Детали машин

Содержание Введение

1. Определение срока службы приводного устройства

2. Выбор двигателя. Кинематический расчет привода

3. Выбор материала червячной передачи

4. Расчет закрытой червячной передачи

5. Расчет открытой поликлиноременной передачи

6. Нагрузки валов редуктора

7. Разработка чертежа общего вида редуктора

8. Определение реакций в опорах подшипников

9. Проверочный расчет подшипников

10. Проверочные расчеты

11. Тепловой расчет червячного редуктора

12. Расчет технического уровня редуктора Литература приводной двигатель редуктор подшипник Введение Целью данной работы является проектирование привода к качающемуся подъемнику на основании комплексного технического задания. Привод включает в себя электродвигатель, соединенный при помощи ремённой передачи с червячным одноступенчатым редуктором, который, в свою очередь, при помощи муфты и цепной передачи соединен с валом исполнительного механизма.

В рамках данной расчетно-графической работы проводится расчет и выбор требуемого электродвигателя, проектный расчет редуктора и открытой передачи, проверочный расчет редуктора, валов, расчет подшипников.

Червячный одноступенчатый редуктор предназначен для передачи мощности между валами электродвигателя и исполнительного механизма.

Муфта служит для компенсации неточности установки валов и ограничения нагрузок в приводе.

Ремённая передача служит для передачи движения с увеличением крутящего момента от двигателя на редуктор.

1. Определение срока службы приводного устройства Устанавливаем качающийся подъемник на железнодорожную станцию для обработки товарных вагонов. Работа в две смены, нагрузка маломеняющаяся, режим реверсивный, продолжительность смены 8 часов.

Определяем ресурс привода L_h = 365· L_ф·t_c · L_c

где L_ф = 4 года — срок службы привода;

t_c = 8 ч. — продолжительность смены;

L_c = 2 — число смен;

L_h = 365· 4·8·2 = 23 360 ч Принимаем время простоя 15% ресурса. Тогда L_h = 23 360· 0,85 = 19 856 ч Рабочий ресурс привода принимаем L_h = 20· 10³ ч Таблица 1.1. Эксплуатационные характеристики машинного агрегата

2. Выбор двигателя. Кинематический расчет привода Определяем требуемую мощность привода: Р_рм = Fх, где F = 1,2 кН — грузоподьемность;

х = 0,60 м/с — скорость подъема.

Р_рм = 1,2· 0,60 = 0,72 кВт Определяем КПД привода:

з = з_зп· з_оп·з_м· з_пк²,

где з_зп = 0,85 — КПД закрытой червячной передачи;

з_оп = 0,97 — КПД открытой поликлиноременной передачи;

з_м = 0,98 — КПД муфты;

з_пк = 0,99 — КПД подшипников качения;

з = 0,85· 0,97·0,98·0,99² = 0,79

Находим требуемую мощность двигателя:

Р_дв = Р_рм/ з = 0,72/0,79 = 0,91 кВт Определяем частоту вращения вала:

= 37,5 об/мин Находим передаточное число привода u для каждого варианта:

Проводим разбивку передаточного числа привода u, принимая u_зп = 10, тогда передаточное число Принимаем u = 24,53 при n_ном = 920 об/мин.

По справочным таблицам выбираем электродвигатель 4АМ80В6У3 с мощностью 1,1 кВт и частотой вращения 920 об/мин. При выбранном двигателе уточняем общее передаточное число привода:

Определяем максимально допустимое отклонение частоты вращения приводного вала:

Дn_{рм =} n_рмд/100= 37,5^.7/100=2,62 об/мин.,

где ддопускаемое отклонение скорости приводного вала рабочей машины.

Определяем допускаемую частоту вращения приводного вала, приняв Дn_рм = -0,7 об/мин:

[n_рм]= n_рм⁺- Дn_рм=37,5−0,7=36,8 об/мин.

Фактическое передаточное число привода u_ф:

u_ф= n_ном/[n_рм]=920/36,8=25

Передаточные числа закрытой и открытой передач:

u_оп= u_ф/u_зп=25/10=2,5

Таблица 2.1. Силовые и кинематические параметры привода

3. Выбор материала червячной передачи Выбираем материал для червяка и червячного колеса: сталь 40Х; улучшение; твердость 269…302НВ; у_в =900 Н/мм²; у_т =750 Н/мм²; у_-1 =410 Н/мм²; D_пред= 125 мм.

