Расчет и проектирование механического привода

Размещено на http://www.allbest.ru/

Содержание

Введение

1. Расчет и конструирование

1.1 Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода

2. Расчет клиноременной передачи

3. Расчет зубчатых колес редуктора

3.1 Выбор твердости, термической обработки и материала зубчатых

колес

3.2 Проектировочный расчет зубчатой передачи

3.3 Проверочные расчеты

3.3.1 Проверка контактных напряжений

3.3.2 Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба

4. Предварительный расчет валов редуктора

5. Конструктивные размеры шестерни и колеса

6. Конструктивные размеры корпуса редуктора

7. Компоновка редуктора

8. Проверка долговечности подшипников

9. Проверка прочности шпоночных соединений

10. Уточненный расчет валов

11. Посадки зубчатых колес, шкива и подшипников

12. Выбор сорта масла

13. Сборка редуктора

14. Подбор муфты

15. Техника безопасности при эксплуатации механического привода технологического оборудования

Заключение

Список использованной литературы

Введение

Механический привод предназначен для передачи мощности от двигателя к рабочей машине. Кинематическая схема привода может включать, помимо редуктора, открытые зубчатые передачи, цепную или ременную передачу.

Редуктором называется механическое устройство, состоящее из зубчатых или червячных передач, выполненных в виде отдельного агрегата. Назначение редуктора - понижение угловой скорости и повышение вращательного момента ведомого вала по сравнению с ведущим. Устройства для повышения угловой скорости, выполненные в виде отдельных агрегатов, называют ускорителями или мультипликаторами.

Редуктор состоит из корпуса, в котором помещают элементы передачи: зубчатые колеса, валы, подшипники и др. В отдельных случаях в корпус редуктора помещают также устройства для смазки зацепления и подшипников или устройства для охлаждения редуктора.

Механический привод применяется в различных областях промышленности. Так, например, в горной промышленности механический привод используется в машинах горного оборудования, буровых установках, транспортных и других устройствах, в химической промышленности, в частности при производстве тугоплавких неметаллических материалов, - для конвейеров, мельниц, вращающихся печей.

В задании на курсовое проектирование предложен механический привод, состоящий из двигателя, клиноременной передачи, одноступенчатого вертикального редуктора с косозубыми зубчатыми колесами. Косозубые колеса по сравнению с прямозубыми имеют большую нагрузочную способность, отличаются плавностью и бесшумностью работы, но возникающие в косозубом зацеплении осевые силы являются дополнительными нагрузками на опоры.

1. Расчет и конструирование

1.1 Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода

Общий механический КПД привода определяется при последовательной схеме соединения элементов как произведение отдельных КПД:

Из таблицы 1 принимаем средние значения КПД: з_рем = 0,94…0,96 - КПД клиноременной передачи, з_зуб = 0,96…0,98 - КПД зубчатой передачи, з_подш = 0,99…0,995 - КПД пары подшипников качения, з₄ = 0,985…0,995 - КПД муфты компенсирующей. Принимаем з_рем =0,95; з_зуб=0,97; з_подш=0,995; з_муфты=0,99.

Тогда

.

После определения оцениваем требуемую мощность электродвигателя

Р_1тр = Р₃ / зобщ = 6,2/0,898 = 6,9 кВт.

Выбор электродвигателя ведут не только по требуемой мощности, но и по частоте вращения, для чего необходимо определить по рекомендациям общее передаточное отношение общ. рем. зуб. Рекомендуют рем. 2..4, зуб.2,5..6,3.

Принимаем рем. 3, зуб.=5.

Тогда

общ. 5 * 5=15.

Требуемые обороты электродвигателя. n_1треб. = n₃·общ.= 120 · 12,5 = 1500 об/мин.

Как правило, в общем машиностроении используются трехфазные асинхронные двигатели переменного тока с короткозамкнутым ротором (табл.2), имеющие следующий ряд синхронных скоростей: 3000, 1500, 1000, 750 об/мин. Под нагрузкой частота вращения ротора несколько падает.

По таблице 2 выбираем электродвигатель 4А112М2УЗ

Рдвиг = 7,5квт, nдвиг = 2900 об/мин.

Общее требуемое передаточное отношение

общ = nдвиг/nвых = 2900/190 = 15,26.

Принимаем зуб из стандартного ряда для зубчатых передач:

1-й ряд - 1 1,25 1,6 2,0 2,5 3,15 4,0 5,0 6,3 8,0

2-й ряд - 1,12 1,4 1,8 2,24 2,8 3,55 4,5 5,6 7,1 9,0

Первый ряд предпочтительней второго. Рекомендуемые значения от 2,5 до 6,3. В дальнейшем при установлении Z1 и Z2 фактическое передаточное число зуб не должно отличаться от стандартного более чем на 2,5% при 4,5 и не более чем на 4% при 4,5.

Стандартов на рем. Ременной передачи нет, но зато есть стандарт на диаметры шкивов. При выбранных диаметрах шкивов фактическое рем. Не должно отличаться от заданного более чем на 4%. Рекомендуетсязуб = (1,5..2) ·рем. Принимаем зуб = 5, тогда рем = общ/зуб = 15,26/5 = 3,052.

Частота вращения каждого вала, об/мин:

Проверка .

Угловая скорость каждого вала 1/с:

Мощность на каждом валу, кВт:

Р₁ = Р_1тр = 6,9 кВт;

Р₂ = Р₁•з_рем•з_муфты = 6,9•0,97•0,99 = 6,6 кВт;

Р₃ = Р₂•з_общ = 6,9•0,898 = 6,2кВт.

Крутящие моменты на каждом валу, Н•м:

.

2. Расчет клиноременной передачи

Исходные данные для расчета: передаваемая мощность Р_тр=Р₁= 7,75 кВт; частота вращения ведущего (меньшего) шкива n₁= n_дв= 1460 об/мин; общее передаточное отношение общ =12,16; коэффициент упругого скольжения ремня е = 0,02; вращающий момент на ведущем валу Т₁= 50,7 Н•м.

