Проектирование привода общего назначения

Министерство Российской Федерации

по делам гражданской обороны, чрезвычайным ситуациям

и ликвидации последствий стихийных бедствий.

Ивановский институт государственной противопожарной службы.

Кафедра механики.

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

По дисциплине: Детали машин и основы конструирования

Тема: Проектирование привода общего назначения

Выполнил:
Научный руководитель
	Дата защиты:_______________________
	Оценка:____________________________ Подпись руководителя:_______________

ВВЕДЕНИЕ

Производственные процессы в большинстве отраслей народного хозяйства выполняют машины, и дальнейший  рост промышленного производства тесно связан с развитием машиностроения. Машины, и, в частности, механические приводы широко распространены в пожарной технике и используются для облегчения процесса и повышения эффективности пожаротушения.

 К важнейшим требованиям, предъявляемым к проектируемой машине, относятся экономичность в изготовлении и эксплуатации, удобство и безотказность обслуживания, надёжность и долговечность.

 Для обеспечения этих требований детали должны удовлетворять ряду критериев, важнейшие среди которых - прочность, надёжность, износостойкость, жёсткость, теплостойкость, технологичность.

 Зубчатые передачи в современной технике имеют большое значение. Благодаря высокому КПД, большой несущей способности, широким диапазонам передаваемых мощностей они находят широкое применение.  В данной работе произведен расчет, необходимый для того, чтобы спроектировать редуктор привода машины.

   Изучение основ конструирования (проектирования) начинают с конструирования простейших узлов машин - приводов, редукторов. Опыт и знания, приобретенные обучающимся при конструировании этих узлов машин, являются основой для его дальнейшей конструкторской работы, а также для выполнения курсовых проектов по специальным дисциплинам и дипломного проекта.

Задание на курсовой проект Вариант 20. Рассчитать и спроектировать редуктор с ременной (цепной) передачей, валами на подшипниках качения, для привода механизма.

Исходные данные:

-       число оборотов вала механизма n₃=10 мин^-1

-       мощность на валу механизма Р₃=1 кВт

-       редуктор нереверсивный. Нагрузка постоянная, работа в две смены;

-       срок службы 5 лет.

При решении задачи привести расчеты:

1.     Синтез и кинематический анализ механизма.

2.     Расчет закрытой зубчатой передачи.

3.     Предварительный расчет валов редуктора и их конструктивная проработка.

4.     Конструирование шестерни и колеса. 

5.     Конструирование корпуса редуктора.

6.     Расчет открытой передачи.

7.     Выбор и проверка  долговечности подшипников.

8.     Проверка прочности шпоночных соединений.

9.     Выбор способа смазки и вида смазочных материалов

Рис. 1. Кинематическая схема привода подъемника.

1 Синтез и кинематический анализ механизма

Для чисел оборотов вала машины меньше 10 мин ^-1 рекомендуется принимать схему привода с червячным или двухступенчатым цилиндрическим редуктором. 

1.1 По таблице, приведенной в приложении 2, принимаем КПД всех передач входящих в привод.

 h =                                                                    (1.1)

где     - КПД  клиноременной передачи = 0,97,

 - КПД червячной передачи = 0,85;  

 - КПД подшипниковых опор всех валов = (0,99)²;

n - число пар подшипниковых опор валов

(для данной схемы n = 2)

h=0,97·0,85·(0,99)²=0,8;

1.2 Требуемая мощность электродвигателя, кВт:

                                                   Р_дв  = ,                                                   (1.2)

где Р– мощность рабочей машины, Р ₃= 6 (кВт);

       = 0,8 (п. 1.1);

Р_дв  = =6/0,8=7,5(кВт)

          1.3. Из таблицы приложения 3 выбираем по величине P_дв асинхронный электродвигатель 132М6  n₁=970 мин^-1, P₁=7,5 кВт

1.4. Определяем общее передаточное число привода:

                                   ,                                                                   (1.3)

Здесь n₁ – асинхронная частота двигателя (приложение 3);

          n₃ – число оборотов вала машины (заданное). Для рекомендуемых схем вал имеет порядковый номер 3, считая от вала двигателя.

U_1-3=970/11=88,2

Рис. 1.1. Двигатель асинхронный АИР

1.5. Передаточное число всего привода состоит из частных передаточных чисел передач, входящих в привод согласно разработанной кинематической схемы.