Выбираем материал для зубчатых венцов червячных колес:

v_s=4,3^. щ₂ ^.u_зп/10^{3 .} 4,3^.3,85^.10³/10^3. =0,94 м/с Материал для червячного колеса СЧ18, способ отливки в землю у_ви = 355 Н/мм². Определяем допускаемые контактные [у]_H, Н/мм², и изгибные [у]_F, Н/мм² напряжения:

[у]_H =175−35^.v_s=175−35^. 0,94=142,1 Н/мм²

[у]_F =0,075 ^. у_ви ^. К_FL=0.075^. 355^.0.656=17.46 Н/мм²

К_FL=

N=573^. щ₂ ^.L_h=573^.3,85 ^.20^.10³=44,121^.10⁶

число циклов переменных напряжений за весь срок службы (наработка);

Таблица 3.1. Механические характеристики материалов червячной передачи

4. Расчет закрытой червячной передачи Проектный расчет Определяем главный параметр — межосевое расстояние а_w :

а_w = мм Определяем число витков червяка:

z₂ = z₁^.u_зп=4^.10=40

Определяем модуль зацепления m = (1,5…1,7)а_w/z₂=(1,5…1,7)125/40=5 мм, Коэффициент диаметра червяка: q=(0,212…0,25)z₂=(0.212…0.25)40=10

Коэффициент смещения инструмента х=(а_w/m)-0,5(q+z₂)=(125/5)-0.5(10+40)=0

Определяем фактическое передаточное число u_ф и определяем его отклонение Дu от заданного u: u_ф = z₂/ z₁ = 40/4 = 10;

Дu = 0%? 4%

Определяем фактическое межосевое расстояние:

a_w = 0,5m (q+z₂+2x) = 0.5^.5(10+40)=125 мм.

Основные геометрические размеры передачи, мм:

а) Основные размеры червяка:

Делительный диаметр d₁=qm=10*5=50

Начальный диаметр d_w2=m (q+2x)=5(10)=50

Диаметр вершин витков d_a1=d₁+2m=50+2*5=60

Диаметр впадин витков d_f1=d₁-2.4m=50−2.4*5=38

Делительный угол подъема линии витков

Длина нарезаемой части при х = 0; c = 0

б) Основные геометрические размеры червячного колеса:

— делительный диаметр:

— диаметр вершин:

— диаметр впадин:

— начальный диаметр:

— наибольший диаметр: ,

— ширина венца: b₂ = 0.315 a_w = 0.315*125=40 (при z₁ = 4),

— радиусы закруглений зубьев:

R_f = 0,5d₁ + 1,2m = 0,5•50 + 1,2•5 = 31 мм;

R_a = 0,5d₁ - m = 0,5•50 — 5 = 20 мм;

— условный угол обхвата червяка венцом колеса Проверочный расчет Проверяем КПД:

v_s=u_ф^. щ₂ ^.d₁/2cos10³

Проверяем контактные напряжения у_н:

у_н = Н/мм²

F_t2 = = 1870 H

Перегрузка 1%

при v₂=0.385? 3 м/с К=1

Допускается перегрузка до 5%

Проверяем напряжение изгиба зубьев колеса у_F, Н/мм² :

у_F= 0,7*Y_F2· ·К=0,7·1,45·1 = 9,5

Y_F2= 1,45;

z_х2 = z₂/cos³= 40/0,8=50;

у_F = 9,5 Н/мм²? [у]_F = 17,46 Н/мм²;

Таблица 4.2. Параметры червячной передачи

5. Расчет поликлиноременной передачи Проектный расчет В зависимости от мощности, передаваемой ведущим шкивом Р₁=1,1 кВт и частоте вращения n₁ = 920 об/мин, выбираем поликлиновый ремень нормального сечения К. Минимально допустимый диаметр ведущего шкива d_1min = 40 мм. В целях повышения срока службы ремня принимаем из стандартного ряда d₁ = 80 мм.

Определяем диаметр ведомого шкива d₂:

d₂ = d₁· u·(1 — е) = 80· 2,5·(1 — 0,01) = 198 мм.

Принимаем стандартное значение d₂ = 200 мм.

Определяем фактическое передаточное число u_ф и определяем его отклонение Дu от заданного u:

u_ф = = 2,5;

Дu = 0? 3%

Определяем ориентировочное межосевое расстояние а:

а? 0,55(d₁ + d₂) + Н = 0,55· (80 + 200) + 4 = 158 (мм),

где Н = 4 мм — высота сечения поликлинового ремня.