Выбор сечения ремня

Сечение ремня выбирается по величине вращающего момента на малом (ведущем) шкиве. Для вращающего момента Т₁= 50,7 Н•м выбираем ремень нормального сечения “А” по ГОСТ 1284-80 (таблица 4)

Рис. 1.

Площадь сечения Ар = 81 мм²,

расчетная длина l_p = 11 мм,

максимальная ширина W=13 мм;

высота сечения ремня h= 8 мм;

масса 1 м погонной длины ремня qm

0,10 кг/м.

Расчет диаметров шкивов

Расчетный диаметр малого шкива вычисляем по формуле Северина:

где Т₁= 50,7 Н•м, 40 - коэффициент для клиновых ремней нормального сечения.

Принимаем из стандартного ряда D₁ = 160 мм.

Расчетный диаметр большего шкива:

D_р2 = d₁• рем (1 - е)

где е - относительное скольжение (е = 0,01...0,02), принимаем е = 0,02, тогда

D_р2 = 160•2,5(1-0,02) = 392 мм.

Расчетный диаметр большего шкива D_р2 округляем до стандартного значения. Принимаем из стандартного ряда D₂ = 400 мм.

Фактическое передаточное отношение

рем._ф= D₂/D₁(1 - е) = 400/160(1 - 0,02) = 2,55.

Расхождение рем фактического передаточного числа рем._ф с ранее принятым рем составляет:

= |рем_ф -рем / рем |•100% = (2,55 - 2,5)/2,5•100% = 2% 4%,

что допустимо.

При выбранном диаметре шкива величина окружной скорости

Vрем = d1 •/2•1000 = 12,22 [30] м/с.

Межосевое расстояние

Межосевое расстояние a_p принимаем в интервале а_min ? a_p ? a_max:

а_min= 0,55•(D₁ + D₂) + Т₀ = 0,55•(140 + 315) + 17 = 267 мм;

a_max=2•(D₁ + D₂) = 2•(140 + 315) = 910 мм.

267 ? a_p ? 910

Принимаем а_р=500 мм.

Расчетная длина ремня

L_p = 2•а + 0,5•р•(D₁ + D₂)+(D₂ - D₁)²/4а = 2•500 + 0,5•3,14•(140+315) + (315 -140)²/4•500 = 1742 мм.

Принимаем из стандартного ряда (стр. 13[1]) L=1800 мм.

Уточненное значение межосевого расстояния

Уточненное значение межосевого расстояния a с учетом стандартной длины ремня L

где щ = 0.5•3.14•(140+315) =714 мм;

y = (D₂ - D₁)² = (315 - 140)² = 30625 мм.

Угол обхвата меньшего шкива

б₁ = 180⁰ - 57•(D₂ - D₁)/а = 180⁰ - 57•(315 - 140)/533 = 161⁰.

Коэффициент режима работы

Коэффициент режима работы, учитывающий условия эксплуатации передачи технологического оборудования: С_р = 1,1 (табл. 1.5 [1]), средний режим, 2 смены.

Коэффициент, учитывающий влияние длины ремня

Коэффициент, учитывающий влияние длины ремня (табл. 1.6 [1]), для ремня сечением Б= 133 мм², L=1800 мм: С_L=1,09.

Коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата

С_б = 1 - 0,003•(180⁰ - б₁) = 1 - 0,003•(180⁰ - 161⁰) = 0,94.

Коэффициент, учитывающий число ремней в передаче

Коэффициент, учитывающий число ремней в передаче, С_z=0,9 (п. 1.2.10 [1]).

Число ремней в передаче

Где Р = Р₁ = 10,4 кВт - предаваемая мощность передачи, Р₀ = 3,5 кВт - номинальная мощность, передаваемая одним клиновым ремнем (табл. 1.7 [1]). Принимаем z =4.

Предварительное натяжение ветви клинового ремня

F₀ = (850•P•C_p•C_L)/(Z•х•C_б) + и•х² = (850•10,4•1,1•1,09)/(4•10,6•0,94) + 0,18•10,6² = 268 Н;

х = D₁•щ₁/2000 = 140•151,45/2000 = 10,6 м/с 50 м/с,

где х - окружная скорость для ремня сечения А,

и - коэффициент, учитывающий влияние центробежных сил, и = 0,1 Н•с²/м² (п. 1.2.13 [1]).

Давление на валы

Рис. 2

F_в = 2• F₀•Z•(sinб₁/2) = 2• 268•4•(sin161⁰/2) = 2114 Н.

Ширина шкива В_ш.

В_ш = (Z-1)•е + 2•f = (4-1)•19 + 2•12,5 = 82 мм,

где f = 12,5 мм, е = 19,0 мм (табл. 1.9 [1]).

3. Расчет зубчатых колес редуктора

3.1 Выбор твердости, термической обработки и материала зубчатых колес

Так как в задании нет особых требований к габаритам передачи, то в приводах общего назначения для изготовления зубчатых колес редуктора выбираем материалы со средними механическими характеристиками с твердостью НВ?350. При таких условиях на практике применяется один из вариантов (стр. 18 [1]) термической обработки (т.о.). Принимаем т.о. колеса - улучшение, твердость НВ 235...262; т.о. шестерни -- улучшение, твердость НВ 269...302. Материал сталей: для шестерни -- сталь 40ХН, термообработка -- улучшение, твердость 280 НВ; для колеса -- сталь 45, термообработка -- улучшение, но твердость на 50 единиц ниже (косозубая передача), т.е. 200 НВ.

