.т.н. доц. Капырин П.Д.
(ученое звание ученая степень должность Ф.И.О.)
(дата подпись руководителя)
Курсовой(ая) проект (работа) защищен(-а) с оценкой
(оценка цифрой и прописью)
Председатель аттестационной комиссии
(дата подпись члена комиссии)
Общий расчет привода6
Расчет цилиндрической косозубой передачи тихоходной ступени9
Расчет конической зубчатой передачи I быстроходной ступени19
Расчет цепной передачи33
Проектный расчет валов выбор подшипников и разработка конструкции редуктора и привода.37
Расчет вала и подшипников редуктора.41
Проектирование предохранительной дисквой муфты49
Условие смазки коническо-цилиндрического редуктора 56
Расчет и подбор упругой муфты 57
Выбор и проверочный расчет шпонки на тихоходном валу 58
Выбор масла и его объем 58
Библиографический список .59
Курсовой проект по дисциплине « Детали машин » является первой самостоятельной проектно - конструкторской работой для будущих инженеров механиков. Задание на курсовой проект представляет собой привод строительной машины состоящей из двухступенчатого коническоцилиндрического редуктора и цепной передачи.
Разработка рациональной конструкции редуктора и привода – сложная многофакторная задача. Основными требованиями к проектируемым редуктору и приводу являются:
- минимальные габаритные размеры и масса редуктора и привода с учетом себестоимости производства технологичности элементов изделий и возможностей изготовителя;
- рациональная загрузка передач;
- наилучшие условия смазки окунанием зацеплений в редукторе.
Выполнение этих требований зависит от выбора рациональных (часто взаимосвязанных) параметров элементов редуктора и привода при их расчете и конструировании. При этом отсутствие строгих математических зависимостей для последовательного выбора всех параметров часто требует пересчета и доработки конструкции привода после первого предварительного варианта проектирования.
Значительная часть времени отведённого на выполнение курсового проекта расходуется на оформление конструкторской документации. Применение системы КОМПАС–3D позволяет сохранить сроки и повысить качество оформления конструкторской документации.
Особое внимание уделено оформлению спецификаций сборочных единиц с учетом требований ГОСТ 2.201-80 который устанавливает единую обезличенную классификационную систему обозначений изделий и их конструкторских документов всех отраслей промышленности при разработке изготовлении эксплуатации и ремонте.
1 Кинематическая схема № 4 привода
Рис. 1.1 Кинематическая схема привода
- электродвигатель; 2- упругая муфта; 3- редуктор; 4- коническая передача; 5- цилиндрическая косозубая передача; 6- цепная передача; 7- предохранительная муфта; 8- ведущая звездочка цепной передачи;
- быстроходный вал редуктора; 2 - промежуточный вал редуктора; 3 - тихоходный вал
редуктора; 4 - выходной вал привода (ведущий вал конвейера);
В схеме ведущая звездочка цепной передачи жестко связана с ведомой полумуфтой.
2 Параметры для расчета привода в соответствии с номером задания
2.1 Вращающий момент на выходном валу привода – Твых=400 Нм
2.2 Частота вращения выходного вала привода – nвых=38 обмин
2.3 Частота вращения вала 1 двигателя (синхронная) – nсинх= 1500 обмин
2.4 Срок службы привода t= 3000 ч
2.5 Режим работы привода часто реверсируемая
2.6 Нагрузка переменная. График нагружения по рис. 1.2
Рис. 1.2 График нагружения привода (вариант 2)
ОБЩИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА
1 Мощность на выходном валу привода
2 Ориентировочный подсчет КПД привода
- КПД упругой муфты;
- КПД быстроходной ступени закрытой зубчатойой конической передачи приму ;
- КПД тихоходной ступени закрытой косозубой цилиндрической передачи приму ;
- КПД цепной открытой передачи приму ;
- КПД одной пары подшипников качения;
m=4 – число валов привода.
3 Требуемая мощность двигателя
4 Выбор электродвигателя
Синхронная частота вращения 1500 мин-1 и требуемую мощность
Рдв.тр.=194 кВт по таблице П5 выбираем двигатель 4А90L4 частота вращения nдв= 1425 мин-1 вал двигателя dв.д.=24 мм мощность двигателя Pдв=22 кВт.
Допускается перегрузка двигателя не более 5% которая определяется по формуле:
Следовательно двигатель недогружен на 12. Условие выполнено.
5 Общее передаточное отношение привода
Полученное iобщ распределяют между ступенями передач:
- закрытая зубчатая коническая передача;
- закрытая косозубая цилиндрическая передача;
– цепная передача редуктора;
6 Передаточное число цепной передачи и передаточное отношение редуктора
7 Задаю тогда рациональный диапазон передаточного отношения для двухступенчатого редуктора по схеме 4 [1 табл. П1 приложения] составляет от 8 до 16 следовательно и U3=4 подходят
и (т.к 2 ступень косозубая)
Результат распределения по ступеням:
8 Вращающие моменты на валах
8.1 Выходной вал привода
8.2 Тихоходный вал редуктора
8.3 Промежуточный вал редуктора
8.4 Быстроходный вал редуктора
9 Частота вращения валов
9.1 Быстроходный вал редуктора (двигателя)
9.2 Промежуточный вал редуктора
9.3 Тихоходный вал редуктора
9.4 Выходной вал редуктора
РАСЧЕТ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ КОСОЗУБОЙ ПЕРЕДАЧИ II ТИХОХОДНОЙ СТУПНИ
Параметры с индексом 1 относятся к шестерне а с индексом 2 к колесу передачи.
Т1 = Тп.в. = 3503 Нм;
n1 = nп.в. = 49138 мин 1 ;
Т2 = Тт.в. = 109 Нм;
n2 = nт.в. = 15166 мин-1
2 Выбор материалов шестерни и колеса
Улучшение + закалка ТВЧ
Закалка + средний отпуск
За расчетную твердость принимаю минимальное значение твердостей поверхностей зубьев.
