Расчет механического привода узла технологического оборудования

Размещено на http://www.allbest.ru/

Министерство образования республики Беларусь

Полоцкий государственный университет

Кафедра механики

Курсовой проект

По прикладной механике

На тему:

Расчет механического привода узла технологического оборудования

Разработал: Швыдкин Н.В.

Студент группы 11-ХТ

Проверил: профессор

Завистовский В.Э.

Новополоцк - 2013



Содержание

Введение

1. Кинематические расчеты

1.1 Составление кинематической схемы привода

1.2 Определение потребной мощности электродвигателя

1.3 Выбор электродвигателя по каталогу

1.4 Выбор типового редуктора

2. Определение кинематических и силовых параметров привода

2.1 Расчет передаточных чисел понижающей передачи

2.2 Расчет частот вращения

2.3 Расчет угловых скоростей

2.4 Расчет мощностей

2.5 Расчет вращающих моментов

3. Расчет закрытой цилиндрической прямозубой передачи

3.1 Определение геометрических параметров цилиндрических зубчатых колес

3.2 Расчет силы в зацеплении цилиндрической зубчатой передачи

3.3 Расчет на прочность цилиндрической зубчатой передачи

3.3.1 Расчет на контактную прочность

3.3.2 Расчет зубьев на выносливость при изгибе

4. Проверочный расчет валов

4.1 Определение начальных диаметров валов

4.2 Проверочный расчет на статическую прочность

5. Выбор и расчет подшипников

6. Расчет шпоночных соединений

7. Подбор и проверочный расчет муфты

8. Технический расчет рамы

9. Система смазки

10. Сборка привода и порядок работы

Заключение

Литература



ВВЕДЕНИЕ

Приводом называют устройство, которое приводит в действие двигателем различные машины или механизмы. Энергия необходимая для приведения в действие машины или механизма, может быть передана от вала двигателя непосредственно или с помощью дополнительных устройств. Передача энергии непосредственно от двигателя возможна в случаях, когда частота вращения вала машины совпадает с частотой вращения двигателя (на пример в приводах вентиляторов, насосов и т.п.). В остальных случаях применяют передаточные механизмы на основе механических передач (зубчатые, червячные, цепные, ременные и другие), согласующие скорости и моменты двигателя и рабочего органа машины (двигателя).

В данном курсовом проекте разработан привод, состоящий из электродвигателя (ГОСТ 19523-81), редуктора c цилиндрической трехступенчатой косозубой передачей соединенной с двигателем упругой муфтой.

Исходные данные: Р_вых= 14 кВт; n_вых= 20 мин^-1; редуктор цилиндрический трехступенчатый; Муфта упругая втулочно-пальцевая; режим работы: двухсменный со слабыми толчками; продолжительность работы L_h = 6900 часов.



1. КИНЕМАТИЧЕСКИЕ РАСЧЕТЫ

1.1 Составление кинематической схемы привода

Принципиальная схема привода

1.2 Определение потребной мощности электродвигателя

Определение КПД привода:

, где

КПД закрытой цилиндрической передачи;

КПД подшипниковой пары;

Тогда

Определение потребной мощности электродвигателя:



1.3 Выбор электродвигателя

Электродвигатель подбираем по каталогу по определенной потребной мощности. В данном расчёте используется асинхронный двигатель переменного тока (ГОСТ 19523-74). Эти двигатели серии 4А по сравнению с двигателями А2 и А02 имеют определённые преимущества: меньшую массу на 18%, компактность, большие пусковые моменты, а также большую надёжность, меньшие уровни шума и вибраций. Поэтому по таблице 2.4 [1] производим подбор электродвигателей асинхронных серии 4А:

Таблица 1

Тип двигателя	Номинальная мощность, кВт	Синхронная частота вращения, об/мин
4А160М2У3	18,5	3000
4А 160М4У3	18,5	1500
4А180М6У3	18,5	1000
4А 200М8У3	18,5	750

Асинхронная частота вращения двигателя:

,

где - скольжение.

Принимаем =0,02. Тогда для выбранных двигателей асинхронная частота вращения будет:

Определение действительного передаточного отношения и разбивка его по ступеням.

Действительное передаточное отношение привода вычисляется по формуле:

где: n_дв- асинхронная частота вращения электродвигателя об/мин.

n_вых - частота вращения на выходном валу привода об/мин .

Из таблицы выписываем диапазоны передаточных чисел механических передач:

u^min = 333= 27

u^max =666=216

Подходят все варианты электродвигателей, поэтому берём самый оптимальный.

Окончательно принимаем электродвигатель марки 4А160М4УЗ с мощностью Р=18,5 кВт и n=1500 об/мин.:

Таблица 2

Основные размеры и масса электродвигателя марки 4А160М4УЗ основного исполнения

Тип	Число полюсов	Габаритные размеры, мм.	Установочно-присоединительные размеры, мм.	Массакг 225
4A160M4У3	4
		410	220	624	254	300	60	210	248	65	15
			18	48	110	55	108	279	160

1.4 Выбор типового редуктора

По исходным данным к курсовому проекту:

- мощность привода Р_пр=18,5 кВт

и расчетным данным

- передаточное число редуктора u₂=73,5

Редуктор выбрали из таб.120 [6].

