Расчет и проектирование привода с одноступенчатым редуктором и открытой передачей
Кафедра технической механики
КУРСОВОЙ ПРОЕКТ
по дисциплине «Механика»
на тему: «Расчет и проектирование привода с одноступенчатым редуктором и открытой передачей»
Гродно 2014
Содержание
Введение
. Анализ кинематической схемы привода
1.1 Чертеж кинематической схемы
. Выбор электродвигателя. Кинеметический расчет привода
.1 Определение мощности и частоты вращения двигателя
.2 Определение передаточного числа привода и его ступеней
.3 Определение силовых и кинематеческих параметров привода
3. Выбор материала зубчатых колес
.1 Зубчатые передачи. Выбор твердости, термообработки и материала колес
.2 Определение допустимых напряжений
. Расчет зубчатых передач редукторов
.1 Расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи
. Расчет открытых передач
. Нагрузки валов редукторов
.1 Определение сил в зацеплении закрытых передач
.2 Определение консольных сил
.3 Силовая схема нагружения валов редуктора
. Проектный расчет валов. Эскизная компоновка редуктора
.1 Выбор материала валов
.2 Выбор допускаемых напряжений на кручение
.3 Определение геометрических параметров ступеней вала
.4 Предварительный выбор подшипников качения
.5 Эскизная компановка редуктора
. Расчетная схема валов редуктора
.1. Определение реакций в опорах подшипников
.2 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов
9. Проверочный расчет подшипников
.1 Определение эквивалентной динамической нагрузки
9.2 Определение пригодности подшипников
9.3 Схема нагружения подшипников
. Конструктивная компоновка привода
11. Проверочные расчеты
. Технический уровень редуктора.
Введение
Проектируемый машинный агрегат служит приводом мешалки и может использоваться на предприятиях различного направления. Привод состоит из электродвигателя, вал которого через клиновую ременную передачу соединен с ведущим валом цилиндрического зубчатого редуктора, ведомый вал зубчатого редуктора через цепную муфту соединяется с валом мешалки.
1. Анализ кинематической схемы привода
.1 Чертеж кинематической схемы
Срок службы приводного устройства.
Определяем срок службы приводного устройства:
, (1)
где - срок службы привода, согласно технического задания
, согласно технического задания;
= 3, согласно технического задания.
2. Выбор электродвигателя. Кинеметический расчет привода
.1 Определение мощности и частоты вращения двигателя
Определяем требуемую мощность рабочей машины, кВт:
(2)
- момент сопротивления усилию, согласно технического задания *м;
- частота вращения рабочего органа,
Определяем общий коэффициент полезного действия привода:
(3)
где - КПД открытой клиноременной передачи, [1, табл. 2.2];
- КПД закрытой зубчатой передачи, [1, табл. 2.2];
- КПД муфты, (Ш, табл. 2.2);
- КПД одной пары подшипников, = 0,99 [1, табл. 2.2].
Определяем требуемую мощность двигателя:
(4)
Выбираем двигатель 4АМ112МВ6У3, ,
двигатель кинематический термообработка редуктор
2.2 Определение передаточного числа привода и его ступеней
Определяем передаточное отношение привода:
(5)
- номинальная частота двигателя.
Производим разбивку передаточных чисел по ступеням привода. Согласно рекомендаций табл. 2.3. [Ш] принимаем для одноступенчатого цилиндрического редуктора
Тогда передаточное отношение ременной передачи:
(6)
, что соответствует рекомендациям.
2.3 Определение силовых и кинематеческих параметров привода
3. Выбор материала зубчатых колес
.1 Зубчатые передачи. Выбор твердости, термообработки и материала колес
Используя таблицы [2, табл. П21] и [2, табл. П28]назначаем для изготовления зубчатых колес сталь 45 с пределом рочности , пределом текучести , твердостью по бринелю НВ = 220
Значения коэффициентов долговечности , .