Допускаемые контактные напряжения

у_{H adm} = у_{H lim b} • K_HL • Z_R • Z_х / S_{H adm},

где у_{H lim b} - предел контактной выносливости при базовом числе циклов (табл. 1.10 [1]) для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев менее 350 НВ и термической обработкой - улучшение: у_{H lim b adm} = 2 • НВ + 70; S_{H adm} - коэффициент безопасности, S_{H adm} = 1,1, так как материал с однородной структурой; Z_R - коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей зубьев, Z_R = 0,95(R_a = 2,5...1,25); Z_х - коэффициент, учитывающий окружную скорость передачи, Z_х = 1 (для х ? 5 м/с); K_HL -коэффициент долговечности, определяется в зависимости от N_H0 - базовое число циклов напряжений, соответствующее пределу выносливости (N_H0 = 30 • H^2,4 НВ ? 120•10⁶) и N_HE - эквивалентное число циклов переменных напряжений.

При постоянной нагрузке и зацеплении с одним колесом N_HE = 60•t_ч•n, где t_ч - полное число часов работы передачи за расчетный срок службы; n - частота вращения вала зубчатого колеса.

Тогда

у_{H lim b1} = 2•280 + 70 = 630 МПа;

у_{H lim b2} = 2•200 + 70 = 470 МПа;

При N_HE1/N_H01 >1 коэффициент долговечности равен K_HL = 1.

Для косозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение

у_{H adm} = 0,45•(у_{H1 adm} + у_{H2 adm});

для шестерни

у_{H1 adm} = 630•0,95•1•1/1,1 = 544 МПа;

для колеса

у_{H2 adm} = 470•0,95•1•1/1,1 = 406 МПа.

Расчетное допускаемое контактное напряжение

у_{H adm} = 0,45•(544 + 406) = 425 МПа.

Требуемое условие у_{H adm} = 425 МПа 1,23•у_{H2 adm} =1,23•406=500 МПа выполнено.

3.2 Проектировочный расчет зубчатой передачи

Для редукторов общего назначения с внешним зацеплением определяем межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев

где для косозубых колес К_а = 43; u = u₂ - передаточное число редуктора; Т₃ - крутящий момент на валу колеса, Н•мм; ш_ba - коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию, для передачи косозубой принимаем ш_ba = b/а_щ = 0,394; К_Hв - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, определяется через вспомогательный коэффициент ш_bd = ш_ba•(u+1) / 2 = 0,4•(4,5+1)/2 = 1,1, по графику (рис. 1.1[1]).

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66 а_щ = 180 мм.

Нормальный модуль зацепления

m_n = (0,01 0,02) • а_щ = (0,01 0,02)•180 = 1,8 3,6 мм, принимаем по ГОСТ 9563-60 m_n = 3 мм.

Предварительно принимаем угол наклона зубьев в = 10°.

Определяем число зубьев шестерни и колеса

Принимаем Z₁ = 22; Z₂ = Z₁ • u₂ = 22 • 4,5 = 99

Уточнение значение угла наклона зубьев в:

в = 14,48°.

Основные размеры шестерни и колеса:

- диаметры делительные

d₁ = (m_n/cosв)•Z₁ =(3/0,9666)•19 = 58,97 мм,

d₂ = (m_n/cosв)•Z₂ =(3/0,9666)•97 = 301,03 мм;

- проверка а_щ = (d₁ + d₂)/2 = (58,97 + 301,03)/2 = 180,00 мм;

- диаметры выступов зубьев

d_a1 = d₁ + 2•m_n= 58,97 + 2•3 = 64,97 мм,

d_a2 = d₂ + 2•m_n= 301,03+ 2•3 = 307,03 мм;

- диаметры впадин

d_f1 = d₁ - 2,5•m_n= 58,97 - 2,5•3 = 51,47 мм,

d_f2 = d₂ - 2,5•m_n= 301,03 - 2,5•3 = 293,53 мм,;

- ширина колеса b₂ = ш_ba•а_щ = 0,394•180,00 = 70,92 мм, принимаем b₂ = 71 мм;

- ширина шестерни b₁ = b₂ + 5 мм = 71 + 5 = 76 мм.

Окружная скорость колес и степень точности передачи:

х = (щ₂•d₁)/2 = (70,77•10^-3•58,97)/2 = 2,08 м/с.

Здесь щ₂ - угловая скорость вала шестерни.

При такой скорости для косозубых колес принимают 8-ю степень точности по ГОСТ 1643-81.

Силы, действующие в зацеплении:

окружная F_t =(2•T₂)/d₁ = (2•139,6•10³)/58,97 = 4734 Н;

радиальная F_r = F_t•(tgб/cosв) = 4734•(tg20⁰/0,9666) = 1782 Н;

осевая F_a = F_t•tgв = 4734•tg 14°48' = 1250 Н.

3.3 Проверочные расчеты

3.3.1 Проверка контактных напряжений

Действующее в передаче контактное напряжение

где Z_H - коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев, Z_H = в - основной угол наклона зуба; б - угол зацепления, б = 20°.

Коэффициент Z_М учитывает механические свойства материалов сопряженных колес. Для зубчатой передачи со стальными зубчатыми колесами Z_М = 190.

Коэффициент Z_е учитывает суммарную длину контактных линий. При е_в < 0,9 Z_е = при е_в > 0,9 Z_е =

Коэффициент торцевого перекрытия

е_б = [1,88 - 3,2(1/Z₁ + 1/Z₂)]•cosв = [1,88 - 3,2(1/22 + 1/99)]•0,96 = 1,62.

Коэффициент осевого перекрытия

е_в = b₂•sinв/р•m_n = 71•sin14,48/3,14•2 = 2,04.

Тогда Z_е =

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, К_Hб = 1,12 (табл. 1.16 [1]).

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении

К_Hх = 1 + щ_Hх•b₂/F_t•К_Hб•К_Hв, где щ_Hх -- удельная окружная динамическая сила, Н/мм.

Коэффициенты д_Н = 0,02; g₀ = 5,6; окружная скорость х = 2,08 м/с. Тогда

К_Hх = 1 + 1,47•71/4734•1,05•1,08 = 1,02.

