Проектирование корпусных деталей и валов

Тип работы:
Курсовая
Предмет:
Производство и технологии


Узнать стоимость

Детальная информация о работе

Выдержка из работы

Содержание

Введение

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

2. Расчет передач

3. Предварительный расчет диаметров валов

4. Предварительный выбор подшипников

5. Составление компоновочной схемы

6. Уточненый расчет валов

7. Расчет валов на выносливость

8. Расчет подшипников

9. Проверка шпоночных соединений

10. Расчет элементов корпусных деталей

11. Подбор смазочного материала

12. Сборка редуктора

Литература

корпусный вал редуктор

Введение

При конструировании задача состоит в создании машин, дающих наибольший экономический эффект и обладающих высокими технико-экономическими и эксплуатационными показателями.

Основные требование, предъявляемые к конструируемой машине — высокая надежность, ремонтопригодность, технологичность, минимальные габариты и масса, удобство эксплуатации. Машина должна соответствовать требованиям технической эстетики.

Основные требования и принципы конструирования:

В разрабатываемой конструкции все детали и сборочные единицы должны обладать одинаковой степенью соответствия требованиям надежности, точности, жесткости, прочности и др.

Конструируемое изделие должно обладать рациональностью компоновки сборочных единиц, обеспечивающих малые габариты, удобство сборки, регулировки, замены деталей или сборочных единиц при ремонте.

Конструируемые машины должны отвечать требованиям унификации и стандартизации. Унификация — рациональное сокращение многообразия видов, типов и типоразмеров изделий. Стандартизация — установление и применение единообразия и обязательных требований к изделиям и продукции массового производства.

Взаимозаменяемость — свойство деталей и узлов, позволяющее заменять их без дополнительной обработки с сохранением всех требований к работе данной машины.

В нашем проекте взаимозаменяемыми будут подшипники, крышки подшипников и т. д.

При проектировании корпусных деталей, валов будем максимально экономить материал, конструировать, технологично применяя максимум стандартных изделий.

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

Выбор электродвигателя

Согласно заданию:

Ft =3,15кН- окружная сила,

v =0,85м/с окружная скорость,

D=225мм — диаметр барабана.

Вычислим мощность на приводе барабана, определяем по формуле

где Ft — тяговая сила цепи

v — скорость грузовой цепи,

— общее КПД привода определяем по формуле [4, с 16]

,

где — КПД ременной передачи.

— КПД цилиндрической передачи.

— КПД подшипников.

— КПД муфты.

.

кВт,

где Р — мощность на выходном валу

Определяем мощность на валах определяем по формулам:

, кВт

кВт

кВт

кВт

По каталогу выбираем электродвигатель. При этом учитываем, что.

Примем асинхронный двигатель с короткозамкнутым ротором серии 4А

4A112S6 по ГОСТ 19 523–81

Его характеристики:

Мощность двигателя — Рдв = 3,0кВт

Синхронная частота вращения электродвигателя

мин-1

Номинальная частота вращения

мин-1

Определение передаточных чисел передач

Угловая скорость вращения выходного вала редуктора:

Определим частоту вращения выходного вала редуктора:

мин-1

Определяем общее передаточное число по формуле:

Согласно заданию = 5,6 — передаточное отношение цилиндрической косозубой передачи

Определим передаточное отношение ременной передачи по формуле

Определение частот вращения валов

Определяем частоты вращения на валах по формулам;

об/мин

об/мин об/мин

Определение передаваемых крутящих моментов на валах

Определим крутящий момент на валах по формуле:

Р -- мощность в [кВт]

N -- число оборотов вала [мин-1]

,

,.

,.

№ вала

дв

1

2

вых

Р, кВт

3,0

2,85

2,73

2,68

n, мин-1

960

393,1

70,2

70,2

Т, Нм

29,8

69,2

371,9

364,6

2. Расчет передач

Расчёт цилиндрической косозубой передачи

Закрытая цилиндрическая косозубая передача предназначена для двух сменной работы в течении 3 лет (примем 3000 часов). Материал шестерни — сталь 40Х улучшенная, твердостью 260НВ [1, с. 53], материал колеса — сталь 40Х улучшенная, твердостью 220НВ. Расположение зубчатых колес симметричное.