Определяем расчетную длину ремня l:

l = 2a + = 778 мм;

Принимаем стандартную длину l = 800 мм.

Уточняем межосевое расстояние по стандартной длине а:

а = {2· 800 — 3,14(200 + 80) + } = 197 мм.

Определяем угол обхвата ремнем ведущего шкива б₁:

б₁= 180⁰ — 57⁰= 145⁰? 120⁰.

Определяем скорость ремня: х = = 3,85 м/с? [х] = 40 м/с. Определяем частоту пробегов ремня: U = 1000· х/l = 1000· 3,85/800 = 4,8 с^-1

U = 4,8 с^-1? [U] = 30 с^-1.

Определяем допускаемую мощность, передаваемую одним поликлиновым ремнем с десятью клиньями [Р_п]. Принимаем [Р₀] = 1,3 кВт; С_р=0,8; С_б =0,9; С_l=1;

[Р_п] = [Р₀]С_рС_бС_l = 1,3· 0,8·0,9·1 = 0,936 кВт.

Определяем число клиньев поликлинового ремня z:

z = 10Р_ном/[Р_п] = 10· 1,1/0,936 = 11,75; принимаем z = 12.

Определяем силу предварительного натяжения F₀ поликлинового ремня:

F₀ = = 337,5 Н.

Определяем окружную силу F_t, передаваемую поликлиновым ремнем:

F_t = = 285 Н.

Определяем силы натяжения ведущей F₁ и ведомой F₂ ветвей:

F₁ = = 337,5 + = 480 Н; F₂ = = 337,5 — = 194 Н.

Определяем силу давления на вал F_оп для поликлинового ремня:

F_оп = 2 F₀sin б₁/2 = 2· 337,5·sin 145/2 = 641 Н.

Проверочный расчет Проверяем прочность поликлинового ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви у_max:

у_max= у_l + у_и + у_х = 4,42 + 4 + 0,0029 = 8,42 (Н/мм²)? [у]_р = 10 Н/мм².

у_l = = 4,42 Н/мм²; у_и = Е_и= 4 Н/мм²;

у_х = сх²· 10^-6 = 1250· 3,85²·10^-6 = 0,0029 Н/мм².

Таблица 5.1. Параметры поликлиноременной передачи

6. Нагрузки валов редуктора Таблица 6.1. Определение сил в зацеплении закрытой передачи

F_t1 = = 898 H; F_t2== = 1870 H;

F_r1 = F_r2 = 680 Н; F_r2 = F_t2tg б = 1870tg 20 = 680 Н;

F_a1 = F_t2= 1870 H; F_a2 = F_t1 = 898 H.

Таблица 6.2. Консольные силы

F_оп = 2F₀sinб₁/2 = 2· 337.5·sin 145/2 = 641 Н;

F_м = 250= 3418 Н

7. Разработка чертежа общего вида редуктора Определяем размеры ступеней редуктора.

Тихоходный вал:

36 мм, Согласовываем d₁ с диаметром муфты упругой с торообразной оболочкой, для этого определяем расчетный момент, передаваемый муфтой:

Т_м = 200 Н•м.

l_м = 60 мм — длина полумуфты;

d₂ = d₁ + 2•t = 36 + 2•2,5 = 40 мм;

l₂? 1,25d₂ = 1,25•40? 50 мм;

d₃ = d₂ + 3,2· r = 40 + 3,2•2,5 = 48 мм,

l₃ — определяется графически;

d₄ = d₂ = 40 мм.

l₄ = Т + с = 25,5 + 20 = 45 мм.

Назначаем предварительно подшипники роликовые конические однорядные средней серии по d = 36 мм подшипник № 7308.

Подшипник 7308 ГОСТ 27 365–87

Размеры: d = 40 мм, D = 90 мм, Т = 25,5 мм, b = 23, с =20 мм Грузоподъемность: С_r = 61 кН, С_r0 = 46 кН Факторы риска: e = 0.28 Y = 2.16 Y₀=1,19

Принимаем:

l_ст= (1,1…1,5)d = (1,1…1,5)· 48 = 70 мм — длина ступицы колеса:

Принимаем d_ст= (1,55…1,6)d =(1,55…1,6)48 = 75 мм.