3.2 Определение допустимых напряжений
Рассчитаем допустимое контактное напряжение:
(7)
Допустимое напряжение изгиба:
(8)
4. Расчет зубчатых передач редукторов
.1 Расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи
Определяем главный межосевое расстояние:
(9)
где - для стальных косозубых колес;
. Принимая , получаем
По табл. П25 [У] .
Принимаем
По эмпирическому соотношению определяем нормальный модуль:
(10)
Согласно табл. П23 [У] принимаем
Назначаем угол наклона линии зуба и находим число зубьев шестерни и колеса. Из рекомендованных значений принимаем .
Число зубьев шестерни
(11)
Принимаем
Тогда (12)
Уточняем значение угла наклоно зубьев
(13)
Определяем основные параметры шестерни и колеса:
(14)
(15)
(16)
(17)
(18)
(19)
Уточняем межосевое расстояние
Определяем ширину венца зубчатых колес:
(20)
(21)
Принимаем = 81 мм
(22)
Вычисляем окружную скорость и силы, действующие в зацеплении.
Определяем окружную скорость и назначаем степень точности передачи:
(23)
Примем 8-ю степень точности.
Проверочный расчет.
Рассчитаем контактную выносливость зубьев:
(24)
согласно таблицы[2, табл. П25], согласно таблицы П26 [У], согласно таблицы [2, табл. П24]; коэффициент нагрузки .
Рассчитаем окружную силу:
=1210 Н, α=20°
(25)
,
, согласно таблицы [2, табл. П25]
, , согласно таблицы [1, табл. 28]
5. Расчет открытых передач
Выбираем сечение ремня при ,
Выберем ремень сечения Б согласно графика [1, табл. 5.2]
Для данного сечения ремня выберем минимальный диаметр ведущего шкива. , согласно таблицы [1, табл. 5.4]. Согласно рекомендациям выбираем из стандартного ряда на несколько порядков больше . .
(26)
мм
согласно таблицы [1, табл. K40].
Уточняем передаточное отношение.
(27)
1.04%,
Ориентировочное межосевое расстояние:
(29)
согласно таблице [1, табл. K31]
Определяем расчетную длину ремня:
(30)
Принимаем согласно таблицы [1, табл. K31]
Уточняем межосевое расстояние:
(31)
Определяем угол охвата ведущего шкива:
(32)
,
Определим скорость ремня:
(33)
для клиноременных передач.
,
Определим частоту пробегов ремня:
(34)
,
Определим допускаемую мощность:
(35)
согласно таблице [1, табл. 5.5]
, ,, , согласно таблице [1, табл. 5.2]
кВт
Определим количество клиновых ремней:
(36)
, принимаем количество ремней z = 2.
Определим силу предварительного натяжения ремня:
(37)
, ,, согласно таблице [1, табл. 5.2]
Найдем окружную силу:
(38)
Силы натяжения ведущей и ведомой ветви:
(39)
Н
Сила давления на вал:
(40)
Проверочный расчет:
(41)
6. Нагрузки валов редукторов
.1 Определение сил в зацеплении закрытых передач
илы, действующие в зацеплении: окружная сила , осевая сила , радиальная (распорная) сила
.2 Определение консольных сил
Консольная сила, действующая на опоры:
Консольная сила на быстроходном валу ременной передачи:
Консольная сила на тихоходном валу редуктора:
6.3 Силовая схема нагружения валов редуктора
Выполняем силовую схему нагружения валов. Схему выполняем с целью определить направление сил в зацеплении редукторной пары, консольных сил со стороны открытых передач и муфты, реакций в подшипниках, а также направление вращающих моментов и угловых скоростей валов.
7. Проектный расчет валов. Эскизная компоновка редуктора
.1 Выбор материала валов
В соответствии с рекомендациями, выбираем для изготовления валов сталь 45, твердости 302 НВ, МПа, .
7.2 Выбор допускаемых напряжений на кручение
Проектный расчет валов выполняем по напряжениям, при этом не учитываем напряжения изгиба, концентрацию напряжений и переменность напряжений по времени. Поэтому для компенсации приближенности этого метода расчета допускаемые напряжения на кручение принимаем заниженными, .