3 Предел контактной выносливости поверхностей зубьев соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений (по [2 табл.1])
Для шестерни с поверхностной закалкой ТВЧ
Для колеса термообработанного до Н2350 НВ
4 Базовое число циклов перемены напряжения соответствующее длительному пределу выносливости
5 Эквивалентное число циклов перемены напряжения
Для шестерни nп.в.=49138 мин-1
где Kрев=05 часто реверсируемый ход работы передачи на число циклов перемены напряжений для одной стороны зуба;
C=1 – число зацеплений за один оборот зубчатого колеса
Для колеса n=n2 =nт.в.=15166 мин-1;
6 Коэффициент долговечности
- поверхностное упрочнение
- однородная структура
Минимальное принимаемое значение
7 Предел контактной выносливости поверхностей зубьев соответствующий эквивалентному числу циклов перемены напряжений
8 Допустимые напряжения для обеспечения контактной выносливости
- коэффициент безопасности для однородной структуры материала[2с. 3];
- коэффициент безопасности при поверхностном упрочнении зубьев[2с. 3];
- коэффициент учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей зубьев[2с. 3];
- коэффициент учитывающий окружную скорость при V5 мс [2с. 3].
Для косозубой и шевронной передачи в качестве допустимого контактного напряжения принимается условное допустимое контактное напряжение.
При этом должно соблюдаться условие:
Следовательно в расчетах использую .
9 Проектировочный расчет из условия контактной выносливости
9.1 Межосевое расстояние
- вспомогательный коэффициент для косозубой и шевронной передачи с стальными колесам- коэффициент ширины редукторных зубчатых колес по [2 стр. 9];
- коэффициент учитывающий распределение нагрузки по длине контактной линии зуба;
По [2 рис. 2] при твердости одного из колес Н2350НВ (график ) для расположения зубчатых колес относительно опор (цил. передача кривая 4) и при bd=063 принимаем .
Принимаем aw=72 мм [1 табл. П4].
9.2 Модуль зацепления
m=(0002 .00315)aw=0144 2 268 мм при H2 или H1 > 350 HB
9.3 Угол наклона зуба =8 25
Предварительно принимаю
9.4 Число зубьев колес
a) суммарное число зубьев передачи
б) число зубьев шестерни
Принимаем Z1=16 > => принимаемые в проекте значения коэффициента смещения X1=X2=0 подходят.
в) число зубьев колеса
г) Фактическое передаточное отношение
9.5 Фактический угол наклона зубьев
9.6 Основные размеры зубчатых колес
а) рабочая ширина зубчатого венца колеса
Принимаю bw=b2=24 мм.
б) ширина зубчатого винца шестерни
в) диаметры делительных окружностей колес
г) межосевое расстояние
д) диаметр вершин зубьев колес
е) диаметры впадин зубьев колес
9.7 Коэффициент перекрытия передачи
а) коэффициент торцового перекрытия
б) коэффициент осевого перекрытия
9.10 Окружная скорость колес
Учитывая рекомендации [2 стр. 11] оставлю принятую при определении ZR (пункт 3.8) 8-ую степень точности по ГОСТ 1643-81.
11 Проверочный расчет передачи на контактную выносливость активных поверхностей зубьев.
11.1 Коэффициент нагрузки для контактных напряжений
где - уточненный по [2 рис 2] при ;
Кнv=101 при Н2350НВ V=0884 мc 8 степень точности по табл. 3 [2] и косозубых колес.
Кнv– коэффициент учитывающий динамическую нагрузку возникающую в зацеплении;
Кнα – коэффициент учитывающий распределение нагрузки между одновременно работающими парами зубьев.
11.2 Расчетные контактные напряжения
где ZH - коэффициент учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления.
b -основной угол наклона зуба;
αtw - угол зацепления;
Z - коэффициент учитывающий суммарную длину контактных линий.
Недогрузка 3.12. Допускаемые предельные контактные напряжения
Для шестерни с обработкой ТВЧ
Для колеса с твердостью Н2350НВ
13 Расчет на контактную прочность при действии максимальной нагрузки
14 Расчет зубьев на выносливость при изгибе
14.1 Предел выносливости зубьев при изгибе соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений (по [2 табл. 2])
Для шестерни - закалка ТВЧ зубьев сквозная с охватом впадины (m6мм)
Для колеса с Н2350НВ
14.2 Эквивалентное число циклов перемены напряжений
Для шестерни n=n1=49138 мин-1; Н1>350НВ; mf=9;
Для колеса n=n2=15166 мин-1; Н2350НВ; mf=6;
где - Kрев = 05; C=1 (см. пункт 3.5 расчета);
mf- показатель степени
14.3 Коэффициент долговечности
где NFO = 4 106 - базовое число циклов перемены напряжений.
Принимаем KFL1 = 1 так как [KFL]min = 1
Принимаем KFL2 = 106
14.4 Предел выносливости зубьев при изгибе соответствующий эквивалентному числу циклов перемены напряжений
где KFC - коэффициент учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки.
KFC=065- коэффициент учитывающий влияние двухстроннего приложения нагрузки при H45 HRC (по [2 стр. 6]).
14.5 Допускаемые напряжения при расчете на изгибную выносливость зубьев
где SF - коэффициент безопасности
SF = 175 коэффициент учитывающий нестабильность свойств материала зубчатых колес и ответственность зубчатой передачи.
S"F - коэффициент учитывающий способ получения заготовки зубчатых колес([2 стр. 6]);
S'F1 = 175; S"F1 = 115 – прокат; S"F2 = 1 - поковка.
14.6 Коэффициент нагрузки изгибных напряжений
-коэффициент учитывающий динамическую нагрузку по длине зуба принято по [2 рис. 3] при твердости одного из колес Н2350НВ (левый график) для расположения зубчатых колес относительно опор (кривая 4) и при .
