Проектирование приводной станции к передвижному вибратору для снятия фруктов путем встряхивания

Реферат

Пояснительной записки к курсовому проекту по предмету «Детали машин» студента 4-ого курса 24 мпт группы агромеханического факультета Жданко Дмитрия Анатольевича. Пояснительная записка состоит из 58страниц, том числе 5рисунков и 3 чертежей формата А1 и 3 чертежа формата А3.

Перечень ключевых слов: сборная единица, приводная станция, редуктор, надёжность, долговечность, передача, вал, двигатель, подшипник, соединение, посадка, шероховатость, точность.

Представлены:

описание технического задания на проектирование;

энергетический расчет технологического процесса;

кинематический и энергетический расчет приводной

станции;

расчет механических передач, валов, элементов корпуса.

выбор подшипников качения, смазки, посадок, отклонения

формы и расположения, шероховатость поверхностей.

• Реферат
• Введение
• 1. Кинематический и энергетический расчеты приводной станции
• 1.1 Определяем потребную мощность электродвигателя
• 1.2 Определяем частоту вращения электродвигателя
• 1.3 Определяем и рассчитываем частоту вращения редуктора
• 1.4 Определяем мощность на валах привода
• 1.5 Угловые скорости валов привода
• 1.6 Крутящие моменты на валах привода
• 1.7 Производим ориентировочный расчет валов редуктора
• 2. Расчет ременной передачи
• 2.1 Определяем геометрические размеры передачи, согласовывая их со стандартами
• 2.2 Определяем угол обхвата малого шкива
• 2.3 Определяем скорость ремня
• 2.4 Определяем допускаемую мощность, передаваемую одним клиновым ремнем
• 2.5 Определяем силу предварительного натяжения
• 2.6 Определяем окружную силу, передаваемую комплектом клиновых ремней
• 2.7 Определяем силы натяжения ведущей и ведомой ветвей
• 2.8 Определяем силу давления на вал
• 2.9 Расчет прочности
• 2.10 Проверяем условную долговечность ремней
• 2.11 Определяем нагрузку на вал и действительное передаточное число ременной передачи
• 3. Расчет цилиндрической передачи
• 4. Расчет конической передачи
• 4.1 Пояснения к расчетным данным конической передачи
• 5. Конструктивные размеры корпуса и крышек
• 5.1 Толщина стенки редуктора (т.11.1 с. 44 [1])
• 5.2 Толщина верхнего и нижнего фланцев корпуса (т.11.1 с. 44 [1])
• 5.3 Толщина нижнего пояса корпуса (т.11.1 с. 44 [1])
• 5.4 Толщина ребер корпуса (т.11.1 с. 44 [1])
• 5.5 Диаметр фундаментных болтов (т.11.1 с. 44 [1])
• 5.6 Диаметры болтов крепления крышки (т.11.1 с. 44 [1])
• 5.7 Ширина нижнего пояса основания корпуса (т.11.1 с. 44 [1])
• 5.9 Диаметр штифта (т.11.1 с. 44 [1])
• 5.10 Длина штифта (т.11.1 с. 44 [1])
• 5.11 Размеры проушины для подъема редуктора (т.11.1 с. 44 [1])
• 5.12 Конструктивные размеры крышки подшипника ведущего вала
• 5.13 Конструктивные размеры крышки подшипника промежуточного вала
• 5.14 Конструктивные размеры крышки подшипника ведомого вала
• 5.15 Конструктивные размеры стакана ведущего вала
• 6. Первый этап эскизной компоновки двигателя
• 6.1 Определение геометрических параметров ступеней валов
• 6.1.1 Ведомый вал
• 6.1.2 Промежуточный вал
• 6.1.3 Ведомый вал
• 6.2 Выбор подшипников
• 7. Компоновка редуктора
• 8. Второй этап эскизной компоновки
• 9. Проверочный расчет шпонок
• 10. Уточненный расчет валов
• 11. Подбор и проверка соединительной муфты
• 12. Посадки зубчатых колес, шкивов, и подшинков на валы
• 13. Смазка передач и подшипников редуктора
• 13.1 Рекомендуемая кинематическая вязкость масла (т.10.8 с. 253 [1])
• 13.2 Марка масла (т.10.10. с. 253 [1])
• 13.3 Предельно допустимые уровни погружения колес в масляную ванну (с. 148 [9])
• 13.4 Камеры подшипников
• 14. Сборка редуктора
• 15. Установочные рамы и плиты, крепление к полу
• 16. Экономическая оценка редуктора
• Список использованных источников

Технологический уровень всех отраслей народного хозяйства в значительной мере зависит и определяется уровнем развития машиностроения. На основе развития машиностроения осуществляется комплексная механизация и автоматизация производственных процессов в сельском хозяйстве.

Заданием на курсовой проект предусмотрено спроектировать приводную станцию.

Приводная станция включает в себя электродвигатель, редуктор коническо-цилиндрический.

Редуктор служит для передачи крутящего момента от электродвигателя к потребителю. Он позволяет получить выигрыш в моменте за счет уменьшения частоты вращения.

В результате на выходе из редуктора мы получаем большой крутящий момент и малую частоту вращения.

1. Кинематический и энергетический расчеты приводной станции

ПОЯСНЕНИЯ К РАСЧЕТНЫМ ДАННЫМ КИНЕМАТИКИ.

P_т — мощность, затрачиваемая на технический процесс;

n_т — частота вращения технологического вала;

Ю_i — значение КПД механических передач с учетом потерь в подшипниках;

U_i — значение передаточных чисел передач в рациональном диапазоне;

ПОЯСНЕНИЯ К РАСЧЕТАМ КИНЕМАТИКИ.

1.1 Определяем потребную мощность электродвигателя

по формуле 1.1 [1]

где — общий КПД привода по формуле 1.2 [1];

Принимаем по табл.1.1 [1]

КПД ременной передачи ;

КПД конической передачи ;

КПД цилиндрической передачи ;

КПД муфты соединительной ;

КПД подшипников качения (3-и пары) .