.3 Определение геометрических параметров ступеней вала
Быстроходный вал:
.
Согласно ряда Ra40 [1, табл. 13.15] принимаем
Значения t, r принимаем по таблице [1, табл. 7.1].
Принимаем в соответствии с шириной кольца шарикового подшипника [1, табл. K30]
Согласно ряда Ra40 (табл. 13.15 [Ш]) принимаем
мм,, в соответствии с параметрами кольца шарикового подшипника.
, принято конструктивно.
Тихоходный вал:
.
Согласно ряда Ra40 [1, табл. 13.15] принимаем
Значения t, r принимаем по таблице [1, табл. 7.1].
Принимаем в соответствии с шириной кольца шарикового подшипника [1, табл. K30]
Согласно ряда Ra40 [1, табл. 13.15] принимаем , мм, в соответствии с параметрами кольца шарикового подшипника.
, принято конструктивно.
7.4 Предварительный выбор подшипников качения
В соответствии с таблицей [1, табл. 7.2] определяем тип, серию и схему установки подшипников: радиальные шариковые однорядные, серия легкая, схема установки - враспор.
Выбираем подшипники 207 ГОСТ 8338-75 для быстроходного вала: мм, мм, мм, мм, кН, кН
Выбираем подшипники 211 ГОСТ 8338-75 для тихоходного вала: мм, мм, мм, мм, кН, кН
.5 Эскизная компановка редуктора
Эскизная компоновка устанавливает положение колес редукторной пары, элемента открытой передачи и муфты относительно опор (подшипников); определяет расстояния между точками приложения реакций подшипников быстроходного и тихоходного валов, а также точки приложения силы давления элемента открытой передачи и муфты.
8. Расчетная схема валов редуктора
.1. Определение реакций в опорах подшипников
1. Вычертить координатные оси для ориентации направлений векторов сил и эпюр моментов.
. Вычертить расчетную схему вала в соответствии с выполненной схемой нагружения валов редуктора.
. Выписать исходные данные для расчетов.
а) силовые факторы: силы в зацеплении редукторной пары (на шестерне (червяке) или колесе; консольные силы: открытой передачи гибкой связью или открытой передачи зацеплением; муфты;
б) геометрические параметры: расстояние между точками приложения реакций в опорах подшипников быстроходного и тихоходного валов; расстояние между точками приложения консольной силы и реакции смежной опоры подшипника; диаметры делительной окружности шестерни (червяка) или колеса.
. Определить реакции в опорах предварительно выбранных подшипников вала в вертикальной и горизонтальной плоскостях, составив два уравнения равновесия плоской системы сил.
. Определить суммарный радиальные реакции опор подшипников вала.
8.2 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов
. Расчеты в вертикальной плоскости:
А) определить реакции в опорах окончательно принятых подшипников, составив два уравнения равновесия плоской системы сил;
Б) определить значения изгибающих моментов по участкам, составив уравнения изгибающих моментов;
В) построить в масштабе эпюру изгибающих моментов; указать максимальный момент.
. Расчеты в горизонтальной плоскости выполнить так же, как и в вертикальной.
. Определить крутящий момент на валу и построить в масштабе его эпюру. Знак эпюры определяется направлением момента от окружной силы, если смотреть со стороны выходного конца вала.
. Определить суммарные реакции опор подшипников вала.
. Определить суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях вала.
. Составить схему нагружения подшипников.
. Составить таблицу результатов.
9. Проверочный расчет подшипников
.1 Определение эквивалентной динамической нагрузки
Определяем эквивалентную динамическую нагрузку, выбирая формулу [1, табл. 9.1].
Для радиального шарикоподшипника
, при (43)
, при (44)
Коэффициенты выбираются по [1, табл. 9.1].
, 1.85, , , Н, кН, , , .
Н
, 1.99, , , Н, кН, , , .
