Работа. ЗАписка в рамке_оформлено. Привод механизма поворота крана 42 3 Срок сдачи студентом законченной работы декабрь 2021 г
 Скачать 1.32 Mb.
|
|
МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ Федеральное государственное автономное образовательное учреждение высшего образования ЮЖНО-УРАЛЬСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ УНИВЕРСИТЕТ НАЦИОНАЛЬНЫЙ ИССЛЕДОВАТЕЛЬСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ Институт открытого и дистанционного образования Кафедра техники, технологии и строительства ПРОЕКТИРОВАНИЕ ПРИВОДА МЕХАНИЗМА ПОВОРОТА КРАНА ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА по курсу « ДЕТАЛИ МАШИН И ОСНОВЫ ПРОЕКТИРОВАНИЯ ЮУрГУ 22.03.02.2021.165.86. ПЗ КР Нормоконтролер Руководитель работы Ахлюстина В.В. Ахлюстина В.В “____” г. “____” г. Студент группы ДОз-312 Вершинин Ю.В. “____” г. Работа сдана с оценкой _______________________ “____” ________________2021г. Челябинск 2021 МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ Федеральное государственное автономное образовательное учреждение высшего образования «ЮЖНО-УРАЛЬСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ УНИВЕРСИТЕТ НАЦИОНАЛЬНЫЙ ИССЛЕДОВАТЕЛЬСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ) Институт открытого и дистанционного образования Кафедра техники, технологии и строительства УТВЕРЖДАЮ Заведующий кафедрой Виноградов КМ. ЗАДАНИЕ №4 на курсовую работу студента Вершинина Юрия Владимировича Фамилия, Имя, Отчество) Группа_ДОз-_312 1 Дисциплина Детали машин и основы конструирования 2 Тема работы Привод механизма поворота крана № 4-2 3 Срок сдачи студентом законченной работы декабрь 2021_ г 4 Перечень вопросов, подлежащих разработке 4.1 По выданной кинематической схеме привода_крана______________с включением следующих механизмов 4.1.1 Двигатель А- на лапках 4.1.2 Муфта со звездочкой 4.1.3 Редуктор червячный с боковым червяком 4.1.4 Открытая передача - Цилиндрическая 4.1.5 Исполнительный механизм – Колонна поворотная 4.1.6 Рама 4.2 Рассчитать параметры привода поданным рабочего органа Момент сопротивления Т = 1300 , м. Скорость поворота V= 0,06 , м/сек. Колонна диаметр D =300 , ширина В мм. Угол наклона ременной передачи θ , град. Звездочка число зубьев Z , шаг цепи t , мм. Угол наклона цепной передачи θ , град. Режим работы 3 реверсивный, нереверсивный. Срок службы 7 часов в смену ; смен лет. 4.3 Содержание расчетно-пояснительной записки (объем 30...40 листов. 4.3.1 Назначение привода, описание работы. 4.3.2 Расчет мощности электродвигателя, выбор двигателя и эскиз с размерами. 4.3.3 Определение передаточного отношения привода и разбивка его по ступеням, определение момента, частоты вращения каждого вала. 4.3.4 Расчет редуктора расчет передачи с выполнением расчетных схем, элементов конструкции колес, расчет валов с построением эпюр и эскизов валов с простановкой расчетных размеров, расчет подшипников качения с выполнением эскизов подшипников и узлов опор. 4.3.5 Выполнение эскизной компоновки редуктора. 4.3.6 Выбор смазки редуктора. 4.3.7 Расчет открытой передачи. 4.4 Библиографический список. 5. Разработать, согласно расчетных параметров, чертежи с технической характеристикой и техническими требованиями 5.1 Редуктор в х проекциях. Формат А – 1 лист. 5.2 Рабочие чертежи деталей передач быстроходной пары или тихоходной пары. Формат А – 2 листа. 5.3 На сборочный чертеж редуктора, выполненный согласно ЕСКД составить спецификацию с указанием в графе примечание материала деталей и ГОСТа на материал. В спецификации указать сборочные единицы, детали, стандартные изделия, по группами по алфавиту по ЕСКД. 6 Календарный план Наименование разделов курсовой работы Срок выполнения разделов работы Подпись руководителя Расчет и выбор электродвигателя. Расчет моментов и частоты вращения валов. Расчет передач редуктора, определение сил и напряжений в зацеплениях. Расчет открытой передачи, определение сил и напряжений в передаче. Расчет валов по эквивалентному моменту с построением эпюр. Расчет и выбор подшипников качения. Графическая часть проекта Сборочный чертеж редуктора со спецификацией. 