Размещено на http://www.allbest.ru

Техническое задание 16

Привод к тарельчатому питателю для формовочной земли

1 - коническая зубчатая передача, 2 - упругая муфта со звездочкой , 3 - двигатель, 4 - червячный редуктор, 5 - диск питателя, 6 - загрузочный бункер. машинный агрегат вал редуктор

Исходные данные

Окружная сила на диске F, кН 3,0

Скорость подачи земли v, м/с 0,70

Диаметр диска D, мм 800

Допускаемое отклонение

скорости поворота крана д, % 6

Срок службы привода L_г, лет 6

1Кинематическая схема машинного агрегата

1.1 Условия эксплуатации машинного агрегата

Проектируемый машинный агрегат служит приводом к тарельчатому питателю для формовочной земли и может использоваться на различных металлургических предприятиях различного направления. Привод состоит из электродвигателя, вал которого через упругую муфту соединен с ведущим валом червячного редуктора с нижним расположением червяка и открытой конической зубчатой передачи, на ведомый вал которой насажен диск питателя. Проектируемый привод работает в 1 смену в нереверсивном режиме. Характер нагрузки - с малыми колебаниями.

1.2 Срок службы приводного устройства

Срок службы привода определяется по формуле

L_h = 365L_ГК_Гt_cL_cK_c

где L_Г = 6 лет - срок службы привода;

К_Г - коэффициент годового использования;

К_Г = 300/365 = 0,82

где 300 - число рабочих дней в году;

t_c = 8 часов - продолжительность смены

L_c = 1 - число смен

К_с = 1 - коэффициент сменного использования.

L_h = 365·6·0,82·8·1·1 = 14400 часа

С учетом времени затрачиваемого на ремонт, профилактику и т.п. принимаем ресурс привода 12,5·10³ часов.

Таблица 1.1

Эксплуатационные характеристики машинного агрегата

Место установки	Lг	Lс	tс	Lh	Характер нагрузки	Режим работы
Заводской цех	6	1	8	12500	С малыми колебаниями	Нереверсивный

2.Выбор двигателя, кинематический расчет привода

2.1Определение мощности и частоты вращения двигателя

Требуемая мощность рабочей машины

Р_рм = Fv = 3,0·0,70 = 2,10 кВт

Частота вращения диска

n_рм = 6·10⁴v/рD = 6·10⁴·0,70/р800 = 17 об/мин

Общий коэффициент полезного действия

з = з_мз_чпз_опз_пк²з_пс,

где з_м = 0,98 - КПД муфты [1c.40],

з_чп = 0,80 - КПД закрытой червячной передачи,

з_оп = 0,93 - КПД открытой зубчатой передачи,

з_пк = 0,995 - КПД пары подшипников качения,

з_пс = 0,99 - КПД пары подшипников скольжения,

з = 0,98·0,80·0,93·0,995²·0,99 = 0,715.

Требуемая мощность двигателя

Р_тр = Р_рм/з = 2,10/0,715 = 2,94 кВт.

Для проектируемых машинных агрегатов рекомендуются трехфазные асинхронные короткозамкнутые двигатели серии 4А. Эти двигатели наиболее универсальны. Закрытое и обдуваемое исполнение позволяет применить эти двигатели для работы в загрязненных условиях, в открытых помещениях и т. п.

Ближайшая большая номинальная мощность двигателя 3,0 кВт

Определение передаточного числа привода и его ступеней

Двигатели серии 4А выпускаются с синхронной частотой вращения 750, 1000, 1500 и 3000 об/мин.

Таблица 2.1

Выбор типа электродвигателя

Вариант	Двигатель	Мощность	Синхронная частота вращения, об/мин	Номинальная частота вращения
1	4АМ90L2	3,0	3000	2840
2	4AМ100S4	3,0	1500	1435
3	4AМ112MA6	3,0	1000	955
4	4AМ132MB8	3,0	750	700

Общее передаточное число привода

u = n₁/n_рм

где n₁ - частота вращения вала электродвигателя.