Н
Определяем расчетную динамическую грузоподъемность
(45)
где - эквивалентная динамическая нагрузка, Н;
- угловая скорость соответствующего вала;
- показатель степени: для шариковых подшипников, для роликовых подшипников.
Определяем базовую долговечность
(46)
9.2 Определение пригодности подшипников
Предварительно выбранные подшипники пригодны для конструирования подшипниковых узлов.
9.3 Схема нагружения подшипников
Составляем схему нагружения подшипников, помещаем на расчетную схеме вала. Указываем направления и величину осевых и радиальных нагрузок, осевую силу в зацеплении и типоразмер подшипников.
10. Конструктивная компоновка привода
Конструктивной разработке и комповновке подежат: зубчатая передача, крпус редуктора, быстроходный и тихоходные валы, подшипниковые узлы, шкивы, муфтовые соединения.
Для данного занчения =325 мм, колесо изгатавливается ковкой или штамповкой.
Параметры зубчатого колеса согласно таблицы [1, табл. 10.2]:
обод:
ступица: , , , принимаем
диск:
принимаем , , . , .
Констуирование валов.
Основные размеры ступеней валов определены при предварительном проектном расчете в задаче 7. Переходные участки между ступенями валом выполняются в виде канавок шириной b=3 мм, или галтели радиусом r=1 мм.
Выбор соединений.
Используем шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78.
Длина шпонки принимается на 5..10 мм меньше длинны ступицы насаживаемой детали.
В проектируемом редукторе используются консистентная смазка подшипниковых узлов. Для изолирования подшипникового узла от внутренней полости редуктора применяются мазеудерживающие кольца шириной 10..12 мм, а изоляция выходных участков валов от окружающей среды достигается с помощью манжетных уплотнений по ГОСТ 8752-79. Внутреннее кольцо подшипника упирается в мазеудерживающие кольца, а наружное фиксируется распорной втулкой между подшипником и врезной крышкой подшипника.
Корпус редуктора служит для размещения и координации деталей передачи, защиты их от загрязнения, организации системы смазки, а также восприятия сил, возникающих в зацеплении редукторной пары, подшипниках, открытой передачи.
Толщина стенок корпуса и рёбер жёсткости:
(47)
Принимаем =6 мм;
Определяем диаметры болтов фланцев согласно [1, табл. 10.17]:
=М16; =М14; =М12; =М10 согласно [1, табл. 10.20]; =М6.
Аналогично колесам редукторной передачи шкивы состоят из трех конструктивных частей - обода, диска и ступицы.
Ведущий шкив согласно таблицы [1, табл. 10.23]:
обод: , , t=4.2 согласно [Ш, табл. K40], мм, , принимаем ; диск: принимаем ; ступица: мм, ммпринимаем мм, мм принимаем мм.
Ведомый шкив:
обод: , , t=4.2 согласно [1, табл. K40]; ступица: мм, ммпринимаем мм, мм принимаем мм.
Выбор муфт.
Для передачи вращающего момента с ведомого вала редуктора на вал мешалки выбираем цепную муфту по ГОСТ 20884-82 с допускаемым передаваемым моментом [T]=1000 Нм.
Расчетный вращающий момент передаваемый муфтой:
(48)
где - коэффициент режима нагрузки согласно [1, табл. 10.26]
, .
Смазывание зубчатых зацеплений и подшипников применяют в целях защиты от коррозии, снижения коэффициента трения, уменьшения износа, отвода тепла и продуктов износа от трущихся поверхностей, снижения шума и вибраций.
Смазывание зубчатого зацепления:
Контактные напряжения
Скорость скольжения
По этим величинам согласно [1, табл. 10.29] выбираем масло индустриальное И-Г-А-68.
Объем масляной ванны:
(49)
Принимаем V=2 литра.
Смазывание подшипников:
Выбираем пластичную смазку для подшипниковых узлов - смазочным материалом УТ-1.