Эквивалентное число циклов перемены контактных напряжений:

;

Для шестерни

;

Для колеса

;

Определяем пределы контактной выносливости для шестерни и колеса [1, табл. 3. 1]:

МПа;

МПа;

Определим допускаемое контактное напряжение для шестерни и колеса по формуле [1, с. 51]:

где

NН01 = 21106 -для шестерни;

NН02 = 12106 — для колеса;

Для шестерни

;

Принимаем;

Для колеса

;

Принимаем;

МПа;

МПа;

Для цилиндрической косозубой передачи принимаем допускаемое контактное напряжение

Определяем допускаемые напряжения при изгибе по формуле [1, с 56]:

где — предел выносливости зубьев при изгибе, МПа соответствующий базе испытаний [1, табл. 3. 1];

Для шестерни и колеса [1, табл. 3. 1]:

МПа;

МПа;

Т.к. N> N0 то принимаем

Тогда допускаемые напряжения при изгибе для шестерни и колеса:

Для шестерни

;

Для колеса

;

Определяем межосевое расстояние из условия контактной выносливости по формуле [1, с 61]:

где для косозубых колес [1, с 61];

коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца [1, табл. 9,17].

Принимаем для колёс коэффициент ширины венца ,

U =5,6 — передаточное число;

Т2 =371,9 — вращающий момент на колесе, Нм;

= 463 МПа — допускаемое контактное напряжение;

Принимаем межосевого расстояния.

Примем модуль из условия

m=(0. 01…0. 02) aw=(0. 01…0. 02)160=1,6…3,2 мм.

Принимаем по ГОСТ 9563–60 [1, табл. 9,1].

Примем предварительно в=100

Определяем число зубьев шестерни z1 =24.

Тогда число зубьев колеса z2 =157−24=133,

Тогда ,.

Уточняем межосевое расстояние при;

Уточняем передаточное число.

Отклонение передаточного числа от ранее принятого

,-допустимо

Определяем основные размеры шестерни и колеса при по формулам [4,табл. 6,1]:

;

;

Определим диаметры вершин и впадин зубьев шестерни и колеса по формулам;

Для шестерни

;

;

Для колеса

;

;

Проверка межосевого расстояния:

;

Ширина шестерни выполняется на шире чем колеса. Ширина колеса [1, с 182]:

.

Принимаем.

Ширина шестерни;

.

Определим окружная скорость колёс и степень точности передачи

,

при такой скорости следует принять 8-ю степень точности.

Выполним проверочный расчет на контактную прочность зубьев:

Для цилиндрической косозубой передачи

Окружные

Радиальные

Осевые

Проверочный расчет.

,

;

; [1, с 62]

; [1, рис 4. 2]

;

К=376- коэффициент для косозубых колес.

т. е. меньше чем

Недогрузка -допустимо.

3. Предварительный расчет диаметров валов

В предварительном расчете валов мы определяем диаметр вала из условия прочности на кручение по формуле [1, с 294]

Определим при пониженных допускаемых напряжениях:

где -допускаемое условие напряжения при кручении МПа [1,с 294], рекомендуется принимать []=10…20 МПа для определения выходного конца вала.

Рассчитаем диаметры валов 1, 2 по крутящим моментам на валах Т1=69,2Н·м; Т2=371,9Н·м

Вал 1

Определим диаметр выходного конца вала

Вал 2

Определим диаметр выходного конца вала

Принимаем:

Вал 1: для выходного конца вала d1 = 30 мм

Вал 2: для выходного конца вала d2 = 55 мм.

4. Предварительный выбор подшипников

При расчете валов были определены реакции опор. Определим долговечность подшипников.

Для вала 1 — подшипники шариковые радиальные однорядные (ГОСТ 8338 — 75), легкой серии, условное обозначение 207.