Допускаемая мощность, характеристика зацепления РЦТ-750

Вес редуктора 950 кг



Габаритные размеры (в мм)

Типо-размер	u	nБ, об/ мин	nT, об/ мин	Pпр, кВт	Характеристика зацепления
					быстроходная ступень	промежуточная ступень	тихоходная ступень
					m, мм	z1	z2	b, мм	m, мм	z1	z2	b, мм	m, мм	z1	z2	b, мм
VI	80	1500	20	21,5	2,5	26	92	47	5	18	81	78	9	13	65	110

АБ	An	AT	А1	А6	А3	А4	А5
150	250	350	160	390	280	560	810	85	195	475	299	110	455	34
														объем масла, л.
8	25	705	375	30	1260	930	415	252,5	310,5	337	385	220	450	50
Выходные диаметры валов
Быстроходный вал	Тихоходный вал
30	105



2. Определение кинематических и силовых параметров привода:

2.1 Передаточного числа понижающей передачи

u=z₂/z₁ , где z₂- число зубьев колеса, z₁- число зубьев шестерни;

u₁=92/26=3,55 -передаточное число быстроходной ступени;

u₂₌81/18=4,5- передаточное число промежуточной ступени;

u₃=65/13=5- передаточное число тихоходной ступени;

2.2 Частоты вращения

n_x+1=n_x/u_x;

Вал электродвигателя:

n₁=n_дв=1467об/мин - частота вращения быстроходного вала;

n₂=n₁/u₁=1467/3,55=465,714 об/мин - частота вращения 1-го промежуточного вала;

n₃=n₂/u₂=465,714/4,5=103,5 об/мин - частота вращения 2-го промежуточного вала;

n₄=n₃/u₃=103,5/5=20,7 об/мин - частота вращения тихоходного вала;

2.3 Угловой скорости

щ_x=р n_x/30;

Вал электродвигателя:

щ₁= - угловая скорость на быстроходном валу;

щ₂=рn₂/30= 3,14465,714/30=48,745 рад/с - угловая скорость на 1-м промежуточном валу;

щ₃=рn₃/30= 3,14103,5/30=10,832 рад/с - угловая скорость на 2-м промежуточном валу;

щ₄=рn₄/30=3,1420,7/30=2.166 рад/c- угловая скорость на тихоходном валу;

2.4 Мощности

Р_x+1=P_x;

Мощность вала электродвигателя:

P₁=P_дв=18,5 кВт - мощность на быстроходном валу

P₂=P₁??_п.к.

??_цил.п.=18,50,990,96=17,4 кВт - мощность на 1-м промежуточном валу;

Р₃=Р₂??_п.к.??_цил.п.=17,40,990,96=16,54 кВт - мощность на 2-м промежуточном валу;

Р₄=Р₃??_п.к. ??_цил.п.=16,540,990,96=15,72 кВт - мощность на тихоходном валу;

2.5 Вращающих моментов

T_x=1000 P_x/щ_x;

Вал электродвигателя:

T₁= - вращающий момент на быстроходном валу;

T₂=1000P₂щ/₂=100017,4/48,745= 357 Нм - вращающий момент на 1-м промежуточном валу;

Т₃=9550Р₃/щ₃=100016,54/10,832=1527 Нм - вращающий момент на 2-м промежуточном валу;

Т₄=9550Р₄/щ₄=100015,72/2,166=7257 Нм - вращающий момент на тихоходном валу.



3. Расчет закрытой цилиндрической косозубой передачи

3.1 Определение геометрических параметров цилиндрических зубчатых колес

Наименование параметра	Обозначение	Формула	Косозубая передача
			быстроходная ступень	промежуточная ступень	тихоходная ступень
делительный диаметр, мм	d		d1=65 d2=230	d1=90 d2=405	d1=117 d2=585
диамерт вершин зубьев, мм	da	da=d+2(х+ ha* )m	da1=70 da2=235	da1=100 da2=415	da1=135 da2=603
диаметр впадин, мм	df	df=d-2m(ha*+c*-х)	df1=58,75 df2=223,8	df1=77,5 df2=392,5	df1=94,1 df2=562,5
Ширина зубчатого венца	b2		b2=47,25	b2=78,75	b2=110,25
Ширина венца шестерни	b1		b1=52,92	b1=88,2	b1=123,48

При исходном контуре по ГОСТ 13754-81 принимаются угол главного профиля б_щ=20^о, коэффициенты высоты головки зуба h_a^*=1,0, радиального зазора с^*=0,25. Так как редуктор без смещения, то x=0. Межосевые расстояния, модули, а также числа зубьев даны в таблице с габаритными размерами редуктор. Подстрочные индексы 1-шестерня, 2-зубчатое колесо.

Конструкция зубчатого колеса и шестерни:



d_ст=1,6d_вал , С=0,15b₂ , q=2,4m ,

3.2 Силы в зацеплении цилиндрической зубчатой передачи

Сила	Формула	Косозубый передача
		быстроходная ступень	промежуточная ступень	тихоходная ступень
Окружная, Ft , кН	Ft=2T/d	Ft1=3,66 Ft2=3,1	Ft1=7,93 Ft2=7,54	Ft1=26,1 Ft2=24,8
Радиальная, Fr , кН	Fr=Fttgбщ	Fr1=1,33 Fr2=1,13	Fr1=2,88 Fr2=2,74	Fr1=9,5 Fr2=9,03
Осевая Fa , кН		Fa1=0,6 Fa2=0,5	Fa1=1,3 Fa2=1,24	Fa1=4,29 Fa2=4

3.3 Расчет на прочность цилиндрической зубчатой передачи

Проверочный расчет на прочность зубчатых колес выполняется для известных размеров передачи и действующих нагрузок с целью определения нагрузочной способности.

Расчет производим для менее прочного из зубчатых колес передачи т.е. для тихоходной ступени.

3.3.1 Расчет на контактную прочность

Расчет на контактную прочность служит для предотвращения усталостного выкрашивания активных поверхностей зубьев и является обязательным для закрытых зубчатых передач. Условие прочности, согласно ГОСТ 21354-87, записывается в следующем виде:

у_h=у_h0• ?[у_hp],

где у_hp-допускаемое контактное напряжение. у_h-расчетное контактное напряжение.