1.2 Определяем частоту вращения электродвигателя

n_э = n_т •U_прив;

где U_{прив -} передаточное число редуктора

U_прив=U_рем•U_ред =U_рем•U_К •U_т;

Рекомендуемые значения передаточных чисел

U_рем = 1,8…3;

U_К = 3.15…6.3;

U_т =2.5…5.6.

Определяем частоту вращения электродвигателя.

n_э = об/мин.

Для заданной станции принимаем электродвигатель марки 4АМ112М4УЗ по приложению П1., номинальная мощность которого — 5.5 кВт, частота вращения вала — 1445мин^-1, а диаметр вала — 28 мм.

Для электродвигателя с частотой оборотов 1445мин^-1 передаточное отношение привода будет равно:

Принимаем передаточное число ременной передачи

U_рем=2,2,

тогда ,

1.3 Определяем и рассчитываем частоту вращения редуктора

Частота вращения входного вала редуктора:

мин^-1

Частота вращения промежуточного вала редуктора:

мин

Частота вращения выходного вала редуктора:

мин

Проверка: n₃n_вых.45=45

1.4 Определяем мощность на валах привода

Рассчитываем мощность на ведущем шкиве:

приводная станция редуктор передача Рассчитываем мощность на входном валу редуктора (на ведомом шкиве):

кВт;

Рассчитываем мощность на промежуточном валу редуктора:

кВт;

Рассчитываем мощность на выходном валу редуктора:

кВт;

Проверка: 1,5=1,5

1.5 Угловые скорости валов привода

рад/с

1.6 Крутящие моменты на валах привода

1.7 Производим ориентировочный расчет валов редуктора

Диаметр выходного конца входного вала редуктора (диаметр под ведомым шкивом):

==18,35 мм;

где ;

Принимаем мм.

Диаметр промежуточного вала:

мм;

где .

Принимаем мм.

Диаметр выходного вала под муфтой:

мм;

где .

Принимаем мм.

2. Расчет ременной передачи

ПОЯСНЕНИЯ К РАСЧЕТНЫМ ДАННЫМ РЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ.

Тип передачи — плоскоременная;

— мощность на ведущем шкиве;

— частота вращения ведущего шкива;

— передаточное число ременной передачи;

PP=ВТ — режим работы передачи, условия тяжелые;

— угол наклона передачи к горизонту;

— допускаемая частота пробегов ремня в единицу времени.

ПОЯСНЕНИЯ К РАСЧЕТАМ РЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ.

— плотность материала ремня;

E=80 Mпа — приведенный модуль продольной упругости материала ремня;

— напряжение от предварительного напряжения ремня;

— допускаемое напряжение растяжения ремня.

2.1 Определяем геометрические размеры передачи, согласовывая их со стандартами

— диаметр малого шкива

;

Принимаем по ГОСТ =100мм;

— диаметр большего шкива

;

Принимаем по ГОСТ =224 мм;

Межосевое расстояние предварительное:

;

;

Длина ремня ;

=;

=1168,54 мм;

Принимаем =1250 мм.

Межосевое расстояние уточненное:

2.2 Определяем угол обхвата малого шкива

2.3 Определяем скорость ремня

м/с < 25м/с.

2.4 Определяем допускаемую мощность, передаваемую одним клиновым ремнем

C

2.4 Определяем количество клиновых ремней

1,96

Принимаем Z=2

2.5 Определяем силу предварительного натяжения

2.6 Определяем окружную силу, передаваемую комплектом клиновых ремней

;

Н

2.7 Определяем силы натяжения ведущей и ведомой ветвей

2.8 Определяем силу давления на вал

Проверочный расчет

2.9 Расчет прочности

2.10 Проверяем условную долговечность ремней

2.11 Определяем нагрузку на вал и действительное передаточное число ременной передачи

3. Расчет цилиндрической передачи

Тихоходная ступень

Рис 3.1 Расчетная схема цилиндрической передачи.

ПОЯСНЕНИЯ К РАСЧЕТНЫМ ДАННЫМ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ:

=1,5 кВт — мощность на колесе цилиндрической передачи;

=45 — частота вращения колеса;

— передаточное число передачи;

— угол наклона зубьев;

час — срок службы передачи;

— режим работы передачи, приведенный к стандартному.

материал колеса и шестерни сталь 40Х, термическая обработка колеса — ТВЧ, с твердостью HB 360, шестерни — закалка ТВЧ, с твердостью HB 350;

Определяем допускаемые контактные напряжения (по формуле 3.9 [1])

Предел контактной выносливости при базовом числе циклов для выбранного материала (см. табл.3.2 [1])

Число циклов напряжений для шестерни и колеса

;

Определяем коэффициент долговечности по формуле стр. 33 [1]

Коэффициент безопасности при закалка ТВЧ [S_H] =1.2

Допускаемое контактное напряжения для шестерни и колеса

Коэффициент нагрузки для несимметричного расположения зубчатых колес относительно опор при повышенной твердости зубьев по таб.3.1 примем (см. табл.3.1 [1]).

Коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию (см. с. 36 [1]).

Рассчитываем межосевое расстояние передачи удовлетворяющее контактной выносливости активных поверхностей зубьев (см. формулу 3.7 [1]).

мм;

Принимаем по ГОСТ 2185–66 (см. с. 36 [1]) мм

Нормальный модуль зацепления

Принимаем по ГОСТ 9563–60 (см. с. 36 [1])

Принимаем предварительно угол наклона зубьев в = 10? и определяем числа зубьев шестерни и колеса:

Уточняем значение угла в:

.

Основные размеры шестерни и колеса:

диаметры делительные:

;

проверка: .

Диаметры вершин зубьев:

;

диаметры впадин:

;

.

Ширина колеса:

.

Ширина шестерни:

.

Окружная скорость колеса тихоходной ступени:

.

При данной скорости назначаем 8-ю степень точности.

Определяем коэффициент нагрузки для проверки контактных напряжений:

.

По табл.3.5 при, консольном расположении колес и твердости НВ>350 коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине зуба,.

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между прямыми зубьями, (см. табл.3,4 [1]).

