АгасянРК 17-МБ-ЭТ1 КП ДМиОК. Реферат Курсовой проект 55 с, 10 рис, 11 табл, 4 источника, иллюстративная часть 1 лист формата А, 1 лист формата Аи лист формата А.
 Скачать 2.69 Mb.
|
|
6 Эскизная компоновка 6.1 Конструирование валов Шестерня может быть выполнена с валом как одна деталь (вал – шестерня, если выполняется следующее условие d f ≤ 1,6 d б ; (29) где d f1 – диаметр окружности впадин шестерни б – диаметр буртика. Для быстроходного вала, мм 82 ≤ 1,6 ∙ 45; 82 ≤ 72. Для промежуточного вала, мм 91,2 ≤ 1,6 ∙ 50; 91,2 ≤ 80. Условие (29) не выполняется, следовательно, быстроходный и промежуточный валы изготавливается, как валы изготавливаются отдельно от шестерней. 6.2 Предварительный выбор подшипников В редукторах применяют в основном подшипники качения. Выбор типа подшипника зависит от нагрузок, действующих навал. В нашем случае действуют радиальные силы, окружные и осевые силы, поэтому применяем ради- ально-упорные однорядные шарикоподшипники из ГОСТ 831-75. Выбор его типоразмера зависит от диаметра вала под подшипник. Выбранные подшипники и их параметры представим в таблице 10. Таблица 10 – Выбор радиальных шарикоподшипников Наименование вала Обозначение подшипника Размеры, мм Грузоподъемность, кН d D B r С С Быстроходный 46 208 40 80 1 8 2 36,8 21,3 Промежуточный 46 208 40 80 1 8 2 36,8 21,3 Тихоходный 46310 60 1 30 31 3 ,5 100 65,3 Изм Лист № документа Подпись Дата КПДМ 07.01.00.000ПЗ Лист 39 Рисунок 7 – Эскиз радиально-упорного однорядного подшипника (ГОСТ 831-775) 6.3 Выбор способа смазки передачи и подшипников Зубчатая цилиндрическая передача в горизонтальном редукторе смазывается жидким маслом методом окунания колеса в масляную ванну, роль которой играет корпус редуктора. Подшипники смазываются масляным туманом, так как величина окружной скорости в зацеплениях зубчатых колес V более 2,5 мс, 6.4 Выбор крышек подшипниковых узлов и уплотнений Для герметизации подшипниковых узлов редуктора и осевой фиксации подшипников применяются крышки. Размеры крышек определяют в зависимости от диаметра наружного кольца подшипника D. Глухие торцевые крышки выбираются из [1, с, табл. Б, торцевые крышки с отверстием выбираются из [1, с, табл. Б. Для предотвращения вытекания смазочного материала из подшипниковых узлов, а также защиты их от попадания пыли, грязи и влаги, в крышках с отверстием для выходного конца вала размещается уплотнение. Они выбираются из [1, с, табл. Б по диаметру вала под уплотнение. Вовремя работы привода происходит нагрев деталей и масла, что приводит к линейному удлинению валов редуктора. Для компенсации этого расширения предусматривают осевой зазор в подшипниковых узлах а = 0,2…0,5 мм, который на чертежах общего вида не показывается. При применении торцовых крышек регулировка осевого зазора производится с помощью набора металлических прокладок, которые устанавливаются под фланец крышки. Торцовые крышки подшипниковых узлов крепятся к корпусу редуктора с помощью потайных винтов, а для того, чтобы не было их самоотвинчивания при вибрации, подголовки винтов могут подкладываться пружинные шайбы. КПДМ 07.01.00.000ПЗ Лист 40 Изм Лист № документа Подпись Дата 6.5 Графическая