Расчетное контактное напряжение у_h, МПа, при контакте зубьев в полюсе зацепления, без учета дополнительных нагрузок (K_h=1), определяется по формуле:

у_h=Z_E Z_H Z_е ,

где, Z_E - коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес(принимаем Z_Е =275 (Н/мм)^0,5); Z_H- коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления (принимаем; Z_H=1,77-для прямых зубьев) Z_е? коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий (Z_е=1,0-для рамых зубьев); q_H ? удельная расчетная сила н м; d -делительный диаметр шестерни; u ?передаточное число

Удельная расчетная нагрузка q_H находится по формуле:

q_H=(2000T•K_Hб•K_Hв•K_HV)/(b•d), H/мм,

где T-расчетная нагрузка, Н?м; K_Hб? коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями (принимаем K_Hб=1); K_Hв-коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине зубчатого венца( принимаем); K_Hв =1,025; K_HV ? коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении( принимаем K_HV=1); b? ширина зубчатого венца.

Допускаемое контактное напряжение определяется по формуле:

[у_hp ]=(0.9•у_{h lim}•Z_N)/S_H ,

где у_{h lim}? предел контактной выносливости, МПа, при HB?350,



у_hlim=2HB+70,

Z_N?коэффициент долговечности 1 ?Z_N?2.6;

S_H ?коэффициент запаса прочности, 1,1...1,2.

Принимаем: у_{h lim}= 530; Z_N=1,2; S_H=1,1;

Выбираем материалы зубчатого колеса и шестерни из таб.4.11.[5].

Материал шестерни - сталь 45ХН: НВ1=230-280, у_B1=850 МПа, у_T1=650 МПа. Материал зубчатого колеса - сталь 40Х: НВ2=230-260, у_B2=850 МПа, у_T2=550 МПа.

Удельная расчетная нагрузка q_H:

q_H = 2000T₁K_HбK_HвK_H?/(bd₁) = 2000

Н/мм

Расчетное контактное напряжение у_h :

у_h=Z_E Z_H Z_е

=334,8 Мпа

Предел контактной выносливости выбираем из таблицы 4.1.3. [5] в зависимости от НВ:

_{H lim1(2)}=2HB₁+70:

- для шестерни

_{H lim1}=2HB₁+70=2230+70=530 МПа;

- для зубчатого колеса

_{H lim2}=2HB₂+70=2240+70=550 Мпа;

Допускаемые контактные напряжения:

_Н1(2)=,

_Н1==520 МПа;

_Н2==540 МПа.

Расчетные допускаемые контактные напряжения для цилиндрических прямозубых колес за у_НР принимается наименьшее из рассчитанных у_Н1,у_Н2. т.е. _НР=у_Н1=520 МПа

уH<уHP, следовательно выполняется условие расчета на контактную прочность.

3.3.2 Расчет зубьев на выносливость при изгибе

Данный вид расчета служит для предотвращения усталостного излома зубьев и является обязательным для открытых зубчатых передач .Условие прочности имеет следующий вид: у_f?у_fp

где, у_fp - допускаемое напряжение изгиба зубьев, МПа.

Расчетное напряжение на переходной поверхности зуба определяется по формуле:

у_f= Y_fs Y_е Y_в q_f/m ,

где Y_fs? коэффициент, учитывающий форму зуба (принимаем Y_fs=4,27); Y_е- коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев (принимаем Y_е=1); Y_в- коэффициент, учитывающий наклон зуба (принимаем Y_в=1); m? модуль зацепления; q_f ? удельная расчетная окружная сила.

Удельная расчетная окружная сила q_f определяется по формуле:

q_f=(2000T•K_fб•K_fв•K_fн)/(b•d) [H/мм];

где K_fб? коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями при расчете на выносливость при изгибе; K_fв? коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине контактных линий при расчете зубьев на выносливость при изгибе; K_fн? коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении, при расчете на выносливость при изгибе.

K_fв , K_fн -определяются по кривым на рисункe 6.25 и таблице 6.8. [7].

Принимаем: К_fб=1- для прямозубых колес; K_fв=1; K_fн=1,5.

Допускаемое контактное напряжение определяется по формуле:

[у_fp ]=0.4у_{f lim} Y_N Y_A;

где у_{f lim}? предел выносливости при изгибе материалов зубчатых колес, МПа, при HB?350, у_{f lim}=1,75HB, Y_N?коэффициент долговечности 1 ?Y_N?4 ; Y_A ? коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки. Принимаем HB=291,4 то,

у_{f lim}=1,75HB=; Y_N=1; Y_A=1.

Удельная расчетная окружная сила q_f :

q_f = (2000T•K_fб•K_fв•K_fн)/(b•d)=

Расчетное напряжение:

у_f= Y_fs Y_е Y_в q_f/m==160 Мпа.

Допускаемое контактное напряжение:

[у_fp ]= 0.4у_{f lim} Y_N Y_A=

Условие прочности у_f?[у_fp] выполняется.



