Проектирование и исследование механизмов

В данной курсовой работе необходимо спроектировать привод скребкового конвейера сроком службы 6 года. Для этого необходимо провести расчеты вала-шестерни, ведомого вала, зубчатого колеса и корпуса редуктора, сделать подбор шпонок, подшипников качения, проверить долговечность подшипников, определить расстояние между линиями действия сил зацепления и реакции опор, а также определить скорости и ускорения отдельных деталей привода.

1. Выбор электродвигателя. Кинематический расчет привода

Двигатель является одним из основных элементов машинного агрегата. От типа двигателя, его мощности, частоты вращения и других параметров зависят конструктивные и эксплуатационные характеристики рабочей машины и её привода. Электродвигатель выбирают после определения его мощности и частоты вращения вала.

Потребляемая мощность привода:

Общий КПД привода определяют как произведение частных значений КПД отдельных составляющих элементов:

где iчисло пар подшипников качения; i=2

Из табл. 1.1:

КПД ременной передачи

КПД пары цилиндрических зубчатых колес

КПД муфты

КПД одной пары подшипников качения (опоры барабана)

Общий КПД привода:

Требуемая мощность электродвигателя:

Диаметр звёздочки:

Частота вращения приводного вала:

Определяем общее передаточное число привода:

Частота вращения вала электродвигателя:

Полученное значение должно находиться в интервале:

Электродвигатель АИР 112МВ6/950

ТУ 16−525.564−84

Мощность двигателя ,

Синхронная частота вращения

Кинематические расчеты

Определяем фактическое передаточное отношение:

На схеме одноступенчатый цилиндрический косозубый редуктор, поэтому

Уточняем передаточное число ременной передачи:

Частота вращения ведущего вала редуктора:

Частота вращения ведомого вала:

Определение моментов и скоростей на валах редуктора

Угловые скорости ведущего и ведомого валов:

Вращающий момент на приводном валу барабана ленточного транспортера:

Вращающий момент на ведомом валу редуктора:

Вращающий момент на ведущем валу редуктора:

Таблица 1.3.1 — Результаты кинематического расчета привода

2. Расчет зубчатых колес редуктора

Расчёты на прочность металлических цилиндрических эвольвентных зубчатых передач внешнего зацепления с модулем от 1 мм и выше регламентированы ГОСТ 21 354–87.

Из двух зубчатых колёс находящихся в зацеплении, меньшее называется шестернёй (ведущее звено, индекс «1»), большее — колесом (ведомое звено, индекс «2»).

2.1 Выбор материалов и термической обработки

Материалы для изготовления зубчатых колёс подбирают по таблице.

Передачи со стальными зубчатыми колёсами имеют минимальную массу и габариты, тем меньше, чем выше твердость рабочих поверхностей зубьев, которая, в свою очередь зависит от марки стали и от варианта термической обработки (ТО). Чем выше твердость рабочей поверхности зубьев, тем выше допускаемые напряжения и тем меньше размеры передачи.

Твёрдость — сопротивление материала местной пластической деформации, возникающей при внедрении в него более твёрдого тела — наконечника (индентора). Для равномерного изнашивания зубьев колёс и лучшей их прирабатываемости друг к другу, твёрдость шестерни назначают больше твёрдости колеса на 20…50 единиц.

Для шестерни и колеса выбираем сталь 40Х, термообработку — улучшение и закалка ТВЧ.

По табл. 2.1 выбираем твердость зубьев на поверхности по Роквеллу — 48…53HRC. Соотношение единиц твердости по Роквеллу (HRC) и единиц твердости по Бринеллю (НВ) принимаем по табл. 2.2.

Твердость шестерни HRC153(HB1522), твердость колеса HRC248(HB2460).

2.2 Определение допускаемых напряжений

Средняя твердость рабочих поверхностей зубьев:

Базовые числа циклов нагружений:

· при расчете на контактную прочность

· при расчете на изгиб

Время работы передачи в часах

Действительные числа циклов перемены напряжений

· для шестерни

· для колеса

Коэффициент долговечности при расчете по контактным напряжениям для шестерни:

Т.к., то принимаем

Для колеса:

Т.к., то принимаем

Коэффициент долговечности при расчете на изгиб для шестерни:

Т.к., то принимаем

Для колеса:

Т.к., то принимаем

По табл. 2.3 рассчитываем предел контактной выносливости зубьев

Предел выносливости зубьев при изгибе:

Определяем допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса:

Допускаемые напряжения изгиба для шестерни и колеса:

Допускаемое рабочее контактное напряжение косозубых колес:

Допускаемое рабочее напряжение изгиба для косозубых колес:

2.3 Расчет зубчатой передачи

Определяем предварительное значение межосевого расстояния:

Коэффициент ширины зубчатого колеса при симметричном расположении опор:

Определяем коэффициент ширины в долях диаметра:

По табл. 2.4

Рассчитываем коэффициент неравномерности распределения нагрузки:

мм

По таблице из стандартного ряда межосевых расстояний округляем до ближайшего значения в большую сторону по ГОСТ 2185–66 (в мм): 40,50,63,71,80,90,100,112,125,160,200,250,280,315.