часть эскизной компоновки редуктора Рисунок 9 – Эскиз редуктора Изм Лист № документа Подпись Дата КПДМ 07.01.00.000ПЗ Лист 41 Длины участков валов, мм, получаются из следующих рассуждений Длины участков валов L 1 , L 8 под полумуфту, которые равны L 1,8 = 1,5 В (31) где В – диаметр выходного участка вала, мм. Длины участков валов L 2 , L 4 , L 5 , L 7 , L 9 , L 11 под крышку с уплотнением и подшипник, которые рассчитываются по зависимости L B H 5; (32) где B – ширина соответствующего подшипника (см. в пункте 6.2), мм H – ширина соответствующей крышки [1, с, табл. Б, мм. Длины участков валов L 3 , L 6 , L 10 находящихся внутри корпуса редуктора определяются по зависимости L 3,6,10 = (ст + 2 ∙ X) + (ст + 2 ∙ X); (33) где b – ширина шестерни, мм X - граница внутренней стенки редуктора, определяется из интервала. X = 8…12 мм, примем X = 10 мм. Длины участков валов L 4 , L 5 , L 7 , L 11 под подшипник, которые определяются по формуле L 4,5,7,11 B; (34) где B – ширина соответствующего подшипника, мм. Посчитаем быстроходный вал, мм L 1 = 1,5 ∙ 32 = 48; L 2 = 18 + 12 + 5 = 35; L 3 = (88 + 2 ∙ 10) + (85 + 2 ∙ 10) = 205; L 4 = 18 Посчитаем промежуточный вал, мм L 5 = L 7 = 18; L 6 = L 3 = 205. Изм Лист № документа Подпись Дата КПДМ 07.01.00.000ПЗ Лист 42 Посчитаем тихоходный вал, мм L 8 = 1,5 ∙ 52 = 78; L 9 = 31 + 23 + 5 = 59; L 10 = L 6 = L 3 = 205; L 11 = 31 . Изм Лист № документа Подпись Дата КПДМ 07.01.00.000ПЗ Лист 43 7 Определение внутренних силовых факторов в сечениях тихоходного вала Рисунок 10 - Схема нагрузки тихоходного вала, эпюры внутренних силовых факторов. Изм Лист № документа Подпись Дата КПДМ 07.01.00.000ПЗ Лист 44 B B A ( ) А из из из из из из из 2 Величины F r 3 , F a3 , F t3 и d были посчитаны в пункте 3.2. Величины F r 5 , F t5 были посчитаны в пункте 4. Рассмотрим вертикальную плоскость Ос. (36) r 3 B a3 ( r 5 Из формулы (35) находим R B , м F r ∙(a+b+c)+F r ∙a–F a d ∙( ) R B = 5 3 a+b 3 2 ; (37) Подставим значения в формулу (37): 3899,2∙0,327+1289∙0,071–1188,9∙ 0,4013 R B = 2 = 5612,2 H; B 0,236 ∑M B = 0; (38) −R B ∙ (a + b) + F r ∙ b − F r 5 ∙ c − F a 3 ∙ d = 0. (39) 2 Из формулы (39) находим R B , м F r ∙ b–F r ∙ c–F a d ∙( ) R B = 3 5 3 2 ; (40) A a+b Подставим значения в формулу (40): 1289∙0,165–3899,2∙0,091–1188,9∙ 0,4013 R B = 2 = −1613,1 H. A Проверка 0,236 −R B − F r + R B − F r + а = 0 . (41) A 3 B 5 3 Подставим значения в формулу (41): −1613,1 − 1289 + 5612,2 − 3899,2 = 0. Находим изгибающий момент на участках 1) 0 ≤ x 1 ≤ a. M B = R B ⋅ x 1 (42) из A При x 1 При x 1 = 0: M B(0) = 0; = a: M B(a) = 1613,1 ⋅ 0,071 = 114,5 Нм) из A При x 2 При x 2 = a: M B(a) = 1613 ⋅ 0,071 − 1289 ⋅ 0,071 = 23 Н = b: M B(b) = 1613 ⋅ 0,165 − 1289 ⋅ 0,165 = 53,5 Нм. 3) 0 ≤ x 3 ≤ с. M B = −F r5 ⋅ x 3 (44) При x 3 При x 3 = 0: M B(0) = 0; = с с = −3899,2 ⋅ 0,091 = −354,8 Нм. Рассмотрим горизонтальную плоскость О ∑M A = 0; (45) −F t ∙ a − Гс Изм Лист № документа Подпись Дата КПДМ 07.01.00.000ПЗ Лист 45 3 B А из из из из из из из из из из Из формулы (46) находим Гм Гс Подставим значения в формулу (47): Г = 10712,9∙0,327–3337,1∙0,071 = 13839,7 ; B 0,236 ∑M B = 0; (48) Г ∙ (a + b) + F