4. Проверочный расчёт валов

4.1 Определение начальных диаметров валов

По известным крутящим моментам определяем диаметры выходных концов валов:

Быстроходный вал:

Принимаем:

диаметр выходного конца вала (т.к. дан диаметр в габаритных размерах редуктора) d₁ = 30 мм;

диаметр вала в месте посадки зубчатой шестерни 1 d_{1 з.ш} = 44 мм

диаметр вала под подшипники d_п.у.1 = 40 мм;

диаметр буртика d_бр=54 мм

Промежуточный вал 1:

Принимаем:

диаметр вала под подшипники d_п.у.2 =50 мм;

диаметр вала в месте посадки зубчатого колеса 1 зубчатой шестерни 2 d_вал2 = 50 мм. Диаметр буртика d_бр=65 мм

Промежуточный вал 2:

Принимаем:

диаметр вала под подшипники d_п.у.3 = 70 мм;

диаметр вала в месте посадки зубчатого колеса 1 зубчатой шестерни 2 d_вал3 = 70 мм. Диаметр буртика d_бр=85 мм

Тихоходный вал:

Принимаем:

диаметр выходного конца вала (т.к. дан диаметр в габаритных размерах редуктора) d₄ = 105 мм;

диаметр вала под подшипники d_п.у.4 =110 мм;

диаметр вала в месте посадки зубчатого колеса 2 d_вала4 = 110 мм.

4.2 Проверочный расчет на статическую прочность

Быстроходный вал

Вертикальная плоскость-а, Горизонтальная плоскость-б.



Вертикальная плоскость:

?M_A =0; R_b1=(F_r1 130 +F_a1•32,5)/390 = (1330•130+600•32,5)/390= 493,3 H;

?M_B =0; R_a1=(F_r1 260 -F_a1•32,5)/390 = (1330•260-600•32,5)/390=836,6 H;

Проверка:

?Y=-R_a1+F_r1-R_b1=-493,3+1330-836,6=0;

Изгибающие моменты:

0 z₁; ; M_x1=R_a1•z₁;

При z₁=0, M_x1=0; при z₁=130, M_x1=836,6•130=108758 Н•мм;

z₂; ?M=0;

M_z2=R_a1•z₂+F_a1•32,5-F_r1•(z₂-130);

При z₂ = 130, M_z2 = 836,6•80+600•32,5 = 128258(Н•мм);

При z₂ = 390, M_z2=836,6•390+600•32,5-1330•260 = 0 (Н•мм);

Горизонтальная плоскость:



?M_A =0 R_b2=(F_t1 130)/390 = (3660•130)/390 = 1220 H

?M_B =0;R_a2=(F_t1•260)/390=(3660•260)/390=2440 H

Проверка:

?Y=R_a2-F_t1+R_b2=1220+2440-3660=0 Н.

Изгибающие моменты:

z₁; M_z1=R_a2•z₁; при z₁=0, M_z1=0;

При z₁=130, M_z1=2440•130=317200 (Н•мм);

z₂; M_z2=R_a2•z₂-F_t1•(z₂-130);

При z₂=130, M_z2=2440•130=317200 (Н•мм);

При z₂=390, M_z2=2440•390-3660(390-130)=0 (Н•мм);

Находим суммарные реакций в опорах:

R_A=(R_a1²+R_a2²)^0,5=(836,6²+2440²)^0,5=(699899,56+5953600)^0,5=2579,4 H;

R_B=(R_b1²+R_b2²)^0,5=(493,3²+1220²)^0,5=(2433445+1488400)^0,5=1980,36 H;

Суммарный изгибающий момент в сечении под шестерней (это сечение наиболее нагруженное):

M=(M_z²+M_z/²)^0,5=(317200²+115440²)^0,5=(100615840000+13326393600)^0,5=

=(113946233600)^0,5=337560 (H•мм);

Определение эквивалентного напряжени:

Эскиз вала:

Промежуточный вал 1

Вертикальная плоскость - а, Горизонтальная плоскость - б.



Вертикальная плоскость:

?M_A =0;

R_B0=(F_r2•130+F_a2•115+F_r1•295+F_a1•45)/390=(1130•130+500•115+2880•295+

+1300•45)/390=2852,5 Н;

?M_B =0;

R_A0=(F_r2 •260-F_a2•115+F_r1•95-F_a1•45)/290=(1130•260-500•115+2880•95-

1300•45)/390=1157,4 Н ;

Проверка:

?Y=-R_A0+F_r2+F_r1-R_B0=-2852,5+1130+2880-1157,4=0;

0z₁130; M_z1=R_A1•z₁;

При z₁=0, M_z1=0 (Н•мм);

При z₁=130, M_z1=1157.4•130=150462 (Н•мм);

0z₂295; M_z2=R_A1•z₂+F_a2•115-F_r2•(z₂-130);

При z₂=130, M_z2=150462(Н•мм);

При z₂=295, M_z2=212483 (Н•мм);



0z₃95; M_z3=R_b1•z₃;

При z₃=0, M_z3=0 (Н•мм);

При z₃=95, M_z3=2852,5•95=270987,5 (Н•мм);

Горизонтальная плоскость:

?M_A =0; R_B2=(F_t2•130 +F_t1•295)/390=(3100•130+7930•295)/390=7031,6 H;

?M_B =0; R_A2=(F_t2•260 +F_t1•95)/580=(3100•260+7930•95)/390=3998,3 H;

Проверка:

?Y=R_А2-F_t1-F_t2+R_B2=7031,6-3100-7930+3998,3=0;

Изгибающие моменты:

0z₁130; M_z1=R_A1•z₁;

При z₁=0, M_z1=0 (Н•мм);

При z₁=130, M_z1=3998,3•130=519779 (Н•мм);



0z₂295; M_z2=R_A2•z₂;

При z₂=130, M_z2=3998,3•130=519779 (Н•мм);

При z₂=295, M_z2=3998,3•295-3100•165=667998,5 (Н•мм);

0z₃95; M_z3=R_b2•z_3;

При z₃=0, M_z3=0 (Н•мм);

При z₃=95, M_z3=7031,6•95=668002 (Н•мм);

Находим суммарные реакций в опорах:

R_A=(R_a1²+R_a2²)^0,5=(1157,4²+3998,3²)^0,5=4162,4H;

R_B=(R_b1²+R_b2²)^0,5=(2852,2²+7031,6²)^0,5=7588 H;

Суммарный изгибающий момент в сечении под шестерней (это сечение наиболее нагруженное):

M=(M_z²+M_z/²)^0,5=(668002²+270987,5²)^0,5=720870,4 (H•мм);

Определение эквивалентного напряжения:



Эскиз вала:

Промежуточный вал 2

Вертикальная плоскость - а, Горизонтальная плоскость - б.