Быстроходный вал:

d₁ = = 22.39 мм;

Принимаем d₁ = 22 (мм);

l₁ = (1,2…1,5) d₁ = (1,2…1,5) 22 = 28 мм;

d₂ = d₁ + 2· t = 22 + 2· 2 = 26 мм,

l₂? 2 d₂ = 2· 30? 60 мм;

d₃ = d₂ + 3,2· r = 30 + 3,2· 1.6 = 35 мм, принимаем d₃ = 30 мм;

l₃ — определяется графически;

d₄ = d₂ = 26 мм;

l₄ = Т + с = 21 + 17 = 38 мм.

Назначаем предварительно подшипники роликовые конические однорядные средней серии по d = 26 мм подшипник № 7306.

Подшипник 7306 ГОСТ 27 365–87

Размеры: d = 30 мм, D = 72 мм, Т = 21 мм, b = 19, с =17 мм Грузоподъемность: С_r = 40 кН, С_r0 = 29,9 кН Факторы риска: e = 0.34 Y = 1.78 Y₀=0.98

l_т = 105 мм;

l_Б = 190 мм;

l_ОП = 61 мм;

l_м = 79 мм;

Таблица 7.1. Материалы валов. Размеры ступеней. Подшипники

8. Определение реакций в опорах подшипников Быстроходный вал.

Дано: F_t1 = 898 H; F_r1 = 680 H; F_a1 = 1870 H; F_оп = 641 H;

d₁ = 0,05 м; l_оп = 0,061 м; l_Б = 0,19 м

1. Вертикальная плоскость а. определяем опорные реакции:

; ;

= 380,26Н.

; ;

=

= 940,74 Н.

Проверка: — F_ОП + R_ВZ — F_r + R_AZ = -641+940.74−680+380.26 = 0

б. строим эпюру изгибающих моментов относительно оси X (рис.1) в характерных сечениях 1…4:

— 39.1 Н· м;

Н· м;

— 10.6 Н· м.

2. Горизонтальная плоскость а. определяем опорные реакции: R_BX = R_AX = 449 Н б. строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Z (рис.1) в характерных сечениях 1…3:

— 42.6 Н· м;

3. Строим эпюру крутящих моментов (рис. 1):

= 11.2 Н· м.

4. Определяем суммарные радиальные реакции:

= 588.386 Н;

= 1042.3975 Н.

5. Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях:

= 55.896 Н· м; -39.1 Н· м.

Тихоходный вал.

Дано: F_t2 = 1870 H; F_r2 = 680 H; F_a2 = 898 H; F_м = 3418 H;

d₂ = 0,2 м; l_м = 0,079 м; l_Т = 0,105 м.

1.Вертикальная плоскость а. определяем опорные реакции:

; =0;

= -515 Н;

; ;

= 1195 Н;

Проверка:

; R_DZ — F_r2 + R_CZ = -515−680+1195 = 0

б. строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y (рис 2) в характерных сечениях 1…4:

М_Y1 = 0; М_Y3 = 63 Н· м; М_Y2 = 0;

— 27 Н· м. М_Y4 = 0

2. Горизонтальная плоскость а. определяем опорные реакции:

; ;

= -5054.6 Н;

; ;

3506.6 Н.

Проверка:

;

б. строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Z (рис 2) в характерных сечениях 1…4:

М_Z1 = 0; М_Z3 = 184.1 Н· м; М_Z4 = 0;

М_Z2 = F_M*l_M=3418*0.079=270 Н· м

3. Строим эпюру крутящих моментов (рис 2)

= 187 Н· м.

4. Определяем суммарные радиальные реакции:

= 3544 Н;

= 5194 Н.

5. Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях:

= 194.58 Н· м; М₂ = М_Z2 = 270 Н· м.

9. Проверочный расчет подшипников Проверяем пригодность подшипников 7306 быстроходного вала. Осевая сила в зацеплении F_а = 1870 Н. Реакции в подшипниках R₁ = 588.4 H; R₂ = 1042.4 H. Характеристика подшипников: С_r = 40 000 Н; С_0r = 29 900 Н, Х = 0,4; V = 1; К_Т = 1; а₁ = 1; а₂₃ = 0,7; К_б = 1. Требуемая долговечность подшипников L_h = 19 856 часов. Подшипники установлены по схеме враспор.

