Привод с цилиндрическим двухступенчатым редуктором сраздвоенной быстроходной ступенью
/>
Задание №N
Спроектироватьпривод с цилиндрическим двухступенчатым редуктором с раздвоенной быстроходнойступенью.
/>
Вариант N
Рт=4,0кВт
nт=70с-1
Типконструкции редуктора [2. рис. 4а]
Ресурсредуктора — 24000 часов.
Режим работы- средний нормальный.
Соединительнаямуфта — упругая.
СодержаниеВведение
1 Кинематический расчет привода
2 Расчет зубчатой передачи
2.1 Быстроходная ступень
2.2 Тихоходная ступень
3 Предварительный расчет валов
4 Компоновка редуктора
5 Уточненный расчет валов
6 Проверка долговечности подшипников
7 Выбор смазки редуктора
8 Проверка прочности шпоночногосоединения
9 Подбор муфты
10 Список используемой литературы
ВведениеТехнический уровеньвсех отраслей народного хозяйства в значительной мере определяется уровнемразвития машиностроения. На основе развития машиностроения осуществляетсякомплексная механизация и автоматизация производственных процессов впромышленности, строительстве, сельском хозяйстве, на транспорте.
Государством перед машиностроениемпоставлена задача значительного повышения эксплуатационных и качественныхпоказателей при непрерывном росте объема ее выпуска.
Одним из направлений решения этойзадачи является совершенствование конструкторской подготовки студентов высшихучебных заведений.
Выполнением курсового проекта по«Деталям машин» завершается общетехнический цикл подготовки студентов.Привыполнении моей работы активно используется знания из ряда пройденных предметов: механики, сопротивления материалов, технологий металлов и др.
Объектом курсового проекта являетсяпривод с цилиндрическим двухступенчатым редуктором с раздвоенной быстроходной ступенью,использующие большинство деталей и узлов общего назначения.
1 Кинематический расчет
1.1Находим момент на тихоходной ступени:
РВЫХ = Тw;
/>
/>
1.2Определим общий КПД привода:
hпривода = h3зуб × h3подш × hмуфты,
где: hзуб – КПД зубчатой передачи ;
hподш – КПД подшипников;
hмуфты – КПД муфты.
hмуфты = 0,98; hзуб = 0,97; hподш = 0,99;
hпривода = 0,973 × 0,993 × 0,98 = 0,867.
1.3Определим мощность двигателя:
/>
1.4Определим частоту вращения вала электродвигателя:
nвх = nвых × u,
где: u = uбыстр × uтих;
Из таблицы 1.2 [1] выбираем передаточные отношения тихоходнойи быстроходной передачи:
uтих = (2,5…5); uбыстр= (3,15…5);
nвх = nвых × u = 70 × (2,5…5) × (3,15…5) 551,25…1750 об/мин.
Исходя из мощности ориентировочных значений частот вращения,используя т.2.4.8 [1] выбираем электродвигатель закрытый обдуваемый единойсерии 4А
80B/720. Мощность РДВ =5,5 кВт; синхронная частота равна 720 об/мин.
1.5Определим общие передаточные числа привода и разобъем его между ступенями:
Определим действительное фактическоепередаточное число:
/>
Разбиваем передаточное число поступеням Uд = Uред = 10,28.