Для открытых зубчатых передач рекомендуемое значение передаточного числа 3ч7

Принимаем для червячной передачи среднее значение u₁ =20,0 [2,c.54], тогда для открытой передачи u₂ = u/u₁ = u/20,0

Таблица 2.2

Передаточное число

Передаточное число	Варианты
Привода	167,1	84,4	56,2	41,2
Редуктора	20,0	20,0	20,0	20,0
Открытой передачи	8,36	4,22	2,81	2,05

Анализируя полученные значения передаточных чисел приходим к следующим выводам: варианты 1, 3 и 4 исключаем из-за того, что передаточное число редуктора выходит за рекомендуемые пределы. Окончательно делаем выбор в пользу варианта 2 с электродвигателем 4A100S4.

Асинхронный электродвигатель 4А100S4 [1c.407]:

мощность - 4,0 кВт,

синхронная частота - 1500 об/мин,

рабочая частота 1435 об/мин.

2.2 Определение передаточного числа привода и его ступеней

Общее передаточное число привода

u = n₁/n_рм = 1435/17 = 84.4

Рекомендуемые значения передаточных чисел [1c.43]:

Принимаем для червячной передачи u₁ = 20,0, тогда для открытой передачи

u₂ = u/u₁ = 84,4/20,0 = 4,22

2.3Определение силовых и кинематических параметров привода

Числа оборотов валов и угловые скорости:

n₁ = n_дв = 1435 об/мин ₁ =1435р/30 =150,3 рад/с

n₂ = n₁/u₁ = 1435/20,0 = 72 об/мин ₂= 72р/30 = 7,54 рад/с

n₃ = n₂/u₂ = 72/4,22= 17 об/мин ₃= 17р/30 = 1,78 рад/с

Фактическое значение скорости вращения колонны

v = рDn₃/6·10⁴ = р800·17/6·10⁴ = 0,712 м/с

Отклонение фактического значения от заданного

д = (0,712- 0,70)100/0,70 = 1,71% < 6%

Мощности передаваемые валами:

P₁ = P_трз_мз_пк = 2940·0,98·0,995 = 2867 Вт

P₂ = P₁з_зпз_пк = 2867•0,80·0,995 = 2282 Вт

P₃ = P₂з_опз_пс = 2282·0,93·0,99 = 2100 Вт

Крутящие моменты:

Т₁ = P₁/₁ = 2867/150,3 = 19,1 Н·м

Т₂ = 2282/7,54 =302,7 Н·м

Т₃ = 2100/1,78 = 1180 Н·м

Результаты расчетов сводим таблицу

Таблица 2.3

Силовые и кинематические параметры привода

Вал	Число оборотов об/мин	Угловая скорость Рад/сек	Мощность кВт	Крутящий момент Н·м
Вал электродвигателя	1435	150,3	2,940	19,6
Ведущий редуктора	1435	150,3	2,867	19,1
Ведомый редуктора	72	7,54	2,282	302,7
Рабочий привода	17	1,78	2,100	1180,0

3.Выбор материалов червячной передач и определение допускаемых напряжений

Принимаем, согласно рекомендациям [1c.53], для червяка сталь 45 улучшенная до твердости выше HВ350.

Ориентировочное значение скорости скольжения:

v_s = 4,2u₂10^-3M₂^1/3 = 4,220,07,5410^-3302,7^1/3 = 4,25 м/с,

при v_s <5 м/с рекомендуется [1 c54] бронза БрА10Ж4Н4, способ отливки - центробежный: _в = 700 МПа, _т = 460 МПа.

Допускаемые контактные напряжения:

[]_H = 300 - 25v_s = 300 - 254,25 = 193 МПа.

Допускаемые напряжения изгиба при реверсивной передаче:

[]_F = (0,08_в+0,25у_т) K_FL,

где К_FL - коэффициент долговечности.

K_FL = (10⁶/N_эН)^1/9,

где N_эН - число циклов перемены напряжений.

N_эН = 573₂L_h = 5737,5412500 = 5,410⁷.

K_FL = (10⁶/5,410⁷)^1/9 = 0,641

[]_F = (0,08700 + 0,25•460)0,641 = 110 МПа.