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении, для прямозубых колес при (см. таб.3.6 [1]).

Таким образом,

Проверяем контактное напряжение по формуле 3.6 [1]:

Недогрузка %<5%

Силы, действующие в зацеплении тихоходной ступени:

окружная:

Определим тип используемых подшипников:

;

следовательно, будем использовать радиально-упорные шарикоподшипники.

Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба см. форм.3.25 [1]:

Коэффициент нагрузки

По табл.3.7 при, несимметричном расположение колес, относительно опор и твердости НВ>350, значения .

По табл.3.8 при твердости НВ>350, скорости и 8-й степени точности. Итак .

Y_{F -} коэффициент формы зуба выбираем в зависимости от эквивалентных чисел зубьев:

для шестерни

для колеса

При этом Y_F3 =4,153 и Y_F4 =3,61 см. с. 42.

Допускаемое напряжение при проверке зубьев на выносливость по напряжениям изгиба

По табл.3.9 для стали 40Х ТВЧ при твердости НВ360 и HВ350, для шестерни и колеса. Коэффициент запаса прочности [s_F] =1.8.

Допускаемые напряжения при расчете зубьев на выносливость:

для шестерни и колеса

для шестерни отношение ;

для колеса .

Дальнейший расчет ведем для зубьев шетерни, так как полученное отношение для него меньше.

Коэффициент Y_в учитывает повышение прочности косых зубьев по сравнению с прямыми (см. пояснение к формуле 3.25 [1]):

.

Коэффициент К_Fб учитывает распределение нагрузки между зубьями. По формуле, приведенной в ГОСТ 21 354–75,

где е_б =1,5 — коэффициент торцового перекрытия и n=8 — степень точности зубчатых колес (см. формулу 3.5 и пояснения к ней).

Проверяем зуб шестерни по формуле 3.5 [1]:

4. Расчет конической передачи

Рис. 4.1 Расчетная схема конической передачи.

4.1 Пояснения к расчетным данным конической передачи

1,5 кВт — мощность на колесе конической передачи;

185 — частота вращения колеса;

— передаточное число передачи;

— угол наклона зубьев;

час — срок службы передачи;

— режим работы передачи, приведенный к стандартному.

Материал колеса и шестерни сталь 40Х, термическая обработка колеса — закалка ТВЧ, с твердостью HВ365; шестерни — закалка ТВЧ, с твердостью HВ385.

Определяем допускаемые контактные напряжения (по формуле 3.9 [1])

Предел контактной выносливости при базовом числе циклов для выбранного материала (см. табл.3.2 [1])

Число циклов напряжений для шестерни и колеса

;

Определяем коэффициент долговечности по формуле стр. 33 [1]

Коэффициент безопасности при закалка ТВЧ [S_H] =1.2

Допускаемое контактное напряжения для шестерни и колеса

Коэффициент при консольном расположении шестерни- (см. табл.3.1 [1]).

Коэффициент ширины венца по отношению к внешнему конусному расстоянию (рекомендация ГОСТ 12 289–76).

Внешний делительный диаметр колеса (по формуле 3.29 [1])

Принимаем по ГОСТ 12 289–76 ближайшее стандартное значение (см. с. 49 [1]).

Определяем числа зубьев колес и уточненное значение передаточного числа.

принимаем

принимаем

Отклонение от заданного

%,

что меньше установленных ГОСТ 12 289–76 3%.

Внешний окружной модуль .

Определяем геометрические размеры конической передачи:

половины углов делительных конусов

внешние конусное расстояние и длина зуба

Принимаем

внешний делительный диаметр шестерни

средний делительный диаметр шестерни и колеса

внешние диаметры шестерни и колеса

внешняя высота зуба

внешняя высота головки зуба

внешняя высота ножки зуба

средний окружной модуль

коэффициент ширины шестерни по среднему диаметру

Определяем среднюю окружную скорость колес

.

Для конических передач обычно назначают 7-ю степень точности.

Для проверки контактных напряжений определяем коэффициент нагрузки:

По табл.3.5 при, консольном расположении колес и твердости НВ>350 коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине зуба,.

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между прямыми зубьями, (см. табл.3,4 [1]).

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении, для прямозубых колес при (см. таб.3.6 [1]).

Таким образом,

Проверяем контактное напряжение по формуле 3.27 [1]:

Недогрузка %<5%

Силы в зацеплении:

окружная ;

радиальная для шестерни, равная осевой для колеса,

;

осевая для шестерни, равная радиальной для колеса,

Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба см. форм.3.31 [1]:

Коэффициент нагрузки

По табл.3.7 при, консольном расположение колес, валах на роликовых подшипниках и твердости НВ>350, значения .

По табл.3.8 при твердости НВ>350, скорости и 7-й степени точности (значение взято для 8-й степени точности в соответствии с указанием на с.53). Итак .

Y_{F -} коэффициент формы зуба выбираем в зависимости от эквивалентных чисел зубьев:

для шестерни

для колеса

При этом Y_F1 =4,22 и Y_F2 =3,60 см. с. 42.

Допускаемое напряжение при проверке зубьев на выносливость по напряжениям изгиба

По табл.3.9 для стали 40Х ТВЧ при твердости НB365 и HB385, для шестерни и равной колесу. Коэффициент запаса прочности [s_F] =1.8.

Допускаемые напряжения при расчете зубьев на выносливость:

для шестерни и равной колесу

для шестерни отношение ;

для колеса .

