Проектирование и исследование механизмов

Введение

В данной курсовой работе необходимо спроектировать привод скребкового конвейера сроком службы 6 года. Для этого необходимо провести расчеты вала-шестерни, ведомого вала, зубчатого колеса и корпуса редуктора, сделать подбор шпонок, подшипников качения, проверить долговечность подшипников, определить расстояние между линиями действия сил зацепления и реакции опор, а также определить скорости и ускорения отдельных деталей привода.

 

1. Выбор электродвигателя. Кинематический расчет привода

Двигатель является одним из основных элементов машинного агрегата. От типа двигателя, его мощности, частоты вращения и других параметров зависят конструктивные и эксплуатационные характеристики рабочей машины и её привода. Электродвигатель выбирают после определения его мощности и частоты вращения вала.

Потребляемая мощность привода:

 

Общий КПД привода определяют как произведение частных значений КПД отдельных составляющих элементов:

где i- число пар подшипников качения; i=2

Из табл. 1.1:

КПД ременной передачи

КПД пары цилиндрических зубчатых колес

КПД муфты

КПД одной пары подшипников качения (опоры барабана)

Общий КПД привода:

Требуемая мощность электродвигателя:

Диаметр звёздочки:

Частота вращения приводного вала:

Определяем общее передаточное число привода:

Частота вращения вала электродвигателя:

Полученное значение должно находиться в интервале:

Электродвигатель АИР 112МВ6/950

ТУ 16-525.564-84

Мощность двигателя ,

Синхронная частота вращения

Кинематические расчеты

Определяем фактическое передаточное отношение:

На схеме одноступенчатый цилиндрический косозубый редуктор, поэтому

Уточняем передаточное число ременной передачи:

Частота вращения ведущего вала редуктора:

Частота вращения ведомого вала:

Определение моментов и скоростей на валах редуктора

Угловые скорости ведущего и ведомого валов:

Вращающий момент на приводном валу барабана ленточного транспортера:

Вращающий момент на ведомом валу редуктора:

Вращающий момент на ведущем валу редуктора:

Таблица 1.3.1 - Результаты кинематического расчета привода

Вал	Т, Н·м	n, об/мин	ω, рад/с
Ведущий (1)	104,26	279,4	29,24
Ведомый (2)	505,6	55,88	5,84

2. Расчет зубчатых колес редуктора

Расчёты на прочность металлических цилиндрических эвольвентных зубчатых передач внешнего зацепления с модулем от 1 мм и выше регламентированы ГОСТ 21354-87.

Из двух зубчатых колёс находящихся в зацеплении, меньшее называется шестернёй (ведущее звено, индекс «1»), большее - колесом (ведомое звено, индекс «2»).

 

.1 Выбор материалов и термической обработки

Материалы для изготовления зубчатых колёс подбирают по таблице.

Передачи со стальными зубчатыми колёсами имеют минимальную массу и габариты, тем меньше, чем выше твердость рабочих поверхностей зубьев, которая, в свою очередь зависит от марки стали и от варианта термической обработки (ТО). Чем выше твердость рабочей поверхности зубьев, тем выше допускаемые напряжения и тем меньше размеры передачи.

Твёрдость - сопротивление материала местной пластической деформации, возникающей при внедрении в него более твёрдого тела - наконечника (индентора). Для равномерного изнашивания зубьев колёс и лучшей их прирабатываемости друг к другу, твёрдость шестерни  назначают больше твёрдости колеса  на 20…50 единиц.

Для шестерни и колеса выбираем сталь 40Х, термообработку - улучшение и закалка ТВЧ.

По табл. 2.1 выбираем твердость зубьев на поверхности по Роквеллу - 48…53HRC. Соотношение единиц твердости по Роквеллу (HRC) и единиц твердости по Бринеллю (НВ) принимаем по табл. 2.2.

2.2 Определение допускаемых напряжений

Средняя твердость рабочих поверхностей зубьев:

Базовые числа циклов нагружений:

·      при расчете на контактную прочность

·      при расчете на изгиб

Время работы передачи в часах

Действительные числа циклов перемены напряжений

·      для шестерни

·      для колеса

Коэффициент долговечности при расчете по контактным напряжениям для шестерни:

Т.к. , то принимаем

Для колеса:

Т.к. , то принимаем

Коэффициент долговечности при расчете на изгиб для шестерни:

Т.к. , то принимаем

Для колеса:

Т.к. , то принимаем

По табл. 2.3 рассчитываем предел контактной выносливости зубьев

Предел выносливости зубьев при изгибе:

Определяем допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса:

Допускаемые напряжения изгиба для шестерни и колеса:

Допускаемое рабочее контактное напряжение косозубых колес:

Допускаемое рабочее напряжение изгиба для косозубых колес:

2.3 Расчет зубчатой передачи

Определяем предварительное значение межосевого расстояния:

Коэффициент ширины зубчатого колеса при симметричном расположении опор:

Определяем коэффициент ширины в долях диаметра:

По табл. 2.4

Рассчитываем коэффициент неравномерности распределения нагрузки:

мм

По таблице из стандартного ряда межосевых расстояний округляем  до ближайшего значения в большую сторону по ГОСТ 2185-66 (в мм): 40,50,63,71,80,90,100,112,125,160,200,250,280,315 [1].