24.12.2021 Два рабочих чертежа передач редуктора 20.12.2021 Защита работы 24.12.2021 Руководитель работы / В.В. Ахлюстина/ Студент Вершинин Ю.В. / / АННОТАЦИЯ Вершинин Ю.В. Проектирование привода механизма поворота крана. ЮУрГУ. 22.03.02 2021 ДОз-312, с, 6 илл, 5 табл. Библиография литературы - 9 наименований. Чертежи –1 лист ф.А1, 2 листа ф. А, . Цель данной курсовой работы состоит в проектировании привода механизма поворота крана и, соответственно, в расчете и проектирование червячного редуктора с боковым червяком, открытой цилиндрической передачи. Проектирование заключается в выборе размеров, форм и параметров каждого механизма и узла, входящего в привод. Разработанная конструкция должна быть рациональной и технологичной в изготовлении. Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 23.03.02.2021.165.86 ПЗ КР Разраб. Вершинин Провер. АхлюстинаВ.В . Реценз. Н. Контр. Утверд. Пояснительная записка Лит. Листов 46 ЮУрГУ кафедра ТТС Кафедра ТТС гшшщнгшгнл Содержание Введение 1 Кинематическая схема машинного агрегата 2 Выбор двигателя, кинематический расчет привода 3 Выбор материалов червячной передачи и определение допускаемых напряжений 4 Расчет закрытой червячной передачи 5 Расчет открытой передачи 6 Нагрузки валов редуктора 7 Проектный расчет валов. Эскизная компоновка редуктора 8 Расчетная схема валов редуктора 9 Проверочный расчет подшипников 10 Конструктивная компоновка привода Заключение Литература Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 4 22.03.02.2021.165.086 ПЗ КР ВВЕДЕНИЕ В промышленности широко используются приводы, которые могут в себя включать ременную, червячную, цепную, зубчатую и др. передачи. Привод – устройство для приведения в действие двигателем различных рабочих машин. Энергия, необходимая для приведения в действие машины или механизма, может быть передана отвала двигателя непосредственно или с помощью дополнительных устройств (зубчатых, червячных, цепных, ременных и др. передач. Двигательслужит для сообщения системе энергии (крутящего момента). Редуктором называется механизм, состоящий из передач, выполненный в виде отдельного органа и служащий для передачи вращения отвала двигателя к валу рабочей машины. Назначение редуктора - понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению сведущим. Редуктор состоит из корпуса, в котором размещают элементы передачи - колеса, валы, подшипники, муфты и т.д. В отдельных случаях в корпусе размещают также устройства для смазывания или устройства для охлаждения. Редуктор проектируют либо для привода определенной машины, либо по заданной нагрузке и передаточному числу без указания конкретного задания. Наиболее распространены горизонтальные редукторы. Как горизонтальные, таки вертикальные редукторы могут иметь колеса с прямыми, косыми и круговыми зубьями. Корпус чаще всего выполняют литым чугунным, реже сварным - стальным. Валы монтируются на подшипниках качения или скольжения. Выбор горизонтальной или вертикальной схемы для редукторов всех типов обусловлен общей компоновкой привода. В данном курсовом проекте произведен расчет привода механизма поворота крана, включающий в себя двигатель, червячный редуктор, открытую цилиндрическую передачу, поворотную колонну. Выполнен расчет и конструирование червячного одноступенчатого редуктора, произведен подбор и проверочный расчет подшипников. Выполнен подбор смазки редуктора. Рассчитаны напряжения, возникающие в опорах валов, а также крутящие и изгибающие моменты, приведены их эпюры. Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 5 22.03.02.2021.165.086 ПЗ КР 1 Кинематическая схема машинного агрегата 1.1 Условия эксплуатации машинного агрегата. 1 2 3 4 5 6 7 А М М Вид А – Поворотная колонна, 2 – механизм изменения вылета, 3 – двигатель, 4 – механизм подъема, 5 – упругая муфта со звездочкой, 6 – червячный редуктор, 7 – цилиндрическая зубчатая передача. Проектируемый машинный агрегат служит приводом механизма поворота крана и может использоваться на предприятиях различного направления. Привод состоит из электродвигателя, вал которого через упругую муфту соединен сведущим валом червячного редуктора с боковым расположением червяка и открытой зубчатой передачи, ведомый вал которой является основой поворотной колонны крана. Проектируемый привод работает в 2 смены в реверсивном режиме. Характер нагрузки - с малыми колебаниями. Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 6 22.03.02.2021.165.086 ПЗ КР 1.2 Срок службы приводного устройства Срок службы привода определяется по формуле L h = 365L Г К Г t c L c K c где Глет срок службы привода КГ – коэффициент годового использования КГ = 300/365 = 0,82 где 300 – число рабочих дней в году t c = 7 часов – продолжительность смены L c = 2 – число смен К с = 1 – коэффициент сменного использования. L h = 365·6·0,82·7·2·1 = 25140 часа Таблица 1.1 Эксплуатационные характеристики машинного агрегата Место установки гс с L h Характер нагрузки Режим работы Заводской цех 6 2 7 25140 С малыми колебаниями Реверсивный 2 ВЫБОР ДВИГАТЕЛЯ, КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА 2.1 Определение мощности и частоты вращения двигателя. 2.2 Требуемая мощность рабочей машины Р рм = Т где ω – угловая скорость колонны Частота вращения колонны n рм = 6·10 4 v/πD = 6·10 4 ·0,06/π300 = 3,8 об/мин 3 = nπ/30 = 3,8π/30 = 0,40 рад/с Р рм = Т = 1,3·0,40 = 0,52 кВт Общий коэффициент полезного действиям чпоппк2пс, где м = 0,98 – КПД муфты [1c.40], η чп = 0,72 – КПД закрытой червячной передачи, Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 7 22.03.02.2021.165.086 ПЗ КР оп = 0,94 – КПД открытой зубчатой передачи, η пк = 0,995 – КПД пары подшипников качения, пс = 0,99 – КПД пары подшипников скольжения, η = 0,98·0,72·0,94·0,995 2 ·0,99 = 0,650. Требуемая мощность двигателя Р тр = Р рм /η = 0,52/0,650 = 0,8 кВт. Для проектируемых машинных агрегатов рекомендуются трехфазные асинхронные короткозамкнутые двигатели серии А. Эти двигатели наиболее универсальны. Закрытое и обдуваемое исполнение позволяет применить эти двигатели для работы в загрязненных условиях, в открытых помещениях и т. п. Ближайшая большая номинальная мощность двигателя 1,1 кВт Определение передаточного числа привода и его ступеней Двигатели серии А выпускаются с синхронной частотой вращения 750, 1000, 1500 и 3000 об/мин Таблица 2.1 Выбор типа электродвигателя Вариант Двигатель Мощность Синхронная частота вращения, об/мин Номинальная частота вращения 1 4А71В2У3 1,1 3000 2810 2 АУ 1,1 1500 1420 3 4A80В6У3 1,1 1000 920 4 4A90LВ8У3 1,1 750 700 Общее передаточное число привода u = n 1 /n рм где n 1 – частота вращения вала электродвигателя. Рекомендуемые значения передаточных чисел - для червячной передачи 10÷35,5 - для открытой зубчатой 3÷7. Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 8 22.03.02.2021.165.086 ПЗ КР Принимаем для червячной передачи среднее значение u 1 =40,0 [2,c.54], тогда для открытой передачи u 2 = u/u 1 = u/40,0 Таблица 2.2 Передаточное число Передаточное число Варианты 1 2 3 4 Привода 750 372 246 184 Редуктора 40,0 40,0 40,0 40,0 Открытой передачи 18,8 9,3 6,15 4,60 Анализируя полученные значения передаточных чисел приходим к следующим выводам варианты 1 и 2 исключаем из-за того, что передаточное число редуктора выходит за рекомендуемые пределы. Электродвигатель с числом оборотов 750 не рекомендуется применять из-за больших габаритов, окончательно делаем выбор в пользу варианта 3 с электродвигателем 4A80В6У3. Выбираем асинхронный электродвигатель 4А80В6У3 [1c.406]: мощность - 1,1 кВт, синхронная частота – 1000 об/мин, рабочая частота 920 об/мин. 2.2 Определение передаточного числа привода и его ступеней Общее передаточное число привода u = n 1 /n рм = 920/3,8 = 246,1 Принимаем для червячной передачи u 1 = 40,0 [2,c.54], тогда для открытой передачи u 2 = u/u 1 = 246,1/40,0 = 6,15 Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 9 22.03.02.2021.165.086 ПЗ КР 2.3 Определение силовых и кинематических параметров привода Числа оборотов валов и угловые скорости n 1 = n дв = 920 об/мин 1 = 920π/30 = 97,9 рад/с n 2 = n 1 /u 1 = 920/40,0 = 23 об/мин 2 = 23π/30 = 2,41 рад/с n 3 = n 2 /u 2 = 23/6,15= 3,8 об/мин 3 = 3,8π/30 = 0,40 рад/с Фактическое значение скорости вращения колонны v = πDn 3 /6·10 4 = π300·3,8/6·10 4 = 0,10 мс Отклонение фактического значения от заданного δ = 0% Мощности передаваемые валами P 1 = P тр η м η пк = 800·0,98·0,995 = 780 Вт P 2 = P 1 η зп η пк = 780·0,72·0,995 = 559 Вт P 3 = P 2 η оп η пс = 559·0,94·0,99 = 550 Вт Крутящие моменты Т = P 1 / 1 = 780/97,9 = 8 Нм Т = 559/2,41 =232 Нм Т = 550/0,40 = 1375 Нм Результаты расчетов сводим таблицу Таблица 2.3 Силовые и кинематические параметры привода Вал Число оборотов об/мин Угловая скорость Рад/сек Мощность кВт Крутящий момент Нм Вал электродвигателя 920 97,9 0,8 9,1 Ведущий редуктора 920 97,9 0,78 8 Ведомый редуктора 23 2,41 0,559 232 Рабочий привода 3,8 0,40 0,55 1375 Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 10 22.03.02.2021.165.086 ПЗ КР 3 ВЫБОР МАТЕРИАЛОВ ЧЕРВЯЧНОЙ ПЕРЕДАЧИ ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДОПУСКАЕМЫХ НАПРЯЖЕНИЙ Принимаем, согласно рекомендациям [1c.53], для червяка сталь 45 с закалкой до твердости >HRC45. Ориентировочное значение скорости скольжения v s = 4,2u 2 10 -3 M 2 1/3 = 4,2 40,0 2,41 10 -3 429,0 1/3 = 3,1 мс, при v s <5 мс рекомендуется [1 c54] бронза БрА10Ж4Н4, способ отливки – центробежный в = 700 МПа, т = 460 МПа. Допускаемые контактные напряжения [ ] H = 300 – 25v s = 300 – 25 3,1 = 222 МПа. Допускаемые напряжения изгиба при реверсивной передаче [ ] F = 0,16 в K FL, где К – коэффициент долговечности. K FL = (10 6 /N эН ) 1/9 , где N эН – число циклов перемены напряжений. N эН = 573 2 L h = 573 2,41 25140 = 3,5 10 7 K FL = (10 6 /3,5 10 7 ) 1/9 = 0,730 [ ] F = 0,16 700 0,730 = 82 МПа. Таблица 3.1 Механические характеристики материалов червячной передачи Элемент передачи Марка стали Термообработка в σ -1 [σ] Н [σ] F Н/мм 2 Червяк 45 Закалка >HRC45 780 335 Колесо Сборное 222 82 Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 11 22.03.02.2021.165.086 ПЗ КР 4 РАСЧЕТ ЗАКРЫТОЙ ЧЕРВЯЧНОЙ ПЕРЕДАЧИ Межосевое расстояние 3 Т = 61(232,0 10 3 /222 2 ) 1/3 =125 мм принимаем а w = 125 мм Основные геометрические параметры передачи Модуль зацепления m = (1,5 1,7)a w /z 2 , где z 2 – число зубьев колеса. При передаточном числе 40,0 число заходов червяка z 1 = 1, тогда число зубьев колеса z 2 = z 1 u = 1 40,0 = 40,0 m = (1,5 1,7)125/40 = 4,7 5,3 мм, принимаем m = 5,0 мм. Коэффициент диаметра червяка q = (0,212 0,25)z 2 = (0,212 0,25)40 = 8,5 10 принимаем q = 10 Коэффициент смещения x = a/m – 0,5(q+z 2 ) = 125/5,0 – 0,5(10+40) = 0 Фактическое значение межосевого расстояния a w = 0,5m(q+z 2 +2x) = 0,5 5,0(10+40 – 2 0) = 125 мм Делительный диаметр червяка d 1 = qm =10 5,0 = 50,0 мм Начальный диаметр червяка d w1 = m(q+2x) = 5,0(10-2·0) = 50,0 мм Диаметр вершин витков червяка d a1 = d 1 +2m = 50,0+2 5,0 = 60 мм. Диаметр впадин витков червяка d f1 = d 1 – 2,4m = 50,0 – 2,4 5,0 = 38,0 мм. Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 12 22.03.02.2021.165.086 ПЗ КР Длина нарезной части червяка b 1 = (10+5,5|x|+z 1 )m + C = (10+5,5 0+2)5,0+0 = 60 мм. при х < 0 С = 0. Делительный угол подъема линии витка = arctg(z 1 /q) = arctg(1/10) = Делительный диаметр колеса d 2 = mz 2 = 5,0 40 = 200,0 мм. Диаметр выступов зубьев колеса d a2 = d 2 +2m(1+x) = 200,0+2 5,0(1-0) = 210,0 мм. Диаметр впадин зубьев колеса d f2 = d 2 – 2m(1,2 – x) = 200,0 – 2 5,0(1,2 + 0) = 188,0 мм. Наибольший диаметр зубьев колеса d am2 = d a2 +6m/(z 1 +2) = 210,0+6 5,0/(1+2) = 220,0 мм. Ширина венца колеса b 2 = 0,355a w = 0,355 125 = 44 мм. Фактическое значение скорости скольжения v s = u 2 d 1 /(2000cos ) = 40,0∙2,41 50,0/(2000cos 5,71 ) = 2,42 мс Уточняем значение допускаемого контактного напряжения [ ] H = 300 – 25v s = 300 – 25 2,42 = 239 МПа. Коэффициент полезного действия червячной передачи = (0,95 0,96)tg /tg( + ) где = 2,0º - приведенный угол трения [1c.74]. = (0,95 0,96)tg 5,71 /tg( 5,71 +2,0º) = 0,71. Силы действующие в зацеплении Окружная на колесе и осевая на червяке F t2 = F a1 = Т = 2 232 10 3 /200,0 = 2320 H. Радиальная на червяке и колесе F r1 = F r2 = F t2 tg = 2320 tg20 =844 H. Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 13 22.03.02.2021.165.086 ПЗ КР Окружная на червяке и осевая на колесе F t1 = F a2 = 2M 1 /d 1 = 2 8 10 3 /50,0 = 320 H. Расчетное контактное напряжение Н = 340(F t2 K/d 1 d 2 ) 0,5 , где К – коэффициент нагрузки. Окружная скорость колеса v 2 = 2 d 2 /2000 = 2,41 200,0/2000 = 0,24 мс при v 2 < 3 мс КН МПа, недогрузка (239 – 223)100/239,0 = 6,8% < 10%. Расчетное напряжение изгиба для зубьев колеса F = 0,7Y F2 F t2 K/(b 2 m), где Y F2 – коэффициент формы зуба колеса. Эквивалентное число зубьев колеса z v2 = z 2 /(cos ) 3 = 40/(cos 5,71 ) 3 = 40,6 Y F2 = 1,54. F = 0,7 1,54 2320 1,0/(44 5,0) = 11,4 МПа. Условие F < [ ] F = 82 МПа выполняется. Так как условия 0,85< H < 1,05[ H ] и F < [ F ] выполняются, то можно утверждать, что устойчивая работа червячной закрытой передачи обеспечена в течении всего срока службы привода. Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 14 22.03.02.2021.165.086 ПЗ КР 5 РАСЧЕТ ОТКРЫТОЙ ПЕРЕДАЧИ Выбор материалов передачи Принимаем, согласно рекомендациям [1c.52], сталь 45: шестерня термообработка – улучшение – НВ235÷262 [1c.53], колесо термообработка – нормализация – НВ179÷207. Средняя твердость зубьев НВ 1ср = (235+262)/2 = 248 НВ 2ср = (179+207)/2 = 193 Допускаемые контактные напряжения [σ] H = K HL [σ] H0 , где K HL – коэффициент долговечности K HL = (N H0 /N) 1/6 , где N H0 = 1·10 7 [1c.55], N = 573ωL h = 573·0,40·25,1·10 3 = 5,8·10 Так как N > N H0 , то К = 1. [σ] H2 = 1,8HB+67 = 1,8·193+67 = 414 МПа. Допускаемые напряжения изгиба [σ] F = K FL [σ] F0 , где K FL – коэффициент долговечности Так как N > N F0 = 4·10 6 , то К = 1. [σ] F01 = 1,03HB 1 = 1,03·248 = 255 МПа. [σ] F02 = 1,03HB 2 = 1,03·193 = 199 МПа. [σ] F1 = 1·255 = 255 МПа. [σ] F2 = 1·199 = 199 МПа. Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 15 22.03.02.2021.165.086 ПЗ КР Межосевое расстояние 3 2 2 2 ] [ ) 1 ( ba H H a w u K T u K a , где Ка = 49,5 – для прямозубых передач [1c.58], ψ ba = 0,20 – коэффициент ширины колеса, КН = 1,0 – для прирабатывающихся колеса мм принимаем согласно ГОСТа мм. Модуль зацепления m > 2K m T 2 /(d 2 b 2 [σ] F ), где K m = 6,8 – для прямозубых колес, d 4 – делительный диаметр колеса, d 4 = 2a w u/(u+1) = 2·400·6,15/(6,15+1) = 688 мм, b 4 – ширина колеса b 4 = ψ ba a w = 0,25·400 =100 мм. m > 2·6,8·1375·10 3 /688·100·199 = 2,38 мм, в открытых передачах расчетное значение модуля увеличивают на 30%, поэтому принимаем по ГОСТ 9563-60 m = 4,0 мм. Основные геометрические размеры передачи Суммарное число зубьев z c = 2a w /m = 2·400/4,0 = 200 Число зубьев шестерни z 3 = z c /(u+1) = 200/(6,15+1) =28 Число зубьев колеса z 4 = z c – z 3 = 200 – 28 =172 Фактическое передаточное число u = z 4 /z 3 =172/28 = 6,14. Фактическое межосевое расстояние a w = (z 3 +z 4 )m/2 = (172+28)·4,0/2 = 400 мм. Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 16 22.03.02.2021.165.086 ПЗ КР делительные диаметры d 3 = mz 13 = 4,0·28 =112 мм, d 4 = 4,0·172= 688 мм, диаметры выступов d a3 = d 3 +2m =112+2·4,0 =120 мм d a4 = 688+2·4,0 = 696 мм диаметры впадин d f3 = d 3 – 2,4m =112 – 2,5·4,0 =102 мм d f4 = 688 – 2,5·4,0 = 678 мм ширина колеса b 4 = ba a w = 0,25·400 =100 мм ширина шестерни b 3 = b 4 + 5 =100+5 =105 мм Окружная скорость v = ω 2 d 3 /2000 = 2,41·112/2000 = 0,13 мс Принимаемую степень точности. Силы действующие в зацеплении - окружная F t2 = 2T 2 /d 3 = 2·232·10 3 /112 = 4143 H - радиальная F r2 = F t2 tg = 4143tg20º =1508 H Расчетное контактное напряжение 2 2 ) 1 ( b d K K K u F K Hv H H t H , где К = 436 – для прямозубых колес [1c.61], КН = 1 – для прямозубых колес, КН = 1,0 – для прирабатывающихся зубьев, КН = 1,02 – коэффициент динамической нагрузки [1c.62]. σ H = 436[4143(6,14+1)1,0·1,0·1,02/(688·100)] 1/2 = 393 МПа. недогрузка (414 – 393)100/414 = 5,2% допустимо 10%. Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 17 22.03.02.2021.165.086 ПЗ КР Расчетные напряжения изгиба σ F4 = Y F4 Y β F t K Fα K Fβ K Fv /(mb 2 ), где Y F4 – коэффициент формы зуба, Y β = 1 – для прямозубых колес, K Fα = 1,0 – для прямозубых колес, K Fβ = 1 – для прирабатывающихся зубьев K Fv = 1,05 – коэффициент динамической нагрузки [1c.64]. Коэффициент формы зуба при z 3 = 28 → Y F3 = 3,81, при z 4 = 172 → Y F4 = 3,61. σ F4 = 3,61·1,0·4143·1,0·1,0·1,05/4,0·100 = 73 МПа < [σ] F4 σ F3 = σ F4 Y F3 /Y F4 = 73·3,81/3,61 = 78 МПа < Так как условия 0,85< H < 1,05[ H ] и F < [ F ] выполняются, то можно утверждать, что устойчивая работа зубчатой открытой передачи обеспечена в течении всего срока службы привода. Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 18 22.03.02.2021.165.086 ПЗ КР 6 НАГРУЗКИ ВАЛОВ РЕДУКТОРА Силы действующие в зацеплении червячной передачи Окружная на колесе и осевая на червяке F t2 = F a1 = 2320 H. Радиальная на червяке и колесе F r1 = F r2 =844 H. Окружная на червяке и осевая на колесе F t1 = F a2 = 320 H. Консольная сила от муфты действующая на быстроходный вал м = Т 1/2 = 100·14,7 1/2 = 282 Н Консольная силы действующие на тихоходный вал Окружная F t2 = 4143 H Радиальная F r2 = 1508 H Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 19 22.03.02.2021.165.086 ПЗ КР Рис. 6.1 – Схема нагружения валов червячного редуктора Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 20 22.03.02.2021.165.086 ПЗ КР 7 ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ. ЭСКИЗНАЯ КОМПОНОВКА РЕДУКТОРА. Материал быстроходного вала – сталь 45, термообработка – улучшение в = 780 МПа Допускаемое напряжение на кручение к = 10÷25 МПа Диаметр быстроходного вала к где Т – передаваемый момент d 1 = (16∙8·10 3 /π10) 1/3 = 19 мм Ведущий вал редуктора соединяется с помощью стандартной муфты с валом электродвигателя диаметром d дв = 24 мм, d 1 = (0,8 1,2)d дв = (0,8 1,2)24 = 19 29 мм принимаем диаметр выходного конца d 1 = 30 мм длина выходного конца l 1 = (1,0 1,5)d 1 = (1,0 1,5)30 = 30 45 мм, принимаем l 1 = 40 мм. Диаметр вала под уплотнением d 2 = d 1 +2t = 30+2 2,5 = 35,0 мм, где t = 2,5 мм – высота буртика принимаем d 2 = 40 мм длина вала под уплотнением l 2 1,5d 2 =1,5 40 = 60 мм. Диаметр вала под подшипник d 4 = d 2 = 40 мм. Вал выполнен заодно с червяком Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 21 22.03.02.2021.165.086 ПЗ КР Диаметр выходного конца тихоходного вала d 1 = (232·10 3 /π20) 1/3 = 48 мм принимаем диаметр выходного конца d 1 = 50 мм Диаметр вала под уплотнением d 2 = d 1 +2t = 50+2 2,8 = 56,6 мм, где t = 2,8 мм – высота буртика принимаем d 2 = 55 мм . Длина вала под уплотнением l 2 1,25d 2 =1,25 55 = 68 мм. Диаметр вала под подшипник d 4 = d 2 = 55 мм. Диаметр вала под колесом d 3 = d 2 + 3,2r = 55+3,2 3,0 = 64,6 мм, принимаем d 3 = 65 мм. Выбор подшипников. Предварительно назначаем для быстроходного вала радиально- упорные роликоподшипники средней серии №27308, а для тихоходного вала роликоподшипники легкой широкой серии №7511 Таблица 2. Размеры и характеристика выбранного подшипника № d, мм D, мм B, мм C, кН C 0 , кН е Y 27308 40 90 25 48,4 37,1 0,786 0,763 7511 55 100 27 80,0 61,0 0,36 1,666 При установке радиально-упорных подшипников необходимо учитывать, что радиальные реакции считают приложенными к валу в точках пересечения нормалей, проведенных к серединам контактных площадок. Для конических роликоподшипников поправка а а = В + (d+D)e/6. а = 25/2+(40+90)∙0,786/6 = 29 мм. а = 27/2+(55+100)∙0,36/6 = 23 мм. Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 22 22.03.02.2021.165.086 ПЗ КР 8 РАСЧЕТНАЯ СХЕМА ВАЛОВ РЕДУКТОРА Схема нагружения быстроходного вала Рис. 8.1 Расчетная схема быстроходного вала. Горизонтальная плоскость. Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры А m A = 95F t – 190B X + м = 0 Отсюда находим реакцию опоры В в плоскости XOZ B X =(320·95 + 282·100)/190 = 309 H Реакция опоры А в плоскости XOZ A X = B X + М – F t = 309 + 282 – 320 = 271 H Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 23 22.03.02.2021.165.086 ПЗ КР Изгибающие моменты в плоскости XOZ M X1 = 309·95 = 29,4 Нм M X2 = 282·100= 28,2 Нм Вертикальная плоскость. Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры А m A = 95F r –190B Y – F a1 d 1 /2 = 0 Отсюда находим реакцию опор A и В в плоскости YOZ B Y = (844·95 –2320·50,0/2)/190 = 117 H A Y = F r – B Y =844 – 117 =727 H Изгибающие моменты в плоскости YOZ M Y = 117·95 = 11,1 Нм M Y =727·95 = 69 Нм Суммарные реакции опор А = АХАХ Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 24 22.03.02.2021.165.086 ПЗ КР Схема нагружения тихоходного вала Рис. 8.2 Расчетная схема тихоходного вала. Горизонтальная плоскость m A = F t3 216 – D x 108 + F t2 54 = 0; х = (4143 216 + 2320 54)/108 =9360 Н х = D x – F t3 – F t2 =9360 – 4143 – 2320 = 2897 Н Изгибающие моменты М х1 = 2897 54 = 156,4 Нм М х2 = 4143 108= 447,4 Нм. Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 25 22.03.02.2021.165.086 ПЗ КР Вертикальная плоскость m A = F r2 54 + D y 108 – F a2 d 2 /2 – F r3 216 = 0 D y = (1508 216 –844 54 – 320 200,0/2)/108 = 2298 Н C y = F r2 + D y – F r3 =844+2298 –1508 = 1634 НМ Нм М = 1508 108= 163 Нм М = 1508 162 – 2298 54 =120,2 Нм Суммарные реакции опор C = (C x 2 +C y 2 ) 0,5 = (2897 2 +1634 2 ) 0,5 = 3326 H, D = (9360 2 +2298 2 ) 0,5 =9638 H, Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 26 22.03.02.2021.165.086 ПЗ КР 9 ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ Быстроходный вал Эквивалентная нагрузка P = (XVF r + YF a )K б К Т где Х – коэффициент радиальной нагрузки Y – коэффициент осевой нагрузки V = 1 – вращается внутреннее кольцо F r – радиальная нагрузка Y – коэффициент осевой нагрузки F a – осевая нагрузка б = 1,5 – коэффициент безопасности при нагрузке с умеренными толчками [1c214]; К Т = 1 – температурный коэффициент. Осевые составляющие реакций опор S A = 0,83eA = 0,83 0,786 1376= 898 H, S B = 0,83eB = 0,83 0,786 541 = 353 H. Результирующие осевые нагрузки F aA = А = 898 H, В = А =898 +2320 = 3218 H, Проверяем наиболее нагруженный подшипник В. Отношение F a /F r = 3218/330 =9,8 > e, следовательно Х Y=0,763. Р = (0,4 1,0 330 +0,763 3218)1,5 1,0 = 2588 Н. Требуемая грузоподъемность подшипника Стр = Р 6 ) 0,3 = = 2588(573 97,9 25,14/10 6 ) 0,3 = 34,7 к < C= 48,4 кН Условие Стр < C выполняется. Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 27 22.03.02.2021.165.086 ПЗ КР Расчетная долговечность подшипников 33 , 3 6 60 10 P C n L h = 10 6 (48,4 10 3 /2588) 3,333 /60 920 = 314225 часов, больше ресурса работы привода, равного 25140 часов. Тихоходный вал Эквивалентная нагрузка Осевые составляющие реакций опор S C = 0,83eC = 0,83 0,360 3326 = 993 H, S D = 0,83eD = 0,83 0,360 9638 = 2880 H. Результирующие осевые нагрузки F aC = S C =993 H, F aD = S C + F a =993+ 320 = 1313 H. Проверяем наиболее нагруженный подшипник D. Отношение F a /F r = 320/9638 = 0,14 < e, следовательно Х Y=0. Р = (1,0 1,0 9638+0)1,5 1,0 =14500 Н. Требуемая грузоподъемность подшипника Стр = Р 6 ) 0,3 = =14500(573 2,41 25,14/10 6 ) 0,3 = 52,9 к < C = 80,0 кН Условие Стр < C выполняется. Расчетная долговечность подшипников 3333 , 3 6 60 10 P C n L h = 10 6 (80,0 10 3 /14500) 3,3333 /60 23 = 271880 часов, больше ресурса работы привода, равного 25140 часов. Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 28 22.03.02.2021.165.086 ПЗ КР 10 КОНСТРУКТИВНАЯ КОМПОНОВКА ПРИВОДА Конструктивные размеры колеса Диаметр ступицы ст = 1,6d 3 = 1,6·65 =104 мм. Длина ступицы ст = (1÷1,5)d 3 = (1÷1,5)65 = 65÷98 мм, принимаем l ст = 70 мм Толщина обода S = 0,05d 2 = 0,05·200 =10 мм S 0 = 1,2S = 1,2·10= 12 мм Толщина диска С = 0,25b = 0,25·44 =11 мм Основные размеры ступеней валов (длины и диаметры) рассчитаны в пункте 7. Переходные участки между ступенями выполняются в виде канавки шириной b = 3 мм или галтели радиусом r = 1 мм. Червяк выполняется заодно с валом. Размеры червяка d а = 60 мм, b 1 = 60 мм. В проектируемом редукторе для соединения валов с деталями, передающими вращающий момент, применяются шпоночные соединения. Используем шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78. Длина шпонки принимается на 5…10 мм меньше длины ступицы насаживаемой детали. Посадка для червячного колеса Н. В проектируемом редукторе используется консистентная смазка подшипниковых узлов. Для изолирования подшипникового узла от внутренней полости редуктора применяются уплотнительные шайбы толщиной мм, а изоляция выходных участков валов от окружающей Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 29 22.03.02.2021.165.086 ПЗ КР среды