Таблица 3.1

Механические характеристики материалов червячной передачи

Элемент передачи	Марка стали	Термообработка	ув	у-1	[у]Н	[у]F
			Н/мм2
Червяк	45	Улучшен. < 350HB	780	335
Колесо	Сборное				193	110

4.Расчет закрытой червячной передачи

Межосевое расстояние

= 61(302,710³/193²)^1/3 =123 мм

принимаем а_w = 125 мм

Основные геометрические параметры передачи

Модуль зацепления:

m = (1,51,7)a_w/z₂,

где z₂ - число зубьев колеса.

При передаточном числе 20,0 число заходов червяка z₁ = 2, тогда число зубьев колеса:

z₂ = z₁u = 220,0 = 40,0

m = (1,51,7)125/40 = 4,75,3 мм,

принимаем m = 5,0 мм.

Коэффициент диаметра червяка:

q = (0,2120,25)z₂ = (0,2120,25)40 = 8,510

принимаем q = 10

Коэффициент смещения

x = a/m - 0,5(q+z₂) = 125/5,0 - 0,5(10+40) = 0

Фактическое значение межосевого расстояния:

a_w = 0,5m(q+z₂+2x) = 0,55,0(10+40 - 20) = 125 мм

Делительный диаметр червяка:

d₁ = qm =105,0 = 50,0 мм

Начальный диаметр червяка d_w1 = m(q+2x) = 5,0(10-2·0) = 50,0 мм

Диаметр вершин витков червяка:

d_a1 = d₁+2m = 50,0+25,0 = 60 мм.

Диаметр впадин витков червяка:

d_f1 = d₁ - 2,4m = 50,0 - 2,45,0 = 38,0 мм.

Длина нарезной части червяка:

b₁ = (10+5,5|x|+z₁)m + C = (10+5,50+2)5,0+0 = 60 мм.

при х < 0 С = 0.

Делительный угол подъема линии витка:

= arctg(z₁/q) = arctg(2/10) =11,31

Делительный диаметр колеса:

d₂ = mz₂ = 5,040 = 200,0 мм.

Диаметр выступов зубьев колеса:

d_a2 = d₂+2m(1+x) = 200,0+25,0(1-0) = 210,0 мм.

Диаметр впадин зубьев колеса:

d_f2 = d₂ - 2m(1,2 - x) = 200,0 - 25,0(1,2 + 0) = 188,0 мм.

Наибольший диаметр зубьев колеса:

d_am2 = d_a2+6m/(z₁+2) = 210,0+65,0/(2+2) = 218,0 мм.

Ширина венца колеса:

b₂ = 0,355a_w = 0,355125 = 44 мм.

Фактическое значение скорости скольжения

v_s = u₂d₁/(2000cos) = 20,0•7,5450,0/(2000cos11,31) = 3,84 м/с

Коэффициент полезного действия червячной передачи

= (0,950,96)tg/tg(+)

где = 1,5є - приведенный угол трения [1c.74].

= (0,950,96)tg11,31/tg(11,31+1,5є) = 0,85.

Силы действующие в зацеплении

Окружная на колесе и осевая на червяке:

F_t2 = F_a1 = 2Т₂/d₂ = 2302,710³/200,0 = 3027 H.

Радиальная на червяке и колесе:

F_r1 = F_r2 = F_t2tg = 3027tg20 =1102 H.

Окружная на червяке и осевая на колесе:

F_t1 = F_a2 = 2M₁/d₁ = 219,110³/50,0 = 764 H.

Расчетное контактное напряжение

_Н = 340(F_t2K/d₁d₂)^0,5,

где К - коэффициент нагрузки.

Окружная скорость колеса

v₂ = ₂d₂/2000 = 7,54200,0/2000 = 0,75 м/с

при v₂ < 3 м/с К = 1,0

_Н = 340(30271,0/50,0200,0)^0,5 = 187 МПа,

недогрузка (193 - 187)100/193,0 = 3,1% <10%.

Расчетное напряжение изгиба для зубьев колеса

_F = 0,7Y_F2F_t2K/(b₂m),

где Y_F2 - коэффициент формы зуба колеса.

Эквивалентное число зубьев колеса:

z_v2 = z₂/(cos)³ = 40/(cos11,31)³ = 40,3 Y_F2 = 1,54.

_F = 0,71,5430271,0/(445,0) = 14,8 МПа.

Условие _F < []_F =110 МПа выполняется.

