Расчет привода и выбор электродвигателя

Размещено на http://www.allbest.ru/

Содержание

Задание №2

Введение

1. Расчет привода и выбор электродвигателя

1.1 Выбор электродвигателя

1.2 Кинематический расчет привода

2. Расчет редуктора

2.1 Выбор материала

2.2 Определение допускаемых напряжений

2.3 Определение допускаемых напряжений изгиба

2.4 Определение допускаемых напряжений при кратковременной перегрузке

3. Расчет второй тихоходной передачи

3.1 Определяем межосевое расстояние а2 и другие параметры

3.2 Выполняем проверочный расчет на усталость по контактным напряжениям

3.3 Выполняем проверочный расчет по напряжениям изгиба

3.4 Выполняем проверочный расчет на заданную перегрузку по формулам

4. Расчет первой быстроходной ступени

4.1 Определяем геометрические параметры

4.2 Выполняем проверочный расчет на усталость по контактным напряжениям

4.3 Выполняем проверочный расчет по напряжениям изгиба

4.4 Выполняем проверочный расчет на заданную перегрузку по формулам

5. Выполнение компоновочного чертежа

6. Расчет открытой цилиндрической передачи

7. Расчет открытой конической передачи

8. Расчет валов на прочность

8.1 Расчёт ведущего вала

8.2 Расчет промежуточного вала

8.3 Расчет ведомого вала

9. Определение запаса прочности валов

10. Подбор подшипников качения

11. Определение основных размеров крышки и корпуса редуктора

12. Выбор шпонок

13. Выбор посадок деталей

14. Выбор смазки

15. Выбор муфты

16. Порядок сборки редуктора

Литература

Задание №2

Вариант № 9

Задание на курсовой проект по дисциплине «Детали машин и основы конструирования».

Схема привода подвесного цепного конвейера.

Исходные данные:

Окружное усилие на тяговых звездочках:11 кН;

Окружная скорость на тяговых звездочках: 1 м/с;

Шаг тяговой цепи: t = 45 мм;

Число зубьев звездочки: z = 27

Срок службы конических колес: 20 000 - 24 000 часов.

Введение

Основные задачи проектирования по деталям машин следующие:

1. Расширить и углубить знания, полученные при изучении предшествующих теоретических курсов.

2. Закрепить навыки практических расчетов использованием вычислительных средств (микрокалькуляторов, цифровых ЭВМ).

3. Приобщить студентов к элементам научно-исследовательской работы путем более глубокой проработки отдельных вопросов.

4. Усвоить общие принципы расчета и конструирования типовых деталей и узлов с учетом конкретных эксплуатационных и технологических требований и экономических соображений.

5. Ознакомиться с Государственными стандартами, справочными материалами и правилами их использования. Особое значение стандартизация приобретает в машиностроении, отличающемся многообразием типоразмеров и конструктивных форм изделий, применяемых материалов и инструментов

Благодаря стандартизации, повышается качество продукции, снижается стоимость, удешевляется ремонт, обеспечивается взаимозаменяемость вышедших из строя деталей и т. д. Стандартизация технических условий, расчетов и методов испытаний способствует улучшению качества и повышению надежности изделий.

В данном курсовом проекте разрабатывается привод ленточного транспортера, состоящий из основных рабочих единиц: электродвигателя, муфты, редуктора, барабана, опоры, основания привода.

1. Расчет привода и выбор электродвигателя

1.1 Выбор электродвигателя

Определим требуемую мощность электродвигателя по формуле

, (1)

где - мощность на рабочем валу;

- общий КПД привода.

, (2)

- КПД открытой зубчатой передачи с цилиндрическими колесами
(= 0,94) (табл. 4.2, [1, с. 36]);

- КПД открытой зубчатой передачи с коническими колесами (= 0,93);

- КПД муфты, ( = 0,98);

- КПД зубчатой передачи с цилиндрическими колесами ( = 0,98);

- КПД, учитывающий потери в паре подшипников (= 0,98).

Подставив значения КПД в формулу 2, получаем

= 0,94 • 0,93 • 0,982 • 0,98 • 0,985 = 0,73.

Отсюда

 = 15,07 кВт .

По таблице 2.4 [4, с. 24] выбираем ближайший к тип двигателя. Принимаем асинхронный двигатель серии 4АI60М2У3 мощностью 18,5 кВт с номинальной частотой вращения nном = 2930 об/мин.

Определим мощность на каждом валу привода

; (3)

; (4)

; (5)

; (6)

; (7)

. (8)

кВт;

кВт;

кВт;

кВт;

кВт;

кВт.

1.2 Кинематический расчет привода

Определяем частоту вращения ведомого вала привода или ведущего вала ведомой звездочки

, (9)

где z - число зубьев звездочки, по заданию z = 27;

t - шаг тяговой цепи, мм; по заданию t = 45 мм.

об/мин.

Определение общего передаточного числа привода

; (10)

.

Принимаем передаточное число редуктора

10;

Производим разбивку передаточного числа по ступеням согласно рекомендациям таблицы 4,1, а также рисунку 4,3 [1, с. 34, 38].Так как редуктор является двухступенчатым по развернутой схеме, то

; (11)

.

Принимаем стандартное значение передаточного числа 2,8.

; (12)

.

Принимаем стандартное значение передаточного числа uбыст = 3,55.

Принимаем передаточное число открытой зубчатой передачи с коническими колесами

3; (13)

Тогда передаточное число открытой зубчатой передачи с цилиндрическими колесами

; (14)

.