t ∙ b + F t ∙ c = 0. (49) A 3 5 Из формулы (49) находим Гм Га Подставим значения в формулу (50): Г = –3337,1∙0,071–10712,9∙0,091 = −6463,9H. Проверка A Г − F t 0,236 − Г + F t = 0 . (51) A 3 B 5 Подставим значения в формулу (51): 6463,9 − 3337,1 − 13839,7 + 10712,9 = 0. Находим изгибающий момент на участках 1) 0 ≤ x 1 ≤ a. Г = Г ⋅ x 1 (52) из A При x 1 При x 1 = 0: Г = 0; = a: Г = 6463,9 ⋅ 0,071 = 458,9 Нм. Г = Г ⋅ x 2 − F t3 ⋅ x 2 (53) из A При x 2 При x 2 = a: Г = 6463,9 ⋅ 0,071 − 3337,1 ⋅ 0,071 = 222 Нм Г = 6463,9 ⋅ 0,165 − 3337,1 ⋅ 0,165 = 515,9 Нм с. Г = F t5 ⋅ x 3 (54) При x 3 При x 3 = 0: Гс Гс = 10712,9 ⋅ 0,091 = 974,9 Нм. Далее необходимо построить суммарную эпюру изгибающих моментов, Нм, по зависимости M X = ƒ(M T ) 2 + (M B ) 2 (55) из из из Подставим значения в формулу (8.21): M X = ƒ(114,5) 2 + (458,9) 2 = 473 Нм Нм Навал также действует крутящий момент T 4 , который мы посчитали в пункте 1, его также изобразим на схеме. Изм Лист № документа Подпись Дата КПДМ 07.01.00.000ПЗ Лист 46 Æ Æ B B В h 3 8 Проверка подшипников на долговечность Для проверки подшипников на долговечность необходимо сначала определить суммарные радиальные реакции в опорах вала. В опоре А суммарная реакция R X , Н, равна R X = J(R B ) 2 + (R T ) 2 ; Æ Æ Æ R X = ƒ1613,1 2 + 6463,9 2 = 6662,1 H. В опоре В суммарная реакция R X , Н, равна R X = J(R B ) 2 + (R T ) 2 ; B B B R X = ƒ5612,2 2 + 13839,7 2 = 14934 H. Подшипники для тихоходного вала проверяются на долговечность по наиболее нагруженной опоре. В рассматриваемом примере более нагружена опора А, радиальная сила в которой равна F r R X 14934 Н . Долговечность выбранных шарикоподшипников Lh , ч, определяется по формуле : L = 10 6 60⋅n С) ; (56) P где n = 22,07 мин – частота вращения тихоходного вала C = 71800 Н – динамическая грузоподъемность подшипника тихоходного вала Р – приведенная нагрузка, Н, которая для постоянного режима нагружения определяется по зависимости Р F r VС Р К Т , (57) где V коэффициент, учитывающий, какое кольцо подшипника вращается. При вращении внутреннего кольца подшипника V 1; С Р = 1,2 коэффициент режима нагрузки ; К Т = 1 температурный коэффициент. Приведенная нагрузка по формуле (57) равна Р 14934 1 1,2 1 17921 Н . Изм Лист № документа Подпись Дата КПДМ 07.01.00.000ПЗ Лист 47 ⋅ h Расчетная долговечность подшипника должна быть не меньше ресурса привод. В данном примере при сроке службы привода – 4 года, двухсменной работе (16 часов) и 260 рабочих днях в году ресурс привода равен L = 4·16·260 = 16640 ч. Долговечность подшипника по формуле (56) равна 10 6 L h = 60 ⋅ 22,07 ⋅ ( 100 3 ) = 31207 ч ≥ 16640 ч. Изм Лист № документа Подпись Дата КПДМ 07.01.00.000ПЗ Лист 48 17921 9 Выбор шпонок и проверка их на прочность Выбор сечения шпонки осуществляется по диаметру вала d. Длина шпонки выбирается на 5…10 мм короче длины ступицы сопрягаемой с валом детали из стандартного ряда. Параметры шпонок берем из [4, с, табл. 4.64]. Выбранная шпонка проверяется на смятие по условию прочности ≤ м (58) где см – расчетное напряжение смятия, МПа, определяемое по формуле см = 2⋅T i d⋅(h–t 1 )⋅Sp ; (59) где T i – вращающий момент, Н мм, передаваемый валом d – диаметр вала, мм h – высота шпонки, мм b – ширина шпонки, мм t 1 – глубина паза навалу, мм lp – расчетная длина шпонки, мм, которая для призматической шпонки с закругленными торцами равна lp = l − b; (60) м допускаемое напряжение смятия, которое для стальной ступицы равно 80 … 120 МПа l – нормированная длина шпонки. Проверяем шпонки на смятие по формуле (59). 