Используя таблицу 1.3 [1] стр.7 имеем :
uбыстр = uред/uтих;uтих = 0,88 />uред;
Cледовательно:
uтих = 0,88 />10,28 = 2,82; ПринимаемUтих=3
uбыстр = 10,28 / 3 = 3,42;Принимаем Uбыстр=3,55
1.6Определяем кинематические и силовые параметры отдельных валов привода:
/>
I вал частота вращения: n1=nдв = 720 об/мин;
окружная скорость: w1 = wдв = p×n/30 = 3,14×720/30 =75,36 рад/с ;
мощность: Р1 = Рдв= 5,5 кВт;
вращающий момент: Т1 = Тдв= Рдв/wдв =5500/75,36 = 72,98 Н×м;
II вал частота вращения: n2=n1 = nдв = 720 об/мин;
окружная скорость: w2=w1=75,36рад/с ;
мощность: Р2=Р1× hмуфты × hподш = 5,5 × 0,98 × 0,99 = 5,3361 кВт;
вращающий момент: Т2=Т1× hмуфты × uмуфты = 72,98 × 0,98 × 1 =
= 71,5204 Н×м;
III вал частота вращения: n3=n2/uбыстр = 202,8 об/мин;
окружная скорость: w1 = p×n3/30 = 3,14×202,8/30 = 21,2 рад/с;
мощность: Р3 = Р2× h2зуб × hподш = 5,3361 × 0,972 × 0,99 = 4,97 кВт;вращающиймомент: Т3=Т2 × hзуб× uбыстр= 71,52 × 0,97 × 3,55 ==246,3 Н×м;
IV вал частота вращения: n4=n3/uтих = 202,8/3 = 67,6 об/мин;
окружная скорость: w4 = p×n4/30 = 3,14×67,6/30 = 7,7 рад/с ;
мощность: Р4 = Р3× hзуб × hподш = 4,97 × 0,97 × 0,99 = 4,77 кВт;вращающиймомент: Т4 =Т3 × hзуб× uтих= 246,3 × 0,97 × 3 == 716,7 Н×м;
Все полученные данные сводим втаблицу.
Таблица 1. Номер вала Частота вращения, об/мин Угловая частота вращения, рад/с Мощность, Вт Момент, Н×м I 720 75,36 5500 72,98 II 720 75,36 5336 71,52 III 202,8 21,2 4970 246,3 IV 67,6 7,7 4770 716,7
3Предварительный расчет валовКрутящиймомент в поперечных сечениях валов
Ведущего TII= 71,52×103 H×мм
Промежуточного TIII= 246,3×103 H×мм
Ведомого TIV= 716,7×103 H×мм
Диаметр выходного конца ведущего валапри [t]k=25H/мм2
/>
диаметр шеек под подшипники принимаемdn2=25 мм; под ведущей шестерней dk2=32 мм
У промежуточного вала расчетом накручение определяем диаметр опасного сечения (под шестерней) по пониженнымдопускаемым напряжениям.
[tk]= 15H/мм2
/>
принимаем диаметр под шестернейdк3=45 мм, найдем диаметр под колесом:
/>
принимаем диаметр под подшипники dn3=35мм.
Ведомый вал.
Рассчитываем при [t]k =25H/мм2диаметр выходного конца вала
/>
Принимаем диаметр подшипниками dn4=55 мм, под колесом dk4 =60 мм, dl4=60мм.
5Уточненный расчет вала
Уточненный расчет проведем дляпромежуточного вала. Составим расчетную схему. Все размеры возьмем изкомпановки: а=50мм; b=35мм.
/>
РрадС=1,208×103Н
РосС=894Н
РокрС=3212,7Н
РрадВ, Д=505,8Н
РосВ, Д=382,1Н
РокрВ, Д=1,336×103Н
Построим по эпюру крутящих моментов:
/>
Определим реакции в опорах:
В плоскости YOZ:
åM3=0;
åM3=-PрадВ×а+
+РрадС(а+b)-
-PрадД(2b+a)+Y3×
×(a+b+b+a)=0
/>
Истинное значение силы Y4направленно в противоположную сторону, от выбранного на схеме.
åМ4=0;
åМ4=-РрадД×а+РрадС×(а+b)-РрадВ×(а+b+b)+Y3×(a+b+b+a)=0;
/>
Истинное значение силы Y3направлено в противоположную сторону от ранее выбранного направления.
Проверка:
åFy=0; />
Строим эпюру изгибающих моментов вплоскости YOZ.