U_1-3 = U_1-2U_2-3;

 где U_1-2 – передаточное число первой передачи;

       U_2-3  – передаточное число второй передачи.

U_1-3=88,2

1.6. По принятому ряда стандартных значений передаточному числу U_2-3=31,5  определяется передаточное число открытой передачи:

                                                                                               (1.4)

=88,2/31,5=2,8

           1.7.Определяем кинематические характеристики валов.

Вал   двигателя  n₁= 970 мин^-1 P₁=7,5 кВт

ω=

ω=c^-1

T₁=, Н•м

 

T₁=Н·м

Быстроходный вал редуктора, 

n_2(Б)=,

,

,

Тихоходный вал редуктора,

n_3(T)=,

ω=

P₃=,

T_3(T)=

Полученные в результате кинематического расчета данные сводятся в таблицу 1.1

Таблица 1.1

2.    Расчет закрытой червячной передачи.

Червячные передачи имеют ряд особенностей в конструкции, обуславливающих их достоинства: возможность по­лучения большого передаточного числа в одной ступени; плав­ность и малошумность работы; повышенная кинематическая точность; возможность самоторможения. Поэтому расчет червячной передачи имеет свою специфику. Подробно он изложен в [3]. Мы рассмотрим лишь часть, необходимую для выполнения контрольной работы.

         2.1. Выбираем материал червяка согласно таблице.

Определяем ожидаемую скорость скольжения:

                                 ;                                             (2.1)

                            ,

;

Выбираем материал колеса в зависимости от скорости скольжения ;

2.2. БРА9ЖЗЛ ,.

2.2.1. Находим допускаемое контактное напряжение червячного колеса:

Для колес из безоловянной бронзы при шлифованных и поли­рованных червяках с твердостью поверхности витков ≥НВ420 [σ]_Н2  = 300-25  ∙  V_S. Напряжение [σ]_Н2  не должно превышать 2 ∙ σ_T2 .

[σ]_Н2=300-25 ∙ 2,7=232,5;

2.2.2. Находим допускаемое контактное напряжение на изгиб. Для нереверсивной передачи I и II группы материалов:

                                 [σ ]_F2 = (0,08σ_в + 0,25σ_т)К_FL,                                      (2.2)

[σ ]_F2=(0,08 ∙ 392+0,25 ∙ 200) ∙ 1,5=122,04 МПа;

где К_FL – коэффициент долговечности при расчёте на изгиб;

                                            К_FL =,                                                        (2.3)

                                           К_FL=;

2.2.3. Определяем межосевое расстояние по формуле:

а_w =                                               (2.4)

а_w=;

Округляем значение а до стандартного, пользуясь теми же значениями, что и в случае расчета зубчатых передач.

а_w=250мм ГОСТ 9563-60

2.2.4. Определяем число витков червяка Z₁.

Z₁=1

2.2.5. Предварительно число зубьев червячного колеса:

                                                     Z₂ = Z₁·u_р .                                              (2.5)

Z₂=1·31,5=32

Из условия отсутствия подрезания зубьев рекомендуется Z₂ ≥ 26. Оптимально

Z₂ = 40…60.

2.2.6. Находим модуль зацепления:

                                                    m = (1,5…1,7)a_Ѡ/ Z₂.                                (2.6)

m=;

2.2.7. Определяем коэффициент диаметра червяка:

                                               q ≈ (0,212…0,25)Z₂ .                                 (2.7)

q=0,25·31,5=8

2.2.8Уточняем межосевое расстояние:

a_Ѡ=0,5m(q+Z₂)

a_Ѡ=0,5·12,5(8+32)=250

2.2.9. Определяем коэффициент смещения инструмента:

                                     x = (a_Ѡ/m) – 0,5(q + Z₂).                                     (2.8)

x=,

2.2.10. Фактическое передаточное число:

                                                   .                                                 (2.9)

U_p=,

Расхождение с принятым не должно превышать 3%.

2.2.11. Определяем геометрические размеры червячной передачи.

Основные размеры червяка.