Дальнейший расчет ведем для зубьев шестерни, так как полученное отношение для него меньше. Проверяем зуб шестерни:

5. Конструктивные размеры корпуса и крышек

5.1 Толщина стенки редуктора (т.11.1 с. 44 [1])

d = 0,025 а_w + 3 = 0,025 • 140 + 3 = 6,5 мм > 8 мм

5.2 Толщина верхнего и нижнего фланцев корпуса (т.11.1 с. 44 [1])

b = 1,5 d = 1,5 • 8 = 12 мм

5.3 Толщина нижнего пояса корпуса (т.11.1 с. 44 [1])

b₂ = 1,5 d = 1,5 • 8 = 12 мм

5.4 Толщина ребер корпуса (т.11.1 с. 44 [1])

m = d = 8 мм

5.5 Диаметр фундаментных болтов (т.11.1 с. 44 [1])

d_ф = 0,03 а_w + 12 = 0,03 • 140+ 12 = 16 мм

число болтов — 4

5.6 Диаметры болтов крепления крышки (т.11.1 с. 44 [1])

d_k = 0,7 d_ф = 0,7 • 16 = 12 мм

5.7 Ширина нижнего пояса основания корпуса (т.11.1 с. 44 [1])

К_ф = 2,5 d_ф = 2,5 • 16 = 40 мм

5.9 Диаметр штифта (т.11.1 с. 44 [1])

d_ш = d_к = 8 мм

5.10 Длина штифта (т.11.1 с. 44 [1])

l_ш = 2b + 5 = 2 • 12 + 5 = 29 мм по стандарту l_ш = 30 мм

5.11 Размеры проушины для подъема редуктора (т.11.1 с. 44 [1])

Толщина S = 2,5 d = 2,5 • 8 = 20 мм

диаметр отверстия d = 2 d = 2 • 8 = 16 мм

5.12 Конструктивные размеры крышки подшипника ведущего вала

По значению D = 62 мм — диаметр отверстия в корпусе под подшипник — выбираем следующие данные (с. 128 [9]):

толщина стенки d = 6 мм

диаметр болтовd = 8 мм

число болтовz = 6

Толщина стенки в месте завинчивания (с. 128 [9])

d₁ = 1,2 d = 1,2 • 6 = 7 мм

Толщина крышки в месте контакта с подшипником (с. 128 [9])

d₂ = 0,9 d = 0,9 • 6 = 5,5 мм

Диаметр крышки (с. 128 [9])

D_ф = D + 4 d = 62 + 4 • 8 = 94 мм

Расстояние от края корпуса до оси завинчивания крышки (с. 129 [9])

с = d = 8 мм

5.13 Конструктивные размеры крышки подшипника промежуточного вала

По значению D = 72 мм — диаметр отверстия в корпусе под подшипник — выбираем следующие данные (с. 128 [9]):

толщина стенки d = 5 мм, диаметр болтовd = 8 мм, число болтовz = 6

Толщина стенки в месте завинчивания (с. 128 [9])

d₁ = 1,2 d = 1,2 • 5= 6 мм

Толщина крышки в месте контакта с подшипником (с. 128 [9])

d₂ = 0,9 d = 0,9 • 5 = 4,5 мм

Диаметр крышки (с. 128 [9])

D_ф = D + 4 d = 72+ 4 • 8 = 104 мм

Расстояние от края корпуса до оси завинчивания крышки (с. 129 [9])

с = d = 8 мм

5.14 Конструктивные размеры крышки подшипника ведомого вала

По значению D = 100 мм — диаметр отверстия в корпусе под подшипник — выбираем следующие данные (с. 128 [9]):

толщина стенки d = 7 мм

диаметр болтовd = 8 мм

число болтовz = 6

Толщина стенки в месте завинчивания (с. 128 [9])

d₁ = 1,2 d = 1,2 • 7 = 8,5 мм

Толщина крышки в месте контакта с подшипником (с. 128 [9])

d₂ = 0,9 d = 0,9 • 7 = 6,5 мм

Диаметр крышки (с. 128 [9])

D_ф = D + 4 d = 100 + 4 • 8 = 132 мм

Расстояние от края корпуса до оси завинчивания крышки (с. 129 [9])

с = d = 10 мм

5.15 Конструктивные размеры стакана ведущего вала

По значению D = 62 мм — диаметр отверстия в корпусе под подшипник — выбираем следующие данные (с. 126 [9]):

толщина стенки d = 8 мм

диаметр болтовd = 8 мм

число болтовz = 6

Толщина стенки в месте завинчивания (с. 126 [9])

d₁ = 1,2 d = 1,2 • 8= 9,5 мм

Расстояние от края крышки до оси завинчивания (с. 126 [9])

h = 1,1 d = 1,1 • 8 = 9 мм

Диаметр крышки (с. 126 [9])

D_ф = D + 4 d = 78 + 4 • 10= 118 мм

Расстояние от края корпуса до оси завинчивания крышки (с. 126 [9])

с = d = 8 мм

Наружный диаметр стакана (с. 126 [9])

D_а = D + 2 d = 62 + 2 • 8 = 78 мм

6. Первый этап эскизной компоновки двигателя

6.1 Определение геометрических параметров ступеней валов

6.1.1 Ведомый вал

Ведомый вал соединяется с двигателем через ременную передачу. По диаметру двигателя (d = 28 мм), а по ней диаметр первой ступени вала редуктора d = 25 мм. Длина ступени l = 37 мм берется из т. К25 стр 406 [10]

Вторая ступень выбирается диаметром d = 30 мм так, чтобы слева был упор ступицы шкива и так, чтобы можно было просунуть стопорную многолапчатую гайку с шлицевой шайбой. Длина l = 24 мм выбирается так, чтобы левый край выступал на болтами на 3.6 мм.

Третья ступень выбирается диаметром d = 27 мм, так как он должен быть под стандартную шлицевую гайку. Длина ступени l = 15 мм берется как сумма толщины шайбы, гайки и плюс 3.6 мм.

Четвертая ступень выбирается диаметром d = 30 мм так, чтобы она была больше предыдущей ступени и оканчивалась на 0 или 5, так как на нее будет насаживаться подшипник. Длина l = 17,5 мм равна ширине подшипника плюс 4.7 мм.

Пятая ступень выбирается диаметром d = 25 мм для того, чтобы можно было просунуть первый подшипник. Длина вала выбрана по рекомендациям на с. 108 [9]

d_п =1,3 а; а = 35/1,3 = 27 мм; b / а = 2.2,5;

b = 2,25 а = 2,25 • 27 = 61 мм; l = b — 2 (Т — В) = 61 — 2 • (18,5 — 17) = 59 мм

Шестая ступень выбирается аналогично четвертой.