Определение частоты вращения валов привода

n1 = nном = 2930 об/мин.

; (15)

об/мин.

; (16)

 об/мин.

; (17)

об/мин.

(18)

. об/мин

Определение крутящих моментов на валах

; (19)

Н•м;

Н•м;

Н•м;

Н•м;

Н•м;

Определение ориентировочно диаметры всех валов привода

(20)

где [ф] - допускаемое напряжение кручения, [ф] = 17•106 Па [4, с. 53].

м или мм;

м или мм;

м или 36 мм;

м или 50 мм;

м или 61 мм.

2. Расчет редуктора

2.1 Выбор материала

Для получения сравнительно недорогого редуктора и небольших габаритов, выбираем для изготовления колес и шестерен второй ступени сравнительно недорогую легированную сталь 40Х, которая относится к группе материалов с твердостью НВ 350. По таблице 4.4 [1, с. 46-47] назначаем для колес термообработку: улучшение 230 … 260 НВ; = 850 МПа; =550 МПа, для шестерни второй ступени - улучшение 260…280 НВ; = 950 МПа; = 700 МПа; зубьям шестерни первой ступени - азотирование поверхности HRC 50…59 при твердости сердцевины HRC 26…30, =1000 МПа; = 800 МПа. При этом обеспечивается приработка зубьев обоих ступеней.

2.2 Определение допускаемых напряжений

Допускаемые контактные напряжения вычислим, используя таблицу 4.5 [1, с. 48] для колес обеих ступеней

= 2НВ + 70 = 2 260 + 70 = 590 МПа.

Для шестерни первой ступени

= 18HRC+150=18 57 +150= 1176 МПа.

Коэффициент безопасности (таблица 4.5, [1, с. 48]) для первой ступени определяется: SH = 1,2; для второй SH = 1,1.

Число циклов напряжений для колеса второй ступени при с = 1 определяется по формуле

, (21)

где n - частота вращения того из колес, по материалу которого определяют допускаемые напряжения, об/мин;

- суммарный срок службы, называемый ресурсом передачи, или число часов работы передачи за расчетный срок службы, тыс. ч; по заданию принимаем = 20 тыс. ч.;

с - число зацеплений зуба за один оборот колеса.

Базовое число циклов по графикам (рисунок 4.6, [1, с. 50]) определим для колеса первой ступени НВ = 260 (среднее) = 1,92 107, для шестерни второй ступени HRC 50…59, HRC = 57 (HB = 585) = 10,5·107.

По таблице 4.3 [1, с. 42] = 0,25, так как редуктор работает с переменной нагрузкой, то есть средний равновероятностный режим.

Эквивалентное число циклов определяется по формуле

. (22)

Для колеса второй ступени

Сравнивая и , отмечаем, что для колеса второй ступени > . Так как все другие колеса вращаются быстрее, то аналогичным расчетом получим и для них > .

При этом для всех колес цилиндрической передачи

;

.

Допускаемые контактные напряжения для второй ступени определяем по материалу колеса, как более слабому по формуле

; (23)

МПа.

Для колеса первой ступени = 440 МПа, а для шестерни

МПа.

Допускаемое контактное напряжение для первой ступени определяем по формуле

; (24)

МПа > 1,25.

принимаем =1,25 = 550 МПа.

2.3 Определение допускаемых напряжений изгиба

Определяем допускаемые напряжения изгиба по формуле

(25)

где - предел выносливости зубьев по напряжениям изгиба; определяется по таблице 4.5 [1, с. 48]: для колес обеих ступеней HB =1,8·260 = = 468 МПа; для шестерни первой ступени при азотировании поверхности 12HRC + 300 = 12·28 + 300 = 636 МПа; для шестерни второй ступени HB = 1,8·275 = 495 МПа

- коэффициент безопасности, выбираем по таблице =1,9.

- коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки, принимаем = 1.

- коэффициент долговечности ,

, (26)

Определяем коэффициент долговечности

.

Определим допускаемое напряжение для обоих колес

МПа.

для шестерни второй ступени

МПа.

для шестерни первой ступени

МПа.

2.4 Определение допускаемых напряжений при кратковременной перегрузке

Предельные контактные напряжения для колес обеих ступеней

; (27)

МПа.

для шестерни второй ступени

МПа.

для шестерни первой ступени

; (28)

МПа.

Предельные напряжения изгиба

для обоих колес определяем по таблице 4.5 [1, с. 48]

; (29)

МПа.

для шестерни второй ступени

МПа.

для шестерни первой ступени

МПа.

3. Расчет второй тихоходной передачи

Вначале рассчитываем вторую прямозубую пару, как более нагруженную и в основном определяющую габариты редуктора.

3.1 Определяем межосевое расстояние а2 и другие параметры

Определяем межосевое расстояние

(30)

где - передаточное отношение, = 2,8;

- приведенный модуль упругости; = 210 ГПа;

- коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния; принимается по рекомендации таблицы 4.6, = 0,315.

Т4 - крутящий момент на ведомом валу; Т4 = 423,6 Н•м.

- коэффициент концентрации нагрузки; определяется по графику (рисунок 4.9) [1, с. 51] в зависимости от 0,5 · 0,315 · · (2,5+ 1) = 0,6.

- коэффициента ширины шестерни.

По графику рисунка 4.9 [1, с. 51] находим

В результате получаем

мм.

Округляя по ряду Rа 40 [1, c. 50], принимаем а2=200 мм.

Находим bw - ширину колеса второй ступени

; (31)

мм.