После округления принимаем

Предварительные основные размеры колес.

Нормальный модуль зацепления принимают по следующей рекомендации:

при твердости поверхности зубьев колес

при твердости (как в нашем случае):

Модуль принимаем из ряда стандартных значений (ГОСТ 9563−80):

1-й ряд (предпочтительный): 1,0;1,25;1,5;2,0;3,0;4,0;5,0;6,0;8,0;10,0.

2-q ряд: 1,125;1,375;1,75;2,25;2,75;3,5;4,5;5,5;7,0;9,0.

Принимаем стандартный мм.

Предварительно принимаем угол наклона зубьев колес:

Количество зубьев на шестерни:

Для немодифицированного зубчатого зацепления число зубьев шестерни должно быть не меньше 17.

Т.к. в нашем случае, то уменьшаем величину модуля.

Принимаем модуль передачи .

Вновь определяем число зубьев шестерни:

Округляем в ближайшую сторону до целого и окончательно принимаем .

Число зубьев колеса:

После округления принимаем

Уточняем угол наклона зуба:

Рассчитываем делительные диаметры шестерни и колеса

Диаметры вершин зубьев

Диаметры впадин зубьев

Ширина колеса:

По табл. 2.5 принимаем .

Ширина шестерни:

Окружная скорость шестерни и колес

2.4 Определение сил в зацеплениях

Рис. 2.4.1 — Схема действия сил и моментов в цилиндрической косозубой передаче

Найдем окружную силу:

Определяем радиальную силу:

Определяем осевую силу:

2.5 Проверочный расчет передачи

2.5.1 Проверка зубьев передач по контактным напряжениям

Расчетное контактное напряжение:

Для косозубых колес:

[2.5.2]

Для косозубых и шевронных колес при твердости зубьев >350 HB:

Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий определяем по табл. 2.8.

Принимаем

Определяем расчетное контактное напряжение

Проверим условие прочности:

2.5.2 Проверка зубьев передач по напряжениям изгиба

Расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса:

Для косозубых колес принимаем коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями:

при степени точности, равной 9 по табл. 2.7.

Коэффициент, учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку, для косозубых колес при твердости >350 HB:

Определяем коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий:

Определяем коэффициент, учитывающий наклон зуба:

Определяем приведенное число зубьев колеса:

[2.5.8]

По табл. 2.10 коэффициент формы зуба

Расчетное напряжение изгиба в зубьях шестерни:

Приведенное число зубьев шестерни:

По табл.

Т.к. соблюдаются требования:

то условие прочности по изгибающим напряжениям выполнено.

3. Эскизное проектирование редуктора

3.1 Предварительный расчет валов

Основными материалами для валов и осей служат углеродистые и легированные стали. Для осей и валов, диаметры которых определяются, в основном, жесткостью, применяют углеродистые конструкционные стали Ст4, Ст5 без термообработки. В ответственных и тяжело нагруженных конструкциях, когда основным критерием является прочность, используют термически обрабатываемых среднеуглеродистые и легированные стали 40, 45, 40Х, 40ХН и др.

Для компенсации изгибающих напряжений и других неучтенных факторов, принимают значительно пониженные значения допускаемых напряжений кручения, например МПа. Меньшие значения допускаемых напряжений кручения принимают для быстроходных валов, большие значения — для тихоходных валов.

Определяем диаметр ведущего вала:

Принимаем по табл. 2.5 стандартное значение диаметра вала:

Определяем диаметр ведомого вала:

Принимаем по табл. 2.5:

подшипник скребковый конвейер комбайн

3.2 Выбор подшипников

Посадочные диаметры под подшипники ведущего и ведомого валов:

Посадочный диаметр под зубчатое колесо:

По посадочным диаметрам и выбираем из табл. 3.1 радиальные шариковые подшипники.