Так как условия 0,90<_H < 1,05[_H] и _F < [_F] выполняются, то можно утверждать, что устойчивая работа червячной закрытой пере-дачи обеспечена в течении всего срока службы привода.

5.Расчет открытой зубчатой передачи

Выбор материалов зубчатой передачи

Принимаем, согласно рекомендациям [1c.52], сталь 45:

шестерня: термообработка - улучшение - НВ235ч262 [1c.53],

колесо: термообработка - нормализация - НВ179ч207.

Средняя твердость зубьев:

НВ_1ср = (235+262)/2 = 248

НВ_2ср = (179+207)/2 = 193

Допускаемые контактные напряжения:

[у]_H = K_HL[у]_H0,

где K_HL - коэффициент долговечности

K_HL = (N_H0/N)^1/6,

где N_H0 = 1·10⁷ [1c.55],

N = 573щL_h = 573·1,78·12,5·10³ = 1,27·10⁷.

Так как N > N_H0, то К_HL = 1.

[у]_H2 = 1,8HB+67 = 1,8·193+67 = 414 МПа.

Допускаемые напряжения изгиба:

[у]_F = K_FL[у]_F0,

где K_FL - коэффициент долговечности

Так как N > N_F0 = 4·10⁶, то К_FL = 1.

[у]_F01 = 1,03HB₁ = 1,03·248 = 255 МПа.

[у]_F02 = 1,03HB₂ = 1,03·193 = 199 МПа.

[у]_F1 = 1·255 = 255 МПа.

[у]_F2 = 1·199 = 199 МПа.

Внешний делительный диаметр колеса

,

гдеK_Hв = 1,0 - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца для прямозубых колес

= 1,0 - коэффициент вида конических колес (колеса прямозубые)

d_e2 = 165[(1180,010³1,04,22)/(1,0·414² )]^1/3= 507 мм

Принимаем по ГОСТ 6636-69 d_e2 = 500 мм [1c.326]

Углы делительных конусов

сtg₁ = u₁ = 4,22 ₁ = 13,33°,

₂ = 90^o - ₁ = 90^o - 13,33° = 76,67^o.

Внешнее конусное расстояние R_e и длина зуба b

R_e = d_e2/(2sinд₂) = 500/(2sin76,67°) =257 мм,

b = ?_bRR_e

где ?_bR = 0,285 - коэффициент ширины колеса

b = 0,285?257 = 73 мм

Внешний окружной модуль

m_e = 14T₂K_Fв /(_Fd_e2b[у]_F

где _F = 0,85 - для колес с прямыми зубьями,

К_Fв = 1,0 - для колес с прямыми зубьями

m_e = 14·1180·10³·1,0/(0,85·500·73·199) = 2,68 мм.

В открытых конических передачах из-за повышенного изнашивания зубьев рекомендуется увеличить модуль на 30%. Исходя из этого принимаем m_e = 3,50 мм.

Число зубьев колеса и шестерни

z₂ = d_e2/m_e = 500/3,50 = 143

z₁ = z₂/u₁ = 143/4,22 = 34

Фактическое передаточное число конической передачи

u₁ = z₂/z₁ = 143/34 = 4,21

отклонение (4,22 - 4,21)100/4,22 = 0,23%

Действительные углы делительных конусов

сtg₁ = u₁ = 4,21 ₁ = 13,36°,

₂ = 90^o - ₁ = 90^o - 13,36° = 76,64^o.

По таблице 4.6 [1c.71] находим коэффициент смещения для шестерни и колеса х_е1 = 0,30; х_е2 = -0,30

Диаметры шестерни и колеса

d_e1 = m_ez₁ = 3,50·34 =119 мм

Диаметры вершин зубьев

d_ae1 = d_e1+ 2(1+x_е1)m_ecos д₁ =119 +2(1+0,30)3,50·cos13,36° =127,85 мм

d_ae2 = d_e2 + 2(1-x_е2)m_ecos д₂ = 500+2(1+0,30)3,50·cos76,64° =502,10 мм

Диаметры впадин зубьев

d_fe1 = d_e1-2(1,2-x_е1)m_ecos д₁ =119,0-2(1,2-0,30)3,50cos13,36°=112,87 мм

d_fe2 = d_e2 - 2(1,2+x_е2)m_ecos д₂ = 500-2(1,2-0,30)3,50cos76,64° =498,54 мм

Средние делительные диаметры

d₁ ? 0,857d_e1 = 0,857·119,0 =102,0 мм

d₂ ? 0,857d_e2 = 0,857·500 = 428,5 мм

Силы действующие в зацеплении:

окружная

F_t3 = F_t4 = 2T₃/d₂ = 2?1180?10³/428,5 = 5508 Н

радиальная для шестерни, осевая для колеса

F_r3 = F_a4 = 0,36F_tcosд₁ = 0.36·5508cos13,36° = 1929 H

осевая для шестерни, радиальная для колеса

F_a3= F_r4 = 0,36F_tsinд₁ = 0,36·5508·sin13,36° = 458 H

Средняя окружная скорость.

V = щ₂d₁/210³ = 7,54·102,0/210³ = 0,38 м/с.

Принимаем 7 - ую степень точности.

Расчетное контактное напряжение

где К_Н - коэффициент нагрузки

K_H = K_HбK_HвK_Hv =1,0?1,04·1,0 =1,04

K_Hб = 1,0 - коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями [1c.69]

K_Hв = 1,0-коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца [1c.65]

K_Hv = 1,04 - динамический коэффициент [1c62]

у_Н = 470{55081,04[(4,21²+1)]^1/2/(1,0·73500)}^1/2 = 387 МПа

Недогрузка (417 - 387)100/417= 7,2 %

Допускаемая недогрузка 10%,

Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса

у_F2 = Y_F2Y_вF_tK_FбK_FвK_Fv/(_Fbm_e)

у_F1 =у_F2Y_F1/Y_F2

где Y_F - коэффициент формы зуба, зависящий от эквивалентного числа зубьев z_v= z/cos?

z_v1 = 34/cos13,36° = 34,9 > Y_F1 = 3,54

z_v2 = 143/cos76,64° = 619 > Y_F2 = 3,63

Y_в = 1 - коэффициент учитывающий наклон зуба

K_Fб = 1,0 - коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями [1c.69]

K_Fв = 1,0 - для прирабатывающихся зубьев

К_Fv = 1,07 - коэффициент динамичности [1c62]

у_F2 = 3,63·1,0·5508·1,0·1,0·1,07/(1,0·73·3,50) = 84 МПа < [у]_F2

у_F1 = 84·3,54/3,63 = 82 МПа < [у]_F1

Так как расчетные напряжения 0,9[у]_H < у_H < 1,05[у_H] и у_F < [у]_F, то можно утверждать, что данная передача выдержит передаваемую нагрузку и будет стабильно работать в нормальных условиях весь срок службы.

6.Нагрузки валов редуктора

Силы действующие в зацеплении червячной передачи

Окружная на колесе и осевая на червяке:

F_t2 = F_a1 = 3027 H.

Радиальная на червяке и колесе:

F_r1 = F_r2 =1102 H.

Окружная на червяке и осевая на колесе:

F_t1 = F_a2 = 764 H.

Консольная сила от муфты действующая на быстроходный вал

F_м = 100·Т₁^1/2 = 100·19,1^1/2 = 437 Н

Консольная силы действующие на тихоходный вал

окружная

F_t3 = 5508 Н

радиальная

F_r3 =1929 H

осевая

F_a3 = 458 H

Рис. 6.1 - Схема нагружения валов червячного редуктора

7.Проектный расчет валов. Эскизная компоновка редуктора

Материал быстроходного вала - сталь 45,

термообработка - улучшение: у_в = 780 МПа;

Допускаемое напряжение на кручение [ф]_к = 10ч25 МПа

Диаметр быстроходного вала

где Т - передаваемый момент;

d₁ = (16•19,1·10³/р10)^1/3 = 21 мм

Ведущий вал редуктора соединяется с помощью стандартной муфты с валом электродвигателя диаметром d_дв= 28 мм,

d₁ = (0,81,2)d_дв = (0,81,2)28 = 2234 мм

принимаем диаметр выходного конца d₁ = 28 мм;

длина выходного конца:

l₁ = (1,01,5)d₁ = (1,01,5)28 = 2842 мм,

принимаем l₁ = 40 мм.