Делительный диаметр:

                                                d₁ = mq.                                                  (2.10)

d₁=12,5·8=100 мм,

Диаметр вершин витков:

                                               d_a1 = d₁+2m.                                             (2.11)

d_a1=100+2·12,5=125 мм,

Диаметр впадин витков:

                                              d_f1 = d₁-2,4m.                                            (2.12)

d_f1=100-2,4·12,5=70мм,

Начальный диаметр:

                                               d_w1 = m(q + 2x).                                       (2.13)

d_w1=12,5(8 +2·0)=100 мм,

Угол подъёма витка червяка: 

                                                γ = arctg .                                           (2.14)

γ= arctg 1/8=7,12

Длина нарезаемой части червяка:

                                       b₁ = (10 + 5,5|x| + Z1)m.                                   (2.15)

b₁=(10+5,5·0+1)·12,5=138мм,

Основные размеры червячного колеса.

Делительный диаметр:

                                                 d₂ = mZ₂ .                                                (2.16)

d₂= 12,5·32=400,

Диаметр вершин зубьев:

                                            d_a2 = d₂+2m(1+х).                                        (2.17)

d_a2=400+2·12,5(1+0)=425мм,

Диаметр впадин зубьев:

                                             d_f2 = d₂ - 2m(1,2-х).                                     (2.18)

d_f2=400-2·12,5(1,2-0)=430 мм,

Наибольший диаметр колеса:

                                            .                                          (2.19)

=425+450мм

Ширина венца:

b₂ = 0,355a при  Z₁ = 1,

b₂=0,355•100=35,5

Условный угол обхвата червяка венцом колеса:

                                              sin δ =.                                          (2.20)

sin δ=,

Рис. 2  Геометрические параметры червячной передачи

 2.3. Коэффициент полезного действия червячного редуктора:

                                              ,                                                (2.21)

,

где φ – угол трения, определяемый в зависимости от фактической скорости скольжения:

                                          ;                                          (2.22)

      ,

значение φ принимаем по таблице приложения 15.

2.4. Определяем силы в зацеплении червячной пары

Окружная сила на червяке и осевая сила на колесе:

                                           .                                        (2.23)

= ,

Окружная сила на колесе и осевая на червяке:

                                           .                                         (2.24)

=,

Радиальная сила:

                                                F_r1 = F_r2 = F_t2 tg α,                                     (2.25)

F_r1 = F_r2=25753·tg20=9373,

где α = 20˚ - угол зацепления;

2.5. Проверочный расчёт передачи на контактную прочность. Условие контактной прочности червячной передачи:

                                             (2.26)

           

где K – коэффициент нагрузки, принимаемый в зависимости от окружной скорости колеса:                           .                                                (2.27)

V₂=

При V₂ ≤ 3 м/с К = 1, при V₂ > 3 м/с К = 1,1…1,3.

2.6. Проверка напряжений изгиба зубьев колеса.

Напряжение изгиба в зубьях червячного колеса:

                                                 ,                             (2.28)

Z_v2=Z_v2/cos³γ=32/cos³0,125=32

где     s_F – напряжение изгиба зуба колеса;

Y_F2 – коэффициент формы зуба, принимаемый в зависимости от эквивалентного числа зубьев колеса.

Z_v2 = Z₂/cos³γ.  Y_F2=1,76

К - коэффициент нагрузки;

                                   s_F=0.7·1,76                                           (2.29)

[s_F]₂ – допускаемое напряжение на изгиб.

2.7 Температура масла в редукторе

где

t0 - температура окружающей среды: С;

PБ – мощность на червяке, кВт;

η - коэффициент полезного действия червячного редуктора;

KT - коэффициент теплоотдачи KT = 8…16 Вт/м2; большие значения принимаются при нижнем расположении червяка, меньшие при верхнем расположении червяка;

А- площадь теплоотвода корпуса червячного редуктора, м². Определяется по табл. 2 в зависимости от межосевого расстояния aω.

Таблица 2

aω, мм	80	100	125	140	160	180	200	225	250	280
	0,19	0,24	0,36	0,43	0,54	0,67	0,8	1	1,2	1,4

ψ - коэффициент учитывающий отвод тепла через основание; для стальной или чугунной поверхности установки редуктора ψ =0,3, для бетона ψ = 0. [t_M] - допускаемая температура масла. Для обычных редукторных масел  [t_M] = 80 – 90 ^oС. Если  t_M > [t_M], то применяют искусственное охлаждение, устанавливая на червяк обдуваемый вентилятор. Тем самым повышается коэффициент теплоотдачи K_t

 

3. Расчет ременной передачи

 Для рекомендуемых кинематических схем значения Т, Р, n, u соответствуют значениям

Т₁=74Нм; Р₁=6 кВт; n₁=970 об/мин; U_p=2,8 таблицы 1.          