По таблице 4.8 [1, с. 52] принимаем и находим модуль по формуле

; (32)

мм.

По таблице 4.8 [1, с. 52] назначаем модуль m = 2,5 мм.

Суммарное число зубьев

; (33)

Число зубьев шестерни

; (34)

Принимаем z1 = 46 .

Число зубьев колеса

z2 = - z1; (35)

z2= 160 - 42 = 118.

Фактическое передаточное число

=; (36)

.

Делительные диаметры шестерни и колеса определяются по формулам

d1 = z1m; (37)

d1= 42·2,5 = 105 мм.

d2 = z2m; (38)

d2 =118·2,5 = 295 мм.

3.2 Выполняем проверочный расчет на усталость по контактным напряжениям

, (39)

где - коэффициент расчетной нагрузки; определяется по формуле

(40)

где - коэффициент динамической нагрузки; определяется по таблице 4.10 [1, с. 54]

Определим окружную скорость

. (41)

м/с.

По таблице 4.11 [1, с. 55] назначаем восьмую степень точности. По таблице 4.10 [1, с. 54] =1,21. Ранее было найдено .

Определимпо формуле 39

.

По формуле (38), учитывая, что , находим

МПа = 440 МПа.

Процент расхождения

. (42)

%.

Что находится в допустимых пределах.

3.3 Выполняем проверочный расчет по напряжениям изгиба

(43)

где - коэффициент формы зуба;

- коэффициент расчетной нагрузки.

По графику (рисунок 4.10 [1, с. 54]) при х = 0 находим для шестерни
=3,71; для колеса = 3,74.

Расчет выполняем по тому из колес пары, у которого меньше отношение

В нашем случае

. .

Расчет выполняем по колесу.

По графику (рисунок 4.9 [1, с. 52]) = 1,03. По таблице = 1,27.

При этом .

Далее определяем

; (44)

Н.

По формуле (35)

МПа МПа.

Отмечаем, что для данной пары колес основным критерием работоспособности является контактная, а не изгибная прочность.

3.4 Выполняем проверочный расчет на заданную перегрузку по формулам

; (45)

МПа МПа.

; (46)

МПаМПа.

.

Условия прочности соблюдаются.

4. Расчет первой быстроходной ступени

4.1 Определяем геометрические параметры

Определяем межосевое расстояние

(47)

где - передаточное отношение, = 3,55;

- приведенный модуль упругости; = 210 ГПа;

- коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния; принимается по рекомендации таблицы 4.6 [1, с. 50], = 0,8.

Т3 - крутящий момент на ведомом валу; Т3 = 157,7 Н•м.

- коэффициент концентрации нагрузки; определяется по графику (рисунок 4.9) [1] в зависимости от .

- коэффициента ширины шестерни.

По графику рисунка 4.9 [1] находим = 1,09.

В результате получаем

мм.

По ряду Rа 40 [1, с. 50], принимаем а2 = 100 мм.

Находим bw - ширину колеса второй ступени

. (48)

мм.

По таблице 4.8 [1, с. 52] принимаем и находим модуль по формуле

. (49)

мм.

По таблице 4.8 [1, с. 58] назначаем модуль m = 3 мм.

Суммарное число зубьев

. (50)

Принимаем 67.

Число зубьев шестерни

. (51)

Число зубьев колеса

z2 = - z1. (52)

z2= 67 - 15 = 52.

Фактическое передаточное число

=. (53)

.

Делительные диаметры шестерни и колеса определяются по формулам

d1 = z1m; (54)

d1= 15 · 3 = 45 мм.

d2 = z2m; (55)

d2 = 52 · 3 = 156 мм.

4.2 Выполняем проверочный расчет на усталость по контактным напряжениям

, (56)

где - коэффициент расчетной нагрузки; определяется по формуле

(57)

где - коэффициент динамической нагрузки; определяется по таблице 4.10 [1, с. 54]

Определим окружную скорость

. (58)

м/с.

По таблице 4.11 [1. с. 55] назначаем седьмую степень точности. По таблице 4.10 [1, с. 54] =1,05. Ранее было найдено .

Определимпо формуле 56

.

По формуле (55), учитывая, что , находим

МПа = 440 МПа.

Процент расхождения

; (59)

%.

Что находится в допустимых пределах.

4.3 Выполняем проверочный расчет по напряжениям изгиба

(60)

где - коэффициент формы зуба;

- коэффициент расчетной нагрузки.

По графику (рисунок 4.10 [1, с. 55]) при х = 0 находим для шестерни =3,86; для колеса = 3,72.

Расчет выполняем по тому из колес пары, у которого меньше отношение .

В нашем случае

. .

Расчет выполняем по колесу.

По графику (рисунок 4.9 [1, с. 51]) = 1,4. По таблице = 1,06.

При этом .

Далее определяем

; (61)

Н.

По формуле (59)

МПа МПа.

Отмечаем, что для данной пары колес основным критерием работоспособности является контактная, а не изгибная прочность.

4.4 Выполняем проверочный расчет на заданную перегрузку по формулам

; (62)

МПа МПа.

; (63)

МПа МПа.

Условия прочности соблюдаются.

5. Выполнение компоновочного чертежа

Размеры зубчатых цилиндрических колес заносим в таблицу 1.