достигается с помощью манжетных уплотнений по ГОСТ 8752-79. Внутренне кольцо подшипника упирается в уплотнительную шайбу, а наружное фиксируется распорной втулкой между подшипником и врезной крышкой подшипника. Толщина стенок корпуса и крышки редуктора = ат мм принимаем = 8 мм Толщина фланцев b = 1,5 = 1,5·8 = 12 мм Толщина нижнего пояса корпуса р = 2,35 = 2,35·8 = 20 мм Диаметр болтов - фундаментных d 1 = 0,036a т + 12 = 0,036·125 + 12 = 16,5 мм принимаем болты М - крепящих крышку к корпусу у подшипников d 2 = 0,75d 1 = 0,75·16 = 12 мм принимаем болты М - соединяющих крышку с корпусом d 3 = 0,6d 1 = 0,6·16 = 10 мм принимаем болты М. Шестерня открытой передачи Размеры шестерни d а = 120,0 мм, b 3 =105 мм, β = 0. Фаска зубьев n = 0,5m = 0,5∙4,0 = 2,0 мм, принимаем n = 2,0 мм. Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 22.03.02.2021.165.086 ПЗ КР Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 30 22.03.02.2021.165.086 ПЗ КР Колесо открытой передачи Размеры шестерни d а =696,0 мм, b 4 =100 мм, β = 0. Фаска зубьев n = 0,5m = 0,5∙4,0 = 2,0 мм, принимаем n = 2,0 мм. Диаметр вала под колесом к = (16·1375·10 3 /π20) 1/3 = 85 мм Принимаем d 1 = 85 мм Диаметр ступицы ст = 1,55d 3 = 1,55·85 =132 мм. Длина ступицы ст = b =100 мм, Толщина обода S = 2,2m+0,05b 2 = 2,2 4+0,05·100=13,8 мм принимаем S =14 мм Толщина диска С = 0,25b = 0,25·100= 25 мм Для передачи вращающего момента с вала электродвигателя на ведущий вал редуктора выбираем муфту упругую со звездочкой по ГОСТ 14084-93 с допускаемым передаваемым моментом [T] =125 Нм. Расчетный вращающий момент передаваемый муфтой Т р = Т = 1,5·8 = 12 Нм < [T] Условие выполняется где k = 1,5– коэффициент режима нагрузки Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 31 22.03.02.2021.165.086 ПЗ КР Смазка червячного зацепления Смазка червячного зацепления осуществляется за счет разбрызгивания масла двумя брызговиками, установленными на червячном валу Объем масляной ванны V = (0,5 0,8)N = (0,5 0,8)1,443 1,0 л Рекомендуемое значение вязкости масла при v = 2,4 мс и контактном напряжении в МПа =22·10 -6 мс. По этой величине выбираем масло индустриальное И-Т-Д-220 Смазка подшипниковых узлов. Так как надежное смазывание подшипников за счет разбрызгивания масла возможно только при окружной скорости больше 3 мс, то выбираем пластичную смазку по подшипниковых узлов – смазочным материалом УТ-1. Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 32 22.03.02.2021.165.086 ПЗ КР ЗАКЛЮЧЕНИЕ На основании исходных данных был произведен кинематический расчет привода, на основании кинематического расчета выбран электродвигатель. Произведен расчет открытой цилиндрической передачи. Подобран материал для изготовления червяков и червячных колес, определены силы, действующие в зацеплениях, произведен проверочный расчет на контактную и изгибную выносливость зубьев. После проектного расчета валов редуктора, подбора подшипников была выполнена эскизная компоновка редуктора. Разработаны в соответствии с заданием на проектирование необходимые чертежи валов, колеси сборочный чертеж червячного редуктора Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 33 22.03.02.2021.165.086 ПЗ КР Литература 1. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин.–М.: Высш. шк, 1991.–432 с. 2. Курсовое проектировании деталей машин. /С.А. Чернавский, КН. Боков, ИМ. Чернин и др. – М Машиностроение, 1988. – 416 с. 3. Чернилевский Д.В. Проектирование деталей машин и механизмов. – М Высш. шк. 1980. 4. Леликов ОП. Курсовое проектирование. – М.:Высш.шк.,1990. 5. Дунаев Н.В. Детали машин. Курсовое проектирование. – М.:Высш. шк, 2002. 6. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. Т – М.:Машиностроение, 1978. 7. Федоренко В.А., Шошин АИ. Справочник по машиностроительному черчению. – Л Машиностроение, 1988. 8. Ахлюстина В.В., Логунова ЭР. Расчет на прочность деталей машин учебное пособие. – Челябинск издательство – ЮурГУ 2004. 9. Ахлюстина В.В., Логунова ЭР. Детали машин учебное пособие. – Челябинск издательство – ЮурГУ 2005. Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 34 22.03.02.2021.165.086 ПЗ КР |