Контактное напряжение

Ду = [(у_{H adm} - у_H)/ у_{H adm}] •100% = [(428 - 421)/ 428]•100% = 1,6 %.

Допускаемое максимальное контактное напряжение

у_{H adm max} = 2,8•у_t = 2,8•690 = 1932 МПа,

где у_t = 690 МПа (табл. 1.10[1])- предел текучести.

3.3.2 Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба

Условие выносливости по напряжениям изгиба имеет вид

у_F = (F_t•К_F•Y_F•Y_в•К_Fб)/(b•m_n) ? у_{F adm},

здесь коэффициент нагрузки К_F = К_Fв•К_Fх, где К_Fв - коэффициент концентрации нагрузки, по табл. 1.18 [1] К_Fв = 1,3; К_Fх - коэффициент динамичности, по табл. 1.19 [1] К_Fх = 1,3.

Таким образом, К_F = 1,3•1,3 = 1,69.

Коэффициент Y_F, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев z_х:

- для шестерни z_х1 = z₁/cos³ в = 22/0,96³ = 24;

- для колеса z_х2 = z₂/cos³ в = 99/0,96³ = 108;

Определяем интерполяцией:

Y_F1 = 3,8 и Y_F2 = 3,6.

Допускаемое напряжение на выносливость зубьев при изгибе

у_{F adm} = у_{F lim b}•К_FL•K_FC•/S_{F adm}.

По табл. 1.10 [1] для стали 45 улучшенной при твердости Н ? 350 НВ

у_{F lim b} = 1,8 НВ.

Для шестерни у_{F lim b} = 1,8•280 = 504 МПа.

Для колеса у_{F lim b} = 1,8•200 = 360 МПа.

Коэффициент безопасности

S_{F adm} = S'_{F adm}•S”_{F adm}

где S'_{F adm} - коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала зубчатых колес, для стали улучшенной S'_{F adm} = 1,75; S”_{F adm} - коэффициент, учитывающий способ получения заготовок зубчатых колес, для поковок S”_{F adm} = 1, тогда: S_{F adm} = S'_{F adm}•S”_{F adm}

S_{F adm} = 1,75•1 = 1,75.

Эквивалентное число циклов напряжений N_F0 = 4•10⁶, базовое число циклов напряжений:

N_FE1 = 60•n₂•t_ч = 60•676,16•60•10³= 2434•10⁶;

N_FE2 = 60•n₃•t_ч = 60•150•60•10³= 540•10⁶;

Так как N_FE1 > N_FE2, то коэффициент долговечности К_HL = 1. Коэффициент

К_FC = 1 - одностороннее действие нагрузки.

Допускаемые напряжения: для шестерни у_{F1 adm} = 504•1•1/1,75 = 288 МПа; для колеса у_{F2 adm} = 360•1•1/1,75 = 206 МПа.

Находим отношение у_{F adm}/Y_F: для шестерни 288•1•1/3,8 = 76 МПа; для колеса 206•1•1/3,6 = 57 МПа.

Расчет ведем для зубчатого колеса, у которого найденное отношение меньше, т.е. для колеса.

Определяем коэффициенты Y_в и К_Fб:

Y_в = 1 - (в/140) = 1 - (14,48/140) = 0,897,

где в = 14,48° - угол наклона делительной линии зуба; К_Fб - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями при упрощенных расчетах, К_Fб = [4+(_б-1)•(n-5)]/(4•_б) = [4+(1,62-1)•(8-5)]/(4•1,62) = 0,98.

Поверка прочности зуба колеса:

у_F2 = (F_t•К_F•Y_F2•Y_в•К_Fб)/(b₂•m_n) ? у_{F adm};

у_F2 = (4734•1,69•3,6•0,897•0,98)/(71•3) = 118,87 < 206 МПа.

Максимальное допускаемое напряжение

у_{F adm max} = 0,8•у_в = 0,8•690 = 552 МПа.

Так как кратковременная нагрузка передачи больше номинальной в 1.6 раза, то

у_{F max} = 1,6•у_F = 0,8•206 = 329 МПа.

у_{F max} < у_{F adm max} = 552 МПа.

Условие прочности выполнено.

4. Предварительный расчет валов редуктора

Предварительный расчет валов проводим на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Диаметр выходного конца вала при допускаемом напряжение
ф_{k adm} = 25 МПа:

Округляем до ближайшего значения из стандартного ряда, d_в1 = 34 мм.

Диаметр вала под подшипником с учетом несъема шпонки: d_n1 =d_в1 + 2t = 34 + 2•3,3 = 40,6 мм, где t - высота заплечика для цилиндрического конца вала (табл. 1.20 [1]), принимаем d_n1 = 40 мм (стр. 32 [1]). Диаметр вала под шестерней: d_ш = d_n1 + 5 = 40 + 5 = 45 мм.

Вал-шестерня выполняется в тех случаях, когда расстояние от впадины зуба до шпоночного паза - толщина обода д₀ < 2,5m, т.е. 0,5•(d_f1 - d_ш ) - t₂ < 2,5m, где t₂ - глубина шпоночного паза в отверстии шкива или полумуфты (табл. 1.21 [1])

0,5•(51,47 - 45) - 3,8 = 2,1 мм < 7,5.

Шестерню выполняем заодно целое с валом.

Длины участков валов различного диаметра назначают, согласуя с шириной ступиц подшипников, уплотнений, шестерни и колеса, толщиной стенок корпуса редуктора и крышек, а также с принятыми расстояниями между вращающимися деталями (шкив, шестерня и колесо) и неподвижными корпусом и крышками. Диаметры остальных участков валов назначают исходя из конструктивных соображений.

Ведомый вал

Рис. 3

Диаметр выходного конца вала при допускаемом напряжение ф_{k adm} = 25 МПа:

Принимаем большее ближайшее значение из стандартного ряда d_в2 = 50 мм.

Диаметр вала под подшипником d_n2 =1,1• d_в2 = 55 мм (стр. 124 [3]).