3.1. Определяем сечение «B».

     3.2. b=17; В_р=14; T₀=10.5; Y₀=4; F=138мм²; L=5м; D_min=125 мм; M₁=100 H·м

3.3. Диаметр ведомого шкива, мм    с учетом относительного скольжения

 ε = 0,015:

                                             D₂ = D_1·U_p (1-0,015).                                          (3.1)

d₂ =1252,8(1-0,015)=350(0,985)=344,75

3.4. Уточненное передаточное отношение:

                                               U_p = d₂(1-0,015)/ d₁.                                         (3.2)

U_p=344,750,985/125=2,7

3.5. Определим минимально возможное межосевое расстояние

                                             ,                               (3.3)

a_min=0,55 (125+344,75)+10,5=267

где Т_о– высота сечения ремня;

максимальное значение межосевого расстояния:

                                                .                                                (3.4)

a_max=125+344,75=469,75

Примем a из промежутка a_min max.

297<350<468,75

3.6. Длина ремня, мм:

                                      ;                      (3.5)

L=2·350+1,57·(125+344,75)+мм≈1400мм

3.7. Пересчитаем  межосевое расстояние:

                                  ,                            (3.6)

                                                     ;                                            (3.7)

где:

       w=1,57·(125+344,75)=737,5

                                                                                           (3.8)

       y=(344,75-125)²=48290

3.8. Определим угол обхвата меньшего шкива

                                          .                                         (3.9)

=180-57

3.9 Определим скорость ремня

3.10. Определим необходимое для передачи заданной мощности число ремней:

                                                    ,                                            (3.10)

Р_о=1,81                           C_Z=0.95

C_L=0,96                          C_р=0.9

C_α=0.9

где Р_о – мощность, допускаемая для передачи одним ремнем;

C_L – коэффициент, учитывающий влияние длины ремня; 

C_α – коэффициент, учитывающий угол обхвата; 

C_Z – коэффициент, учитывающий число ремней в передаче; 

C_р – коэффициент режима работы.

3.11. Сила, действующая на валы

                                                      ,                                        (3.11)

где F_o – предварительное натяжение ветвей ремня;

                                                ;                                     (3.12)

                                               

                                                   (м/с);                                     (3.13)

(м/с)

  θ – коэффициент центробежной силы.

3.12. Шкив для клиноременной передачи изготавливаем из чугуна  Сч15 и Сч18. Шкивы диаметры до 300 - 400 мм выполняются дисковыми.

Таблица 3.

Параметр	обозначение	величина
Тип ремня	-
Диаметр ведущего шкива	d1	125
Диаметр ведомого шкива	d2	263,5
Передаточное число	u	2,14
Межосевое расстояние	a	225
Длина ремня	L	1000
Число ремней	z	3
Сила, действующая на валы	Fp	1650

Рис.2.1. Шкив-цифра рисунка

 

3.  Предварительный расчет валов редуктора и их конструктивная проработка.

 Проводим расчет вала на кручение по пониженным допускаемым напряжениям без учета влияния изгиба.

Материалом вала будет являться материал шестерни (червяка), принятый в п.п. 2.2 и 3.1.

3.1Ориентировочное значение диаметра выходного конца вала - шестерни (вала – червяка), мм:

                                                                                           (3.1)

           здесь Т_б, Нмм – крутящий момент на валу;

          [t] – допускаемое напряжение на кручение; [t] = 10…20 Н/мм²; меньшие значения принимаем для быстроходного вала, бльшие – для тихоходного.

3.2 M=250 H,м   D=140   L=165  L=80

Длина данного участка:

                                               l₁ = (1…1,5)d₁.                                      (3.2)

l₁ = (1,3)d₁=1.3•38=49.4≈50

Согласно типовой конструкции вала редуктора второй ступенью является диаметр вала под подшипник:

                                                    d_п= d₁ + 2t,                                         (3.3)

d_п= 38+2•2.5=43≈45

где t – высота заплечиков, принимаемая по таблице.

          Необходимо учесть, что для того, чтобы обеспечить нормальную посадку подшипника на вал, данный диаметр нужно округлить до значения, кратного 5.