1) Быстроходный вал входной участок. Вращающий момент передаваемый валом T i = 56,46 Нм. Диаметр вала d = 32 мм, пос, табл. Б выбираем сечение шпонки b x h = 10 мм x 8 мм. Глубина шпоночного паза в валу t 1 = 5 мм. Нормированная длина шпонки равна 40 мм. Тогда по зависимости (66): lp = 40 -10 = 30 мм см = 2⋅56,46⋅10 3 32⋅(8–5)⋅30 = 39,2 МПа ≤ 120 МПа Изм Лист № документа Подпись Дата КПДМ 07.01.00.000ПЗ Лист 49 2) Быстроходный вал шестерня. Вращающий момент передаваемый валом T i = 56,46 Нм. Диаметр вала d = 45 мм, пос, табл. Б выбираем сечение шпонки b x h = 14 мм x 9 мм. Глубина шпоночного паза в валу t 1 = 5,5 мм. Нормированная длина шпонки равна 45 мм. Тогда по зависимости (66): lp = 45 -14 = 31 мм 2 ⋅ 56,46 ⋅ 10 3 o см = 45 ⋅ (9 − 5,5) ⋅ 31 = 23,1 МПа ≤ 120 МПа 3) Промежуточный вал шестерня. Вращающий момент передаваемый валом T i = 172,54 Нм. Диаметр вала d = 45 мм, пос, табл. Б выбираем сечение шпонки b x h = 14 мм x 9 мм. Глубина шпоночного паза в валу t 1 = 5,5 мм. Нормированная длина шпонки равна 50 мм. Тогда по зависимости (66): lp = 50 - 14 = 36 мм см = 2⋅172,54∙10 3 45⋅(9–5,5)⋅36 = 60,9 МПа ≤ 120 МПа 4) Промежуточный вал зубчатое колесо. Вращающий момент передаваемый валом Нм. Диаметр вала d = 45 мм, пос, табл. Б выбираем сечение шпонки b x h = 14 мм x 9 мм. Глубина шпоночного паза в валу t 1 = 5,5 мм. Нормированная длина шпонки равна 80 мм. Тогда по зависимости (66): lp = 80 - 14 = 66 мм o = 2⋅172,54⋅10 = 33,2 МПа ≤ 120 МПа см 45⋅(9–5,5)⋅66 5) Тихоходный вал зубчатое колесо. Вращающий момент передаваемый валом T i = 669,59 Нм. Диаметр вала d = 66 мм, пос, табл. Б выбираем сечение шпонки b x h = 20 мм x 12 мм. Глубина шпоночного паза в валу t 1 = 7,5 мм. Нормированная длина шпонки равна 82 мм. Тогда по зависимости (66): lp = 82 - 20 = 62 мм o = 2⋅669,59⋅10 = 72,7 МПа ≤ 120 МПа см 66⋅(12–7,5)⋅62 6) Тихоходный вал выходной участок. Вращающий момент передаваемый валом T i = 669,59 Нм. Диаметр вала d = 63 мм, пос, табл. Б выбираем сечение шпонки b x h = 16 мм x 10 мм. Глубина шпоночного паза в валу t 1 = 6 мм. Нормированная длина шпонки равна 90 мм. Тогда по зависимости (66): Изм Лист № документа Подпись Дата КПДМ 41.08.00.000 ПЗ Лист 49 3 3 lp = 52 - 16 = 44 мм 2 o = 2∙669,59⋅10 = 73,2 МПа ≤ 120 МПа см 52⋅(10–6)⋅81 Выбранная шпонка проверяется на срез по условию прочности τ ≤ р (67) где р – расчетное напряжение среза, МПа, определяемое по формуле р = 2⋅T i d⋅b⋅Sp ; (68) где T i – вращающий момент, Н мм, передаваемый валом d – диаметр вала, мм b – ширина шпонки, мм lp – расчетная длина шпонки р допускаемое напряжение среза, которое для стальной ступицы равно 60 … 90 МПа. Проверяем шпонки на срез по формуле (62): 1) Быстроходный вал входной участок τ ср1 = 2⋅56,46⋅10 32⋅10⋅30 = 11,8 МПа ≤ 90 МПа 2) Быстроходный