Диаметр вала под зубчатым колесом d_к2 =1,1• d_n2 = 60,5 принимаем d_к2 = 60 мм.

Длина участка вала под уплотнением и шарикоподшипником

l_кп2 = (1,2…1,3)•d_n2 = (1,2…1,3)•55 = 66…71,5. Принимаем l_кп2 = 70 мм.

Диаметр буртика для упора колеса d_бк принимаем ближайшим стандартным, удовлетворяющим условию: d_бк d_к2 + 3•f, d_бк = 60 + 3•1,5 = 64,5 мм принимаем

d_бк = 65 мм.

Диаметры остальных участков валов назначаем из конструктивных соображений при компоновке редуктора.

5. Конструктивные размеры шестерни и колеса

Рис. 4 Рис. 5

Шестерню выполняем заодно с валом, ее размеры определены выше.

Диаметр ступицы d_ст =1,6•d_к2 = 1,6•60 = 96 мм; принимаем d_ст = 95 мм; длина ступицы l_ст = 1,2•60 = 72 мм; принимаем l_ст = 75 мм. Толщина обода д₀ = (2,5...4)•m_n = 3•3 = 9 мм.

Толщина диска С = 0,3•b₂ = 0,3•71 = 21 мм.

6. Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщина стенок корпуса и крышки:

д = 0,025•а_щ + (2...5) = 0,025•180 + (2...5) = 6,5...9,5 мм,

принимаем д = 8 мм;

д₁ = 0,02•а_щ + (2...5) = 0,02•180 + (2...5) = 5,6...9,6 мм,

принимаем д₁ = 8 мм.

Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:

- верхнего пояса корпуса и пояса крышки

b = 1,5•д = 1,5•8 = 12 мм; b₁ = 1,5•д₁ = 1,5•8 = 12 мм;

- нижнего пояса корпуса

р = 2,35•д = 2,35•8 = 18,8 мм, принимаем р = 20 мм.

Толщина ребер основания корпуса и крышки:

m = (0,85…1)•д = 6,8…8; m₁ = (0,85…1)•д₁ = 6,8…8;

принимаем m = 8 мм, m₁ = 8 мм.

Диаметры болтов:

- фундаментных

d₁ =(0,03...0,036)•а_щ + 12 = (0,03...0,036)•180 + 12 = 17,4…18,48 мм,

принимаем болты с резьбой М 20;

- крепящих крышку к корпусу подшипников

d₂ =(0,7...0,75)•d₁ = (0,7...0,75)•20 = 14…15 мм,

принимаем болты с резьбой М 16;

- соединяющих крышку с корпусом

d₃ =(0,5...0,6)•d₁ = (0,5...0,6)•16 = 8…9,6 мм,

принимаем болты с резьбой М 8.

Рис. 6

7. Компоновка редуктора

Компоновочный чертеж выполняем в одной проекции -- разрез по осям валов в масштабе 1:1.

Намечаем межосевое расстояние относительно осей валов, вычерчиваем упрощенно шестерню и колесо.

Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса:

а) принимаем зазор между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса А₁ = 1,2•д = 1,2•8 = 9,6 мм, принимаем А₁ = 10 мм; при наличии ступицы зазор берется от торца ступицы;

б) принимаем зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса А = д = 8 мм. Предварительно намечаем радиальные шарикоподшипники для ведущего вала средней серии, для ведомого вала легкой серии, габариты подшипников выбираем по диметру вала в месте посадки подшипников d_n1 =40 мм и d_n2 =55 мм. Из таблицы 1.26 [1] имеем:

Условные обозначения подшипников	Размеры, мм	Грузоподъемность, кН
	d	D	В	CС	С0
308	40	90	23	41,0	22,4
211	55	100	21	43,6	25,0

Решаем вопрос о смазывании подшипников. Принимаем для подшипников пластичный смазочный материал (х < 3,0 м/с). Для предотвращения вытекания смазки внутрь корпуса и вымывания пластичного смазочного материала жидким маслом из зоны зацепления устанавливаем мазеудерживающие кольца. Их ширина определяется размером у = 8...12 мм, принимаем у = 12 мм. Толщина фланца крышки подшипника Д = d_б = 10 мм, где d_б - диаметр болта, равный d₄. Диаметр фланца крышки D_кр1 = D_n1+ 4,4•d₄ = 100 + 4,4•10 = 144 мм. Высоту головки болта принимаем 0,7•d₄ = 0,7•10 = 7 мм. Устанавливаем зазор между болтом и торцом шкива в 10 мм.

8. Проверка долговечности подшипников

Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов

Ведущий вал.

Из предыдущих расчетов имеем: F_b =2114 Н; F_t =4734 Н; F_r = 1782 Н; F_a = 1250 Н.

Определение опорных реакций:

- в плоскости ХZ

- в плоскости YZ

Проверка:

Суммарные реакции:



Подбираем подшипники по более нагруженной опоре.

Проверяем на долговечность ранее принятый шариковый подшипник

308: d = 40 мм, D = 90 мм, В = 23 мм, С =41,0 кН, С₀ = 22,4 кН.

Эквивалентная нагрузка

Р_э = (Х•V•Р_rА + Y•Р_а)•К_д•К_t,

в которой радиальная нагрузка Р_rА = 3668 Н; осевая нагрузка Р_а = F_а = 1250 Н, V=1 (вращается внутреннее кольцо); коэффициент безопасности для приводов конвейеров, транспортеров и другого технологического оборудования К_Т = 1. Отношение F_а/C₀ = 1250/22,4•10³ = 0,055; этой величине (по табл. 1.28[1]) соответствует е ? 0,26. Отношение Р_а/Р_rА = 1250/3668 = 0,34 > е; Х = 0,56; Y = 1,73. Тогда Р_э = (0,56•1•3668 + 1,73•1250)•1•1 ? 4217 Н.

Расчетная долговечность

расчетная долговечность

Ведомый вал

Несет такие же нагрузки, как и ведущий вал: F_t =4734 Н; F_r = 1782 Н; F_a = 1250 Н.