         Длина участка:

                                                             l₂ = 1,5d_п                                            (3.4)

l₂=B=25

          Третья ступень - диаметр буртика подшипника: 

                                                           d_б= d_п+ 3,2r,                                         (3.5)

d_б=43+3.2•25=51

где r – координата фаски подшипника.

         Длина третьего участка назначается конструктивно.

Рис. 3.1. Конструктивно проработанный быстроходный вал

 3.3. Определяем диаметр под подшипник тихоходного вала:

                                                   .                                       (3.6)

(мм)

Данный диаметр округляем до ближайшего большего кратного 5.

Длина участка:

                                                                   l₂ = 1,5d_п                                        (3.7)

l₂=18 (мм)

Диаметр выходного конца вала:

                                                          d_м= d_п - 2t,                                    (3.8)

d_м=43-2•2,5=38

где t – высота заплечиков.

Длина данного участка:

                                                          l₁ = (1…1,5)d_м                              (3.9)

l₁=35•1,5=52,5≈50

Диаметр буртика подшипника:

                                                            d_б= d_п+ 3,2r.                                (3.10)

d_б =40+3,2•2,5=48

Длина участка определяется конструктивно.

Диаметр под колесо зубчатое:

                                                             d_к= d_п + 2t.                                 (3.11)

d_к=40+2•2,5=45

Длина данного участка:

                                                          l₃ = (1,3…1,5)d_к                             (3.12)

l₃=45•1,5=67,5≈65

Диаметр буртика колеса:

                                                              d_бк= d_к + 3f,                               (3.13)

d_бк=45+3•1,2=50

где f – фаска ступицы (определяется по таблице приложения 17).

Длина участка определяется конструктивно.

Рис.3.2. Конструктивно проработанный тихоходный вал

4 Конструирование шестерни и колеса  

4.1. d₁=37.5; d_a1=43.5; d_fl=30.3; d_w1=48.9; γ=9.1º; b₁=69.62.

4.2. Колесо изготавливается  из поковки. Размеры колеса: d₂=150; d_a2=145; d_f2=155; d_am2=149.5; R_a=15.75; R_f=22.35; b₂=22.35; sinδ=0.85/

4.3.   Размеры ступицы колеса

            -    диаметр ступицы     1,6 d_k=48•1.6=30

           -     длина ступицы   (1,2…1,5) d_k=1.3•48=65

Значения диаметров округляются до ближайшего целого четного числа или  числа, кратного 5.      

 4.4. Толщина обода d_о  = 2,2m+0,05b₂, но не менее 8 мм.

d_о =2.2•3+0.5•35.5=24.4

 4.5. Толщина диска колеса.  С = b₂ – (2…4).   

С=35.5-3=32.5

Рис. 4.1. Конструкция червячного колеса

4.6. По результатам расчета заполняется таблица для шестерни и колеса.

Таблица 4.1                         

5. Конструирование корпуса редуктора

Все необходимые формулы для расчета стандартного разъемного корпуса редуктора при Т₂ (Т_т) ≤ 500 Нм приведены в таблице 6.1.

 Таблица 6.1.

Параметр	Формула	Примечание
Толщина стенки основания корпуса		15 мм
Зазор между торцом шестерни (вдоль оси) и стенкой корпуса	D1 = 0,8d	12
Зазор между зубьями колеса в радиальном направлении и стенкой корпуса	D2 = 1,2d	18
Зазор между внутренней стенкой корпуса и подшипника	lm = 3…6	5
Расстояние от наружного диаметра подшипника  ведущего вала до внутренней стенки корпуса редуктора	l1 = 15…25	20
Æ Болтов	Фундаментных		8,1
Стяжных	dc = 0,8 dф ³ 10	6,5
Фланцевых	dфd = (0,7…0,8)dc ³ 8	5
Ширина фланца разъёма корпуса	K1 = (2,6…2,8) dc +d	15
Длина гнёзд под подшипник	L = K1 + (3…5)	20
Толщина прокладок	D3 = (1,5…2)	1,5
Толщина фланца крышки	h1 = δ	15
Зазор между крышкой подшипника и муфтой	h2 = 10…12	10
Зазор между ступицей звёздочки (муфты) и крышкой подшипника	h3 = 10…12	12

6. Расчет ременной передачи

 Для рекомендуемых кинематических схем значения Т, Р, n, u соответствуют значениям

Т₁=5,4•10³ Н•м; Р₁=5,5 кВт; n₁=965; u_п=2,14 таблицы 1.1.          