Седьмая ступень d = 40 мм больше предыдущей ступени и длинной l = 9 мм так, чтобы обеспечивался зазор между корпусом и конической шестерней, а также между корпусом и подшипником.

6.1.2 Промежуточный вал

Принимаем диаметр первой ступени d = 35 мм так, чтобы он был меньше диаметра под цилиндрическое колесо и оканчивался на 0 или 5. Длина l = 18,5 мм равна ширине подшипника плюс расстояние для обеспечения зазора между корпусом и подшипником, корпусом и шестерней.

Диаметр второй ступени принимаем из ориентировочного расчета диаметров валов d = 40 мм. Длина ступени принимамается равная ширине зубчатого венца l = 45 мм.

Диаметр третьей ступени d = 40 мм должен быть больше диаметра второй и четвертой ступеней для обеспечения упора зубчатых колес. Длина ступени l = 5 мм получается по построению конической шестерни.

Диаметр четвертой ступени d = 35 мм должен быть меньшим, чем у третьей и больше чем у диаметра вала под цилиндрическую шестерню. Длина ступени l = 36 мм равна длине ступицы конического колеса.

Остальные ступени также как и предыдущие, так как вал симметричен.

6.1.3 Ведомый вал

Диаметр муфты d = 50 мм выбирается стандартным для соединительных муфт, также и длина l = 85 мм.

Диаметр второй ступени d = 55 мм больше диаметра первой ступени и должен заканчиваться на 5 или 0. Длина ступени l = 68 мм берется так, чтобы конец ступени с одной стороны обеспечивал зазор между подшипником и корпусом, шестерней и корпусом, а с другой стороны выступал на болтами на 3.6 мм.

Диаметр третьей ступени d =60 мм берется из ориентировочного расчета валов. Длина ступени l =74 мм равен длине ступицы цилиндрического колеса.

Диаметр четвертой ступени d = 68 мм выбирается большим, чем диаметр предыдущей ступени, а длина l = 22 мм — так, чтобы обеспечивалась симметрия зубчатого зацепления.

Параметры пятой и шестой ступеней аналогичны параметрам третьей и второй соответственно.

Диаметр седьмой ступени d = 55 мм берется меньшим, чем у предыдущей ступени для обеспечения упора звездочки. Длина l = 35 мм равна длине ступицы звездочки.

6.2 Выбор подшипников

6.2.1 Для ведущего вала выбирается подшипник легкой серии модели 7206 с параметрами:

внутренний диаметрd = 30 мм

наружный диаметр D = 62 мм

ширина подшипникаТ = 17,5 мм

6.2.2 Для промежуточного вала выбирается подшипник легкой серии модели 7207 с параметрами:

внутренний диаметрd = 35 мм

наружный диаметр D = 72 мм

ширина подшипникаТ = 18,5 мм

6.2.3 Для ведомого вала выбирается подшипник легкой серии модели 36 211 с параметрами:

внутренний диаметрd = 55 мм

наружный диаметр D = 100 мм

ширина подшипникаТ = 23 мм

7. Компоновка редуктора

Намечаем расположение проекций компоновки в соответствии с кинематической схемой привода и наибольшими размерами колеса.

Проводим оси проекций и осевые линии валов. Проводим межосевое расстояние между парами цилиндрической передачи.

Вычерчиваем редукторные пары в соответствии с геометрическими параметрами, полученными в результате проектного расчета.

Расстояние между шестернями

с = (0,3.0,5) а = 0,5 • 10 = 5 принимаем с = 6 мм (минимум) (с. 27 [9])

Расстояние между внутренней поверхностью стенки корпуса и зубчатыми колесами

а = = 10 мм

Расстояние между дном корпуса и колесами редукторов

b₀ = 4 а; b₀ = 4 •10 = 40 мм (с. 27 [9])

Действительный контур корпуса редуктора зависит от его кинематической схемы, размеров деталей передач, способа транспортировки, смазки и т. п. и определяется при конструктивной разработке компоновки редуктора.

Ведущий вал. Из предыдущих расчетов имеем

Рассчитаем опорные реакции в горизонтальной плоскости:

;

;

;

Проверка: -2307.75+1135.4+1641.25−468.9 = 0

Cтроим эпюры изгибающих моментов.

для участка:

;; ;

для участка:

;; ;

Рассмотрим вертикальную плоскост.

Проверка:

Cтроим эпюры изгибающих моментов.

для участка:

;; ;

для участка:

; ;;

Суммарные реакции

Намечаем роликоподшипники конические однорядные 7206 (см. приложение, табл. П3 [1]): d=30мм; D=62мм; B=16мм; T=17,25 мм; C=31,5кН; C₀=22,0Кн.

Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников по формуле 9.9.

Здесь для подшипников 7206 параметр осевого нагружения. Осевые нагрузки подшипников (см. табл.9.21 [1]). В нашем случае S_A > S_B; F_a > 0; тогда Р_а2 = S_B = 712.3 Н; Р_а1 = S_A + F_a = = 712.3 + 110.3 = 822.6 Н.

Рассмотрим левый подшипник.

Отношение, поэтому следует учитывать осевую нагрузку.

Эквивалентная нагрузка по формуле (9.3 [1])

Р_э1 = (XVP_rА + YP_a1) K₆K_T;

для заданных условий V= К₆ = К_т = 1; для конических подшипников при > е коэффициент X = 0,4 и коэффициентY= 1,565 (см. табл.9.18 и П7 приложения [1]).

Эквивалентная нагрузка Р_э1 = (0,4 • 1653.3 + 1,565 • 822.6) = 1948.7 Н = 1.949 кН.

Расчетная долговечность, млн. об [формула (9.3) [1]]

Расчетная долговечность, ч

где п - 656.8 об/мин — частота вращения ведущего вала. Рассмотрим правый подшипник.

Отношение, поэтому следует не учитывать осевую нагрузку.