Вертикальная плоскость:

?M_A = 0;

R_B1=(F_r1•130+F_a1•58,5+F_r2•29,5+F_a2•202,5)/390=9500•130+4290•58,5+

2740•29,5+1240•202,5)/390=6526,5 Н;

?M_B =0;

R_A1=(F_r1 •260-F_a1•58,5+F_r2•95-F_a2•202,5)/390=9500•260-4290•58,5+2740•95-

1240•202,5)/390= 5713,4 Н;



Проверка:

?Y=-R_A0+F_r2+F_r1-R_B0=-5713,4+9500+2740-6526,5=0;

0z₁130; M_z1=R_A1•z₁;

При z₁=0, M_z1=0 (Н•мм);

При z₁=130, M_z1=5713,4•130=742742 (Н•мм);

0z₂295; M_z2=R_A1•z₂+F_a1•58,5-F_r1•(z₂-130);

При z₂=130, M_z2=993707 (Н•мм);

При z₂=295, M_z2=368918 (Н•мм);

0z₃95; M_z3=R_b1•z₃;

При z₃=0, M_z3=0 (Н•мм);

При z₃=95, M_z3=6526,5•95=620017,5 (Н•мм);

силовой привод цилиндрический прямозубый



Горизонтальная плоскость:

?M_A =0; R_B2=(F_t1130+F_t2295)/390=(26100•130+7540•295)/390=14403,3 H;

?M_B =0; R_A2=(F_t1 260 +F_t2•95)/390=(26100•260+7540•95)/390=19236,6 H;

Проверка:

?Y=R_А1-F_t1-F_t2+R_B1=17975,7-26100-7540 +14403,3 =0;

Изгибающие моменты:

0z₁130; M_z1=R_A2•z₁;

При z₁=0, M_z1=0 (Н•мм);

При z₁=130, M_z1=19236,6•130=2500,758 (Н•мм);

0z₂295; M_z2=R_A2•z₂-F_t1•(z₂-130);

При z₂=130, M_z2=2500758 (Н•мм);

При z₂=295, M_z2=1368297 (Н•мм);



0z₃95; M_z3=R_b2•z₃;

При z₃=0, M_z3=0 (Н•мм);

При z₃=95, M_z3=14403,3•95=1368313,5 (Н•мм);

Находим суммарные реакций в опорах:

R_A=(R_a1²+R_a2²)^0,5=(5713,4²+19236,6²)^0,5=16017 H;

R_B=(R_b1²+R_b2²)^0,5=(14403,3²+6526,5²)^0,5=15812,97 H;

Суммарный изгибающий момент в сечений под шестерней (это сечение наиболее нагруженное):

M=(M_z²+M_z/²)^0,5=(2500758²+993707²)^0,5=2690899,5 (H•мм);

Определение эквивалентного напряжения:

Эскиз вала:



Тихоходный вал

Вертикальная плоскость -а, Горизонтальная плоскость-б.

Вертикальная плоскость:

?M_A =0; R_B1=(F_r2•130+F_a2•192,5)/390=(9030•130+400•292,5)/390=3310 Н;

?M_B =0;

R_A1=(F_r2 •260-F_a2•292,5)/390=(9030•260-400•292,5)/390=5720 Н ;

Проверка: ?Y=-R_A1+F_r2 -R_B=-5720+9030-3310=0 H;

0z₁130; M_z1=R_A1•z₁;

При z₁=0, M_z1=0 (Н•мм);

При z₁=130, M_z1=5720•130=743600 (Н•мм);

0z₂390; M_z2=R_A1•z₂+F_a2•292,5-F_r2•(z₂-130);

При z₂=130, M_z2=860600 (Н•мм);

При z₂=390, M_z2=0 (Н•мм);

Горизонтальная плоскость:

?M_A =0; R_B1=(F_t2 •130)/390=24810,3•130/390=8270,1 H;

?M_B =0; R_A1=(F_t2 •260)/390=4810,3•260/390=16540,2 H;

Проверка:?Y=R_А2 -F_t2+R_B2=16540,2-24810,3+8270,1=0;

Изгибающие моменты:

0z₁130; M_z1=R_A2•z₁;

При z₁=0, M_z1=0 (Н•мм);

При z₁=130, M_z1=16540,2•130=2150226 (Н•мм);

0z₂390; M_z2=R_A2•z₂-F_t2•(z₂-130);

При z₂=130, M_z2=16540,2•130= 2150226 (Н•мм);

При z₂=390, M_z2=16540,2•390-24810,3•260=0 (Н•мм);

Находим суммарные реакций в опорах:



R_A=(R_a1²+R_a2²)^0,5=(5720²+16540,2²)^0,5=17501,3 H;

R_B=(R_b1²+R_b2²)^0,5=(3310²+8270,1²)^0,5=8907,9 H;

Суммарный изгибающий момент в сечений под шестерней (это сечение наиболее нагруженное):

M=(M_z²+M_z/²)^0,5=(860600²+2150226²)^0,5=2316029 (H•мм);

Определение эквивалентного напряжени:

Эскиз вала:



5. Выбор и расчет подшипников

Расчет подшипников для быстроходного вала

Выбираем подшипники шариковые легкой узкой серии 36208 с базовой динамической грузоподъемностью С_r=38900 Н.