11. Проверочные расчеты
После завершения конструктивной компоновки редуктора, когда определены и уточнены окончательные размеры всех его деталей, деталей открытой передачи и муфты, выбран режим смазки зацепления и подшипников, проводят ряд проверочных расчётов, которые должны подтвердить правильность принятых конструкторских решений.
Проверочный расчет шпонок.
Условие прочности:
(50)
где - окружная сила на шестерне или колесе, Н;
Площадь смятия:
(51)
Рабочая длина шпонки со скругленными торцами:
= (52)
- допускаемое напряжение на смятие;
Тихоходный вал:
Шпонка 200x12x20:=20; h=12;
]. Устойчивая работа шпоночных соединений обеспечена.
Проверочный расчет стяжных винтов подшипниковых узлов.
Стяжные винты рассчитывают на прочность по эквивалентным напряжениям на совместное растяжение и кручение:
(53)
где - расчетная сила затяжки винтов:
(54)
- сила, воспринимаемая одним стяжным винтом:
(55)
- коэффициент затяжки при постоянной нагрузке x=0,2..0,3 - коэффициент постоянной нагрузки для соединения без прокладок.
- площадь опасного сечения:
(56)
где - диаметр винта
- шаг резьбы согласно [Ш, табл. К5]
Определяем механические характеристики материала винтов:
Предел прочности ;
Предел текучести ;
Допускаемое напряжение:
(57)
Проверочный расчет валов.
Рассмотрим сечение проходящее под опорой А. Материал вала сталь 45 .
Пределы выносливости:
При изгибе:
(58)
При кручении:
(59)
Суммарный изгибающий момент:
Осевой момент сопротивления:
(60)
Полярный момент сопротивления:
(61)
Амплитуда нормальных напряжений:
Амплитуда и среднее напряжение нормальных и касательных напряжений:
(62)
Коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений:
(63)
(64)
где и - эффективные коэффициенты концентрации напряжений согласно [1, табл. 11.2]:
- коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения согласно [1, табл. 11.3]
- коэффициент влияния поверхности согласно [1, табл. 11.4]
(65)
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
(66)
Общий коэффициент запаса прочности:
(67)
где
. Условие выполняется.
Тихоходный вал:
Рассмотрим сечение проходящее под опорой С. Материал вала сталь 45 улучшенная .
Пределы выносливости:
При изгибе:
При кручении:
Суммарный изгибающий момент:
Осевой момент сопротивления:
Полярный момент сопротивления:
Амплитуда нормальных напряжений:
Амплитуда и среднее напряжение нормальных и касательных напряжений:
Коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений:
и - эффективные коэффициенты концентрации напряжений согласно таблицы [1, табл. 10.2]:
- коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения согласно таблицы [1, табл. 11.3]
Определяем пределы выносливости в расчетных сечениях вала:
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
Общий коэффициент запаса прочности:
. Условие выполняется.
12. Технический уровень редуктора.
Определение массы редуктора.
(68)
где - коэффициент заполнения редуктора согласно [1, рис. 12.1]
- условный объем редуктора
- плотность чугуна
Определение критерия технического уровня редуктора.
(69)
где - вращающий момент на тихоходном валу
,
Технический уровень редуктора считается средним, а производство редуктора в большинстве случаев экономически не оправдано.
Список литературы
1.Шейнблит, А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие / А.Е. Шеймблит. - М.: Высш. шк., 1991. - 432с.
.Устюгов, И.И. Детали машин: Учеб. Пособие / И.И. Устюгов. - 2-е изд., перераб. и доп. М.: Высш. шк., 1981. - 399с.
.Курмаз, Л.В. Детали машин. Проектирование: Справочное учебно-методическое пособие / Л.В. Курмаз, А.Т. Скойбеда. - 2-е изд., испр. - Мн: Высш. шк., 2005. - 309с.
.Чернилевский, Д.В. Детали машин. Проектирование приводов технологического оборудования: Учебное пособие для студентов вузов / Д.В. Чернилевский. - 3-е изд., испр. - М.: Машиностроение, 2003. - 560с.