Расчёт и конструирование механического привода горной машины

Министерство образования и науки

Российской Федерации

Санкт-Петербургский государственный горный университет

КУРСОВАЯ РАБОТА

По дисциплине

         Механика. Прикладная механика.

Расчёт и конструирование механического привода горной машины

Выполнил: студент гр.

Баширов М.Н.

Проверил

Большунов А.В.

Санкт-Петербург

1

        
Аннотация

Основной задачей курсового проекта по деталям машин является разработка общей конструкции привода, которая включает в себя обязательную разработку всех вопросов, решение которых необходимо для воплощения принципиальной схемы в реальную конструкцию, правила проектирования, и оформления рабочего проекта определены стандартами СЭВ и ЕСКД. Приступая к проектированию, необходимо помнить:

. Конструируемое изделие должно иметь рациональную компоновку сборочных единиц, обеспечивающую наименьшие габариты, удобства сборки и замены деталей.

. Выбор материалов и термической обработки должен быть обоснован и отвечать технологическим и экономическим требованиям.

. Обеспечивать точность изготовления детали посредством назначения предельных отклонений на размеры, форму и взаимное расположение поверхностей. Результатом проекта должно явиться получение гармоничной конструкции, которое отвечает требованиям надежности, точности, прочности и др.

В данной курсовой работе представлены расчеты и конструирование одноступенчатого конического зубчатого редуктора, приведены расчеты конических зубчатых передач, валов, шпонок на прочность; геометрия и кинематика зубчатых передач. По этим расчетам сконструирован сборочный чертеж редуктора в масштабе 1:1 с указанием габаритных основных размеров, а также представлен общий вид привода.

The summarybasic task of the course project on details of machines is the development of a general design of a drive, which includes obligatory development of all questions, which decision is necessary for an embodiment of the basic circuit in a real design, rule of designing, and registration of the equipment design are determined by the standards SEV and ESKD. Beginning to designing, it is necessary to remember:

. The designed product should have rational configuration of assembly units ensuring the least dimensions, convenience of assembly and replacement of details.

. The choice of materials and thermal processing should be proved and answer the technological and economic requirements.

. To provide accuracy of manufacturing of a detail by means of purpose of limiting deviations for the sizes, form and mutual arrangement of surfaces. By result of the project should be the reception of a harmonious design, which meets the requirements reliability, accuracy, durability etc.Course activity consists of rated and a graphic part.the rated part included:

·   the geometry and kinematics of toothed transmission;

·   the choice and calculation of elements transmissions;

·   the calculation on the stability, crusher, cut and endurance;

·   the choice and calculation of carving fastening connection.

In the graphic part included:

·   the rough arrangement of reductor;

·   the assembly drawing of reductor.

The given course work contains of 28 pages, 7 figures

Оглавление

Введение

Исходные данные

Кинематический расчёт редуктора

Геометрический расчёт зубчатой передачи с проверкой на контактную выносливость и изгибную прочность зубьев

Эскизная компоновка. Предварительный расчет валов

Подбор подшипников

Проверка на прочность шпоночных соединений

Проверочный расчёт валов редуктора

Выбор смазочного материала

Расчёт корпусных деталей редуктора

Список используемой литературы

         Введение

Редуктор - это устройство, состоящее из отдельных зубчатых передач (ступеней), работающих в едином замкнутом корпусе.

Редуктор предназначен для понижения частоты вращения электродвигателя до требуемой частоты вращения исполнительного органа рабочей машины. При этом величина передаваемого крутящего момента повышается в такое же число раз.

Редукторы применяют в различных областях: в металлургическом и химическом машиностроении, судостроении.

Редуктор состоит из корпуса, в котором помещают элементы передачи - зубчатые колеса, валы, подшипники и другие.

Из одноступенчатых редукторов наиболее распространены горизонтальные. Как горизонтальные, так и вертикальные редукторы могут иметь колеса с прямыми, косыми и шевронными зубьями.

Редуктор проектируют либо для привода определенной машины, либо по заданной нагрузке (моменту на выходном валу) и передаточному числу без указания конкретного назначения.