Для вала 2 — подшипники шариковые радиальные однорядные (ГОСТ 8338 — 75), легкой серии, условное обозначение 36 212

5. Составление компоновочной схемы

Компоновку обычно проводят в два этапа:

— Первый этап служит для приближенного определения положения зубчатых колес, шкива и муфты для последующего определения опорных реакций и подбора подшипников.

Компоновочный чертеж выполняется в одной проекции с разрезом по осям редуктора в масштабе 1:1.

Упрощенно вычерчиваем шестерни и колеса в виде прямоугольников.

— Второй этап компоновки имеет цель конструктивно оформить зубчатые колеса, валы, корпус, подшипниковые узлы и подготовить данные для проверки прочности валов и других деталей прочность которых необходимо проверять.

Непосредственным измерением уточняем расстояния между опорами и расстояния определяющие положение зубчатых колес, шкива и муфты относительно опор. При значительном изменении данных расстояний необходимо заново уточнить реакции опор и вновь произвести расчет на долговечность подшипников.

6. Уточенный расчет валов

Валы применяют для поддержания и установки вращающихся деталей машин. Они подвергаются изгибу от сил, возникающих в деталях передач, от веса этих деталей и собственного веса (учет веса производится только при расчете весьма мощных передач), передают вращающиеся моменты и испытывают кручение.

Валы передач несут зубчатые колеса, звездочки и муфты. Силы взаимодействия между зубьями сцепляющихся колес представлены тремя взаимно перпендикулярными составляющими Ft, Fr и Fa. Поэтому эпюры изгибающих моментов строят в двух взаимно перпендикулярных плоскостях.

Окружная сила Ft направлена по касательной к начальным окружностям зубчатым колес; радиальная, или распорная, сила Fr — по радиусу к центру колеса и осевая сила Fa — параллельно оси вала.

Для цилиндрической косозубой передачи [1, с 279]

Окружные

Радиальные

Осевые

Неуравновешенная составляющая силы, предаваемая муфтой определяется по формуле;

Вал 1.

Опорные реакции в вертикальной плоскости

откуда

:

откуда

:

Проверка:

Опорные реакции в горизонтальной плоскости

откуда

откуда

Проверка:

Строим эпюры изгибающих моментов в горизонтальной и вертикальной плоскости и эпюру крутящих моментов Т.

Находим наибольшее значение суммарного изгибающего момента в опасном сечении (опора В)

Определяем эквивалентный момент

Определяем минимальный диаметр в рассчитываемом сечении обеспечивающий прочность и жесткость валов

Сравнивая полученный результат с результатом полученным при проектировочном расчете делаем вывод: Принятый d1 = 40 мм. в опасном сечении обеспечит прочность и достаточную жесткость вала.

Вал 2.

Опорные реакции в вертикальной плоскости

откуда

откуда

:

Проверка:

Опорные реакции в горизонтальной плоскости

откуда

откуда

Проверка:

Строим эпюры изгибающих моментов в горизонтальной и вертикальной плоскостях и эпюру крутящих моментов Т.

Находим наибольшее значение суммарного изгибающего момента

Определяем эквивалентный момент

Определяем минимальный диаметр в рассчитываемом сечении обеспечивающий прочность и жесткость валов

Сравнивая полученный результат с результатом полученным при проектировочном расчете делаем вывод: Принятый d2 = 60 мм. в опасном сечении обеспечит прочность и достаточную жесткость вала.

7. Расчет валов на выносливость

В общем случае расчёт валов на выносливость будем проводить определением коэффициента безопасности в опасных сечениях вала по условию [1, с 294];

где S — расчетный коэффициент запаса прочности; [S] =1,3…1,5 — требуемый коэффициент запаса для обеспечения прочности, [S] = 2,5…4 — требуемый коэффициент запаса для обеспечения жесткости [1, с 294];

— коэффициент безопасности по изгибу (при отсутствии кручения) по формуле [1, с 294];

— коэффициент безопасности по кручению (при отсутствии изгиба) по формуле [1, с 295];

где и — пределы выносливости при изгибе и кручении соответственно, при симметричном знакопеременном цикле определяются по формулам [1, с 295];

МПа

МПа

, и , — амплитуда и среднее напряжение циклов нормальных и касательных напряжений. Определяются по формулам [1, с 295]

;

;

В формулах М и Т — изгибающий и вращающий моменты в проверяемом сечении; W и Wk — моменты сопротивлений проверяемых сечений при изгибе и кручении [1, табл. 14,2].

и — эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении соответственно, при действии в одном сечении нескольких источников концентрации напряжений [1, табл., 14,2];

и — масштабные факторы, учитывающие влияние размеров сечения вала. [1, табл., 14,3];

и — коэффициенты, характеризующие чувствительность материала к асимметрии цикла изменения напряжения [1, табл., 14,4];

Материал — сталь 40Х: в = 560 МПа

Вал 1

-1 = 387 МПа; -1 = 213 МПа;

К = 1,6 МПа; К = 1,5 МПа;

= 0,81; = 0,76;

= 0,20; = 0,10;

М = 74,9 Н·м; Т = 69,2 Н·м;

Прочность обеспечена

Вал 2

-1 = 240,8 МПа; -1 = 132,4 МПа;

К = 2,4 МПа; К = 1,8 МПа

= 0,85; = 0,78

= 0,20; = 0,10

М = 167,4 Н·м; Т = 371,6 Н·м;

Прочность обеспечена

8. Расчет подшипников

Вал 1

При расчете вала 1 редуктора были определены реакции опор

Fr1 = 1415H и Fr2 = 2383 H. Выбираем для подшипника 207, С=13 700Н.

Так как осевая нагрузка мала, расчет эквивалентной нагрузки будем производить по формуле;

где = 1;

= 1,05;

Х =1,

Y=0;

Эквивалентная нагрузка первой опоры;

Эквивалентная нагрузка второй опоры

Так как Р2 > Р1, проверяем долговечность более нагруженной второй опоры:

где n = 393,1 — частота вращения вала, мин-1,

С = 13 700 — динамическая грузоподъемность, Н

Расчетная долговечность приемлема.

Вал 2

При расчете вала 2 редуктора были определены реакции опор Fr1 =3111H и Fr2 =3850 H. Выбираем для подшипника 212, С=31 000Н.

Так как осевая нагрузка отсутствует, расчет эквивалентной нагрузки будем производить по формуле;

где = 1 [3, табл. 12,27];

= 1,05 [3, с 359];

Х =1 [3, табл. 12,26],

Y=0 [3, с 362];

Эквивалентная нагрузка первой опоры;

Эквивалентная нагрузка второй опоры

Так как Р2 > Р1, проверяем долговечность более нагруженной второй опоры:

где n = 70,2 — частота вращения вала, мин-1,

С = 31 000 — динамическая грузоподъемность, Н

Расчетная долговечность приемлема.

9. Расчет шпоночных соединений

Для крепления колес на валах примем призматические шпонки со скруглением торцов по ГОСТ 23 360–78.

Основным расчетом призматической шпонки является расчет на смятие. Из условия прочности на смятие рассчитаем часть шпонки, выступающей из вала по формуле [5, с 73]

;

где см — напряжение смятие, МПа;

крутящий момент на валу, МПа;

диаметр вала, мм;

размеры соединения, мм [5, табл. 4,1]

допускаемое напряжение смятие. Принимаем [5, с 74];

— рабочая длинна шпонки, мм определим по формуле [5, с 73];

;

где — полная длина шпонки, мм;

b — ширина шпонки, мм;

Вал 1

Шпонка 8×7×50 d = 30 мм.

мм,

;

Условие выполняется.

Вал 2:

Шпонка 16×10×60 d = 55 мм.

мм,

;

Условие выполняется.

10. Расчет элементов корпусных деталей

В большинстве случаев корпуса редукторов выполняются из чугуна марок СЧ15−32, СЧ18−36. В корпусе размещают детали передач, подшипники и смазочные устройства. Основными требованиями к корпусам является достаточная прочность и жёсткость. В нашем случае корпус разъёмный и будет состоять из двух половин. Разъём по линии осей валов.