Рис. 3.2.1 — Подшипник шариковый радиальный

Таблица 3.2.1 — Основные параметры выбранных подшипников

4. Конструктивные размеры вала-шестерни, ведомого вала и зубчатого колеса

Цилиндрическая поверхность выходного конца вала является посадочной поверхностью под полумуфту

Для ведущего вала (для) по табл. 4.1:

Определяем диаметр буртика под подшипник:

Принимаем

Для ведомого вала (для) по табл. 4.1:

Определяем посадочный диаметр под колесо:

Принимаем

Определяем диаметр буртика под подшипник:

Принимаем

Зазор между поверхностями вращающихся деталей редуктора и внутренними поверхностями стенок его корпуса:

Расстояние между внешними поверхностями деталей передач:

Принимаем и

Расстояние между торцами подшипников вала-шестерни:

Длина ступени вала-шестерни под уплотнение крышки с отверстием и подшипника:

Длину выходного конца вала-шестерни под шкив ременной передачи выбираем по диаметру из табл. 4.1: принимаем

Длина выходного конца ведомого вала под полумуфту выбираем по табл. 9.2:

Определяем длину шпоночного паза на выходном участке вала-шестерни:

Длина шпоночного паза на выходном конце ведомого вала

Диаметр ступицы колеса:

Принимаем

Длину ступицы колеса принимаем равной ширине колеса:

Толщина обода:

Принимаем

Толщина диска зубчатого колеса:

Принимаем

Длину посадочной поверхности под зубчатое колесо на ведомом валу назначаем на (2…3) мм меньше .

Принимаем.

5. Основные конструктивные размеры корпуса редуктора

Корпус редуктора предназначен для размещения и координации, организации системы смазки деталей зубчатых передач и защиты их от загрязнения. Корпусом воспринимаются силы, возникающие в зубчатом зацеплении, реакции опор.

Толщину стенки редуктора назначают равной 6 мм и более, согласно требованиям технологии литья и условиям необходимой прочности и жесткости. Определяем толщину стенки корпуса редуктора:

Принимаем

Диаметр винтов крепления крышки редуктора к основанию корпуса:

Принимаем (т.е. с резьбой М10).

Диаметр винтов крепления редуктора к фундаменту (или раме):

Принимаем

Длина фланца корпуса редуктора:

Ширина фланца корпуса редуктора

Принимаем

Расстояние между дном корпуса редуктора и нижней точкой поверхности колеса:

6. Проверка долговечности подшипников

Пригодность подшипника определяют сопоставлением долговечности в часах соответствующего выбранного подшипника с заданным сроком службы (в часах) всего редуктора, т. е. подшипник считают годным, если выполняется условие:

6.1 Определение расстояний между линиями действия сил в зацеплении и реакций опор

Радиальную реакцию подшипника считают приложенной к оси вала в точке пересечения с ней нормали, проведенной через середину контактной площадки. Для радиальных подшипников эта точка расположена на середине ширины подшипника

При установке радиальных подшипников расстояние от плоскости приложения сил в зацеплении до точки приложения радиальной реакции в опоре определяется по формуле:

· на ведущем валу

· на ведомом валу

6.2 Определение реакций опор

Рис. 6.2.1 — Расчетные схемы ведущего и ведомого валов

Быстроходный вал:

В плоскости YOZ:

Проверка:

В плоскости XOZ:

Проверка:

Результирующие реакции в опорах 1 и 2 определяем по теореме Пифагора (см. рис. 4.4):

Тихоходный вал:

Плоскость YOZ:

Проверка

Плоскость XOZ:

Проверка:

Результирующие реакции в опорах 3 и 4:

6.3 Определение суммарных реакций

На выходные концы валов действуют консольные нагрузки со стороны ременных, цепных передач, соединительных муфт и т. д.

Рис. 6.3.1 — Схема к определению реакций, возникающих в опорах ведущего вала от консольной силы

На выходной конец ведомого вала со стороны зубчатой муфты действует изгибающий момент:

Реакции опор 3 и 4 от момента :

Рис. 6.3.2 — Схемы к определению полных реакций в каждой опоре ведущего вала

Суммарные реакции опор ведущего вала:

Суммарные реакции опор ведомого вала:

6.4 Определение долговечности подшипников

Ведущий вал

Проверяем подшипник шариковый 309, с динамической грузоподъёмностью С=52,7 кН; и статической

Определяем отношение:

По табл. 7.1 этому отношению соответствует .

Отношение:

По этому эквивалентная нагрузка определяется по формуле:

Долговечность в млн. об:

Долговечность в часах:

Что больше срока службы всего редуктора .

Т.е. подшипник 309 пригоден для ведущего вала.

Ведомый вал

Наиболее нагружена опора 4.

Внешняя осевая сила: .

Радиальная нагрузка: .

Определяем отношение:

Эквивалентная нагрузка:

Долговечность в млн. об:

Долговечность в часах:

что больше срока службы всего редуктора ч.

Т.е. подшипник 310 пригоден для ведомого вала.