Таблица 1 - Размеры зубчатых цилиндрических колес

Параметр	Цилиндрическая передача
	Шестерня	Колесо	Шестерня	Колесо
Делительный диаметр, d, мм	45	156	105	295
Диаметр окружности вершин зубьев, , мм	51	162	110	300
Диаметр окружности впадин зубьев, , мм	38	149	99	289
Межосевое расстояние , мм	100	200
Ширина колес, , мм	86	80	69	63

Таблица 2 - Диаметры валов после их предварительного определения

Диаметр ведущего вала d1, мм	Диаметр промежуточного вала d2, мм	Диаметр ведомого вала d3, мм
24	36	50

Выбираем предварительно подшипники [1, с. 351,355]

Таблица 3 - Габаритные размеры подшипников

Условное обозначение подшипника	Внутренний диаметр подшипника d, мм	Наружный диаметр подшипника D, мм	Ширина подшипника B, мм
7204	20	47	14
7207	35	72	17
209	45	85	19

Толщина стенки редуктора по литейным требованиям принимается равной мм.

Расстояния от внутренней поверхности стенки редуктора до торца и наружного диаметра колеса принимается е=10…20 мм. Зазор между колесом и дном корпуса принимаем 40…50 мм.

После определения ориентировочных размеров выполняем компоновку.

6. Расчет открытой цилиндрической передачи

Расчетный модуль зацепления

, (64)

где =1,4 - для прямозубых передач [2, с. 191];

- коэффициент, учитывающий форму зуба;

- коэффициент ширины шестерни относительно ее диаметра; ;

0,5 · 0,4 · (2 + 1) = 0,6.

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца; ;

- коэффициент внешней динамической нагрузки; .

Принимаем число зубьев шестерни согласно рекомендации в литературе (2, с. 111);

z1 = 17

Тогда число зубьев колеса определим по формуле

z2 = z1uоп1;

z2 = 17 · 2 =34;

Находим коэффициент [2, с. 176]

; .

Расчет проводят для элемента пары «шестерня-колесо», у которого меньшая величина отношения

.

Расчет ведем по колесу.

.

По ГОСТ 9563-60 принимаем = 6 [1, с. 52].

Делительные диаметры шестерни и колеса определяются по формулам

d1 = z1m; (65)

d1= 17 · 6 = 102 мм.

d2 = z2m; (66)

d2 =34 · 6 = 204 мм.

Ширины венцов зубчатого колеса

; (67)

= 0,6 · 102 = 61,2 мм.

Принимаем стандартное значение = 60 мм.

шестерни

; (68)

= 60 + 4 = 64 мм.

Межосевое расстояние

; (69)

= 0,5 (102 + 204) = 153 мм.

По ряду Rа 40 [1, с. 50], принимаем а2 = 160 мм.

Определяем окружную силу

; (70)

Н.

Определяем окружную скорость

; (71)

м/с.

Назначаем 8-ю степень точности [1, с. 54].

Удельная окружная динамическая сила

(72)

где - коэффициент, учитывающий проявление погрешности зацепления на динамическую нагрузку, принимаем по таблице 10.6 = 0,016 [2, с. 182];

- коэффициент, учитывающий влияние разности шагов в зацеплении зубьев шестерни и колеса, принимаем по таблице 10.4 = 56 [2, с. 182].

Н/мм.

Удельная расчетная окружная сила в зоне её наибольшей концентрации

; (73)

Н/мм.

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении

; (74)

.

Удельная окружная сила при изгибе

; (75)

Н/мм.

Расчетные напряжения изгиба

Для шестерни:

 МПа <МПа.(76)

Для колеса:

МПа<МПа. (77)

Условия прочности соблюдаются.

Проверка прочности зубьев при перегрузках

Максимальные напряжения изгиба

; (78)

МПа.

Контактная прочность зубьев при перегрузках.

Удельная окружная динамическая сила

(79)

где - коэффициент, учитывающий влияние погрешностей зацепления на динамическую нагрузку, принимаем по таблице 10.6 = 0,006 [2, с. 182];

- коэффициент, учитывающий влияние разности шагов в зацеплении зубьев шестерни и колеса, принимаем по таблице 10.4 = 5,6 [2, с. 182].

Н/мм.

Удельная расчетная окружная сила в зоне её наибольшей концентрации

; (80)

Н/мм.

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении

; (81)

.

Удельная окружная сила при изгибе

; (82)

Н/мм.

Расчетные контактные напряжения

; (83)

 МПа.

Максимальные контактные напряжения

; (84)

МПа = 1540 МПа.

7. Расчет открытой конической передачи

Расчетный модуль зацепления

, (85)

где =1,12 - для косозубых передач [2, с. 191];

- коэффициент, учитывающий форму зуба;

- коэффициент ширины шестерни относительно ее диаметра; ;

0,5 · 0,25 · (3 + 1) = 0,5.

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца; [1, c.51];

- коэффициент внешней динамической нагрузки; .

Принимаем число зубьев шестерни согласно рекомендации в литературе (4, с. 111);

z1 = 18

Тогда число зубьев колеса определим по формуле

z2 = z1uоп1;

z2 = 18 · 3 =54.

Находим коэффициент [2, с. 176]

; .

Действительное передаточное число

; (86)

.

Угол делительного конуса шестерни и колеса

; (87)

.

; (88)

.

По ГОСТ 9563-60 принимаем = 14 [1, с. 52].

Ширина венца зубчатых колес мм

; (89)

мм.

Внешнее конусное расстояние

; (90)

мм.

Проверяем найденное значение по условию

; (91)

.

Условие выполняется.

Наружный модуль

; (92)

.

По ГОСТ 9563-60 принимаем = 16 [1, с. 52].