Опорные реакции:

- в плоскости ХZ

- в плоскости YZ

Проверка:

Суммарные реакции:

Проверяем подшипник на более нагруженной опоре. Шариковые радиальные подшипники 211 легкой серии (табл. 1,26 [1]): d = 55 мм, D = 100 мм, В = 21 мм, С = 43,6 кН, С₀ = 25,0 кН. Отношение F_а/C₀ = 1250/25,0 •10^-3 = 0,05; этой величине (по табл. 1.28[1]) соответствует е ? 0,25. Отношение Р_а/Р_rD = 1250/3101 = 0,4 > е; Х = 0,56; Y = 1,8.

Тогда Р_э = (0,56•1•3101 + 1,8•1250)•1•1 ? 4385 Н.

Расчетная долговечность

расчетная долговечность

Для зубчатых редукторов ресурс работы подшипников не должен быть менее 10000 ч (номинально допустимая долговечность подшипника).

Следовательно, выбранные подшипники удовлетворяют этому условию.

Для построения эпюр изгибающих и крутящих моментов необходимо определить усилия, действующие

- на ведущий вал:

- на ведомый вал:

9. Проверка прочности шпоночных соединений

Рис. 7

Шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок -- по ГОСТ 23360-78 [3, табл. 8.9]. Материал шпонок -- сталь 45 нормализованная. Напряжения смятия и условие прочности:

у_см = (2•Т)/[d•(h - t₁)•(l - b)] ? у_{см adm}.

Допустимые нормальные напряжения смятия при стальной ступице у_adm = 100...120 МПа, при чугунной у_adm = 50...70 МПа.

Ведущий вал: Из двух шпонок более нагружена шпонка под шкивом, так как диаметр вала под шкивом меньше диаметра вала под шестерней. Проверяем на прочность шпоночное соединение под шкивом: d = d_в1 = 34 мм, b = 10 мм, h = 8 мм, t₁ = 5 мм.

Длина шпонки l = 70 мм.

у_см = (2•139,6•10³)/[34•(8 - 5)•(70 - 10)] = 45,7 МПа.

Материал шкива - чугун Ч20.

Ведомый вал: Из двух шпонок - под зубчатым колесом и под полумуфтой - более нагружена вторая (меньше диаметр вала и поэтому меньше размеры поперечного сечения шпонки). Проверяем шпонку под муфтой: d = d_в2 = 50 мм, bh = 149 мм, t₁ = 5,5 мм. Длина шпонки l = 100 мм.

у_см = (2•605•10³)/[50•(9 - 5,5)•(100 - 14)] = 80,3 МПа > у_adm

Принимаем 2 шпонки.

у_см = (2•605•10³)/[50•2• (9 - 5,5)•(100 - 14)] = 40,15 МПа < у_adm

конструирование механизм деталь привод

10. Уточненный расчет валов

Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности S для опасных сечений и сравнении их с требуемыми (допускаемыми) значениями S_adm. Прочность соблюдается при S ? S_adm = 2,5.

Расчет производится для предположительно опасных сечений каждого из валов.

Ведущий вал

Материал вала тот же, что и для шестерни (шестерня выполнена насадной), т.е. сталь 40ХН, термическая обработка - улучшение. По табл. (1.9 [1]) при диаметре заготовки до 90 мм среднее значение у_в = 930 МПа.

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба

у_-1 = 0,43•у_в = 0,43•930 = 425 МПа.

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений

ф_-1 = 0,58•у_-1 = 0,58•425 = 246 МПа.

Сечение А - А. Это сечение нагружено при передаче вращающего момента от электродвигателя через клиноременную передачу. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки (табл. 1.31 [1]): К_у = 1,78 и К_ф = 1,68. Масштабные факторы е_у = 0,89 и е_ф = 0,78 (табл. 1.29 [1]). Коэффициенты ш_у = 0,2 и ш_ф = 0,1 (п. 1.10 [1]).

Изгибающий момент от клиноременной передачи: M_A-A = F_в•(В_ш/2) = 2114•(82/2) •10^-3 = 86,6 Н•м.

Момент сопротивления кручению

W_{k нетто} = [(р•d³)/16] - [b•t₁•(d -t₁)²/2•d] = [(3,14•34³)/16] - [10•5•(34-5)²/2•34] = 7,19•10³ мм³.

Момент сопротивления изгибу (табл. 1.27 [1])

W_нетто = [(р•d³)/32] - [b•t₁•(d -t₁)²/2•d] = [(3,14•34³)/32] - [10•5•(34-5)²/2•34] 3,33•10³ мм³.

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

ф_х = ф_m = Т₂/(2•W_{k нетто}) = (139,6•10³)/(2•7,19•10³) = 9,6 МПа.

Амплитуда нормальных напряжений изгиба

у_х = M_AA/W_нетто = 86,6•10³/3,33•10³ = 26 МПа,

среднее напряжение у_m = 0, так как осевая нагрузка на вал отсутствует.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

S_у = у_-1/[(K_у/е_у•в)•у_х + (ш_у•у_m)] = 425/[(1,78/(0,89•0,9))•26 + 0] = 7,4.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

S_ф = ф_-1/[(K_ф/е_ф•в)•ф_х + (ш_ф•ф_m)] = 246/[(1,68/0,78•0,9)•9,6 + (0,1•9,6)] = 9,6.

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А - А

S = (S_у•S_ф)/() = (7,4•9,6)/() = 9,1.

Сечение Б-Б. Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом d_n1 = 40 мм (табл. 1.32 [1]): К_у/е_у = 3,2 и K_ф/е_ф = 2,32; принимаем ш_у = 0,2 и ш_ф = 0,1.

Изгибающий момент М₁ = F_в•l₃ = 2114•93•10³ = 196,6 Н•м.