Параметры корпуса [6,табл. 10,4]:

Выберем толщину стенки корпуса редуктора двух ступенчатого:

где МТ =371,6- крутящий момент на тихоходном валу;

Принимаем =9 мм.

Выберем толщину крышки корпуса редуктора:

Принимаем 1 = 8 мм.

Литейный уклон 20.

Размеры крышек по ГОСТ, исходя из наружного диаметра кольца подшипника.

Все крепёжные детали по ГОСТ 7808–70 — болты, винты по ГОСТ 1491–72.

Размеры смотрового люка в верхней части — конструктивно с учётом максимального удобства.

Для замены масла в нижней части корпуса предусматривается сливное отверстие, в которое ввёрнута сливная пробка.

11. Подбор смазочного материала

В мелких и средних редукторах, как правило, применяют смазывание погружением и разбрызгиванием (картерное смазывание). Во всех случаях целесообразно увеличение объема масла, особенно при повторно-кратковременных режимах эксплуатации, так как это повышает стабильность масла и снижаются пики температур при кратковременных перегрузках, интенсивность изнашивания и опасность заедания. Для увеличения объема масляной ванны стенки отодвигают на периферию корпуса.

Картерное смазывание применяют при окружной скорости погруженного в масло колеса до 12,5 м/с, что составляет примерно 99% всех возможных случаев использования

Выберем марку масла: примем масло «Индустриальное-30А» ГОСТ 20 799–75.

Заливают масло либо через отверстия, закрываемые пробками, либо через люки, которые одновременно служат для контроля сборки зацепления и его состояния в эксплуатации.

Для контроля уровня масла примем маслоуказатель

Для слива масла применим сливное отверстие, в которое ввинчивается сливная пробка.

Для заливки масла и наблюдения за передачами без разборки, в верхней части корпуса редуктора конструктивно выполнено окно, закрываемое крышкой. Крышка крепится винтами.

Смазывание подшипниковых узлов происходит масленым туманом.

Для уплотнения подшипниковых узлов применяют одно-кромочные манжетные уплотнения, которые устанавливаются в крышках при скорости скольжения.

Для извлечения манжет, в крышках делают 2−3 отверстия. Через 3000…5000 часов работы манжеты следует менять вследствие износа резины. Манжетные уплотнения по (табл. 18. 26 [3]) ГОСТ 8752–79.

12. Сборка редуктора

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора очищают и покрывают маслостойкой краской.

Сборку произвобят в соответствии со сборочным чертежом редуктора начиная с узлов валов: на быстроходныё вал насаживают подшипники предварительно нагретые до 80…1000С в масле. В тихоходный вал закладывают шпонку и напресовывают зубчатое колесо, затем надевают втулки и устанавливают подшипники.

Собранные вал устанавливают в основание редуктора и надевают крышку корпуса. Для центровли установки крышки на корпус используют два штифта. Затягивают болты.

Далее ставят верхние крышки предваритально вставив в них манжетные уплотнения.

Далее устанавливают маслоуказатель.

Литература

1. Шейнблит А. Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учебн. пособие для техникумов. — М.: Высшая школа, 1991. — 432 с.

2. Детали машин и основы конструирования: Учеб./ А. Т. Скойбеда, А. В. Кузмин, Н. Н. Макейчик; Под общ. ред. А. Т. Скойбеды. — Мн.: Выш. шк., 2000. — 584 с.: ил.

3. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие / С. А. Чернавский, К. Н. Боков, И. М, Чернин и др. — 2-е изд., перераб. и доп. — М.: Машиностроение, 1988. -416 с., ил.

4. Курсовое проектирование для деталей машин Часть 1: Справочное пособие / А. В. Кузмин, Н. Н. Макейчик, В. Ф. Калачев, А. А. Миклашевич — Мн.: Выш. Шк, 1982

5. Курсовое проектирование для деталей машин Часть 2: Справочное пособие / А. В. Кузмин, Н. Н. Макейчик, В. Ф. Калачев, А. А. Миклашевич, Н. В. Зуб — Мн.: Выш. Шк, 1982

ПоказатьСвернуть
Заполнить форму текущей работой