Значение радиальных реакций подшипниковых опор:

R_A=2579,4 H; R_B=1980,36 H.

Вычисляем значения эквивалентных нагрузок для каждой из опор.Так как на опору В и А действует радиальная и осевая силы то эквивалентную динамическую радиальную нагрузку подшипников определим по формуле:

P_rA=(X*V*F_rA+Y*F_a) *K_у*K_T.

- коэффициент безопасности, учитывающий характер внешней нагрузки - нагрузка с умеренными толчками,

- коэффициент, учитывающий влияние температуры подшипникового узла - .

- коэффициент вращения - при вращении внутреннего кольца по отношению к направлению нагрузки;

- осевая нагрузка, действующая на вал;

Значения коэффициентов X и Y зависят от отношения осевой нагрузки подшипника к его радикальной F_a/V*F_rA, величины отношения осевой нагрузки подшипника к его базовой статической радиальной грузоподъемности F_a/C_0r, величины е - предельного значения отношения F_a/F_r.

Для подшипника 36208 : D=80 мм; d=40 мм.



Число шариков

z=2,9 *(D+d)/(D-d)=2,9 *(80+40)/(80-40)=8.

Диаметр шариков:

d_ш = (0,275…0,3175)*(D-d) = (0,275…0,3175)*(80-40)=13,75…5,875 мм.

е=0,28 *(F_a/z *d_ш *cosб)^0,23=0,28 *(600/8 *15,88 *1,0)^0,23=0,4

Опора А: вычисляем отношение

F_a/V *F_rA=600/1,0 *2579,4=0,23

Т.к. отношение F_a/V *F_rA=0,23<e , то X=1,0; Y=0

Тогда P_rA=X *V*F_rA*K_у*K_T=1,0 *1,0 *2579,4 *1,2 *1,0=3353,2 H

Опора В; вычисляем отношение

F_a/V *F_rВ=600/1,0 *1980,36=0,3

Т.к. отношение F_a/V *F_rB=0,3<e , то X=1,0; Y=0

Тогда P_rB=X *V*F_rB*K_у*K_T=1,0 *1,0 *1980,36 *1,2 *1,0=2574 H

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка P_rA>P_rB.

Т.к. для обеих опор берем одинаковые подшипники, то дальнейший расчет проводим для большей из величин, т.е. для :

Базовая долговечность подшипника:

где а₁- коэффициент, учитывающий надежность подшипников (принимаем а₁=1- при 90% надежности); а₂₃- коэффициент, учитывающий условия эксплуатации и смазывания подшипника, качество материала деталей подшипника (принимаем а₂₃=1,4- при хорошем

смазывании, отсутствии перекосов и использовании высококачественных материалах деталей подшипников);

c=38900Н; Р=3353,2 Н; n=6900- продолжительность работы.

Так как базовая долговечность оказалась несколько выше рекомендованной (10000 часов), то выбранный ранее подшипник шариковый радиально-упорный однорядный легкой узкой серии 36208 (d=40, D=80, B=18 (ГОСТ 831-75)) подходит для использования в данных условиях.

Расчет подшипников для первого промежуточного вала

Выбираем подшипники шариковые тяжелой узкой серии 66410 с базовой динамической грузоподъемностью С_r=98900 Н.

Значение радиальных реакций подшипниковых опор:

R_A=4162,4 H; R_B=7588 H.

Для подшипника 66410: D=130 мм; d=50 мм.

Число шариков z=2,9 *(D+d)/(D-d)=2,9 *(130+50)/(130-50)=7.

Диаметр шариков:

d_ш=(0,275…0,3175)*(D-d)=(0,275…0,3175)*(130-50)=22…25,4 мм.

е=0,28 *(F_a/z *d_ш *cosб)^0,23=0,28 *(1300/7 *25,4 *1,0)^0,23=0,442

Опора А: вычисляем отношение



F_a/V *F_rA=1300/1,0 *4162,4=0,31

Т.к. отношение F_a/V *F_rA=0,31<e , то X=1,0; Y=0

Тогда P_rA=X *V*F_rA*K_у*K_T=1,0 *1,0 *4162,4 *1,2 *1,0=5411,12 H

Опора В, вычисляем отношение

F_a/V *F_rВ=1300/1,0 *7588=0,17

Т.к. отношение F_a/V *F_rB=0,17<e , то X=1,0; Y=0

Тогда P_rB=X *V*F_rB*K_у*K_T=1,0 *1,0 *7588*1,2 *1,0=89700 H

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка P_rA>P_rB.

Т.к. для обеих опор берем одинаковые подшипники, то дальнейший расчет проводим для большей из величин, т.е. для :

Базовая долговечность подшипника:

где а₁- коэффициент, учитывающий надежность подшипников (принимаем а₁=1- при 90% надежности); а₂₃- коэффициент, учитывающий условия эксплуатации и смазывания подшипника, качество материала деталей подшипника (принимаем а₂₃=1,4- при хорошем смазывании, отсутствии перекосов и использовании высококачественных материалах деталей подшипников); c = 98900Н; Р=5411,12 Н; n=6900- продолжительность работы.

Так как базовая долговечность оказалась несколько выше рекомендованной (10000 часов), то выбранный ранее подшипник шариковый радиально-упорный однорядный тяжелой узкой серии 66410 (d=50, D=130, B=31 (ГОСТ 831-75)) подходит для использования в данных условиях.

Расчет подшипников для второго промежуточного вала

Выбираем подшипники шариковые тяжелой узкой серии 66414 с базовой динамической грузоподъемностью С_r = 195000 Н.

Значение радиальных реакций подшипниковых опор:

R_A=16017 H; R_B=15812,97 H.