6.1. Определяем сечение «Б».

     6.2. b=17; В_р=14; T=10.5; Y₀=4; F=138мм²; L=5м; D_min=125 мм; M₁=100 H•м

6.3. Диаметр ведомого шкива, мм    с учетом относительного скольжения

 ε = 0,015:

                                               d₂ = d₁U_п (1-0,015).                                          (6.1)

d₂ =125•2,14(1-0,015)=267,5•(0,985)=263,5

6.4. Уточненное передаточное отношение:

                                               U_п = d₂(1-0,015)/ d₁.                                         (6.2)

U_п=263,5•0,985/125=2,08

6.5. Определим минимально возможное межосевое расстояние

                                                ,                                  (6.3)

a_min=0.55(125+263.5)+10.5=224.1

где Т_о– высота сечения ремня;

максимальное значение межосевого расстояния:

                                                    .                                               (6.4)

a_max=125+263.5=388.5

Примем a из промежутка a_min max.

224<225<388.5

6.6. Длина ремня, мм:

                                          ;                      (6.5)

L=2•250+0.5π(263+125)+мм

L=2•225+0.5+3.14+388.5+=1060≈1000мм

6.7. Пересчитаем  межосевое расстояние:

                                           ,                            (6.6)

где ;                                                                                        (6.7)

       w=0.5•3.14•388.5=610

                                                                                             (6.8)

       y=(263-125)²=19044

6.8. Определим угол обхвата меньшего шкива

                                                 .                                     (6.9)

=180-57

6.9. Определим необходимое для передачи заданной мощности число ремней:

                                                    ,                                            (6.10)

Р_о=0                      C_Z=0.95

C_L=1                      C_р=0.9

C_α=0.9

где Р_о – мощность, допускаемая для передачи одним ремнем;

C_L – коэффициент, учитывающий влияние длины ремня; 

C_α – коэффициент, учитывающий угол обхвата; 

C_Z – коэффициент, учитывающий число ремней в передаче; 

C_р – коэффициент режима работы.

6.10. Сила, действующая на валы

                                                      ,                                        (6.11)

где F_o – предварительное натяжение ветвей ремня;

                                                ;                                     (6.12)

                                                   (м/с);                                     (6.13)

(м/с)

  θ – коэффициент центробежной силы.

6.11. Шкив для клиноременной передачи изготавливаем из чугуна  Сч15 и Сч18. Шкивы диаметры до 300 - 400 мм выполняются дисковыми.

Таблица 8.1.

параметр	обозначение	величина
Тип ремня	-
Диаметр ведущего шкива	d1	125
Диаметр ведомого шкива	d2	263,5
Передаточное число	u	2,14
Межосевое расстояние	a	225
Длина ремня	L	1000
Число ремней	z	3
Сила, действующая на валы	Fp	1650

Рис. 8.2. Шкив

         7 Выбор и проверка  долговечности подшипников

7.1Составляем расчетные схемы валов и определяем реакции в опорах методами статики.

        Из предыдущих расчетов имеем:

Окружная сила на червячном колесе

F_t2 =  3573 Н

Окружная сила на червяке

F_t1 =2Т₁•1000/d₁                                                        

F_t1 = 2•5,45•1000/38 =285 Н

Радиальная сила                

F_r1 = F_r2 = F_t2 tg a=3573• tg a = 1300 Н

Осевая сила на червяке

F_a1 = F_t2= 3573Н 

Осевая сила на червячном колесе

F_a2 = F_t1 = 225Н 

7.2 Ведущий вал. d₁=38 мм

В вертикальной плоскости

Определяем опорные реакции:

S  M_вА = 0

S  M_вА = -F_a1d₁/2 +R_Ву  ( L₁ + L₂ ) -F_r1L₁

R_Ву = (F_a1d₁/2 + F_r1L₁) / ( L₁ + L₂)

R_Ву = (3573•38/2+1300•45)/(45+110) = 815,4 Н

S M_вВ = 0

S M_вВ =  -F_a1d₁/2 –R_Ау  ( L₁ + L₂ ) +F_r1L₂

R_Ау =  (-F_a1d₁/2 + F_r1L₂) / ( L₁ + L₂)