После округления принимаем

Предварительные основные размеры колес.

Нормальный модуль зацепления принимают по следующей рекомендации:

при твердости поверхности зубьев колес

при твердости (как в нашем случае):

Модуль принимаем из ряда стандартных значений (ГОСТ 9563-80):

-й ряд (предпочтительный): 1,0;1,25;1,5;2,0;3,0;4,0;5,0;6,0;8,0;10,0.

-q ряд: 1,125;1,375;1,75;2,25;2,75;3,5;4,5;5,5;7,0;9,0.

Принимаем стандартный мм.

Предварительно принимаем угол наклона зубьев колес:

Количество зубьев на шестерни:

Для немодифицированного зубчатого зацепления число зубьев шестерни должно быть не меньше 17.

Т.к. в нашем случае , то уменьшаем величину модуля.

Принимаем модуль передачи .

Вновь определяем число зубьев шестерни:

Число зубьев колеса:

После округления принимаем

Уточняем угол наклона зуба:

Рассчитываем делительные диаметры шестерни и колеса

Диаметры вершин зубьев

Диаметры впадин зубьев

Ширина колеса:

По табл. 2.5 принимаем .

Ширина шестерни:

Окружная скорость шестерни и колес

2.4 Определение сил в зацеплениях

Рис. 2.4.1 - Схема действия сил и моментов в цилиндрической косозубой передаче

Найдем окружную силу:

Определяем радиальную силу:

Определяем осевую силу:

2.5 Проверочный расчет передачи

 

.5.1 Проверка зубьев передач по контактным напряжениям

Расчетное контактное напряжение:

Для косозубых колес:

 [2.5.2]

Для косозубых и шевронных колес при твердости зубьев >350 HB:

Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий  определяем по табл. 2.8 [2].

Принимаем

Определяем расчетное контактное напряжение

Проверим условие прочности:

2.5.2 Проверка зубьев передач по напряжениям изгиба

Расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса:

Для косозубых колес принимаем коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями:

при степени точности, равной 9 по табл. 2.7.

Коэффициент, учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку, для косозубых колес при твердости >350 HB:

Определяем коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий:

Определяем коэффициент, учитывающий наклон зуба:

Определяем приведенное число зубьев колеса:

 [2.5.8]

По табл. 2.10 коэффициент формы зуба

Расчетное напряжение изгиба в зубьях шестерни:

Приведенное число зубьев шестерни:

По табл.

Т.к. соблюдаются требования:

то условие прочности по изгибающим напряжениям выполнено.

3. Эскизное проектирование редуктора

 

.1 Предварительный расчет валов

Основными материалами для валов и осей служат углеродистые и легированные стали. Для осей и валов, диаметры которых определяются, в основном, жесткостью, применяют углеродистые конструкционные стали Ст4, Ст5 без термообработки. В ответственных и тяжело нагруженных конструкциях, когда основным критерием является прочность, используют термически обрабатываемых среднеуглеродистые и легированные стали 40, 45, 40Х, 40ХН и др.

Для компенсации изгибающих напряжений и других неучтенных факторов, принимают значительно пониженные значения допускаемых напряжений кручения, например МПа. Меньшие значения допускаемых напряжений кручения принимают для быстроходных валов, большие значения - для тихоходных валов.

Определяем диаметр ведущего вала:

Принимаем по табл. 2.5 стандартное значение диаметра вала:

Определяем диаметр ведомого вала:

подшипник скребковый конвейер комбайн

3.2 Выбор подшипников

Посадочные диаметры под подшипники ведущего и ведомого валов:

Посадочный диаметр под зубчатое колесо:

По посадочным диаметрам  и выбираем из табл. 3.1 радиальные шариковые подшипники.