- коэффициент учитывающий динамическую нагрузку возникающую в зацеплении по табл. 3 [2] для 8-й степени точности при Н2350НВ косозубых колес и V=0884 мс)
KFα - коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями
где n - степень точности изготовления.
14.7 Расчетное напряжение на переходной поверхности зуба
YF1 и YF2 – коэффициенты учитывающие форму зуба принимаются по [2 рис. 4] в зависимости от их эквивалентного числа зубьев Zv
YF1=41 при Zv1=20 и X1=0;
YF2=367 при Zv2=63 и X2=0 ;
Y - коэффициент учитывающий наклон контактной линии к основанию зуба;
15 Допускаемые предельные напряжения при изгибе зубьев
Для шестерни H1>350HB
>1000 МПа принимаю =1000 МПа
16 Расчет зубьев на прочность при изгибе максимальной нагрузкой
17 Составляющие силы в зацеплении
а) окружная составляющая
б) радиальная составляющая
в) осевая составляющая
РАСЧЕТ КОНИЧЕСКОЙ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ I БЫСТРОХОДНОЙ СТУПЕНИ
Т1=Тб.в.=127 Нм; T2=Tп.в.=35 Нм;
n1=nБ.В.=1425мин-1; n2=nБ.В.=4914мин-1;
Передача коническая прямозубая.
2 Выбор материала шестерни и колеса
Улучшение цементация и закалка
За расчетную твердость принимаем минимальное значение твердостей поверхностей зубьев:
3 Предел контактной выносливости поверхностей зубьев соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений.
4 Базовое число циклов переменных напряжений соответствующему длительному пределу выносливости.
5 Эквивалентное число циклов перемены напряжений (см. п. 3.5.)
где Крев=05 – для часто реверсируемого характера работы передачи;
С=1; t= 3000 ч; n-частота вращения.
Для зубчатого колеса n= n2=4914 мин-1
Для шестерни n= n1=1425 мин-1
однородная структура
7 Предел контактной выносливости поверхностей зубьев соответствующей эквивалентному числу цикло перемены напряжения.
- коэффициент безопасности для однородной структуры материала [2 с.3];
- коэффициент безопасности при поверхностном упрочнении зубьев [2 с.3];;
- коэффициент учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей зубьев [2 с.3];;
- коэффициент учитывающий окружную скорость при V5 мс [2 с.3].
Т.к. Н1=560НВ Н2=293НВ то Н1- Н2=267НВ>100 =>
9.1 Диаметр внешней делительной окружности колеса
=0285(рекомендовано)- коэффициент ширины зубчатого венца;
=99 – для прямозубой передачи;
=12 14=13 при консольном расположении шестерни (приму предварительно)- коэффициент учитывающий распределения нагрузки по длине контактной линии зуба (по [3 табл. 3.1]).
9.2. Условие компоновки коническо-цилиндрического редуктора. Для рациональной компоновки данного редуктора целесообразно чтобы
31136 мм1113 мм1136 мм
Условие компоновки выполняется но при этом нет зазора между коническим колесом и выходным валом поэтому конструктивно принято решение увеличить межосевое расстояние aw тихоходной ступени до 76 мм при этом изменятся характеристики цилиндрической передачи.
Найду новые числа зубьев их размеры и силы в зацеплении.
m=(0002 .00315)aw=0152 2 394 мм приму m=2 мм.
Угол наклона зуба =8 25
Фактический угол наклона зубьев
Основные размеры зубчатых колес
Принимаю bw=b2=25 мм.
Коэффициент перекрытия передачи
Окружная скорость колес
Коэффициент нагрузки для контактных напряжений
Кнv=101 при Н2350НВ V=0923 мc 8 степень точности по табл. 3 [2] и косозубых колес.
Расчетные контактные напряжения
Недогрузка Допускаемые предельные контактные напряжения.
Расчет на контактную прочность при действии максимальной нагрузки
Коэффициент нагрузки изгибных напряжений
Расчетное напряжение на переходной поверхности зуба
YF1=42 при Zv1=18 и X1=0;
YF2=37 при Zv2=58 и X2=0 ;
Допускаемые предельные напряжения при изгибе зубьев
Расчет зубьев на прочность при изгибе максимальной нагрузкой
Составляющие силы в зацеплении
Далее пойдет продолжение расчета конической передачи.
9.3 Числа зубьев колес
Рекомендуется выбирать Z118 25.
Число зубьев колеса .
Фактическое передаточное число
9.4 Внешний окружной модуль
(т.к. модуль измеряется по длине зуба ее можно не округлять).
9.5.Углы делительных конусов шестерни и колеса
9.6. Внешнее конусное расстояние.
9.7 Длина зубчатого венца
9.8 Диаметр внешней делительной окружности шестерни
9.9 Среднее конусное расстояние
9.10 Средний окружной модуль
9.11 Средние делительные диаметры шестерни и колеса
9.12 Внешние диаметры шестерни и колеса по вершинам зубьев
9.13 Наименьший делительный диаметр шестерни и колеса
9.14 Наименьший окружной модуль конического зацепления
9.15 Проверка условия смазки выполнена в п. 9
9.16 Средняя окружная скорость колес
9.17 Степень точности изготовления колес
Для быстроходных прямозубых конических колес рекомендуется принимать 7-ю степень точности изготовления при V>2 мс. В нашем случае подходит эта степень точности.
9.18 Окружная составляющая сил отнесенная к средней по ширине венца делительной окружности
10 Коэффициент нагрузки для контактных напряжений
где приму [5 рис 8.33] для роликовых подшипников консольной шестерни и твердости Н2350НВ при ;
- по [2 табл. 3] для Н2350 прямозубых колес и 8-й степени точности (т.е. сниженной на одну);
- для прямозубых колес.