R_Ау = (-3573•38/2+1300•110)/(45+110) = 484,6 Н

M_вА = 0

M_вВ = 0

слева

M_вС = R_АуL₁

M_вС= -484,6•45/1000 = -21,8 Н/м

справа 

M_вС = -R_ВуL₂

M_вС = -815,4•110/1000 = -89,69 Н/м

В горизонтальной плоскости :

Определяем опорные реакции

S  M_гА = 0

S  M_гА =  F_{t 1}L₁- R_Вх  ( L₁ + L₂ )

R_Вх = F_{t 1}L₁/( L₁ + L₂ )

R_Вх = 285•45/(45+110) = 83,28 Н

S  M_гВ = 0

S  M_гВ = -F_{t 1}L₁+ R_Ах  ( L₁ + L₂ )

R_Ах = F_{t 1}L₁/( L₁ + L₂ )

R_Ах = 286•45/(45+110) = 83,28 Н

M_гА = 0

M_гВ = 0

M_гС = R_АхL₁

M_гС = 83,28•45/1000 = 3,75 Н/м

M_А = 0

M_В = 0

слева

M_С =  

M_С = (3,75^2+89,69^2)^0,5 = 89,76 Н/м

справа

M_С =  

M_С = (3,75^2+21,8^2)^0,5 = 22,12 Н/м

Т₁= 54,4 Н/м        

Суммарные радиальные реакции

R_А = Ö R_Аx ²+ R_Аy²  = (83,28^2+484,6^2)^0,5 = 491,7 H

R_В = Ö R_Вx² + R_Вy² = (83,28^2+815,4^2)^0,5 = 819,64 H

7.3 Примем долговечность подшипников L_h = 20000 - 24000 часов. Тогда расчетная динамическая грузоподъемность:

                                          С_тр = R_e ,                                               (9.1)

С_тр1 = 9334,7;

С_тр2 = 9334,7

где n – число оборотов того вала, для которого производится расчет.

      m – показатель степени;

      m = 3,33 для шариковых радиально – упорных.

7.4 Ведомый вал.

В вертикальной плоскости

Определяем опорные реакции

S  M_вW = 0

S  M_вW = F_a2d₂/2 +R_Uу ( L₃+ L₄) -F_r2L₄

R_Uу = (-F_a2d₂/2 +F_r2L₄) / ( L₃ + L₄ )

R_Uу = (-225•150/2+1300•48)/(48+48) = 474,22 H

Будет направлена вверх

S M_вU = 0

S M_вU =  F_a2d₂/2 +F_r2L₃-R_Wу  ( L₃ + L₄ ) R_Wу=  (F_a2d₂/2 +F_r2L₃)/ ( L₃ + L₄)

R_Wу= (225•150/2+1300•48)/(48+48) = 852,78H

7.5 Подшипник выбирается по наиболее нагруженной опоре. Определяем эквивалентную нагрузку для опор.

         Применим……..

         Для шариковых радиальных однорядных:

Определяем отношение F_a/ F_r. Определяем коэффициенты e и y по отношению F_a к статической грузоподъемности С_or.

Быстроходный вал.

             е=0,26; y=1.71; x=0.56.

  

Тихоходный вал.

            е=0,26; y=1.71; x=0.56.      

   

   9.3. При  F_a/V F_r > e рассчитываем эквивалентную нагрузку, как:

                                              R_e = (0,56VR + Y F_a2 )k_бk_т,                                       (9.2)

где V – коэффициент вращения (V=1 при вращении внутреннего кольца подшипника);

Y – коэффициент влияния осевой нагрузки; (приложение 27);

 k_б = 1,1…1,3 – коэффициент безопасности при легких и умеренных толчках и вибрациях; k_б = 1,7…2 при сильных толчках.

   k_т = 1 – температурный коэффициент при температуре до 100 градусов по Цельсию.

R_e = (X RV+YF_a) K_б Kт

V= K_б= Kт = 1

R_e1 = (0.56•1•83.28+1.71•3573)•1.5•1=9234.7

R_e2 = (0.56•1•83.28+1.71•3573)•1.5•1=9234.7

8       Проверка прочности шпоночных соединений

10.1. Размеры шпонок и пазов принимаются по ГОСТ 23360-78 в зависимости от диаметра вала, где устанавливается шпонка. В данной работе на валах устанавливают 3 шпонки.

d₁=38; b=12; h=9; S_{фаска шпонки}= 0,4-0,6. Глубина паза t₁=5; t₂=3.3; l=28-140; T=113.1.