Для подшипника 66414: D=180 мм; d=70 мм.

Число шариков

z=2,9 *(D+d)/(D-d)=2,9 *(180+70)/(180-70)=8.

Диаметр шариков:

d_ш=(0,275…0,3175)*(D-d)=(0,275…0,3175)*(180-70)=30…35 мм.

е=0,28 *(F_a/z *d_ш *cosб)^0,23=0,28 *(4290/8*35 *1,0)^0,23=0,564

Опора А: вычисляем отношение

F_a/V *F_rA=4290/1,0 *20067=0,213

Т.к. отношение F_a/V *F_rA=0,213<e , то X=1,0; Y=0

Тогда P_rA=X *V*F_rA*K_у*K_T=1,0 *1,0 *16017 *1,2 *1,0=17560 H

Опора В, вычисляем отношение

F_a/V *F_rВ=4290/1,0 *15812,97=0,27

Т.к. отношение F_a/V *F_rB=0,27<e , то X=1,0; Y=0

Тогда P_rB=X *V*F_rB*K_у*K_T=1,0 *1,0 *15812,97*1,2 *1,0=16975,6 H

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка P_rA>P_rB.

Т.к. для обеих опор берем одинаковые подшипники, то дальнейший расчет проводим для большей из величин, т.е. для :

Базовая долговечность подшипника:

где а₁- коэффициент, учитывающий надежность подшипников (принимаем а₁=1- при 90% надежности); а₂₃- коэффициент, учитывающий условия эксплуатации и смазывания подшипника, качество материала деталей подшипника (принимаем а₂₃=1,4- при хорошем смазывании, отсутствии перекосов и использовании высококачественных материалах деталей подшипников); c=195000Н; Р=17560 Н; n=6900- продолжительность работы.

Так как базовая долговечность оказалась несколько выше рекомендованной (10000 часов), то выбранный ранее подшипник шариковый радиально-упорный однорядный тяжелой узкой серии 66414 (d=70, D=180, B=42 (ГОСТ 831-75)) подходит для использования в данных условиях.

Расчет подшипников для тихоходного вала

Выбираем подшипники шариковые средней узкой серии 66322 с базовой динамической грузоподъемностью С_r=225000 Н.

Значение радиальных реакций подшипниковых опор:



R_A=17501,3 H; R_B=8907,9 H.

Для подшипника 66322: D=240 мм; d=110 мм.

Число шариков z=2,9 *(D+d)/(D-d)=2,9 *(240+110)/(240-110)=8.

Диаметр шариков:

d_ш=(0,275…0,3175)*(D-d)=(0,275…0,3175)*(240-110)=35,75…41,275 мм.

е=0,28 *(F_a/z *d_ш *cosб)^0,23=0,28 *(4000/8*41,275 *1,0)^0,23=0,497

Опора А: вычисляем отношение

F_a/V *F_rA=4000/1,0 *17501,3=0,228

Т.к. отношение F_a/V *F_rA=0,228<e , то X=1,0; Y=0

Тогда P_rA=X *V*F_rA*K_у*K_T=1,0 *1,0 *17501,3 *1,2 *1,0=19673,1 H

Опора В, вычисляем отношение

F_a/V *F_rВ=4000/1,0 *8907,9=0,44

Т.к. отношение F_a/V *F_rB=0,44<e , то X=1,0; Y=0

Тогда P_rB=X *V*F_rB*K_у*K_T=1,0 *1,0 *8907,9*1,2 *1,0=10689,48 H

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка P_rA>P_rB.

Т.к. для обеих опор берем одинаковые подшипники, то дальнейший расчет проводим для большей из величин, т.е. для :

Базовая долговечность подшипника:

где а₁- коэффициент, учитывающий надежность подшипников (принимаем а₁=1- при 90% надежности); а₂₃- коэффициент, учитывающий условия эксплуатации и смазывания подшипника, качество материала деталей подшипника (принимаем а₂₃=1,4- при хорошем смазывании, отсутствии перекосов и использовании высококачественных материалах деталей подшипников); c=225000Н; Р=19673,1Н; n=6900- продолжительность работы.

Так как базовая долговечность оказалась несколько выше рекомендованной (10000 часов), то выбранный ранее подшипник шариковый радиально-упорный однорядный средней узкой серии 66322( d=110, D=240, B=50 (ГОСТ 831-75)) подходит для использования в данных условиях.



6. Расчет шпоночных соединений

Т.к. высота и ширина призматических шпонок выбираются по стандартам, то расчет шпоночных соединений сведем к нахождению длины шпонки на основании принятого допускаемого напряжения.

Выберем для редуктора работающего при нормальной нагрузке по табл.5.11.,c.78,[4].

1. Шпонка на быстроходном валу

Исходя из диаметра вала , выберем призматическую шпонку с округленными концами со следующими размерами:

Определим рабочую длину шпонки:

где ,

тогда

Находим общую длину шпонки:

Принимаем шпонку по ГОСТ 23360-78.

2. Шпонки на промежуточном валу 1

Исходя из диаметра вала , выберем призматическую шпонку с округленными концами со следующими размерами:

Определим рабочую длину шпонки:

Находим общую длину шпонки:

Принимаем шпонку по ГОСТ 23360-78.

3. Шпонки на промежуточном валу 2

Исходя из диаметра вала , выберем призматическую шпонку с округленными концами со следующими размерами:

Определим рабочую длину шпонки:

Находим общую длину шпонки:

Принимаем шпонку по ГОСТ 23360-78.

4. Шпонки на тихоходном валу

Исходя из диаметра вала , выберем призматическую шпонку с округленными концами со следующими размерами:

Определим рабочую длину шпонки:

Находим общую длину шпонки:

Принимаем шпонку по ГОСТ 23360-78.