/>
В плоскости XOZ:
/>
/>
Проверка :
/>
2942.3+1.336∙103+3212.7+1.336∙103-2942.3=0;
MY3=0; MY4=0; MYB=-X3∙a=-147.1(H∙м)
MYC=-X3∙(a+b)-Pокрb∙b=-203.3(H∙м)
MYД=-Х4∙а=-147,1(H∙м)
/>
M∑И3=0; M∑И4=0;
/>
/>
/>
Опасным сечением является сечение С:
/>
Из условия прочности:
/>
получим:
/>
Принимаем d=45(мм)
6 Проверкадолговечности подшипников
6.1Ведущий вал
Роликоподшипники радиальные с короткими цилиндрическимироликами, однорядные. Тип 7305, ГОСТ 333-79, средняя серия d = 25, D = 62, B =17, c = 2, D1=67, Т =18.25, грузоподъемность = 2960, ролики DT =9.5, z = 13;
6.2Промежуточный вал
Роликоподшипники радиальные с короткими цилиндрическимироликами, однорядные. Тип7307, ГОСТ 333-79, средняя серия d = 35, D = 80, B =21, c=2.5, D1=85, Т =22.75, грузоподъемность = 6100, ролики DT =11.7, z = 12;
6.3 Ведомый вал
Роликоподшипники радиальные с короткими цилиндрическимироликами, однорядные. Тип 7311, ГОСТ 333-79, средняя серия d = 55, D = 120, B =27, c= 3, D1=127, Т =31.5, грузоподъемность = 10200, ролики DT =16.7, z = 13;
/>
Силы, действующие в зацеплении: Pокр= 1336 H, Ррад = 506 H и Рос = 382 H.
Первый этап компоновки дал a = 50 мм,b = 35 мм
Определим реакции опор:
В плоскости yz
Y2 (2a + 2b) = Рокрa + Рокр (a + 2b) = Рокр(2a + 2b)
Y2 = Рокр =1336 H.
Y1 (2a + 2b) = Рокр a+ Рокр (a + 2b) = Рокр (2a + 2b)
Y1 = Рокр =1336 H.
В плоскости yz
X2 (2a + 2b) = Ррадa + Ррад (a + 2b) = Ррад (2a + 2b)
X2 = Ррад = 506H.
X1 (2a + 2b) = Ррад a+ Ррад (a + 2b) = Ррад (2a + 2b)
X1 = Ррад =1336 H.
Суммарные реакции
/> H
/> H
Находим осевые составляющиерадиальных реакций конических подшипников по формуле:
S=0,83eR
S2 = 0,83eR2 =0,83×0,36×1429 = 427 H;
S1=0,83eR1 =0,83×0,36×1429 = 427 H;
здесь для подшипников 7305 параметросевого нагружения е = 0,36, С = 33 кН.
Осевые силы подшипников. В нашемслучае S1 = S2; Рос > 0; тогда Foc1= S1 = 1429 H; Foc2 = S1 + Рос =1811 H.
Так как реакции, действующие наподшипники равны, то рассмотрим один из подшипников. Рассмотрим левыйподшипник.
Отношение />, поэтому следует учитывать осевуюнагрузку.
Эквивалентная нагрузка по формуле:
Pэ2 = (XVR2 +YFoc2) Kб Kт;
для заданных условий V = Kб= Kт = 1; для конических подшипников при /> коэффициент X = 0,4 и коэффициентY = 1,67 (табл.9.18 и П7 Чернавский).Эквивалентнаянагрузка
Pэ2 = (0,4 1429 + 1,671811) = 3024 H = 3,024 kHРасчетнаядолговечность
/> млн. об.
Расчетная долговечность
/>ч
где n = 720 об/мин – частота вращенияведущего вала.
Найденная долговечность приемлема.
7 Выборсмазки редуктора
Для уменьшения потерь мощности натрение и снижения интенсивности износа трущихся поверхностей, а также дляпредохранения их от заедания, задиров, коррозии и лучшего отвода теплотытрущиеся поверхности деталей должны иметь надежную смазку.
В настоящее время в машиностроениидля смазывания передач широко применяют картерную систему. В корпус редуктораили коробки передач
заливают масло так, чтобы венцы колесбыли в него погружены. При их вращении масло увлекается зубьями, разбрызгивается,попадает на внутренние стенки корпуса, откуда стекает в нижнюю его часть.Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которая покрываетповерхность расположенных внутри корпуса деталей.
Картерную смазку применяют при окружной скорости зубчатыхколес и червяков от 0,3 до 12,5 м/с. При более высоких скоростях масло сбрасываетсяс зубьев центробежной силой и зацепление работает при недостаточной смазке.Кроме того, заметно увеличиваются потери мощности на перемешивание масла, иповышается его температура.