         Исходные данные

Рис. 1. Схема для расчёта привода

Рассчитать и спроектировать одноступенчатый конический зубчатый редуктор указанной схемы по следующим исходным данным:

Тип двигателя (мощность, кВт / частота вращения, мин^-1): 4А225M2У3 (55/2940);

Передаточное число: u = 2,5;

Вид термической обработки: объёмная закалка;

Вид передачи: коническая с круговой линией зуба;

Компоновка: IV - вертикальное расположение валов, выходной вал снизу;

Степень точности передачи: 6;

Ресурс работы, час: 12000

         Кинематический расчёт редуктора

Определяем частоты вращения и угловые скорости валов привода ведущего вала редуктора:

что соответствует угловой скорости

ведомого вала редуктора

и

Определяем КПД редуктора:

Определяем вращающие моменты на валах редуктора:

Двигателя

Ведущем

ведомом

Мощности на валах привода:

ведущем:

ведомом:

Геометрический расчёт зубчатой передачи с проверкой на контактную выносливость и изгибную прочность зубьев

Для получения сравнительно небольших габаритов передачи, предполагая, что диаметр шестерни d  125 мм и ширина венца колеса, b  80 мм, для изготовления шестерни и колеса принимаем согласно табл. 4.1. [Чернилевский] сталь 40XH (поковка). Назначаем для шестерни твердость рабочих поверхностей зубьев 51 HRC_э, а колеса 48HRC_э, термическая обработка - объёмная закалка.

По табл. 4.2. [Чернилевский] пределы контактной и изгибной выносливости зубьев шестерни и колеса:

Допускаемые контактные напряжения находим по формуле (4.1) [Чернилевский], принимая S_{H min} = 1,1 для зубчатых колес с поверхностной закалке зубьев и Z_N = 1 для ресурса редуктора:

Допускаемые напряжения изгиба при расчете на усталость определяем по формуле (4.7) [Чернилевский], принимая минимальный коэффициент запаса прочности S_Fmin = 1,75 для колес, изготовленных из поковок и штамповок, Y_α = 1 Y_N = 1 при длительно работающей передаче, при одностороннем приложении нагрузки и коэффициент долговечности т.к.

,

где = 4·10⁶ - базовое число напряжений и = 60·n·L_h, то из условия принимаем Y_N = 1 при работающей передаче,

редуктор зубчатая передача вал

При  по табл. 4.3. [Чернилевский] определяем значение коэффициента

Из п. 4.5. [Чернилевский], стр. 145, коэффициент вида зубьев

Определим внешний делительный диаметр колеса по формуле:

, где K_d - вспомогательный коэффициент и K_d=165.

Полученное значение внешнего делительного диаметра колеса округляем до ближайшего значения по ГОСТ 12289-76 и принимаем по табл. 4.13 [Чернилевский], мм. По этой же таблице назначаем ширину венцов зубчатых колёс

.

Определяем число зубьев колеса по эмпирической формуле (4.37) [Чернилевский], принимая С = 11,2 по таблице 4.14 [Чернилевский]:

Принимаем . Определяем число зубьев шестерни

.

По табл.4.12 [Чернилевский] принимаем .

Определяем внешний окружной модуль для колёс по формуле (4.38) [Чернилевский]:

Вычислим основные геометрические параметры по формулам (4.40)…(4.44) [Чернилевский]:

углы делительных конусов:

колеса:

шестерни:

внешнее конусное расстояние:

среднее

внешний делительный диаметр шестерни:

внешние диаметры вершин зубьев шестерни и колеса:

средние делительные диаметры шестерни и колеса:

,

Где

.

Сопоставляя габаритные размеры колёс спроектированной передачи с рекомендациями табл. 4.1. [Чернилевский] удостоверяемся, что назначенная в начале расчета марка стали 40ХН и термическая обработка не требует изменений.

Определяем силы, действующие на валу от зубчатых колёс:

Окружная сила на среднем диаметре:

Радиальная сила на шестерне, равная осевой силе на колесе:

Определим среднюю окружную скорость колёс:

Произведём проверочный расчёт передачи на контактную и изгибную выносливость по формуле (4.49) [Чернилевский]. Для этого определим:

по таблице 4.3. [Чернилевский]: коэффициент

из п. 4.3. [Чернилевский]:для прямозубых передач коэффициент

по таблице 4.6. [Чернилевский]: коэффициент

Коэффициент нагрузки

Выполним проверочный расчёт передачи на контактную выносливость по формуле:

Недогрузка составляет:

Произведём проверочный расчёт передачи на изгибную выносливость по формуле (4.5) [Чернилевский]. Для этого определим:

по таблице 4.4. [Чернилевский]: коэффициент

для прямозубых передач коэффициент

по таблице 4.7. [Чернилевский]: коэффициент

по таблице 4.12. коэффициент и

Рабочее напряжение зубьев колеса:

Проверочный расчёт передачи на выносливость при изгибе по формуле (4.53) [Чернилевский]. , тогда

Результаты расчёта передачи сводим в таблицу 1:

Угловая скорость вала, рад/с: Ведущего

Число зубьев: Шестерни :

Колеса:13

Внешний делительный диаметр, мм: Шестерни

Углы делительных конусов: Шестерни

Ширина венца, мм Шестерни

Силы в зацеплении, Н Окружная

Осевая =

         Эскизная компоновка. Предварительный расчет валов.

Эскизную компоновку редуктора выполняем в соответствии с рекомендациями, изложенными в § 8.4[Чернилевский].

Установку ведущего вала проектируем на радиально-упорных подшипниках по схеме врастяжку. Установку ведомого вала проектируем по схеме враспор.

При окружной скорости колес v = 8,5 м/с принимаем смазывание подшипников масляным туманом или разбрызгиванием. Для предотвращения вытекания масла из подшипниковой полоски предусматриваем установку резиновых манжет в крышках с отверстиями для выступающих концов валов.

Назначаем предварительные размеры отдельных участков валов.

Ведущий вал. Диаметр d₁ выступающего конца быстроходного вала находим по формуле (7.1) [Чернилевский]:

,

где =10…15 МПа - допускаемые касательные напряжения.

По компоновочной схеме быстроходный вал должен быть соединен с валом электродвигателя стандартной муфтой.

Для амортизации возникающих во время пуска ударов выбираем упругую муфту с торообразной оболочкой (табл. 8) [Анурьев В.И. Том 2, стр208].

Допускаемый крутящий момент муфты:

, где К-коэффициент динамичности нагрузки.

При выборе конкретного типоразмера муфты за исходные параметры принимаем диаметр вала электродвигателя d_эд = 65 мм и допускаемый момент [T] = 262,5 Н • м. По табл. 8 выбранная муфта может соединять валы с диаметрами 55 ... 75 мм.

Для обеспечения высокой точности базирования полумуфты и технологичности монтажных и демонтажных операций проектируем выступающий конец ведущего вала редуктора. Так как расчетный диаметр d₁ = 38,78 мм и d_эд = 65 мм, то в соответствии с характеристикой муфты (см. табл. 8) номинальный диаметр конца вала увеличиваем до d₁ = 55 мм.

Так как намечена установка ведущего вала редуктора на опорах по схеме врастяжку, то конструкцию вала проектируем по форме, приведенной на рис. 4. Назначаем диаметр вала под уплотнением d_1y = 58 мм (см. табл. 8.23) [Чернилевский], диаметр вала под гайкой d_1Г = 60 мм (см. табл. 19.4 [Дунаев] ), диаметр вала под подшипниками d_lП = 65 мм.

Ведомый вал. Диаметр d₂ выступающего конца быстроходного вала находим по формуле (7.1) [Чернилевский]:

, где =10…15 МПа - допускаемые касательные напряжения.

Для обеспечения высокой точности базирования полумуфты и технологичности монтажных и демонтажных операций проектируем выступающий конец ведомого вала редуктора цилиндрическим. Принимаем конец вала с номинальным диаметром d₂ = 60 мм.

Так как намечена установка ведомого вала редуктора на опорах по схеме враспор, то конструкцию вала проектируем по соответствующей форме. Назначаем диаметр вала под уплотнением d_2y = 63 мм (см. табл. 8.23) [Чернилевский], диаметр вала под подшипниками d_2П = 65 мм

         Подбор подшипников

Ведущий вал. Предварительно для опоры А и В принимаем роликовые шариковые подшипники 46313 диаметров 3, серии ширин 0, табл. 13 [Л.Я. Перель стр. 102].

Основные параметры выбранного подшипника:

Определяем смещение точки приложения радиальной реакции относительно торца подшипника А по формуле (7.23) [Чернилевский]:

тоже самое для подшипника Б:

Расстояния между точками приложения активных и реактивных сил при установке подшипников на валу по схеме врастяжку:.

Из-за неизбежной несоосности соединяемых валов редуктора и электродвигателя муфта нагружает вал дополнительной силой , которая в случае применения упругой с торообразной оболочкой муфты определяется по формуле (9.5) [Чернилевский]:

, где D =320 мм.