Внешний диаметр колес

делительный

dе1 = z1mte. = 18 · 16 = 288 мм; (93)

dе2 = z2mte. = 54 · 16 = 864 мм. (94)

вершин зубьев

dае1 = dе1 + 2mtecos ; (95)

dае1 = 288 + 2 · 16 · cos18o = 318 мм;

dае2 = dе2 + 2mtecos ; (96)

dае2 = 864 + 2 · 16 · cos72o = 874 мм.

Впадин зубьев

dfе1 = dе1 - 2,4mtecos; (97)

dfе1 = 288 - 2,4 · 16 · cos18o = 251 мм;

dfе2 = dе2 - 2,4mtecos . (98)

dfе2 = 864 - 2,4 · 16 · cos72o = 852 мм.

Параметры передачи

Внешнее конусное расстояние

, (99)

мм.

Средний модуль

, (100)

мм.

Средний делительный диаметр колес

Dm1 = z1mm; (101)

Dm1 =18 · 14 = 252 мм;

Dm2 = z2mm;

Dm2 = 54 · 14 = 756 мм. (102)

Проверка расчетных напряжений изгиба

; (103)

.

Окружная скорость колес

; (104)

м/с.

По таблице 4.10 [2] назначаем 9 степень точности .

Удельная окружная динамическая сила

, (105)

где - коэффициент, учитывающий влияние погрешностей зацепления на динамическую нагрузку, принимаем по таблице 10.6 = 0,006 [2, с. 182];

- коэффициент, учитывающий влияние разности шагов в зацеплении зубьев шестерни и колеса, принимаем по таблице 10.4 = 73 [2, с. 182].

Н/мм.

Что меньше предельного значения 590 Н/мм.

Удельная расчетная окружная сила в зоне ее наибольшей концентрации

; (106)

Н/мм.

Коэффициент учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении

; (107)

.

Удельная расчетная окружная сила при изгибе

, (108)

Н/мм.

Расчетное напряжение изгиба зуба

, (109)

. (110)

МПа ? = 224 МПа.

МПа ? = 165МПа.

Проверка прочности зубьев при перегрузках.

Контактная прочность зубьев при перегрузке

, (111)

Н/мм.

Удельная расчетная окружная сила в зоне ее наибольшей концентрации

, (112)

Н/мм.

Коэффициент учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении

, (113)

.

Удельная расчетная окружная сила

, (114)

Н/мм.

Расчетные контактные напряжения

, (115)

где = 1,23; = 275 МПа; = 0,94.

? = 440 МПа.

8. Расчет валов на прочность

Построение схемы нагружения зубчатых колес

Рисунок 2 - Схема нагружения зубчатых колес цилиндрического редуктора и силами, действующими в зацеплении

8.1 Расчёт ведущего вала

Строим расчетную схему сил, действующих на вал 1, и эпюру крутящих моментов.



Рисунок 3 - Расчетная схема ведущего вала и эпюра крутящих моментов

Определяем силы, действующие в зацеплении редуктора с прямозубыми ступенями

окружная сила

; (116)

.

.

радиальная сила

; (117)

;

.

Результирующая сила

; (118)

;

.

сила в муфте от несоосности валов

; (119)

.

Строим эпюру изгибающих моментов от силы Ft1, Fм действующих на вал в вертикальной плоскости (рис. 4).

Определяем опорные реакции

; (120)

.

; (121)

.

Проверка: += -3850 + 770 + 1458+1622 = 0 - реакции yнайдены верно.

Определяем наибольшие изгибающие момент будет в сечении вала на опоре А

. (122)

= Н•м.

Наибольшие изгибающие момент будет в сечении вала, где приложена сила Ft1

электродвигатель привод напряжение передача

= b; (123)

= 1622 · 0,062 = 100,6 Нм.

=a.

= 1458 · 0,044 = 182,3 Н•м.

По результатам расчета строим эпюру изгибающих моментов от сил и , действующих в вертикальной плоскости (рисунок 4).

Определяем опорные реакции от силы Fr1

. (124)

.

. (125)

.

Проверка: -- += - 936 - 465 + 1401 = 0 - опорные реакции найдены верно.

Наибольший изгибающие моменты в сечениях

; (126)

Н•м.

Определяем полный изгибающий момент

. (127)

Н•м.

По результатам вычислений строим эпюру изгибающих моментов (рис4).

Определим реакцию опор

. (128)

Опора А

.

Н.

Опора В

.

Н.

Рисунок 4 - Эпюра изгибающих моментов от сил Fм и Ft1, действующих на вал I в вертикальной плоскости и схема сил, действующих на вал I в горизонтальной плоскости

8.2 Расчет промежуточного вала

Строим расчетную схему сил, действующих на вал 2 (рисунок 6).



Рисунок 6 - Расчетная схема сил, действующих на промежуточный вал

Строим эпюру изгибающих моментов от сил , действующих на промежуточный вал в вертикальной плоскости (рисунок 7).

Определяем опорные реакции

. . (129)

Н.

. (130)

Н.

Проверка: .5174 - 8761 - 3850 + 7437 = 0 - опорные реакции найдены верно.

Находим значения изгибающих моментов в характерных сечениях вала:

в месте посадки зубчатого колеса 2

. (131)

Н•м.

в месте посадки зубчатого колеса 3

. (132)

= 7437 · 0,057 = 423,9 Н•м.