Эквивалентная нагрузка по формуле (9.3 [1])

Р_э2 = XVP_rВ K₆K_T;

для заданных условий V= К₆ = К_т = 1; для конических подшипников при < е коэффициент X = 1 и коэффициентY= 0 (см. табл.9.18 и П7 приложения [1]).

Эквивалентная нагрузка Р_э2 = 1 • 2383.8•1 = 2383.8 Н = 2,4 кН.

Расчетная долговечность, млн. об [формула (9.3) [1]]

Расчетная долговечность, ч

Найденная долговечность приемлема.

Промежуточный вал. Из предыдущих расчетов имеем

Проверка: -143.46+2834−1555.32−1135.4 = 0

Рассчитаем опорные реакции в горизонтальной плоскости

Cтроим эпюры изгибающих моментов.

для участка:

;; ;

для участка:

; ;

Рассмотрим вертикальную плоскость.

Проверка:

Cтроим эпюры изгибающих моментов.

для участка:

;; ;

для участка:

;

;

для участка:

;; ;

Суммарные реакции

Намечаем роликоподшипники конические однорядные 7207 (см. приложение, табл. П3 [1]): d=35мм; D=72мм; B=17мм; T=18,25 мм; C=38,5кН; C₀=26,0Кн.

Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников по формуле 9.9.

Здесь для подшипников 7207 параметр осевого нагружения. Осевые нагрузки подшипников (см. табл.9.21 [1]). В нашем случае S_A > S_B; F_a > 0; тогде Р_а1 = S_А = 521.88 Н; Р_а2 = S_A + F_a1+ F_a2 =521.88 + 470.2+398.3=1390.4 Н.

Рассмотрим левый подшипник.

Отношение, поэтому следует учитывать осевую нагрузку.

Эквивалентная нагрузка по формуле (9.3 [1])

Р_э2 = (XVP_rВ + YP_a2) K₆K_T;

для заданных условий V= К₆ = К_т = 1; для конических подшипников при > е коэффициент X = 0,4 и коэффициентY= 1,565 (см. табл.9.18 и П7 приложения [1]).

Эквивалентная нагрузка Р_э2 = (0,4 • 201.5 + 1,565 • 1390.4) = 2256,6 Н = =2,3 кН.

Расчетная долговечность, млн. об [формула (9.3) [1]]

Расчетная долговечность, ч

где п₂ - 185 об/мин — частота вращения ведущего вала. Рассмотрим правый подшипник.

Отношение, поэтому следует не учитывать осевую нагрузку.

Эквивалентная нагрузка по формуле (9.3 [1])

Р_э1 = XVP_rВ K₆K_T;

для заданных условий V= К₆ = К_т = 1; для конических подшипников при < е коэффициент X = 1 и коэффициентY= 0 (см. табл.9.18 и П7 приложения [1]).

Эквивалентная нагрузка Р_э1 = 1 • 1746.6•1 = 1746.6 Н =1.7 кН.

Расчетная долговечность, млн. об [формула (9.3) [1]]

Расчетная долговечность, ч

Найденная долговечность приемлема.

Ведомый вал. Из предыдущих расчетов имеем

Рассчитаем опорные реакции в горизонтальной плоскости:

Проверка: -919.9+2834.18−1914.99 = 0

Cтроим эпюры изгибающих моментов.

для участка:

;; ;

для участка:

;; ;

Рассмотрим вертикальную плоскост.

Проверка:

Cтроим эпюры изгибающих моментов.

для участка:

;; ;

для участка:

;; ;

Суммарные реакции

Намечаем шарикоподшипники радиально-упорные однорядные 36 211 (см. приложение, табл. П3 [1]): d=55мм; D=100мм; B=21мм; C=58,4кН; C₀=34,2,0Кн.

Осевые составляющие радиальных реакций радиально-упорных подшипников по формуле 9.9.

Здесь для подшипников 36 211 параметр осевого нагружения. Осевые нагрузки подшипников (см. табл.9.21 [1]). В нашем случае S_A > S_B; F_a > 0; тогда Р_а1 = S_А = 1139.3 Н; Р_а2 = S_В + F_a = 1139.3 + 470.2 = 1609.5 Н.

Рассмотрим правый подшипник.

Отношение, поэтому следует учитывать осевую нагрузку.

Эквивалентная нагрузка по формуле (9.3 [1])

Р_э2 = (XVP_rА + YP_a1) K₆K_T;

для заданных условий V= К₆ = К_т = 1; для радиально-упорные подшипников при > е коэффициент X = 0,45 и коэффициентY= 1,04 (см. табл.9.18 и П7 приложения [1]).

Эквивалентная нагрузка Р_э2 = (0,45 • 2191.1 + 1,04 • 1139.3) = 2170.9 Н

Расчетная долговечность, млн. об [формула (9.3) [1]]

Расчетная долговечность, ч

где п₃ - 45 об/мин — частота вращения ведущего вала. Рассмотрим правый подшипник.

Отношение, поэтому следует не учитывать осевую нагрузку.

Эквивалентная нагрузка по формуле (9.3 [1])

Р_э1 = XVP_rВ K₆K_T;

для заданных условий V= К₆ = К_т = 1; для радиально-упорные подшипников при < е коэффициент X = 1 и коэффициентY= 0 (см. табл.9.18 и П7 приложения [1]).

Эквивалентная нагрузка Р_э1 = 1 • 919.4•1 =919.4 Н =0.919 кН.

Расчетная долговечность, млн. об [формула (9.3) [1]]

Расчетная долговечность, ч

Найденная долговечность приемлема.

8. Второй этап эскизной компоновки

Для второго этапа эскизной компоновки используется чертеж первого этапа эскизной компоновки.

Размеры манжет резиновых:

Размеры манжеты на входном валу.

В зависимости от диаметра выбираем манжету со следующими размерами:

внутренний диаметр d = 30 мм

наружный диаметр D = 52 мм

ширина манжеты h₁ = 10 мм

Размеры манжеты на выходном валу.