R_S1=0.83*e*R_r1=0.83*0.34*588.4=166 H

R_S2=0.83*e*R_r2=0.83*0.34*1042.4=294 H

R_S1< R_S2

F_A> R_S2— R_S1

R_A1=R_S1=166 H

R_A2=R_A1+F_A=166+1870=2036 H

Определяем отношения:

=0,282 < e

=1.953 > e

R_Е1 = V•R_r1•К•К_т = 1•588.4•1.3•1 = 764.92 Н.

R_Е2 = (XV•R_r2+Y R_A2)К•К_т = (0.4*1*1042.4+1.78*2036)*1.3*1 = 5253.35 Н.

C_rp = =36 334 Н. < С_r

L_10h = a₁a₂₃27 352 ч > L_h ;

подшипник пригоден.

Проверяем пригодность подшипников 7308 тихоходного вала.. Осевая сила в зацеплении F_а = 1870 Н. Реакции в подшипниках R₁ = 5194 H; R₂ = 3544 H. Характеристика подшипников: С_r = 61 000 Н; С_0r = 46 000 Н, Х = 0,4; V = 1; К_Т = 1; а₁ = 1; а₂₃ = 0,7; К_б = 1. Требуемая долговечность подшипников L_h = 19 856 часов. Подшипники установлены по схеме враспор.

R_S1=0.83*e*R_r1=0.83*0.28*5194=1207 H

R_S2=0.83*e*R_r2=0.83*0.28*3544=823.6 H

R_S1 > R_S2

F_A> 0

R_A1=R_S1=1207 H

R_A2=R_A1+F_A=1207+898=2105 H

Определяем отношения:

=0,232 < e

=0.594 > e

R_Е1 = V•R_r1•К•К_т = 1•5194•1.3•1 = 6752.2 Н.

R_Е2 = (XV•R_r2+Y R_A2)К•К_т = (0.4*1*3544+2.16*2105)*1.3*1 = 7753.7 Н.

C_rp = =26 858 Н. < С_r

L_10h = a₁a₂₃304 889 ч > L_h ;

подшипник пригоден.

Таблица 9.1. Основные размеры и эксплуатационные характеристики подшипников

10. Проверочные расчеты Проверочный расчет шпонок.

_см =? []_см,

где F_t — окружная сила, Н;

А_см = (0,94h — t₁)l_p — площадь смятия, мм²,

l_p = (l — b) — рабочая длина шпонки.

Быстроходный вал:

шпонка под шкивом поликлиноременной передачи 8×7×30, t₁ = 4 мм.

l_p = (30 — 8) = 22 мм; А_см = (0,94h — t₁)l_p = (0,94•7 — 4)•22 = 56,76 мм;

_см = = 35.95 Н/мм²? []_см

Тихоходный вал:

шпонка под муфтой 10×8×45, t₁ = 5 мм.

l_p = (45 — 10) = 35 мм; А_см = (0,94h — t₁)l_p = (0,94•8 — 5)•35 = 88.2 мм;

_см = = 117.78 Н/мм²? []_см

Тихоходный вал:

шпонка под колесом 14×9×60, t₁ = 5,5 мм.

l_p = (60 — 14) = 46 мм; А_см = (0,94h — t₁)l_p = (0,94•9 — 5,5)•46 = 136,16 мм;

_см = = 57,22 Н/мм²? []_см

Таблица 10.1. Результаты проверочных расчетов

11. Тепловой расчет червячного редуктора

t_м=

Температура воздуха вне корпуса редуктора t_В= 20

К_t= 9…17 Вт/(м²*град)-коэффициент теплопередачи, А — площадь теплоотдающей поверхности корпуса, м²=0,36

t_м? [t]_M=80…95

12. Расчет технического уровня редуктора а. Определяем массу редуктора:

m = цсd_1*10^-9=7.6· 7,4·10³·1 570 000·10^-9 = 88.3 кг, где ц = 7.6, — коэффициент заполнения;

V = L x B x H = 310· 105·255 = 8 300 250 мм³;

с = 7,4· 10³ кг/м³ — плотность чугуна.

б. Определяем критерий технического уровня:

г = m/Т₂ = 88,3/187 = 0,47 кг/Н· м Таблица 12.1. Технический уровень редуктора

1. Шейнблит А. Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для техникумов. — М.: Высш. Шк., 1991. — 432 с.: ил.

2. Куклин Н. Г., Куклина Г. С., Житков В. К. Детали машин: Учебник для техникумов — М.:Илекса, 1999. 392 с.:ил.