“Шпонка 12x9x50 ГОСТ 23360-78”

d_к=45; b=14; h=9; S_{фаска шпонки}= 0,4-0,6. Глубина паза t₁=5.5; t₂=3.8; l=36-160; T=268.

“Шпонка 14x9x60 ГОСТ 23360-78”

d_б=38; b=16; h=10; S_{фаска шпонки}= 0,4-0,6. Глубина паза t₁=6; t₂=4.3; l=45-180; T=113.1.

“Шпонка 16x10x60 ГОСТ 23360-78”

Рис. 8.1. Шпоночное соединение

10.2. Материал шпонок - сталь 45 нормализованная

  10.3. Проверяем шпонки на смятие.

                                          s_см  £ [s_см]                                                            (10.1)

Для стальной ступицы примем допускаемое напряжение на смятие [s_см] = 120 Н/мм².    

                                                  s_см = ,                                                  (10.2)

Выходной вал.

s_см = ,

l_p = 50-12=38.

Вал под колесо.

s_см = ,

l_p = 60-14=46.

Буртик подшибника.

s_см = ,

l_p = 60-10=50.

где l_p – рабочая длина шпонки; l_p = l – b;

l – длина шпонки;

b – ширина шпонки;

h – высота шпонки;

d – диаметр вала в месте установки шпонки;

T – крутящий момент (Нмм) на валу;

t₁ – глубина паза вала.

Если условие прочности не соблюдается, то нужно установить 2 шпонки под углом 180 градусов или перейти к посадке с натягом или шлицевому соединению.

9       Выбор способа смазки и вида смазочных материалов

Для проектируемого редуктора применяем картерное смазывание червачного колеса (окунанием в масло) , а для подшипников – смазывание разбрызгиванием от зубчатого колеса (так как скорость превышает 3м/с). При контактных напряжениях   до 200 МПа, что имеет место в нашем случае ([ s ] _H = 271МПа )  , при  скоростях скольжения меньше 5 м/с (V_S= 1,3м/с). Этим требованиям удовлетворяет масло И-Г-А-34 по ГОСТ17479.4-87. Окунание червячного колеса допускается, так как скорость скольжения не превышает 10 м/с .Глубина погружения колеса должна быть не менее m, что составляет  8мм, и не более ¼ радиуса колеса, что составляет примерно 40 мм. Червяк смазывается от колеса.

    Для контроля уровня масла в редукторе применяем жезловый маслоуказатель. Контроль уровня масла должен производиться при остановленном редукторе. Для заливки масла в редуктор и регулировки положения шестерен в верхней части крышки редуктора  предусматриваем смотровой люк с отдушиной в виде маслоулавливающей сетки.

В нижней части редуктора предусмотрена сливная пробка.

Объем масляной ванны определяем, как V=0.75•P=0.75•5.5=4.125

Список использованных источников.

1.     Чернавский С.А.  и др.  Курсовое проектирование деталей машин. М.,1987.

2.     Шейнблит А.Е.    Курсовое проектирование деталей машин. М.,1991.

3.     Покровский В.Е. и др. Техническая механика: Методические указания для студентов – заочников. М , 1990.

4.     Куклин Н.Г. и др.  Детали машин . М. ,1987.

5.     Боков К.Н. и др.  Курсовое проектирование деталей машин. М.,1958.

6.     Чернин И.М. и др. Расчеты  деталей машин  Минск , 1978.

      7.   Кинасошвилли Р.С. Сопротивление материалов. М., 1976

СОДЕРЖАНИЕ

Задание на проектирование …………………………………………….….2

1.Выбор электродвигателя……………………………………………….… 4

2.Кинематический расчет привода………………………………………....5

3.Расчет редуктора……………………………….6

5.Расчет ременной передачи………………………………………………...   14

6.Расчет валов…………………………………………………………….…  18

7.Выбор подшипников и расчет по динамической грузоподъемности  31

8.Выбор и проверочный расчет шпонок………………………………….. 33

9.Выбор и расчет муфты…………………………………………………....  34

10.Выбор смазки зубчатого зацепления и подшипников…………….… 35

11.Список использованных источников…………………………..….……  36