11 Проверочный расчет передачи на контактную выносливость активных поверхностей зубьев
Допускается недогрузка до 15% и перегрузка до 5%.
12 Допустимые предельные контактные напряжения
14 Расчет зубьев на выносливость при изгибе
14.1 Предел выносливости зубьев при изгибе соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений (по [2 табл.2])
Для колеса термообработка до Н2350НВ
14.2 Эквивалентное число циклов перемены напряжения
Для шестерни n=n1=1425 мин-1; Н1>350НВ
Для колеса n=n2=4914 мин-1; Н1350НВ;
Принимаем KFL1 = 1 так как [KFL]min = 1.
14.4 Предел выносливости зубьев при изгибе соответствующему эквивалентному числу циклов перемены напряжения
KFC=075 при H>45 HRC
14.5 Допустимые напряжения при расчете на изгибную выносливость зубьев
SF = 175(по [2 табл. 2]) при вероятности разрушения 99%.
S"F - коэффициент учитывающий способ получения заготовки зубчатых колес;
S"F1 = 115 – прокат [2 с.6];
S"F2 = 1 – поковка [2 с.6].
14.6 Коэффициент нагрузки изгибных напряжения
-коэффициент учитывающий динамическую нагрузку по длине зуба (по [2рис. 3] при );
- коэффициент учитывающий динамическую нагрузку возникающую в зацеплении. (по [ 2 табл. 3] при V=245 мс);
KFα=1(прямозубые колеса) - коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями.
14.7 Коэффициенты формы зуба и шестерни YF1 и колеса YF2
Где Х1=Х2=0- коэффициент смещения исходного контура колес;
ZV- эквивалентное число зубьев;
YF1=409 при Zv1=21 и X1=0;
YF2=36 при Zv2=178 и X2=0.
14.8 Расчетное напряжения на переходной поверхности зуба
Ft=Ft1= Ft2=77439H- см. пункт 4.9.18.
=085- опытный коэффициент характеризующий понижение прочности конической прямозубой передачи;
Допускается перегрузка до 5% а у нас недогрузка
Для колеса при Н2350НВ
17 Составляющие силы в зацеплении (см. рис. 4.4)
б) радиальная сила на шестерне равна осевой на колесе
в) осевая сила на шестерне равна радиальной на колесе
РАСЧЕТ ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧИ
Параметры с индексом 1 относятся к ведущей звездочке а с индексом 2 к ведомой звездочки цепной передачи.
Т1 = Т т.в.= 109 Нм;
n1 =nт.в.=15166 мин-1;
n2 =nвых=3792 мин-1;
Рвых = 159 кВт (п. 2.1).
Выбираем приводную роликовую однорядную цепь ПР по ГОСТ 13568-75
3 Коэффициенты условия монтажа и эксплуатации передачи
В соответствии с исходными данными принимаем:
Кд = 1.25 (передача с умеренными ударами)- динамический коэффициент;
Ка = 1 (так как следует принимать а = (30 50)t)- коэффициент учитывающий влияние межосевого расстояния [3];
Кн = 1 (так как угол наклона цепи 300)- коэффициент учитывающий влияние наклона цепи;
Кр=125 (регулирование натяжение цепи периодическое)- коэффициент учитывающий способ регулировки цепи;
Ксм = 1.4 (смазывание цепи периодическое)- коэффициент учитывающий способ смазки цепи;
Кп = 1 (работа в одну смену)- коэффициент учитывающий периодичность работы передачи.
4 Числа зубьев звездочек
а) ведущей звездочка
5 Ориентировочное допустимое давление в шарнирах цепи.
По [3 табл. 7.18] для n1=15166 мин-1 значение для среднего шага t цепи [Р]* = 26 МПа.
6 Шаг однородной цепи
По [3 табл. 7.15] можно принять ближайшее большее табличное значение шага tт=254 мм тогда уточню [Р]*.
Методом интерполяции в таблице 7.18.[3] т.к Z117 то [Р]*= 259106=2745 при tт=254 мм .
Для возможного уменьшения габаритов цепи рассмотрю 2 вариант с Z1=17:
Ориентируясь на больший шаг tт=381 мм.
По табл. 7.18. [3] с учетом n1=15166 мин-1 величина [Р]*=22 МПа.
Окончательно выбираю шаг цепи tт=254 мм и по табл. 7.15 [3] принимаю:
Q = 60000 Н- разрушающая нагрузка;
q = 26 кгм- масса одного метра цепи;
Аоп = 1797 мм2- проекция опорной поверхности шарнира.
Тогда Z2= Z1Uцеп= 174=68.
9 Проверяем цепь по двум показателям
а) по частоте вращения. По табл 7.17.[3] допускаемая для цепи с шагом t=254 мм частота вращения [n1] = 800 мин-1 а у нас n1 = 1516 мин-1. Следовательно условие выполнено!
б) по давлению в шарнирах. По [3 табл. 7.18] для выбранной цепи при n1 = 15166 мин-1 табличное значение [P]T = 22 МПа а с учетом принятого числа зубьев Z1 = 17 допускаемое давление:
Расчетное давление в шарнирах
Следовательно условие выполнено!
10 Усилие от провисания цепи
Kf=6 (при наклоне под 0o);
11 Усилие от центробежной силы
12 Расчетная нагрузка на валы
13 Коэффициент запаса прочности цепи
Kд=125- умеренные удары.
Номинальный коэффициент запаса прочности цепи с tT = 25.4 мм по [3 табл. 7.19] [S] = 794 условие 2818 794 выполнено.
14 Расчет геометрических параметров передачи
14.1 Суммарное число зубьев
14.3 Число звеньев цепи
Округляем до четного числа Lt=126.
14.4 Уточнение межосевого расстояния
Для свободного провисания цепи предусматривается возможность уменьшения межосевого расстояния на 04% т.е. на 416 мм.