Осевой момент сопротивления

W = р•d³/32 = (3,14•40³)/32 = 8,95•10³ мм³.

Амплитуда нормальных напряжений

у_х = у_max = М₁/W = 194•10³/8,95•10³ = 21,6 МПа.

Полярный момент сопротивления

W_p = 2•W = 2•8,95•10³ = 17,9•10³ мм³.

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

ф_х = ф_m = ф_max/2 = T₂/2•W_p = (139,6•10³)/(2•17,9•10³ ) = 3,9 МПа.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

S_у = у_-1/[(K_у/е_у)•(1/в)•у_х] = 425/[(3,2•1/0,9)•21,6] = 5,6.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

S_ф = ф_-1/[(K_ф/е_ф•1/в)•ф_х + (ш_ф•ф_m)] = 246/[(1,68•3,9•1/0,9 + 0,1•3,9] = 24,4.

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения Б - Б

S = (S_у•S_ф)/() = (5,6•24,4)/() = 5,1.

Ведомый вал

Материал вала - сталь 45 нормализированная: у_в = 570 МПа. Пределы выносливости у_-1 = 0,43•570 = 246 МПа и ф_-1 = 0,58•246 = 142 МПа.

Сечение А-А. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки (табл. 1.31 [1]): К_у = 1,59 и К_ф = 1,49. Масштабные факторы е_у = 0,8 и е_ф = 0,68 (табл. 1.33 [1]). Коэффициенты ш_у = 0,2 и ш_ф = 0,1.

Суммарный изгибающий момент в сечении А-А:

M_A-A = = 226,3 Н•м.

Момент сопротивления кручению

W_{k нетто} = [(р•d³)/16] - [b•t₁•(d -t₁)²/2•d] = 40000 мм³.

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

ф_х = ф_m = Т₃/(2•W_{k нетто}) = (605•10³)/(2•40000) = 7,5 МПа.

Момент сопротивления изгибу (табл. 1.31 [1])

W_нетто = [(р•d³)/32] - [b•t₁•(d -t₁)²/2•d] = 18760 мм³.

Амплитуда нормальных напряжений изгиба

у_х = M_A-A/W_нетто = 226,3•10³/18760 = 12 МПа,

Среднее напряжение у_m = 0, так как осевая нагрузка на вал отсутствует.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

S_у = у_-1/[(K_у/е_у•в)•у_х + (ш_у•у_m)] = 246/[(1,59/0,8•0,9)•12 + 0] = 9,2.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

S_ф = ф_-1/[(K_ф/е_ф•в)•ф_х + (ш_ф•ф_m)] = 142/[(1,49/0,68•0,9)•7,5 + 0,1•7,5] = 5,9.

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А-А

S = (S_у•S_ф)/() = (9,2•5,9)/() = 4,6.

Сечение Б-Б. Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом d_п2 = 55 мм (табл. 1.32 [1]): К_у/е_у = 3,4 и K_ф/е_ф = 2,44; принимаем ш_у = 0,15 и ш_ф = 0,1.

Осевой момент сопротивления W = р•d³/32 = (3,14•55³)/32 = 21200 мм³.

Полярный момент сопротивления W_p = 2•W = 2•21200 = 42400 мм³.

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

ф_х = ф_m = ф_max = T₃/2•W_p = (605•10³)/(2•42400) = 7,1 МПа

Коэффициент запаса прочности

S = S_ф = ф_-1/[(K_ф/е_ф•1/в)•ф_х + (ш_ф•ф_m)] = 142/[(2,44/0,9) •7,1 + 0,1•7,1] = 7,3.

11. Посадки зубчатых колес, шкива и подшипников

Посадка зубчатого колеса на вал выполняется по системе отверстия Н7/р6 по ГОСТ 25347 - 82. Посадка шкива клиноременной передачи на вал редуктора Н7/h6. Посадка подшипников на валы L6/k6. Посадка подшипников в корпус редуктора Н7/l6.

12. Выбор сорта масла

Смазка зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 10 мм. Объем масляной ванны V определяется из расчета 0,25...0,5 дм³ на 1 кВт передаваемой мощности: V = (0,25...0,5)•9 = 2,25...4,5 л. Принимаем V_max = 4л.

По табл. 1.34 [1] устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях у_H = 780 МПа и скорости х = 2,08 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 50•10^-6 м²/с. По табл.1.35 [1] принимаем масло индустриальное И-50А (ГОСТ 20799 - 75).

Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом УТ-1, периодически пополняем его через крышки подшипников.

13. Сборка редуктора

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку производят в соответствии с чертежом общего вида редуктора, начиная с узлов валов.

На ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца и шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80-100 °С.

В ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают колесо до упора в бурт, затем устанавливают распорную втулку, мазеудерживающие кольца и шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80...100°С.

Собранный ведущий вал вставляют в подшипниковые гнезда крышки редуктора. Затем закладывают манжетное уплотнение в сквозную крышку подшипника, заполняют на 2/3 камеры подшипников ведущего вала пластической смазкой, крепят болтами крышки подшипников. Собранный ведомый вал укладывают в основание корпуса и устанавливают крышку корпуса с ведущим валом, поверхности стыка покрывают герметиком или спиртовым лаком, одновременно вводят в зацепление шестерню и колесо, при этом центровку осуществляют двумя коническими штифтами. Аналогичным образом, как и для ведущего вала, осуществляют установку крышек подшипников ведомого вала. Проверяют проворачиваемость валов, отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и окончательно затягивают винты крышек подшипников. Затем ввертывают пробку в маслоспускное отверстие с установкой прокладки. Вставляют жезловой маслоуказатель в его отверстие. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с установкой прокладки из технического картона, закрепляют крышку люка винтами. Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде.

14. Подбор муфты

По заданию предусмотрена установка на ведомом валу втулочно-пальцевой муфты, которую подбирают по расчетному крутящему моменту и диаметру выходного конца вала (ГОСТ 21424-75).