Опорные реакции определяем с учётом консольной силы в следующем порядке:

Находим опорные реакции вала от нагрузки в зацеплении.

Рис. 2 Схема нагружения ведущего вала.

Горизонтальная плоскость:

Проверка: .- реакции найдены правильно.

В вертикальной плоскости:

Проверка: - реакции найдены правильно.

Суммарные реакции опор от сил в зацеплении:

Реакции от силы :

Рис. 3 Схема нагружения ведущего вала силой.

Проверка: - реакции найдены правильно.

Полные реакции опор для расчёта подшипников:

Частота вращения вала  d_lП = 65 мм, требуемый ресурс подшипников , схема установки подшипников - врастяжку, радиальные реакции опор: , . Вал нагружен осевой силой

Рис. 4 Схема нагружения.

Для выбранных подшипников:. Определяем осевые составляющие:

Так как:

Ведомый вал. Предварительно для опоры А и В ведомого вала принимаем шариковые радиально-упорные подшипники серии (46213) диаметров 2.

Основные параметры выбранного подшипника:

Определяем смещение точки приложения радиальной реакции относительно торца подшипника А по формуле (7.23) [Чернилевский]:

тоже самое для подшипника Б:

Расстояния между точками приложения активных и реактивных сил при установке подшипников на валу по схеме врастяжку:

Из-за неизбежной несоосности соединяемых валов редуктора и приводного устройства муфта нагружает вал дополнительной силой , которая в случае применения упругой с торообразной оболочкой муфты определяется по формуле (9.5) [Чернилевский]:

, где D =320 мм.

Опорные реакции определяем с учётом консольной силы в следующем порядке:Находим опорные реакции вала от нагрузки в зацеплении.

Рис. 5 Схема нагружения ведомого вала.

Горизонтальная плоскость:

Проверка: - реакции найдены правильно.

В вертикальной плоскости:

Проверка: - реакции найдены правильно.

Суммарные реакции опор от сил в зацеплении:

Реакции от силы :

Рис. 6 Схема нагружения ведомого вала силой.

Проверка: - реакции найдены правильно.

Полные реакции опор для расчёта подшипников:

Частота вращения вала  d_lП = 65 мм, требуемый ресурс подшипников , схема установки подшипников - враспор, радиальные реакции опор: , . Вал нагружен осевой силой

Рис. 7 Схема нагружения.

Для выбранных подшипников:. Определяем осевые составляющие:

Так как:

Проверка на прочность шпоночных соединений

Для крепления колеса на ведомый вал принимаем призматическую шпонку ГОСТ 23360-78, табл. 7.7. [Чернилевский]:

Выбранную шпонку проверяем на смятие по формуле(7.2) [Чернилевский]:

Для крепления муфты на ведущем валу принимаем призматическую шпонку, табл. 7.7. [Чернилевский]:

Выбранную шпонку проверяем на смятие по формуле(7.2) [Чернилевский]:

Для крепления муфты на ведомом валу принимаем призматическую шпонку, табл. 7.7. [Чернилевский]:

Выбранную шпонку проверяем на смятие по формуле(7.2) [Чернилевский]:

         Проверочный расчёт валов редуктора

Согласно эскизной компоновке редуктора составляем расчетную схему вала и строим эпюры изгибающих и крутящих моментов.

Ведущий вал.

Ведущий вал нет необходимости проверять на прочность, так как его минимальный диаметр, определенный из условия прочности при кручении, был увеличен от 39,7 мм до 55 мм по условию конструирования.

Ведомый вал.

Вертикальная плоскость:

·   Сечение 2

Слева:

Справа:

Сечение 3

Справа:

Сечение 4

Плоскость XOZ:

Сечение 1

Сечение 2

Сечение 3

Передача вращающего момента происходит вдоль оси вала от середины колеса до конца вала. (Эпюра Т_z): Т_z= 415 Н·м.

Наиболее опасным является сечение под колесом. Проверим его на прочность:

Суммарный изгибающий момент:

 Н·м.

Максимальное напряжение изгиба и кручения:

Сталь 40 ХH:

Значение отношений определяем интерполированием для места установки кольца подшипника с натягом по табл. 8.20 [Чернилевский].

Коэффициент влияния шероховатости поверхности  при посадке с натягом; коэффициент влияния поверхностного упрочнения  для неупрочненной поверхности.