14.5 Диаметр делительной окружности ведущей звездочки
При шаге цепи tт=254; Z1= 23 (первый вариант) диаметр
т.е. габариты цепной передачи принятой во втором варианте меньше.
14.6 Диаметр делительной окружности ведомой звездочки
14.7 Наружный диаметр ведущей звездочки
14.8Наружный диаметр ведомой звездочки
14.9Диаметр окружности впадин ведущей звездочки
где dp=1588 мм – диаметр ролика цепи по [3 табл. 7.15].
14.10Диаметр окружности впадин ведомой звездочки
14.11 Радиусы закругления боковых поверхностей
где BВН =1588 мм – расстояние между внутренними пластинами цепи по [3 табл. 7.15]
Диаметр обода (наибольший) для ведущей звездочки
h=242 мм – высота звеньев цепи (по [3 табл.7.15]).
ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ ВЫБОР ПОДШИПНИКОВ И РАЗРАБОТКА КОНСТРУКЦИИ РЕДУКТОРА И ПРИВОДА
Т1 = Тб.в.= 1271 Нм;
Т2 = Тп.в. = 3503 Нм;
2 Проектировочный расчет и выбор диаметров валов
2.1 Быстроходный вал редуктора 1
Рис. 6.1 Схема коническо-цилиндрического редуктора
а) выбор диаметра в точке
Так как эта часть входного вала соединяется с валом двигателя то разница их диаметров выбирается с учетом диаметром отверстий соединительной муфты.
По таблице 11.6 [3](муфта упругая со звездочкой) момент вращения на входном валу начинается с 16 Нм а у нас момент на входе Т1 = Тб.в.= 1271 Нм по этой причине я выбираю диаметр вала из строки с Т1=16 Нм но при этом чтобы диаметр вала удовлетворял условию d dрасч.
Принимаем в связи с этим d1=14 мм.
б) выбор диаметров в точке .
Диаметр вала dM2 под манжеты резиновые армированные по ГОСТ 8752-79([3 табл. 9.16]) для уплотнения целесообразно принимать на 2 6 мм больше d1 для упора соединительной полумуфты при сборке
Принимаем dМ2=15 мм; dП2= dМ2+(0 5)=15 20 мм приму dП2=15 мм.
Условно приму d=20 мм.
2.2 Промежуточный вал 2 редуктора
а) выбор диаметров на участках и вала
Принимаем диаметр вала d= d=25 мм
Должно выполняться условие
Условие выполняется.
б) выбор диаметров под подшипниками на участках 10
Принимаем dП10=dП2=35 мм
2.3 Тихоходный вал редуктора
а) выбор диаметров на участках валах
Принимаем dП=dП=30 мм (кратен 5)
Диаметр под колесом II ступени передач редуктора на участке 6 вала
б) выбор диаметра на участке вала
Для создания упора под предохранительную муфту
3 Выбор подшипников валов редуктора
3.1 Входной вал редуктора
Для схемы 4 опоры на участках и вала воспринимают радиальные нагрузки и относительно большую осевую нагрузку. Приму два радиально упорных конических роликоподшипника легкой серии 7000А в соответствии с выбранным диаметром вала на участках и .
Обозначение подшипника: 7302А
d=15мм D=42 мм B=13 мм
С - грузоподъемность динамическая.
С0 – грузоподъемность статическая.
3.2 Промежуточный вал редуктора
Опора воспринимает радиальную и большую осевую нагрузку от конической и цилиндрической передачи. Поэтому предварительно принимаем в каждой опоре радиально-упорные конические подшипники повышенной грузоподъемности. И для унификации изделия так же принимаю легкую серию 7000А.
Обозначение подшипника: 2007904А
d=20 мм D=37 мм B=12 мм С=446 кН С0=500 кН.
3.3 Тихоходный вал редуктора.
Опоры и воспринимают радиальные и в некоторой степени небольшие нагрузки от сил в передачах
привода. Поэтому предварительно приму в каждой опоре шарикоподшипник радиальный .
Обозначение подшипника:60106.
d=30мм D=55мм B=13мм С=13300 Н С0=6800 Н.
Таблица 6.1 - Основные размеры зазоров и расстояний в редукторе и элементов его корпуса
Ориентировочные знач-ия
Зазор между вращающимся колесом и стенкой корпуса
Зазор между вращающимися колесами
Зазор между вершиной зуба колеса и корпуса
Расстояние от оси вращения шестерни до стенки корпуса
Расстояние от торца корпуса под крышку подшипника и осью звездочки
Расстояние от дна корпуса до выступов колеса (от объема масла)
Расстояние от болта или крышки до упора под соединительную муфту
Расстояние между стаканом опоры вала и стенкой редуктора
Толщина стенки корпуса и крышки редуктора
Продолжение Таблицы 6.1
Толщина нижнего пояса корпуса
Толщина пояска (фланца) корпуса и крышки редуктора
Толщина корпуса или крышки под опору подшипника
Диаметр болтов у подшипников
Диаметр болтов соединяющих пояски корпуса и крышки редуктора
РАСЧЕТ ВАЛА И ПОДШИПНИКОВ РЕДУКТОРА
1 Расчет выходного вала редуктора
1.1 Реакции опор от сил в зацеплении колес и от цепной передачи
Рис. 7.1 Составляющие силы от цепной передачи на вал в плоскости ХOY
Горизонтальная составляющая силы от цепной передачи на вал (рис. 7.1)
Реакции найдены правильно.
Рис 7.2 Составляющие силы от цепной передачи на вал в плоскости ХOZ
Вертикальная составляющая силы от цепной передачи на вал
В) Результирующие радиальные реакции в опорах
Г) Внешняя осевая сила действует в направлении опоры С подшипники установлены враспор
Так как в опорах D и C использованы радиальные подшипники то составляющие и от радиальных нагрузок на опоры нет.
1.2 Построение эпюр изгибающих моментов
А) Плоскость XOY (рис. 8.3)
Рис. 7.3 Эпюра Мz Нм
Б) Плоскость XOZ (рис. 8.4).