Рисунок 7 - Эпюра изгибающих моментов от сил Fм и Ft1, действующих на вал II в вертикальной плоскости и эпюры изгибающих моментов

Строим эпюру изгибающих моментов от сил , действующих на промежуточный вал в горизонтальной плоскости (рисунок 7).

Определяем опорные реакции от силы

. . (133)

Н.

. . (134)

Н.

Проверка: 0. - 3189 + 1401 + 1768 + 20 = 0 - опорные реакции найдены верно.

Находим значения изгибающих моментов в горизонтальной плоскости в характерных сечениях вала

в месте посадки 2

. (135)

Н•м.

в месте посадки 3

. (136)

= - 1768 · 0,057 = - 100,8 Н•м.

По результатам вычислений строим эпюру изгибающих моментов (рис. 7).

Наиболее нагруженными являются сечения в местах посадки зубчатого колеса 2 и шестерни 3. Расчетные изгибающие моменты в этих сечениях

. (137)

Н•м.

Н•м.

Рисунок 8 - Схема сил, действующих на вал II в горизонтальной плоскости

Для подбора подшипников качения определяем суммарные реакции в опорах вала С и D.

Опора C

. (138)

Н.

Опора D

(139)

Н.

8.3 Расчет ведомого вала

Строим эпюру изгибающих моментов ведомого вала в вертикальной плоскости от действия сил , (рис. 9).

Определяем опорные реакции

(140)

Н.

(141)

Н.

Проверка: - 2822- 5169+ 8761- 770 = 0- реакции найдены верно.

Для построения эпюры изгибающих моментов находим значения изгибающих моментов в характерных сечениях вала

в месте посадки подшипника

Н·м.

в месте посадки зубчатого колеса

Н·м.

Строим эпюру изгибающих моментов промежуточного вала в вертикальной плоскости от действия сил Fr2 (рис. 3).

Определяем опорные реакции

(142)

Н.

. (143)

Н.

Проверка: 892 + 2297- 3189 = 0 -реакции найдены верно.

Находим значения изгибающих моментов в горизонтальной плоскости в характерных сечениях вала

- в месте посадки зубчатого колеса

Нм. (144)

Определяем полный изгибающий момент

. (145)

Нм.

По результатам вычислений строим эпюру изгибающих моментов (рис. 3).

Для подбора подшипников качения определяем суммарные реакции в опорах вала E и F

Опора Е

. (146)

H.

Опора F

. (147)

H.



Рисунок 9- Схема сил, действующих на ведомый вал в вертикальной и горизонтальной плоскостях; эпюры изгибающих моментов

9. Определение запаса прочности валов

Определяем коэффициент прочности S в опасных сечениях валов

…3. (148)

где - запас прочности на сопротивление усталости по изгибу;

- запас прочности усталости по кручению.

. (149)

. (150)

Для ведущего и промежуточного валов выбираем сталь 40Х (=930 МПа ), ведомого вала сталь - ст5 ( = 480 МПа).

Определяем пределы выносливости для всех валов

- ведомого МПа. (151)

- промежуточного МПа.

- ведомого МПа.

- ведущего МПа. (152)

- промежуточного МПа.

- ведомого МПа.

Определяем максимальные напряжения и в опасных сечениях валов (амплитуды переменных составляющих) и постоянные составляющие и .

Напряжения изгиба

(153)

МПа.

МПа.

МПа.

Напряжения кручения

(154)

МПа.

МПа.

МПа.

Определяем коэффициенты для всех валов.

- эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении (таблица 6.3 [1] ). и - коэффициенты, корректирующие влияние постоянной составляющей цикла напряжений на сопротивление усталости, зависят от механических характеристик материала

- масштабный фактор и фактор шероховатости (рис. 6.29, 6.30 [1] ).

Для вала 1 (d = 24 мм)

. (155)

.

. (156)

- условие удовлетворяется, так как S1 ? 1,5…3.

Для вала 2 (d = 36 мм)

. (157)

(158)

. (159)

- условие удовлетворяется, так как S1 ? 1,5…3.

Для вала 3 (d = 50 мм)

. (160)

. (161)

. (162)

- условие выполняется, так как S3 ? 1,5…3.

10. Подбор подшипников качения

При курсовом проектировании механических передач в качестве опор вращающихся деталей используют, как правило, стандартные подшипники качения - шариковые и роликовые.

1 Данные об условиях работы подшипников качения:

n - частота вращения, об/мин;

Lh - долговечность, млн. об.;

Fr - радиальная нагрузка, Н;

Fa - осевая нагрузка, Н.

2 Справочные данные коэффициентов [4] для заданных условий работы подшипников качения:

fh - коэффициент долговечности;

fn - коэффициент, определяемый по частоте вращения;

V - коэффициент вращения;

Kб - динамический коэффициент (безопасности);

KT - коэффициент, учитывающий влияние температурного режима работы на долговечность подшипника.

3 Справочные данные предварительно назначенного подшипника по диаметру концов вала.

Серия (при отсутствии осевой нагрузки и сравнительно небольшой ее величине предварительно назначается самый распространенный и дешевый шариковый радиальный однорядный подшипник средней или легкой серии; при большой осевой силе - подшипник роликовый радиально упорный конический или радиально упорный шариковый);

С - динамическая грузоподъемность, кН;

С0 - статическая грузоподъемность, кН;

Х, Y - соответственно коэффициенты радиальной и осевой нагрузок, зависящий от типа подшипника и от параметра осевого нагружения подшипника, характеризующего соотношение осевого и радиального усилий.

4 Расчетные данные подбора подшипников качения.