В зависимости от диаметра выбираем манжету со следующими размерами:

внутренний диаметр d = 55 мм

наружный диаметр D = 80 мм

ширина манжеты h₁ = 10 мм

При расчете подшипников выходного вала требуемая динамическая грузоподъемность была больше, чем у выбранных подшипников легкой серии. Поэтому выбираем подшипник 36 211, который обеспечивает динамическую грузоподъемность. Делаем соответствующие перерасчеты. В данном курсовом проекте представлены расчеты сразу для подшипника 36 211.

Длины участков валов под зубчатые колеса изменены с учетом технологических требований на обработку и сборку. Это производиться для того, чтобы был лучше упор ступиц втулками.

Размеры шлицевой гайки М27×1,5:

внутренний диаметр d = 27 мм

наружный диаметр D = 45 мм

диаметр окружности впадин D₁ = 34 мм

толщина гайки H = 10 мм

Размеры стопорной многолапчатой шайбы М27×1,5:

внутренний диаметр d₁ = 27,5 мм

наружный диаметр D₁= 47 мм

диаметр вершин лап D = 36 мм

толщина шайбы s = 1 мм

9. Проверочный расчет шпонок

Материал шпонок — сталь 45. Проверим шпонки под зубчатыми колесами и шкивами на срез и смятие. по формуле [8.22]

Условия прочности:

Вал 1 .

Шпонка под шкивом:

Вал 2 .

Шпонка под колесом быстроходной ступени:

Вал 3 .

Шпонка под колесом тихоходной ступени:

Шпонка под шкивом:

Все шпонки удовлетворяют условию прочности на срез и смятие.

10. Уточненный расчет валов

Материал валов — сталь 40Х твч,

.

Определим коэффициенты запаса прочности в опасных сечениях.

Вал 1, Сечение 1−1

Результирующий изгибающий и крутящий момент:

Моменты сопротивления сечения нетто:

Амплитуда номинальных напряжений изгиба:

.

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

.

По таблицам определим ряд коэффициентов: .

Определим коэффициенты запаса прочности:

Общий коэффициент запаса прочности:

.

Вал 1, Сечение 2−2

Концентрация напряжений обусловлено переходом от Ш25 мм до Ш30 мм: при и

Результирующий изгибающий и крутящий момент:

Моменты сопротивления сечения нетто:

Амплитуда номинальных напряжений изгиба:

.

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

.

По таблице [8.2] определим ряд коэффициентов: .

Определим коэффициенты запаса прочности:

Общий коэффициент запаса прочности:

.

Вал 1, Сечение 3−3

Концентрация напряжений обусловлено переходом от Ш26 мм до Ш30 мм: при и По таблице [8.2] определим ряд коэффициентов:

Крутящий момент

Изгибающий момент в горизонтальной плоскости м

Изгибающий момент в вертикальной плоскости М ^// = 12,7 •10³ Н•мм

Суммарный изгибающий момент в сечении 3−3

Моменты сопротивления сечения нетто:

Амплитуда номинальных напряжений изгиба:

.

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

.

Определим коэффициенты запаса прочности:

Общий коэффициент запаса прочности:

.

Вал 2, Сечение 1−1

Диаметр вала в этом сечении 40 мм. Концентрация напряжений обусловлено наличием шпоночной канавки (см. табл.8.5):

Крутящий момент

Изгибающий момент в горизонтальной плоскости м

Изгибающий момент в вертикальной плоскости М ^// = 37.1 •10³ Н•мм

Суммарный изгибающий момент в сечении 1−1

Моменты сопротивления сечения нетто:

Амплитуда номинальных напряжений изгиба:

.

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

.

Определим коэффициенты запас СМ ДМ 02.019.03.00.000 ПЗа прочности:

Общий коэффициент запаса прочности:

.

Вал 2, Сечение 2−2

Концентрация напряжений обусловлено переходом от Ш46 мм до Ш56,77 мм: при и По таблице [8.2] определим ряд коэффициентов:

Крутящий момент

Изгибающий момент в горизонтальной плоскости

м

Изгибающий момент в вертикальной плоскости

Н•мм

Суммарный изгибающий момент в сечении 3−3

Моменты сопротивления сечения нетто:

Амплитуда номинальных напряжений изгиба:

.

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

.

Определим коэффициенты запаса прочности:

Общий коэффициент запаса прочности:

.

Вал 3, Сечение 1−1

Материал валов — сталь 40Х улучшение,

Диаметр вала в этом сечении 60 мм. Концентрация напряжений обусловлено наличием шпоночной канавки (см. табл.8.5):

Крутящий момент

Изгибающий момент в горизонтальной плоскости м

Изгибающий момент в вертикальной плоскости М ^// = 52.93 •10³ Н•мм

Суммарный изгибающий момент в сечении 1−1

Моменты сопротивления сечения нетто:

Амплитуда номинальных напряжений изгиба:

.

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

.

Определим коэффициенты запаса прочности:

Общий коэффициент запаса прочности:

.

Вал 3, Сечение 2−2

Диаметр вала в этом сечении 50 мм. Концентрация напряжений обусловлено наличием шпоночной канавки (см. табл.8.5):

Крутящий момент

Моменты сопротивления сечения нетто:

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

.

Определим коэффициенты запаса прочности:

11. Подбор и проверка соединительной муфты

Соединительная муфта предназначена для передачи крутящего момента без изменения его величины и направления. Эти муфты стандартизованы, их размеры принимают из ГОСТа, следовательно, расчет соединительных муфт осуществляется как проверочный.

Основными характеристиками при подборе муфт являются диаметры соединяемых вала вибратора и вала тихоходной передачи, а также расчетный крутящий момент Т р. max.

Выбор муфты останавливаю на стандартной конструкции муфты МУВП, которая может соединять валы разных диаметров в пределах расчетного момента.

Рис. 17.9 Кузьмин с.371

Согласуем диаметры вала d = 55 (мм) и цапфы ведомого вала редуктора d ₃ = 55 (мм)

Итак, назначаю муфту МУВП по диаметру вала d =55 (мм) с расточками полумуфт под d =55 (мм) и d ₃=55 (мм), которая может передавать мах. момент Тр. мах = 319,15 (мм) [Кузьмин с. 386 т.17.8; т.17.9 т.17.1]

Таблица. Основные размеры выбранной муфты МУВП 60

Проверочный расчет выбранной муфты буду вести по расчетному крутящему моменту величина которого равна:

Тр. = Кр х Т1 =1,5•319,15=478,7 (Н. м.)