Коэффициенты снижения пределов выносливости:

Определяем коэффициенты запаса прочности по формулам (8.1)…(8.6) [Чернилевский]:

Прочность и жесткость ведомого вала обеспечены.

         Выбор смазочного материала

Смазывание конической передачи принимаем погружением зубьев колеса на всю длину в масло, залитое в корпус. Смазывание подшипников редуктора - масляным туманом (разбрызгиванием).Ориентировочно определяем необходимую вязкость масла по формуле (8.9) [Чернилевский]:

,

где v₁ = 270 м²/с - рекомендуемая вязкость при v = 1 м/с для высоко прочных зубчатых передач с термически обработанной поверхностью зубьев, v = 8,5 м/с - средняя окружная скорость передачи.

Из табл. 8.30 выбираем масло ИРП-150 по ТУ 38-101451-78 с номинальною кинематическою вязкостью v₅₀ = 140 ... 160 м²/с.

При этом объем масляной ванны редуктора соответствует рекомендациям 0,3 ... 0,7 л на 1 кВт передаваемой мощности.

         Расчёт корпусных деталей редуктора

Обычно корпуса редукторов изготовляют из чугунного литья, а корпуса тяжелонагруженных редукторов - из стального литья. При индивидуальном изготовлении корпуса часто выполняют сварными из листовой стали Ст2, СтЗ. Толщина стенок сварных корпусов примерно на 20-30% меньше чугунных. На рис. 9 показаны литые основание и крышка корпуса редуктора. Взаимное положение основания корпуса и крышки фиксируют двумя коническими штифтами. Отличительной особенностью корпусов конических редукторов является прилив в передней части корпуса(со стороны входного вала), в котором располагают комплект вала конической шестерни со стаканом, подшипниками и крышкой.

Ориентировочные размеры основных элементов литого корпуса конического редуктора и его крепёжных деталей:

.Толщина стенки корпуса редуктора:

(мм).

Принимаем толщину стенки корпуса 8 мм.

.Толщина стенки крышки редуктора:

 (мм).

Принимаем минимально-допустимую толщину стенки крышки 6 мм.

.Толщина пояса фланца корпуса:

b = 1,5·δ = 1,5 · 8 = 12 (мм).

Принимаем толщину пояса фланца корпуса 12 мм.

.Толщина нижнего пояса корпуса редуктора:

р = 2,25 · δ = 2,25 · 8 = 18 (мм).

Принимаем толщину нижнего пояса корпуса редуктора 18 мм.

.Толщина рёбер жёсткости основания корпуса:

m = (0,85…1)· δ = 8 (мм).

. Диаметр фундаментальных болтов:

(мм).

. Диаметр болтов у подшипников:

d₂ = (0,7…0,75)·d₁ = 11,7 (мм).

Принимаем болты стандартного диаметра 12 мм.

. Диаметр болтов, соединяющие фланцы:

d₃ = (0,5…0,6)·d₁ = 10,5 (мм).

Принимаем болты стандартного диаметра 10 мм.

. Расстояние от зубчатого колеса до стенки корпуса должно составлять не менее

 = 1,2· δ = 1,2·8 = 9,6 (мм).

        
Список используемой литературы

1. М.Н. Иванов, В.А. Финогенов. Детали машин. - М.: Высшая школа, 2003.

2. В.И. Анурьев. Справочник конструктора-машиностроителя. В 3-х тт. - М.: Машиностроение, 1979.

3. В.Н. Кудрявцев. Курсовое проектирование деталей машин. - Л.: Машиностроение, 1983.

4. Г.Н. Попова, С.Ю. Алексеев. Машиностроительное черчение. Справочник. - Л.: Машиностроение, 1986.

5. Детали машин. Атлас конструкций. Под. ред. Д.Н. Решетова. - М.: Машиностроение, 1983.

6. И.А. Биргер. Расчёт на прочность деталей машин. - М.: Машиностроение, 1979.

7. П.Ф. Дунаев. Конструирование узлов и деталей машин. - М.: Высшая школа, 2000.

8. Подшипники качения. Справочник. Под. ред. Нарышкина В.Н. - М.: Машиностроение, 1984.

9. Л.Я. Перель. Подшипники качения. Справочник. - М.: Машиностроение, 1983.

10. Д. В. Чернилевский. Детали машин. Проектирование приводов технологического оборудования. - М.: Машиностроение, 2003.