Подбор подшипников качения производится по динамической грузоподъемности из условия, что расчетная динамическая грузоподъемность Ср < СП.

(163)

где Р - эквивалентная нагрузка,

Результаты подбора и расчета подшипников качения целесообразно представить в виде таблицы 6.

Принимаем [4, c. 99,137]:

- вращение происходит внутреннего кольца относительно нагрузки, тогда V = 1;

- нагрузка на подшипник: умеренные толчки Kб = 1,15;

- рабочая температура подшипника 175 оС, тогда KT = 1,15.

Коэффициент долговечности или коэффициент динамического нагружения, учитывающий тип механизма: для редуктора средней мощности fh = 1,15…3, принимаем fh = 1,2 [4, с. табл. 5.20].

Коэффициент частоты вращения [4, табл. 5.21, 5.22]:

- ведущий вал: при n = 2930 об/мин, fn = 0,259;

- промежуточный вал: при n = 825 об/мин, fn = 0,322;

- ведомый вал: при n = 295 об/мин, fn = 0,483;

Для ведущего вала:

Серия ПК 7206,

Н.

Ср = кН.

Для промежуточного вала:

Серия ПК 7207,

Н.

Ср = кН.

Для ведомого вала:

Серия ПК 209

Н.

Ср = кН.

Таблица 6 - Подбор подшипников качения

Номер пункта	Обозначение параметров	Вал редуктора
		Ведущий 1	Промеж. 2	Ведомый 3
		Диаметры концов вала под подшипники
		d2 = 24мм	d3=36мм	d4=50мм
1	n, об/мин	2930	825	295
	Lh, ч.	20000	20000	20000
	,млн.об.	3516	990	354
	Fr=Rнаиб, Н	FrA=1872,7 Н FrB=1530,35H	FrC=5174 H FrD=7644,3 Н	FrЕ=2959,6 H FrF=5656,4 Н
2	fh	1,2	1,2	1,2
	fn	0,259	0,322	0,483
	V	1	1	1
		1,15	1,15	1,15
		1,15	1,15	1,15
3	Серия ПК	7204	7207	209
	С, кН	21	38,5	33,2
	С0, кН	13	26	18,6
	e	0,37	0,37	-
4		2476,6	10109,5	7805,8
		11,47	37,68	19,39
	Cp < C,	11,47 < 21	37,68 < 38,5	19,39 < 33,2

11. Определение основных размеров крышки и корпуса редуктора

Корпусные детали коническо-цилиндрического редуктора отличаются от деталей цилиндрических редукторов наличием прилива, в котором размещен комплект вала конической шестерни с подшипниками и другими деталями. Форму прилива и его конструктивные размеры определяют при компоновке редуктора.

Размеры основных элементов крышки и корпуса редуктора приведены в таблице 7.

Таблица 7 - Размеры основных элементов крышки и корпуса редуктора

Параметры
Толщина стенки корпуса редуктора	=0,025aw+38=100·0,025+3 = 5,5 мм =8 мм.
Толщина стенки крышки	1= 0,02aw+38= 0,02 ·100+2 = 4 мм 1= 8 мм.
Толщина верхнего фланца корпуса	S = 1,5=1,5·8 =12мм.
Толщина нижнего фланца корпуса	S = 1,51= 1,5·8=12мм.
Толщина нижнего пояса корпуса (без бобышки)	Р = 2,35= 2,35 8 =19мм.
Толщина ребер основания корпуса	р=(0,8…1) 1= 1·8 = 8 мм
Толщина ребер крышки	р1=(0,8…1) 1=0,8 8 = 6мм
Диаметры болтов - фундаментных - у подшипников - соединяющих основание корпуса с крышкой - соединяющих смотровую крышку	М16 d=(0,7…0,75)dф=12 М12 d1=(0.5…0.6)dф=0,5 16 = 8мм. ds=(0.3…0.4)dф=0,35 16 = 6мм.
Расстояние от наружной поверхности стенки корпуса до оси болтов	М12 С = 20 мм.
Ширина нижнего и верхнего поясов основания корпуса	М12 К=34 мм. М16 К=40 мм.
Ширина опорной поверхности нижнего фланца	m = K+1.5= 45 мм.
Минимальный зазор между колесом и корпусом	= 1,6= 1,6 8 = 15 мм.
Высота центров	Н0 =1,64аw= 1,15 100 = 160мм
Размеры элементов в зависимости от dф	dотв =17 мм, D = 24 мм, r = 5

12. Выбор шпонок

На валах в местах крепления деталей, передающих крутящий момент, выполняют шпоночный паз, размеры которого, а также размеры шпонок стандартизованы.

На ведущий вал выбираем шпонку 5525 ГОСТ 233360-78.

Выбранную шпонку проверим на смятие [5]

(164)

где Т - передаваемый крутящий момент;

d - диаметр вала;

h - высота шпонки;

t1 - глубина паза вала;

lp - длина шпонки;

[см] - допускаемое напряжение смятия, [см] =120 МПа.

МПа МПа.

На промежуточный вал выбираем шпонку 10840 ГОСТ 233360-78.

Выбранную шпонку проверим на смятие:

МПа МПа.

На колесо промежуточного вала выбираем шпонку 10840 ГОСТ 233360-78.

Выбранную шпонку проверим на смятие:

МПа МПа.

На колесо ведомого вала выбираем шпонку 14945 ГОСТ 233360-78.

Выбранную шпонку проверим на смятие:

МПа МПа.