вал шестерня τ ср1 = 2⋅56,46⋅10 45⋅14⋅31 = 5,8 МПа ≤ 90 МПа 3) Промежуточный вал зубчатое колесо τ ср2 = 2⋅172,54⋅10 45⋅14⋅36 = 15,2 МПа ≤ 90 МПа 4) Промежуточный вал шестерня τ ср2 = 2⋅172,54⋅10 45⋅14⋅66 = 8,3 МПа ≤ 90 МПа 5) Тихоходный вал зубчатое колесо τ ср3 = 2⋅669,59⋅10 66⋅20⋅62 = 16,4 МПа ≤ 90 МПа 6) Тихоходный вал выходной участок τ ср4 = 2∙669,59⋅10 52⋅16⋅44 = 36,6 МПа ≤ 90 МПа. Изм Лист № документа Подпись Дата КПДМ 07.01.00.000ПЗ Лист 50 3 3 3 3 3 3 3 10 Выбор муфт Для соединения быстроходного вала редуктора с валом электродвигателя принимаем упругую фланцевую муфту по ГОСТ 20761 – 96. Определяем расчетный вращающий момент муфты м = K ⋅ T дв ; (63) где T дв = 57,03 м – крутящий момент навалу электродвигателя K - коэффициент режима работы, при спокойной работе и небольших разгоняемых массах K = 1,1…1,4; принимаем K = 1,2. Найдем вращающий момент муфты из формулы (63) мм м. По величине м принимаем муфту упругую фланцевую ГОСТ 20761-96 с посадочным диаметром навал электродвигателя d дв = 38 мм, вал редуктора d 1 = 32 мм. Изм Лист № документа Подпись Дата КПДМ 07.01.00.000ПЗ Лист 52 11 Выбор посадок деталей редуктора Посадка муфты – H7/p6. Посадка подшипников качения на валы – L0/k6. Посадка подшипников качения на корпус H7/l0 Посадка зубчатых колес на валы - H7/k6. Посадка шестерни открытой цилиндрической передачи – H7/p6. Посадка для шпонок - N9\h9. Изм Лист № документа Подпись Дата КПДМ 07.01.00.000ПЗ Лист 53 Заключение При работе над курсовым проектом освоены и закреплены методики расчетов типовых деталей машин общего назначения и выбран двигатель АУ, получены основные навыки конструирования редуктора и его деталей. Проектный расчет цилиндрической прямозубой передачи выполнен по критерию контактной прочности поверхности зубьев. После определения размеров передач проведены проверочные расчеты по критерию контактной и изгибной выносливости. Все условия прочности выполняются. Были определены и согласованы со стандартами размеры конструктивных элементов зубчатых колес, форма и размеры элементов корпуса редуктора. Проведен расчет на усталостную прочность для наиболее опасных сечений валов. Выбраны способы смазки передач редуктора и подшипников. Полученная конструкция привода полностью отвечает современным требованиям, предъявляемым к указанным механизмам. Изм Лист № документа Подпись Дата КПДМ 07.01.00.000ПЗ Лист 54 Список используемых источников 1. Методические указания к выполнению курсового проекта Проектирование механического привода общего назначения / Сост Сутокский В.Г., Журавлева С.Н.; Кубанский государственный технологический университет. – Краснодар Издательство КубГТУ, 2001. – 80 с 2. Проектирование механических передач / С.А. Чернавский, ГА. Снесарев, Б.С. Козинцев и др. – М Машиностроение, 1984. – 558 с. 3. Допуски и посадки справочник. Часть 1. / В.Д. Мягков [ и др. - е изд, перераб. и доп. - Л Машиностроение. Ленингр. отд-ние, 2016. - Ч. 1. - 543 с. 4. Допуски и посадки справочник. Часть 2. / В.Д. Мягков [ и др. - е изд, перераб. и доп. - Л Машиностроение. Ленингр. отд-ние, 2017. - Ч. 2. - 448 с. Изм Лист № документа Подпись Дата КПДМ 07.01.00.000ПЗ Лист 55 |