Рис. 7.4. Эпюра МY Нм
В) Суммарные изгибающие моменты в сечениях и :
Рис.7.5 Эпюра моментов на одном чертеже
2 Расчет подшипников тихоходного вала на заданный ресурс
2.1 Эквивалентная радиальная нагрузка
RE=(X·V·Rr+Y·Ra)·KБ·KT
V=1; KT=1; Kб=14 ( с учетом ) [6 стр. 17];
Так как в двух опорах D и C использованы одинаковые радиальные шарикоподшипники 60106 поэтому расчет производится только для опоры C которая воспринимает наибольшие радиальную и осевую нагрузки.
d=30 мм D=55мм B=13мм
С= Сr=13300 Н С0= С0r=6800 Н.
Следовательно по табл. 7.2.[4] Х=1; Y=0.
REС=X·V·Rrс·KБ·KT=11141=578067 Н.
Эквивалентная динамическая нагрузка с учетом переменного режима нагружения по графику рис. 1.2 [5].
Расчетная долговечность подшипника с вероятностью безотказной работы 90%
Так как применяемая методика расчета верна!
3 Проверочный расчет тихоходного вала на прочность
Материал сталь 40Х улучшение. Для этого материала
; ; ; ; ; [4 табл. 10.2] .
Ресурс подшипников при назначенном d=30 мм выше заданного t=3000 ч. Необходимо также убедиться в прочности шпоночных соединений.
Рис. 7.6 Эскиз конструкции тихоходного вала редуктора
А) Проверка шпоночных соединений на смятие:
В сечении - шпонка из чистотянутой стали 45; при стальном вале и ступице из стали 40Х
K=h-t1=8-5=3мм [4 табл 24.29];
В сечении - после разработки конструкции муфты принята шпонка
K=h-t1=7-4=3 мм [4 табл 24.29];
Б) Расчет вала на статическую прочность при редко действующих перегрузках
В учебном проектировании необходимо рассчитать вал в двух сечениях- самом тонком и самом нагруженном. По эпюрам нагружения (рис. 8.5) самым нагруженным является сечение - где а самым тонким- сечение - нагруженное только вращающим моментом Т3=109 Нм.
По энергетической теории прочности эквивалентное напряжение в точке нагруженного волокна сечения - определяют по формуле:
Для оценки статической прочности вала в этом сечении при редко действующих перегрузках =19 по энергетической теории прочности определяем максимальные эквивалентные напряжения:
Коэффициент запаса по пределу текучести
В) Расчет на сопротивление усталости (механические характеристики стали 40Х см. выше).
При столь значимом запасе статической прочности вначале проверим есть ли необходимость в расчете на усталостную прочность (если выполняется условие то такой необходимости нет ).
При неприменении поверхностного упрочнения - эффективный коэф. Концентрации напряжений от наиболее опасного фактора которых в этом сечении три: шпоночная канавка =20 [4 табл. 10.11] ступенчатый переход с галтелью =23 [4 табл. 10.10] и небольшой натяг возможный при переходной посадке H7k6.
171 переход с галтелью;
Тогда следовательно расчет на усталость не нужен.
ПРОЕКТИРОВАНИЕ ПРЕДОХРАНИТЕЛЬНОЙ ДИСКОВОЙ МУФТЫ
2 Наименьший предельный вращающий момент возможного срабатывания муфты:
Тпр= kзап Тном= 1.25 109=1363 Нм
где kзап 125 15- коэффициент запаса для предохранительной муфты обеспечивающий несрабатывание муфты при пиковых нагрузках на привод.
3 Расчетный вращающий момент срабатывания муфты
Tр Кp Tпр 121363 1636 Нм
где Кp 12- коэффициент запаса учитывающий неточность срабатывания фрикционных муфт.
4 Расчет основных параметров муфты
4.1 Наружный диаметр поверхностей трения дисков
DН (5 10)dВ (5 10)22 110 220 мм
Принимаем DН 176 мм.
4.2 Внутренний диаметр поверхностей трения дисков
DВН (05 075) DH (05 075)176 88 132 мм
Принимаем DВН 88 мм.
4.3 Приведенный радиус кольца трения
4.4 Выбор материалов трущихся поверхностей дисков
Для заданной муфты D2 принимаем наружные ведомые диски с фрикционными накладками из асбестовых материалов. Внутренние ведущие диски стальные с закаленными боковыми поверхностями. По таблице 1: Коэффициент трения f 03 Допустимое давление [P] 03 МПа.
4.5 Допускаемое осевое усилие на диски
4.6 Число рабочих поверхностей трения
Так как муфта установлена на одном валу число пар трения округляется до большого четного числа. Разницу принятого и расчетного Z целесообразно иметь менее 20% что достигается за счет изменения принятых значений DH и DВН одновременно или только одного.
4.7 Число рабочих дисков nД Z 1 2 1 3
Число ведомых дисков nведом 05 Z 05 2 1
Число ведущих дисков nведущ nведом 1 1 1 2.
4.8 Расчётное осевое усилие на диски
5 Расчёт пружин в муфте
5.1 Число пружин m в муфте
В рассматриваемой конструкции муфты D2 используется несколько пружин. Рекомендуемое число пружин в многопружинной муфте m 4 10
5.2 Расчётное усилие на одну пружину
5.3 Диаметр проволоки пружины из условия прочности
где C - индекс пружины (раздел 6).
K - коэффициент влияния кривизны принимаем по разделу 6;
[ ]-допускаемые касательные напряжения. По разделу 6 для d 12 мм
Сортамент номинальных диаметров проволоки: 1.6;2;2.2;2.5;2.8;3.2;3.6;4;4.5;5;5.6;6;6.3;7;8;9;10;11;12;14;16.
Принимаем диаметр dn 4.5 мм.