Исходя из диаметра вала , выберем призматическую шпонку с округленными концами со следующими размерами:

Определим рабочую длину шпонки:

Находим общую длину шпонки:

Принимаем шпонку по ГОСТ 23360-78.



7. Подбор и проверочный расчёт муфты

Для передачи вращающего момента от двигателя будем использовать муфту упругую втулочно-пальцевую (МУВП). Материал полумуфт - Чугун СЧ 20 по ГОСТ 1412-85. Пальцев - сталь 45 по ГОСТ-1050-88. Применяются для передачи вращающих моментов со смягчением ударов с помощью упругих резиновых втулок надеваемых на пальцы,

На работу муфты существенно влияют толчки, удары и колебания, обусловленные характером работы приводимой в движение машины. Поэтому расчёт муфты ведут не по номинальному моменту Т, а по расчётному Т_р.

По таблицам справочников для диаметра входного вала и крутящего момента на валу двигателя выбираем муфту таб.17.8 стр. 386 (справочник, Кузьмин, Чернин, Козинцов.)

МУФТА 250-32-1-45-1



Параметры муфты, мм

d и d1

TР, Нм

D0

dст

l1

l2

c

Пальцы

Втулка

dп

lп

резьба

z

dвт

lвт

40;45

250

120

80

25

25

4

18

42

М12

6

35

36

1. Проверяем прочность пальца на изгиб:

,

Т_р - расчетный момент передачи на который муфта рассчитана.

l_п - длина пальца, мм; D₀ - диаметр окружности на которой расположены пальцы; z - число пальцев. d_п - диаметр пальца;

2. Производим проверку прочности втулки на смятие:

Расчет показал, что принятая муфта полностью удовлетворяет условиям прочности.

8. Технический расчет рамы

Ориентировочная длина рамы L_рам=1350мм.

Высота рамы определяется из 2-х условий:

Принимаем Швеллер №20

Установка швеллеров

;

,

где а - расстояние от стенки швеллера до оси отверстия: а=45 мм.

;

;

= ;

= ;

Выбираем крепление рамы к фундаменту следующего вида.

h=200 мм; b=76 мм; s=5,2мм; t=9,0 мм; R_max=9,5мм; r_max=4мм; d=24мм;

A_max=80мм; a=45мм; a₁=60мм

Фундаментные болты

Принимаем болты фундаментные (ГОСТ 24379.1-80) типа 1 - болты фундаментные изогнутые - исполнение 1; d=M20; с мелким шагом резьбы



1,25мм; длину болта принимаем L=300мм. Принимаем шпильку из стали марки 09Г2С.

Болт 1.1.М201,25300 09Г2С ГОСТ 24379.1-80

Конструкция фундаментного болта

1 - шпилька;

2 - гайка по ГОСТ5915-70;

3 - шайба.

Рамы, сваренные из профильного проката, имеют достаточную жесткость, поэтому надобность в специальных ребрах жесткости обычно отпадает. Для удобства монтажа, демонтажа и осмотра узлов прокатные профили, составляющие раму, устанавливаются полками наружу. После сварки и до механической обработки раму необходимо отжечь.

При нашей длине рамы по табл. 10.3 выбираем необходимое количество фундаментных болтов. Диаметр - 20 мм; Количество - 12 штук



9. Система смазки

Выбор смазки для редуктора

Для уменьшения потерь на трение в зацеплении, предотвращения заедания зубьев, охлаждения зубчатых колес, удаление продуктов износа и предохранение от коррозии применяют два способа смазки: картерная (окунанием) и циркуляционная.

Наиболее простым и надежным является картерная смазка, применяемая при окружной скорости колес до 15м/с рекомендуется погружать в масло только колесо на глубину 3…4 модуля, но не менее, чем на 10мм. Колеса при окружной скорости не более 2м/с можно погружать на глубину до 1/3 и более радиуса колеса.

Для редуктора по выбираем минеральное масло И-20А (ГОСТ 20799-75) с вязкостью при 50?С равной 17..23мм²/с.

Уровень масла в корпусе контролируется с помощью пробочного маслоуказателя. При этом масло захватывается и разбрызгивается быстровращающемся колесом, шестерней, причем в корпусе создается масляный туман.

Смазка подшипников

Для смазки подшипников качения применяют консистентные или жидкие минеральные смазки. Смазка не только уменьшает трение на рабочих поверхностях между телами качения и сепаратором, но и способствует теплоотводу, повышает амортизирующую способность подшипника при ударных и вибрационных нагрузках, заполняет зазоры в уплотнениях и улучшает работу узла, уменьшает шумность подшипника, предохраняет его от коррозии.

В нашем случае подшипники смазываются разбрызгиванием масла из общей масляной ванны. Это один из способов жидкого смазывания подшипников - он наиболее существенно снимает момент трения и температуру подшипниковой пары, также обеспечивает наибольшую предельную частоту вращения.

Уплотнительные устройства

Подшипники должны быть тщательно защищены от попадания в них пыли и грязи. Для этого, а также для предохранения вытекания смазки из корпуса подшипника, применяют внешние уплотнительные устройства. Для подшипников, смазываемых консистентными мазями, предусматривают внутренние уплотнительные устройства, назначение которых противодействовать поступлению в корпус подшипника лишней смазки, разбрызгиваемой колёсами. В качестве внешнего устройства - будем использовать манжетные уплотнения, а в качестве внутреннего- маслоудерживающие кольца.



10. Сборка привода и порядок работы

Описание последовательности сборки и разборки привода

Сборка редуктора:

Сборку производим в одной из половинок корпуса (желательно производить сборку в нижней её половине)

1. Устанавливаем на вал, изготовленный з...