Диаметр вала под уплотнением:

d₂ = d₁+2t = 28+22,2 = 32,4 мм,

где t = 2,2 мм - высота буртика;

принимаем d₂ = 35 мм:

длина вала под уплотнением:

l₂ 1,5d₂ =1,535 = 52 мм.

Диаметр вала под подшипник:

d₄ = d₂ = 35 мм.

Вал выполнен заодно с червяком.

Диаметр выходного конца тихоходного вала:

d₁ = (302,7·10³/р20)^1/3 = 43 мм

принимаем диаметр выходного конца d₁ = 45 мм;

Диаметр вала под уплотнением:

d₂ = d₁+2t = 45+22,8 = 50,6 мм,

где t = 2,8 мм - высота буртика;

принимаем d₂ = 50 мм .

Длина вала под уплотнением:

l₂ 1,25d₂ =1,2550 = 62 мм.

Диаметр вала под подшипник:

d₄ = d₂ = 50 мм.

Диаметр вала под колесом:

d₃ = d₂ + 3,2r = 50+3,23,0 = 59,6 мм,

принимаем d₃ = 60 мм.

Выбор подшипников.

Предварительно назначаем для быстроходного вала радиально-упорные роликоподшипники средней серии №27307, а для тихоходного вала роликоподшипники легкой серии №7210

Таблица 7.1.

Размеры и характеристика выбранного подшипника

№	d, мм	D, мм	B, мм	C, кН	C0, кН	е	Y
27307	35	80	23	39,4	29,5	0,786	0,763
7210	50	90	21	52,9	40,6	0,37	1,60

Эскизная компоновка устанавливает положение колес редукторной пары, элемента открытой передачи и муфты относительно опор (подшипников); определяет расстояния l_б и l_т между точками приложения реакций подшипников быстроходного и тихоходного валов, а также точки приложения силы давления элемента открытой передачи и муфты на расстоянии l_оп и l_м от реакции смежного подшипника.

Выбираем способ смазывания: червячное зацепление смазывается за счет разбрызгивания масла двумя брызговиками, установленными на червячном валу. Подшипники червячного вала смазываются за счет масла из картера доходящего до центра ролика, а к подшипникам тихоходного вала

масло попадает с торца червячного колеса с помощью специальных скребков.

Проводим две горизонтальных осевых линии на расстоянии а_w = 125 мм; затем проводим две вертикальных линии для главного вида редуктора и вида с боку.

Вычерчиваем червяк и червячное колесо.

Вычерчиваем внутреннюю стенку корпуса:

- принимаем зазор между торцом ступицы и внутренней стенкой кор-пуса 10 мм;

- принимаем зазор между окружностью вершин зубьев колеса и внутренней стенкой корпуса 12 мм;

При установке радиально-упорных подшипников необходимо учитывать, что радиальные реакции считают приложенными к валу в точках пересечения нормалей, проведенных к серединам контактных площадок.

Для конических роликоподшипников поправка а:

а₁ = В/2 + (d+D)e/6 = 23/2+(35+80)•0,786/6 = 27 мм.

а₂ = В/2 + (d+D)e/6 = 21/2+(50+90)•0,37/6 = 19 мм.

В результате этих построений получаем следующие размеры:

быстроходный вал: l_м = 80 мм; l_б = 100 мм.

тихоходный вал: l_т = 68 мм; l_оп = 66 мм.

8.Расчетная схема валов редуктора

Схема нагружения быстроходного вала

Силы действующие на червячный вал

F_a1 = 3027 H; F_r1 =1102 H; F_t1 = 764 H.

F_м = 437 Н

Рис. 8.1 - Расчетная схема быстроходного вала

Горизонтальная плоскость:

m_A = 100F_t1 + 200B_x - 308F_м = 0;

В_х = (437308 - 100•764)/200 = 291 Н;

Уm_B = 100F_t1 +108F_м - 200A_x = 0

А_х = (100•764+437•108)/200 = 618 Н;

Проверка УХ = 0; A_x - F_t1 - B_x + F_м = 618 - 764 - 291 + 437 = 0

Изгибающие моменты

М_х1 = 618100 = 61,8 Нм;

М_х2 = 437108 = 47,2 Нм.