5.4 Средний диаметр пружины D C dn 64.5 27 мм
5.5 Наружный диаметр пружины DНП D dn 27 4.5 31.5 мм
5.6 Внутренний диаметр пружины DНП D dn 27 4.5 22.5 мм
5.7 Проверка диаметра DНП пружины для ее упора в крайний диск муфты
Условие выполнено что обеспечивает рациональную конструкцию муфты.
5.8 Проверка условия соседства расположения пружин по окружности диаметром (DH DВН )2
Условие соседства выполнено.
5.9 Рекомендуемый диапазон рабочих витков пружины
где G 8104 МПа – модуль сдвига;
8 1.2- при трении накладок на асбестовой основе с закалённой сталью
5.10 Полное число витков n0 n (1.5 2) 4 2 6
5.11 Требуемая осадка пружины при настройке
5.12 Шаг пружины в свободном состоянии
Sp 0.1d - расчётный зазор между витками пружины.
5.13 Высота пружины при полном сжатии витков H (n0 0.5) dn =(6-05) 45 = 2475 мм
5.14 Высота пружины в ненагруженном состоянии H0 H n(t dn) 2475 4(814 45) 3943 мм
5.15 Высота пружины в рабочем состоянии HP H0 2 3943 1276 2667 мм
Для выявления необходимости проверки пружины на устойчивость определяется отношение H0D:
Проверка на устойчивость не нужна.
6 Расчет болтов крепления звездочки цепной передачи к корпусу муфты.
6.1 Диаметр обода (наибольший) для ведущей звёздочки
мм ( рассчитан в п. 6.14.11)
где t 254 мм – шаг цепи
h =242 мм – высота звена цепи (табл.7.15[3]);
Z1 23- число зубьев ведущей звёздочки цепи.
6.2 Расстояние центра звездочки цепной передачи от корпуса (если Dc Dmk)
C 0.5bЦ 3 0539 3 225 мм
где bц мм- наибольшая ширина цепи или длина валика (табл.7.15[3]).
6.3 Внутренний диаметр рабочей поверхности скольжения подшипника
6.4. Наружный диаметр запрессованной поверхности подшипника скольжения.
dНПС (12 13)22 264..286 мм
Принимаем dНПС 28 мм.
6.5 Посадочный диаметр звездочки.
DПЗ 065t dНПС 065254 28 445 мм
Принимаем DПЗ 45 мм.
6.6 Диаметр болтов крепления звёздочки
По табл. П4 принимаем d3 16 мм т.е. болт М16.
6.7 Диаметр расположения болтов крепления звёздочки
6.8 Число болтов крепления звёздочки
6.9 Определение поперечной (окружной) нагрузки на болты
6.10 Требуемый диаметр болта
где - коэффициент запаса сцепления;
f 0.17- коэффициент трения стальных поверхностей;
d1 1383 мм- внутренний диаметр резьбы (табл.П2).
Для отыскания требуемого материала для болта преобразуем предыдущую формулу:
Приму сталь 45 улучшение;
[S] 5- коэффициент запаса для легированной стали при болте M16 (по табл.)
Так как то болты M16 из выбранной стали подходят для крепления звездочки.
7 Расчет подшипника скольжения муфты
Проверка по среднему давлению P и (во избежании интенсивного износа):
где - радиальная сила Fr на подшипник равная нагрузке от цепной передачи Fц;
- проекция опорной поверхности подшипника на плоскость перпендикулярную нагрузке
dn dВ - внутренний диаметр подшипника равный диаметру соответствующему выходной части тихоходного вала редуктора;
ln- длина вкладыша внутренней (цилиндрической части) подшипника
Проверка по произведению PV во избежании интенсивного нагрева:
Скорость скольжения определяется в мс по формуле:
где nТВ = 15166 (1мин) частота вращения тихоходного вала редуктора на котором установлен подшипник.
Величина МПа. Тогда:
УСЛОВИЕ СМАЗКИ КОНИЧЕСКО-ЦИЛИНДРИЧЕСКОГО РЕДУКТОРА
Смазочные материалы в машинах применяют с целью уменьшения интенсивности изнашивания снижения сил трения отвода от трущихся поверхностей теплоты и продуктов изнашивания а также для предохранения деталей от коррозии. Снижение сил трения благодаря смазке обеспечивает повышение КПД машин. Кроме того большая стабильность коэффициента трения и демпфирующие свойства слоя смазочного материала между взаимодействующими поверхностями способствуют снижению динамических нагрузок увеличению плавности и точности работы машин.
В редукторах общего назначения обычно применяется комбинированное смазывание. Одно или несколько зубчатых колёс смазываются погружением в ванну с жидким смазочным материалом в нижней части корпуса редуктора (картере) (рисунок 9) а остальные узлы и детали в том числе подшипники качения смазываются за счёт разбрызгивания масла погруженными колёсами и циркуляции внутри корпуса образовавшегося масляного тумана. По времени – это непрерывное смазывание.
Рис. 9 Уровень масла двухступенчатого коническо-цилиндрического редуктора
В двухступенчатых коническо–цилиндрических редукторах независимо от глубины погружения тихоходного цилиндрического колеса коническое колесо должно быть погружено в масло:
Условие смазки выполняется.
Заливают масло через отверстия закрываемые пробками. Слив масла осуществляют через отверстия расположенные в средней плоскости редуктора со стороны тихоходного вала. Здесь следует предусмотреть уклон дна редуктора.
Сливные отверстия закрывают пробками с конической трубной резьбой не требующей обработки торца и надёжно уплотненными.
Перед началом работы редуктор заливают маслом выше уровня нормы на 5 – 15 мм. Контролируют уровень масла жезловыми маслоуказателями.
Для смазки подшипников выбираем солидол синтетический ГОСТ 4366 – 76
Для смазки передач используем масло трансмиссионное автотракторное АК-15 ГОСТ 1862-63.