Рис. 3.2.1 - Подшипник шариковый радиальный

Таблица 3.2.1 - Основные параметры выбранных подшипников

Вал	Условное обозначение подшипника	Размеры, мм			Грузоподъемность, кН
		d	D	В	Динамическая, С	Статическая, С0
Ведущий (1)	309	45	100	25	52,7	30,0
Ведомый (2)	310	50	110	27	65,8	36,0

4. Конструктивные размеры вала-шестерни, ведомого вала и зубчатого колеса

Цилиндрическая поверхность выходного конца вала является посадочной поверхностью под полумуфту

Для ведущего вала (для ) по табл. 4.1:

Определяем диаметр буртика под подшипник:

Принимаем

Для ведомого вала (для ) по табл. 4.1:

Определяем посадочный диаметр под колесо:

Принимаем

Определяем диаметр буртика под подшипник:

Принимаем

Зазор между поверхностями вращающихся деталей редуктора и внутренними поверхностями стенок его корпуса:

Расстояние между внешними поверхностями деталей передач:

Принимаем и

Расстояние между торцами подшипников вала-шестерни:

Длина ступени вала-шестерни под уплотнение крышки с отверстием и подшипника:

Длину выходного конца вала-шестерни под шкив ременной передачи выбираем по диаметру из табл. 4.1: принимаем

Длина выходного конца ведомого вала под полумуфту выбираем по табл. 9.2:

Определяем длину шпоночного паза на выходном участке вала-шестерни:

Длина шпоночного паза на выходном конце ведомого вала

Диаметр ступицы колеса:

Принимаем

Длину ступицы колеса принимаем равной ширине колеса:

Толщина обода:

Принимаем

Толщина диска зубчатого колеса:

Принимаем

Длину посадочной поверхности под зубчатое колесо на ведомом валу назначаем на (2…3) мм меньше .

Принимаем.

 

5. Основные конструктивные размеры корпуса редуктора

Корпус редуктора предназначен для размещения и координации, организации системы смазки деталей зубчатых передач и защиты их от загрязнения. Корпусом воспринимаются силы, возникающие в зубчатом зацеплении, реакции опор.

Толщину стенки редуктора назначают равной 6 мм и более, согласно требованиям технологии литья и условиям необходимой прочности и жесткости. Определяем толщину стенки корпуса редуктора:

Принимаем

Диаметр винтов крепления крышки редуктора к основанию корпуса:

Принимаем (т.е. с резьбой М10).

Диаметр винтов крепления редуктора к фундаменту (или раме):

Принимаем

Длина фланца корпуса редуктора:

Ширина фланца корпуса редуктора

Принимаем

Расстояние между дном корпуса редуктора и нижней точкой поверхности колеса:

6. Проверка долговечности подшипников

Пригодность подшипника определяют сопоставлением долговечности в часах  соответствующего выбранного подшипника с заданным сроком службы (в часах) всего редуктора , т. е. подшипник считают годным, если выполняется условие:

 

.1 Определение расстояний между линиями действия сил в зацеплении и реакций опор

Радиальную реакцию подшипника считают приложенной к оси вала в точке пересечения с ней нормали, проведенной через середину контактной площадки. Для радиальных подшипников эта точка расположена на середине ширины подшипника

При установке радиальных подшипников расстояние  от плоскости приложения сил в зацеплении до точки приложения радиальной реакции в опоре определяется по формуле:

·      на ведущем валу

·      на ведомом валу

6.2 Определение реакций опор

Рис.6.2.1 - Расчетные схемы ведущего и ведомого валов

Быстроходный вал:

В плоскости YOZ:

Проверка:

В плоскости XOZ:

Проверка:

Результирующие реакции в опорах 1 и 2 определяем по теореме Пифагора (см. рис. 4.4):

Тихоходный вал:

Плоскость YOZ:

Проверка

Плоскость XOZ:

Проверка:

Результирующие реакции в опорах 3 и 4:

 

.3 Определение суммарных реакций

На выходные концы валов действуют консольные нагрузки со стороны ременных, цепных передач, соединительных муфт и т.д.

Рис.6.3.1 - Схема к определению реакций, возникающих в опорах ведущего вала от консольной силы

На выходной конец ведомого вала со стороны зубчатой муфты действует изгибающий момент:

Реакции опор 3 и 4 от момента :

Рис. 6.3.2 - Схемы к определению полных реакций в каждой опоре ведущего вала

Суммарные реакции опор ведущего вала:

Суммарные реакции опор ведомого вала:

 

.4 Определение долговечности подшипников

Ведущий вал

Проверяем подшипник шариковый 309, с динамической грузоподъёмностью С=52,7 кН; и статической

Определяем отношение:

По табл. 7.1 этому отношению соответствует .

Отношение:

По этому эквивалентная нагрузка определяется по формуле:

Долговечность в млн.об:

Долговечность в часах:

Что больше срока службы всего редуктора .

Т.е. подшипник 309 пригоден для ведущего вала.

Ведомый вал

Наиболее нагружена опора 4.

Внешняя осевая сила: .

Радиальная нагрузка: .

Определяем отношение:

Эквивалентная нагрузка:

Долговечность в млн.об:

Долговечность в часах:

что больше срока службы всего редуктора  ч.