Расчетный вращающий момент

T_р = K•T_ном ? T_adm,

где К = 1,3 -- коэффициент, учитывающий условия эксплуатации (табл. 1.36 [1]); T_ном = T₃ = 605 Н•м. Тогда T_р = 1,3•605 = 787 Н•м.

По табл. 1.37 [1] выбираем муфту, у которой T_adm = 1000 Н•м, D = 220 мм, L = 226 мм, l = 110 мм.

15. Техника безопасности при эксплуатации механического привода технологического оборудования

Высокий уровень комплексной механизации технологических производств любых отраслей производства значительно облегчает условия труда, делает его более безопасным. Вместе с тем работа всего машинного агрегата в значительной степени зависит от отдельных деталей и узлов. Электромеханический привод состоит из электродвигателя, механических передач и муфт. При неисправностях (поломках) элементов привода создается опасность травмирования рабочих.

Наряду с традиционными причинами несчастные случаи при работе технологического оборудования происходят из-за неисправного технического состояния, недостаточной квалификации обслуживающего персонала, нарушения требований технической эксплуатации и правил техники безопасности, конструктивных недостатков оборудования, которые во многом зависят от качественного проектирования механического привода.

Решая вопрос о необходимом запасе прочности, конструктор должен учитывать сведения о материале, который предназначается для изготовления деталей, стоимость и степень ответственности детали. Если поломка детали может повлечь за собой кратковременную остановку оборудования с последующей быстрой заменой пришедшей в негодность детали, то запас прочности может быть небольшим. А если поломка детали может повлечь за собой тяжелую аварию с человеческими жертвами, то подход к определению запаса прочности должен быть уже иным. Так, при непрерывном технологическом процессе к элементам механического привода предъявляются очень высокие требования в надежности при эксплуатации.

Высокие требования предъявляются и к подъемно-транспортным машинам (ПТМ), находящихся в работе и на которые распространяются правила Гостехнадзора, согласно которым все механические узлы должны подвергаться техническому освидетельствованию (частично осуществляется через каждые 12 месяцев, полное - 1 раз в 3 года).

Статические испытания применяют для проверки прочности отдельных элементов механического привода. Оно проводится нагрузкой, на 25% превышающей номинальную, так как механические узлы и элементы привода состоят из деталей, на которые могут действовать нормальные, случайные и аварийные нагрузки. Нормальные нагрузки по величине и характеру соответствуют паспортным условиям работы машинного агрегата. По ним ведется расчет на долговечность. Случайные нагрузки - сочетания одновременно действующих на деталь нагрузок, которые возможны во время работы при исправных механизмах, правильном управлении и эксплуатации агрегата в очень тяжелых условиях. Они вызывают максимальные напряжения в детали.

Расчет детали на прочность ведут, исходя из этих нагрузок. Размеры, форма детали, материал и его обработка должны быть такими, чтобы напряжения, возникающие при работе детали от этих нагрузок, не превосходили допустимых величин. Аварийные нагрузки могут возникнуть в случае неисправной работы механизма или при нарушении правил управления и эксплуатации.

Таким образом, обеспечение безопасности при эксплуатации рабочих агрегатов машин, механизмов и механизированного инструмента в современных условиях требует все возрастающего внимания к вопросам улучшения конструктивных качеств машин и в первую очередь их механического привода.

Машину следует рассматривать не как самостоятельную, а как комплексную систему: параметры рабочих условий - рабочий орган - металлоконструкции - привод - человек.

Элементам привода необходимо уделять особое внимание при его проектировании с точки зрения надежности, долговечности, допускать удобную замену деталей и узлов, а также быть хорошо приспособленными к техническому обслуживанию, что гарантирует успех при решении вопросов техники безопасности при эксплуатации всей машины.

Заключение

В настоящее время ведется теоретическая и экспериментальная научная работа по углублению и уточнению общепринятых методик расчетов, проектирования и конструирования механизмов и деталей машин.

Целью этой работы является обеспечение заданной долговечности механизмов и деталей машин при минимальных затратах материалов, обеспечению наименьших производственных затрат и потерь, повышению КПД приводов и т.д. Значительные усилия и средства вкладываются в создание новых конструкционных материалов, технологических процессов изготовления деталей высокой прочности, выносливости и надежности. Широко в практику проектирования внедряются автоматизированные системы, позволяющие не только облегчить труд инженера, но и повысить качество проектирования, увеличить число оцениваемых вариантов конструкций и на этой основе оптимизировать конструкцию. Таким образом, наблюдается значительный прогресс в области проектирования изделий машиностроения. В связи с этим авторы постарались ввести в пособие современные методики и справочные данные, поэтому данное пособие может служить основой для изучения, анализа и проектирования приводов современных машин.

Библиографический список

1. Батиенков В.Т., Лепихова В.А., Пуресев А.И., Вильбицкая Н.А.Проектирование механических приводов производственного оборудования: учеб.пособие/ Юж.-Рос. гос. техн. ун-т (НПИ).-Новочеркасск: ЮРГТУ(НПИ),2011.-92с.

2. Иванов М.Н. Детали машин: Учеб. для студентов вузов / Под ред. В.А. Финогенова. - М.: Высш. шк., 1998. - 383 с.

3. Дунаев П.Ф., Леликов В.П. Конструирование узлов и деталей машин. -М.: Высш. шк., 1998. -447 с.

4. Гузенков П.Г. Детали машин: Учеб. пособие для студентов втузов. 3-е изд., перераб. и доп. - М.: Высш. шк., 1982. - 351 с.

5. Чернавский С.А. и др. Курсовое проектирование деталей машин. - М.: Машиностроение, 1988. - 416 с.

6. Расчет и проектирование деталей машин: Учеб. пособие для вузов. / К.П. Жуков, А.К. Кузнецова, С.И. Маслянникова и др.; Под ред. Г.П. Столбина и К.П. Жукова. - М.: Высш. шк., 1978. - 247 с.

Размещено на Allbest.ru

...