Для защиты подшипников от внешней среды и удержания смазки в опорных узлах служат уплотнительные кольца.
Расчет и подбор упругой муфты
– диаметр вала двигателя;
– входной вал двигателя;
По таблице ГОСТ 21424-93 ( муфта упругая втулочно-пальцевая) выбираем муфту 1-20-19-1У2 ГОСТ 21424-93 (.
Так как разность валов велика (10 мм) на входной вал надевают втулку.
Выбор и проверочный расчет шпонки на тихоходном валу
Для промежуточного вала по диаметру выбирает призматическая Шпонка 8х7х13 ГОСТ 23360-78.
Проведем проверочный расчет на смятие.
Проведем проверочный расчет на срез
Выбор масла и его объема
Для данного редуктора при окружной скорости конической передачи и контактном напряжении
По [4 табл. 11.1 табл.11.2] и данным параметрам подбираем масло И-Л-А-22.
При смазывании окунанием нужный объем масла находят из расчета 04 08 л масла на 1кВт требуемой мощности Рдв.тр.=194 кВт:
В данном курсовом проекте были получены навыки проектирования и расчета конической и цилиндрической передач был произведен выбор и расчет подшипников и соединительной муфты дизайн конструкции редуктора и привода а также расчет и проектирование предохранительной фрикционной дисковой муфты.
БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК
Мещерин В.Н. Абрамов В. Н. Методические указания и задания к курсовому проектированию на тему «Привод конвейера». – М.: МГСУ 2009.
Мещерин В. Н. Абрамов В. Н. Методические указания к расчету зубчатых цилиндрических передач для студентов факультета механизации и автоматизации строительства. – М.: МГСУ 1994.
Чернавский С.А. и др. Курсовое проектирование деталей машин. – М.: Машиностроение 1987.
Дунаев П.Ф. Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин. – М.: Академия 2007.
Абрамов В. Н. Мещерин В. Н. Проектирование предохранительных муфт: Учебное пособие Московский государственный строительный университет. М.: МГСУ 2009г. – 70с.
Абрамов В.Н. Мещерин В.Н. Валы и подшипники: учебное пособие Московский государственный строительный университет. М.: МГСУ 2013г. – 48с.
Решетов Д.Н. Детали машин : учебник для студентов машиностроительных и механических специальностей вузов. 4-е изд. перераб. и доп. М.: Машиностроение 1989. 496 с.

2.1.Спецификация СБ Кузьмицкая П.А..cdw

коническо-цилиндрический
Пояснительная записка
Быстроходный вал-шестерня
Шестерня цилиндрическая
Колесо цилиндрическое
Втулка дистанционная
Кольцо мазеудерживающее
Винт ГОСТ Р ИСО 4017

6.Привод Кузьмицкая П.А..cdw

Тип электродвигателя
Мощность электродвигателя; кВт
Частота вращения вала эл.дв; обмин
коническо-цилиндрическая
Передаточное отношение
Номинальный вращающий момент на
Частота вращения ведомой звездочки
Дисковая фрикционная
Допускаемый вращающий
Муфта упругая втулочно-пальцевая
Число поверхностей трения
Допускаемый предельны
Число зубьев ведомой
Число зубьев ведущей
Общее передаточное отношение
Номинальный момент на
характеристика привода
Сварная рама без оборудования
-коническая передача;
-цилиндрическая передача;
-предохранительная муфта;
-ведомая звездочка цепной передачи;
-быстроходный вал редуктора;
- промежуточный вал редуктора;
- выходной вал привода.
Технические требования
Допускаемое радиальное смещение вала двигателя и редуктора
Угловое смещение этих валов не более 1
Конструкция рамы - сварная. Сварные швы выполнить по
ГОСТ 5264-80. Катет швов по наименьшей толщине металла.
Базовые поверхности обработать только после сварки.
Разметку и сверление отвестий производить после
полного изготовления всей рамы.
Кинематическая схема привода

6.1.Спецификация привода Кузьмицкая П.А..spw

Пояснительная записка
Муфта упругая втулочно-
Муфта предохранительная
Гайка М14.6 ГОСТ 5915-70
Шайба 14.65Г ГОСТ6402-70
Шайба 14.01 ГОСТ 10906-66

5.1.Спецификация фрикционной муфты Кузьмицкая П.А..spw

Сборочный чертеж предохранительной
дисковой фрикционной муфты
Подшипник скольжения
Кольцо 50 ГОСТ 13942-80

5.Муфта фрикционная Кузьмицкая П.А..cdw

по асбестовой накладке
Расчетный вращающий момент
Размеры для справок.
Настройка на расчетный вращающий момент
срабатывания муфты производился винтами
сжимающими пружины поз. 9 до требуемой
Покраска муфты производится совместно с
редуктором черт. КП 21-04.02.000 СБ.
Сборочный чертеж предохранительной
дисковой фрикционной муфры
Техническая характеристика
Число поверхностей трения
Расчетное усилие на одну пружину
Технические требования

4.Зубчатое колесо Кузьмицкая П.А..cdw

Угол наклона линии зуб.
Направление линии зуб.
Коэффициент смещения
Технические требования
Размеры обеспечить инструментом.
Общие допуски по ГОСТ 30893.1-m.
Сталь 40Х ГОСТ 4543-71
Техническая характеристика

2.Сборочный чертеж Кузьмицкая П.А..cdw

Технические требования
Размеры для справок.
Плоскость разъема корпуса поз.4 и крышки поз.5
Зазоры в осевой цепи узлов с подшипниками
обеспечить засчет прокладок поз.27
Общее передаточное отношение редуктора i
коническо-цилиндрический
-ая ступень - коническая передача
-ая ступень - цилиндрическая косозубая
Номинальный вращающий момент на выходном валу редуктора
И-Л-А 22 ТУ 38 101413-78
солидол синтетический ГОСТ 4366-76
Техническая характеристика редуктора