7. Проверка прочности шпоночных соединений

Шпоночное соединение образуют вал, шпонка и ступица насаженной на вал детали (зубчатого колеса, шкива, звездочки и т. п.). Предназначено для передачи вращающего момента между валом и ступицей.

Рис. 7.1 — Шпоночные соединения с призматическими шпонками

Напряжение смятия и условие прочности определяют по формуле:

При стальной ступице допускаемые напряжения смятия принимают в интервале:

Шпонка на ведущем валу () по табл. 8.1:

Напряжение смятия шпоночного соединения «быстроходный вал-ведущий шкив»:

Условие прочности выполнено.

Шпонка ():

Напряжение смятия шпоночного соединения «тихоходный вал-зубчатая муфта»:

Условие прочности выполнено.

Шпонка ():

Напряжение смятия шпоночного соединения «тихоходный вал-зубчатое колесо»:

Условие прочности выполнено.

8. Выбор муфт

Муфтами приводов называют устройства, соединяющие валы совместно работающих агрегатов и передающие вращающий момент.

Муфты выбирают по большему диаметру концов соединяемых валов и номинальному моменту, передаваемому муфтой. На выходном конце ведущего вала редуктора устанавливают большой шкив ременной передачи.

На выходном конце ведомого вала устанавливают муфту зубчатую (ГОСТ 5006−83) (табл. 9.2):

Рис. 8.1 Муфта зубчатая

9. Выбор посадок основных соединений

Посадка — характер соединения двух деталей, определяемый величиной получающихся в нём зазоров или натягов.

Различают посадки трёх типов: с зазором, с натягом и переходные. При передаче вращающего момента шпоночным соединением, применение посадок колеса на вал с зазором недопустимо, а посадок переходных — крайне нежелательно, так как происходит обкатывание со скольжением поверхностей вала и отверстия колеса, которое приводит к износу. Поэтому на посадочных поверхностях вала и отверстия колеса следует создавать натяг.

Поле допуска вала под внутренним кольцом подшипника — k6.

Поле допуска вала под резиновыми манжетами (уплотнениями) — h11.

Поле допуска вала корпуса редуктора под внешним кольцом подшипника — Н7.

Посадка крышка подшипника — корпус редуктора — Н7/h8.

Посадка зубчатое колесо — вал — Н7/s6.

Посадка стакан — корпус редуктора — Н7/h8.

Посадка дистанционная втулка — вал — D9/k6.

Посадка полумуфта — конец вала — Н7/p6.

Посадка боковая поверхность шпонки — вал — Р9/h9.

10 Выбор смазочного материала

Для уменьшения потерь мощности на трение и снижения интенсивности износа трущихся поверхностей, а также для предохранения их от заедания, задиров, коррозии и лучшего отвода теплоты трущиеся поверхности деталей должны иметь надежную смазку.

Для смазки зубчатых передач применяют картерную систему смазки.

Рекомендуемая вязкость масла для зубчатых колес при 50? С 60· 10−6 м2/с (по табл. 8.1), сорт масла по табл. 8.3 — Индустриальное И-70 А.

Подшипники смазывают тем же маслом, что и детали передач.

Предельно допустимые уровни погружения колес цилиндрического редуктора в масляную ванну:

Заключение

По данным задания на курсовую работу был спроектирован привод скребкового конвейера для транспортировки породы и для опоры перемещения комбайна, представляющий собой электродвигатель, одноступенчатый цилиндрический косозубый редуктор.

В процессе проектирования подобран электродвигатель АИР 112МВ6/950, произведен расчет зубчатых колес редуктора, для этого выбраны материалы для изготовления зубчатых колес и термической обработки, определены допускаемые напряжения, также сделаны расчеты зубчатой передачи и сил зацепления, проверены зубья по контактному напряжению и по напряжению изгиба. В данной работе произведен расчет валов, выбраны подшипники, муфты, посадки основных соединений, смазочный материал, рассчитаны основные конструктивные размеры вала-шестерни, ведомого вала, зубчатого колеса и корпуса редуктора, также проверены долговечности подшипников, прочности шпоночных соединений и определены расстояния между линиями действий сил зацепления и реакции опор.

1. Дунаев П. Ф., Леликов О. П. Детали машин. Курсовое проектирование: Учеб. пособие для машиностроит. спец. техникумов. — М.: Высш. шк., 1984. — 336 с., ил.

2. А. Е. Шейнблит «Курсовое проектирование деталей машин», Москва, «Высшая школа», 1991 г.

3. Методические указания по курсовому проектированию. Магнитогорск, 2003.

4. В. С. Блинов, Л. С. Белевский, Е. Е, Блинов «Методическое указание: Руководство по курсовому проектированию деталей машин», Магнитогорск, 2005 г.

.ur