где Кр = 1,5 — коэффициент режима работы рабочей машины [Кузьмин с. 361 т.17.1]

Т1 = 319,15 (Н. м) — номинальный крутящий момент ведущего вала редуктора Муфта упругая втулочно-пальцевая МУВП не только передает расчетный крутящий момент, но и смягчает удары с помощью упругих резиновых втулок одетых на стальные пальцы.

Резиновые втулки проверяются на смятие, а стальные пальцы проверяются на изгиб.

Рис. 17.1 стр. 372, Кузьмин Проверим прочность резиновых втулок на смятие по условию:

Таким образом, прочность резиновых втулок обеспечена Проверим прочность стальных пальцев на изгиб по условию:

Таким образом, прочность стальных пальцев обеспечена

12. Посадки зубчатых колес, шкивов, и подшинков на валы

Посадки назначаются с учетом вида соединения и режима работы деталей.

Посадка зубчатых колес на валы назначена ,

Посадка шкива ременной передачи на вал

Шейки валов под подшипники выполняются с отклонением вала n6, а отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца подшипников по H7

13. Смазка передач и подшипников редуктора

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

В настоящее время в машиностроении для смазывания передач широко применяют картерную смазку. Масло заливают так, чтобы венцы колес были в него погружены.

Объем масла заливаемого в масляную ванну

V = 0,8N =0,8•1,5=1,2 дм³

где N — мощность, передаваемая редуктором.

13.1 Рекомендуемая кинематическая вязкость масла (т.10.8 с. 253 [1])

V = 1,83 м/с; s_Н = 804 МПа — -> 60 • 10^-6 м²/с

13.2 Марка масла (т.10.10. с. 253 [1])

И — 70А

13.3 Предельно допустимые уровни погружения колес в масляную ванну (с. 148 [9])

h_м = m.0,25 d₂

h_м = 3.0,25 • 231,22 = 3.58 мм

13.4 Камеры подшипников

Заполняются пластичным смазочным материалом УТ-1 (см. табл.9.14 [1]), периодически пополняем его шприцем через пресс-масленки.

14. Сборка редуктора

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают масляной краской.

Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора начиная с узлов валов.

На ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца и шарикоподшипники предварительно нагретые в масле до 80.100 ⁰C.

На ведомый и промежуточный валы закладывают шпонки и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала, затем надевают распорную втулку, мазеудерживающие кольца и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле. Собранные валы закладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, предварительно покрыв поверхность стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов затягивают болты, крепящие крышку к корпусу. После этого на ведомый вал надевают распорные кольца, в подшипниковые камеры крышки закладывают солидол, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки.

Затем проверяется проворачивание валов, отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами. Потом ввертывают пробку масло спускного отверстия с прокладкой и устанавливают маслоуказатель.

Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой из технического картона, закрепляют крышку болтами.

Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями эксплуатации.

15. Установочные рамы и плиты, крепление к полу

При монтаже приводов следует соблюдать определенные требования точности положения одной сборочной единицы относительно другой, например, электродвигателя и редуктора.

Для обеспечения этого требования механизмы привода устанавливают на сварные рамы или литые плиты.

Рамы выполняют сварными из листовой стали и профильного проката (уголков, швеллеров).

При выполнении сварных рам из швеллеров учитывают, что для удобства постановки болтов, эти швеллеры надо установить полками наружу. На внутреннюю поверхность полки накладывают косые шайбы или наваривают косые накладки, которые выравнивают опорную поверхность под головки болтов.

Опорные поверхности — платики, на которые устанавливают редукторы и электродвигатели, создаются привариванием узких полосок стали высотой 5…6 мм.

Так, как рама при сварке коробится, то все базовые (опорные) поверхности, на которые устанавливают механизмы привода, обрабатывают после сварки.

Литые плиты дороже сварных рам, потому они меньше распространены.

Толщину стенок S плит рекомендуют определять в зависимости от габарита отливки

S=10 мм

где l=0,327 — длина плиты, (м)

в =0,033 — ширина плиты, (м)

h= 0,022 — высота плиты, (м)

[Чернавский с.162] [Дунаев с.310]

Сборочные единицы крепят к плите болтами.

Конфигурация и размеры рамы зависят от типа и размеров редуктора и эл. дв.

Расстояние между ними зависит от подобранной соединительной муфты.

Крепление рамы к полу цеха ведут фундаментными болтами.

16. Экономическая оценка редуктора

Объективной мерой затраченных средств является масса редуктора m_ред кг, в которой практически интегрирован весь процесс его проектирования. Поэтому за критерий технического уровня можно принять относительную массу г, т. е. отношение массы редуктора (кг) к вращающему моменту на его выходе (Н м). Этот показатель удобен для сравнения.

В эскизной стадии проектирования удобно применять упрощенный критерий — отношения внутреннего объема Vвн (м³) к вращающему моменту на выходе Т_вых (Нм).

где L, B, H — внутренние размеры корпуса в м.

Список использованных источников

1. Чернавский С. А. и др. Курсовое проектирование деталей машин. — М.; «Машиностроение», 1987

2. Подскребко М. Д. и др. Задания и методические указания к курсовому проекту по деталям машин. — Мн.: ротапринт БАТУ, 1993

3. Иванов М. Н. Детали Машин. — М.: Высшая школа, 1991

4. Кузьмин А. В. и др. Курсовое проектирование деталей машин ч.1. Мн.: Вышэйшая школа, 1982

5. Кузьмин А. В. и др. Курсовое проектирование деталей машин ч.2. Мн.: Вышэйшая школа, 1982

6. Подскребко М. Д. и др. Методические указания к лабораторным работам по деталям машин. Мн.: ротапринт БИМСХ, 1991