Выбор смазочного материала основан наопыте эксплуатации машин. Принцип назначения сорта масла следующий: чем вышеокружная скорость колеса, тем меньше должна быть вязкость масла, чем вышеконтактные давления в зубьях, тем большей вязкостью должно обладать масло.Поэтому требуемую вязкость масла определяют в зависимости от контактногонапряжения и окружной скорости колес. Предварительно определяют окружнуюскорость, затем по скорости и контактным напряжениям находят требуемуюкинематическую вязкость и марку масла.
В настоящее время широко применяютпластичные смазочные материалы ЦИАТИМ-201 и ЛИТОЛ-24, которые допускаюттемпературу нагрева до 130°С.
Предельно допустимые уровнипогружения колес цилиндрического редуктора в масляную ванну /> , наименьшую глубинупринято считать равной модулю зацепления. Наибольшая допустимая глубинапогружения зависит от окружной скорости вращения колеса. Чем медленнеевращается колесо, тем на большую глубину оно может быть погружено.
В соосных редукторах при расположениивалов в горизонтальной плоскости в масло погружают колеса быстроходной итихоходной ступеней. При расположении валов в вертикальной плоскости погружаютв масло шестерню и колесо, расположенные в нижней части корпуса. Если глубинапогружения колеса окажется чрезмерной, то снижают уровень масла и устанавливаютспециальное смазочное колесо.
В конических иликоническо-цилиндрических редукторах в масляную ванну должны быть полностьюпогружены зубья конического колеса или шестерни.
8 Проверкапрочности шпоночного соединенияВсе шпонкиредуктора призматические со скругленными торцами, размеры длины, ширины, высоты, соответствуют ГОСТ23360-80. Материал шпонок – сталь 45 нормализованная. Всешпонки проверяются на смятие из условия прочности по формуле:
/>
Допускаемое напряжение смятия [dсм]=200МПа
Ведущий вал: 72,98·103Н·мм;
Выходной конец вала =Ø20мм; t1=3.5мм;b·h·l =6·6·30;
/>
Промежуточный вал: 252,5·103Н·мм;
Под колесом: Ø40мм; t1=5мм;b·h·l =12·8·30;
/>
Ведомый вал: 690,6·103Н·мм;
Под колесом: Ø58мм; t1=6мм;b·h·l =16·10·50;
/>
Выходной конец: Ø50мм; t1=5,5мм;b·h·l =14·9·70;
/>
9 Подбормуфты
Муфта упругая втулочно-пальцевая поГОСТ 21424–75.
Отличается простотой конструкции иудобством монтажа и демонтажа. Обычно применяется в передачах отэлектродвигателя с малыми крутящими моментами. Упругими элементами здесь служатгофрированные резиновые втулки. Из-за сравнительно небольшой толщины втулокмуфты обладают малой податливостью и применяются в основном для компенсациинесоосносги валов в небольших пределах (/>1...5 мм; /> 0.3…0,6 мм; /> до 1 ).
Материал полумуфт – чугун СЧ20.
Материал пальцев – сталь 45.
Для проверки прочности рассчитываютпальцы на изгиб, а резину – по напряжениям смятия на поверхности соприкасаниявтулок с пальцами. При этом полагают, что все пальцы нагружены одинаково, анапряжения смятия распределены равномерно по длине втулки:
/>
где z – число пальцев, z = 6.Рекомендуют принимать /> = 1,8...2 МПа.
Тогда
/>
(Иванов с.362)
Список используемойлитературы
1. М.Н. Иванов.Детали машин. М.: «Машиностроение», 1991.
2. П.Ф. Дунаев,О.П.Леликов – Конструирование узлов и деталей машин. М.: «Высшая школа», 1985.
3. В.И. Анурьев –Справочник конструктора–машиностроителя, т.1. М.: «Машиностроение», 1980.
4. В.И. Анурьев –Справочник конструктора–машиностроителя, т.2. М.: «Машиностроение», 1980.
5. В.И. Анурьев –Справочник конструктора–машиностроителя, т.3. М.: «Машиностроение», 1980.
6. С.А. Чернавский идр. Курсовое проектирование деталей машин. М.: «Машиностроение», 1987.
7. Д.Н. Решетов –Детали машин. Атлас конструкций. М.: «Машиностроение», 1970.
8. М.И. Анфимов –Редукторы. Конструкции и расчет. М.: «Машиностроение», 1972.