На ведомый вал выбираем шпонку 10850 ГОСТ 233360-78.

Выбранную шпонку проверим на смятие:

МПа МПа.

13. Выбор посадок деталей

На всех соединениях сборочных чертежей должны быть поставлены посадки, которые выставляют в зависимости от условий работы и назначения механизма, их точности, условий сборки.

Согласно рекомендациям литературы [6] принимаем посадки:

- внутреннего кольца подшипника ведущего вала 20 k6;

- внутреннего кольца подшипника промежуточного вала 35 k6;

- внутреннего кольца подшипника ведомого вала 45 k6;

- зубчатое колесо тихоходной ступени на вал 50 Н7/р6;

- распорная втулка на ведущий вал 24 Н9/h9;

- зубчатое колесо быстроходной ступени на вал 36 Н7/р6;

- распорной втулки на промежуточный вал 35 Н9/h9;

- распорной втулки на ведомый вал 50 Н9/h9;

- наружные кольца подшипников с корпусом редуктора 47 Н7, 72 Н7,

85 Н7.

- на валах под манжетные уплотнения h8,

- крышек подшипников H7/h8.

14. Выбор смазки

В настоящее время в машиностроении для смазывания передач широко применяется наиболее простой способ -- погружение зубчатых колес в ванну с жидким маслом, так называемая картерная смазка.

Предельно допустимая глубина погружения колес в масляную ванну обусловлена минимальными затратами на перемешивание и разбрызгивание масла. В цилиндрических редукторах уровень масла в ванне должен обеспечивать смазывание зубьев конических колес по всей длине зуба и на всю его высоту. Для повышения стойкости зубьев против заедания желательно применить масло высокой вязкости.

Наиболее благоприятные условия работы подшипников качения редукторов общего назначения создаются при смазке их масляным туманом, создаваемым за счет разбрызгивания масла вращающимися зубчатыми колесами. При этом хорошо отводится теплота, очищается подшипник от продуктов износа, оказывается малое сопротивление вращению.

Для данного редуктора рекомендуется применить такое недорогое и широкодоступное трансмиссионное масло как нигрол.

15. Выбор муфты

Тип муфты выбирают в соответствии с предъявляемыми к ней требованиями в приводном устройстве.

Размеры муфт зависят от величины передаваемого крутящего момента. При подборе стандартных муфт учитывают также диаметр концов валов, которые они должны соединять.

На ведомый вал, на основании рекомендации в литературе, ставим муфту упругую втулочно-пальцевую муфту ГОСТ 21424-75. [5]

Подбираем муфту по величине крутящего момента

Тр = KрТном, (165)

где Kр - коэффициент, учитывающий режим работы привода, по рекомендации литературы [4, стр. 200] для цепных транспортеров, принимаем Kр = 1,2;

Тр = 48,2 · 1,2 = 57,8 Н·м.

Выбираем муфту с номинальным крутящим моментом Ткр = 63 Н·м.

16. Порядок сборки редуктора

Перед сборкой внутреннею полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.

Сборку производят в соответствии с чертежом общего вида редуктора, начиная с узлов вала:

- в ведущий вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала, затем надевают распорную втулку, маслоудерживающее кольцо и устанавливают подшипники, нагретые в масле;

- сборку промежуточного вала производят аналогично.

Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывают предварительно поверхность стыка крышки и корпуса спиртовым лаком.

После этого на ведомый вал надевают распорное кольцо, в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку, ставят крышку подшипников с комплектом металлических прокладок, регулируют тепловые зазоры. Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают сальниковые уплотнения. Проверяют проворачиваемость валов, отсутствие заклинивания подшипников и закрепляют крышки винтами.

Далее на конец ведомого вала в шпоночную канавку закладывают шпонку и закрепляют ее торцевым креплением. Винт торцевого крепления стопорят специальной планкой.

Затем ввинчивают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловой маслоуказатель. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой, закрепляют болтами.

Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытаниям на стенде по программе, установленным техническими условиями.

Литература

1. Врублевская В. И. Детали машин и основы конструирования. Курсовое проектирование: учеб пособие / В.И. Врублевская, В.Б. Врублевский - Гомель: УО «БелГУТ», 2006. - 433 с.

2. Иванов М. Н. Детали машин: Учебник для студентов высших технических учебных заведений - 5-е изд., перераб. - М.: Высшая школа, 1991. - 383 с.: ил.

3. Врублевская В. И. «Детали машин и основы конструирования» Учебное пособие по курсовому проектированию для студентов механических специальностей вузов железнодорожного транспорта. Ч. 3/ БелГУТ-Гомель:1991.

4. Курсовое проектирование деталей машин: Справ. пособие. Часть 1[А.В. Кузьмин, Н.Н. Макейчик, В.Ф. Калачев и др.]. - Мн.:Выш. Школа, 1982. -208с.,ил.

5. Курсовое проектирование деталей машин: Справ. пособие. Часть 2[А.В. Кузьмин, Н.Н. Макейчик, В.Ф. Калачев и др.]. - Мн.:Выш. Школа, 1982. -208с.,ил.

6. Бейзельман Р. Д., Цыпкин Б. В., Перель Л. Я. «Подшипники качения. Справочник.» Изд - 6-е, перераб. и доп. М.: Машиностроение, 1975.

7. Чекмарев А.А., Осипов В.К. Справочник по машиностроительному черчению. - 2-е изд., перераб. М.: Высш. шк.; Изд. центр «Академия», 2001. - 493с.:ил.

Размещено на Allbest.ru

...