Т.е. подшипник 310 пригоден для ведомого вала.

 

7. Проверка прочности шпоночных соединений

Шпоночное соединение образуют вал, шпонка и ступица насаженной на вал детали (зубчатого колеса, шкива, звездочки и т.п.). Предназначено для передачи вращающего момента между валом и ступицей.

Рис. 7.1 - Шпоночные соединения с призматическими шпонками

Напряжение смятия и условие прочности определяют по формуле:

При стальной ступице допускаемые напряжения смятия принимают в интервале:

Шпонка на ведущем валу () по табл. 8.1:

Напряжение смятия шпоночного соединения «быстроходный вал-ведущий шкив»:

Условие прочности выполнено.

Шпонка ():

Напряжение смятия шпоночного соединения «тихоходный вал-зубчатая муфта»:

Условие прочности выполнено.

Шпонка ():

Напряжение смятия шпоночного соединения «тихоходный вал-зубчатое колесо»:

Условие прочности выполнено.

8. Выбор муфт

Муфтами приводов называют устройства, соединяющие валы совместно работающих агрегатов и передающие вращающий момент.

Муфты выбирают по большему диаметру концов соединяемых валов и номинальному моменту, передаваемому муфтой. На выходном конце ведущего вала редуктора устанавливают большой шкив ременной передачи.

На выходном конце ведомого вала устанавливают муфту зубчатую (ГОСТ 5006-83) (табл. 9.2):

Рис. 8.1 Муфта зубчатая

 

9. Выбор посадок основных соединений

Посадка - характер соединения двух деталей, определяемый величиной получающихся в нём зазоров или натягов.

Различают посадки трёх типов: с зазором, с натягом и переходные. При передаче вращающего момента шпоночным соединением, применение посадок колеса на вал с зазором недопустимо, а посадок переходных - крайне нежелательно, так как происходит обкатывание со скольжением поверхностей вала и отверстия колеса, которое приводит к износу. Поэтому на посадочных поверхностях вала и отверстия колеса следует создавать натяг.

Поле допуска вала под внутренним кольцом подшипника - k6.

Поле допуска вала под резиновыми манжетами (уплотнениями) - h11.

Поле допуска вала корпуса редуктора под внешним кольцом подшипника - Н7.

Посадка зубчатое колесо - вал - Н7/s6.

Посадка стакан - корпус редуктора - Н7/h8.

Посадка дистанционная втулка - вал - D9/k6.

Посадка полумуфта - конец вала - Н7/p6.

Посадка боковая поверхность шпонки - вал - Р9/h9.

10 Выбор смазочного материала

Для уменьшения потерь мощности на трение и снижения интенсивности износа трущихся поверхностей, а также для предохранения их от заедания, задиров, коррозии и лучшего отвода теплоты трущиеся поверхности деталей должны иметь надежную смазку.

Для смазки зубчатых передач применяют картерную систему смазки.

Рекомендуемая вязкость масла для зубчатых колес при 50ºС 60·10-6 м2/с (по табл. 8.1), сорт масла по табл. 8.3 - Индустриальное И-70 А.

Подшипники смазывают тем же маслом, что и детали передач.

Предельно допустимые уровни погружения колес цилиндрического редуктора в масляную ванну:

Заключение

По данным задания на курсовую работу был спроектирован привод скребкового конвейера для транспортировки породы и для опоры перемещения комбайна, представляющий собой электродвигатель, одноступенчатый цилиндрический косозубый редуктор.

В процессе проектирования подобран электродвигатель АИР 112МВ6/950, произведен расчет зубчатых колес редуктора, для этого выбраны материалы для изготовления зубчатых колес и термической обработки, определены допускаемые напряжения, также сделаны расчеты зубчатой передачи и сил зацепления, проверены зубья по контактному напряжению и по напряжению изгиба. В данной работе произведен расчет валов, выбраны подшипники, муфты, посадки основных соединений, смазочный материал, рассчитаны основные конструктивные размеры вала-шестерни, ведомого вала, зубчатого колеса и корпуса редуктора, также проверены долговечности подшипников, прочности шпоночных соединений и определены расстояния между линиями действий сил зацепления и реакции опор.

Список использованной литературы

1.   Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование: Учеб. пособие для машиностроит. спец. техникумов. - М.: Высш. шк., 1984. - 336 с., ил.

.     А.Е. Шейнблит «Курсовое проектирование деталей машин», Москва, «Высшая школа»,1991г.

.     Методические указания по курсовому проектированию. Магнитогорск, 2003.

.     В.С. Блинов, Л. С. Белевский, Е. Е, Блинов «Методическое указание: Руководство по курсовому проектированию деталей машин», Магнитогорск, 2005 г.