Вертикальная плоскость:

m_A = 100F_r1 - 200B_y - F_a1d₁/2 = 0

В_y = (1102100- 302750,0/2)/200 = 173 Н

Уm_B = 100F_r + F_a1d₁/2 - 200A_Y = 0

А_Y = (100•1102+3027•50,0/2)/200 = 929 Н;

Проверка УY = 0; A_Y - F_r + B_Y = 929 -1102 + 173 = 0

Изгибающие моменты

М_y1 = 929100 = 92,9 Нм

М_y2 = 173100 = 17,3 Нм

Суммарные реакции опор:

А = (А_x² +A_y²)^0,5 = (618²+ 929²)^0,5 = 1116 H,

B = (291²+ 173²)^0,5 = 339 H.

Расчетная схема нагружения тихоходного вала

Силы действующие на тихоходный вал:

F_t2 = 3027 H; F_r2 =1102 H; F_a2 = 764 H.

F_t3 = 5508 Н; F_r3 =1929 H; F_a3 = 458 H

Рис. 8.2 - Расчетная схема тихоходного вала.

Горизонтальная плоскость:

m_С = 88F_t3 - 136D_x - 68F_t2 = 0;

D_х = (88•5508 - 68•3027)/136 = 2021 Н;

Уm_D = 227F_t3 - 136С_x + 68F_t = 0

С_x = (224•5508 + 68•3027)/136 = 10586 H

Проверка УХ = 0; F_t3 - С_х + F_t + D_x = 5900 - 11469 + 3243 + 2326 = 0

Изгибающие моменты:

М_х1 = 550888 = 484,7 Нм;

М_х2 = 202168 = 137,4 Нм.

Вертикальная плоскость:

m_C = 88F_r3 - F_a3d₃/2 + 68F_r2 - D_y136 - F_a2d₂/2 = 0

D_y= (88•1929 - 458•102/2+68•1102 - 764200/2)/136 = 1065 Н

m_D = 227F_r3 - F_a3d₃/2 - 68F_r2 - C_y136 - F_a2d₂/2 = 0

C_Y = (224•1929 - 458•102/2 - 68•1102- 764•200/2)/136 = 1892 H

Проверка УY = 0; F_r3 - С_y - F_r2 + D_x = 1929 - 1892 -1102 +1065 = 0

Изгибающие моменты:

М_y1 = 192988 =169,8 Нм

М_y2 = 1929•156 - 458•102/2 - 1892•68 = 148,9 Нм

М_y3 =1065•68 = 72,4 Нм

М_y4 =1065•224 - 156·1102 - 1892•88 + 764•200/2 = -23,4 Нм

Суммарные реакции опор:

C = (C_x² +C_y²)^0,5 = (10586²+ 1892²)^0,5 =10754 H,

D = (2021²+1065²)^0,5 = 2284 H,

9. Проверочный расчет подшипников

9.1Быстроходный вал

Эквивалентная нагрузка

P = (XVF_r + YF_a)K_бК_Т

где Х - коэффициент радиальной нагрузки;

Y - коэффициент осевой нагрузки;

V = 1 - вращается внутреннее кольцо;

K_б = 1,3 - коэффициент безопасности

К_Т = 1 - температурный коэффициент.

Осевые составляющие реакций опор:

S_A = 0,83eA = 0,83•0,7861116= 728 H,

S_B = 0,83eB = 0,83•0,786339 = 221 H.

Результирующие осевые нагрузки:

F_aA = S_А = 728 H,

F_aВ = S_А+F_a = 728+3027 = 3755 H,

Проверяем подшипник А.

Отношение F_a/F_r = 728/1116= 0,65 < e, следовательно Х=1,0; Y=0.

Р = (1,01,01116+0)1,31,0 = 1451 Н.

Проверяем подшипник В.

Отношение F_a/F_r = 3755/339 = 11,1 > e, следовательно Х=0,4; Y=0,763

Р = (0,41,0339+0,763•3755)1,31,0 = 3901 Н.

Требуемая грузоподъемность подшипника

С_тр = Р(573L/10⁶)^0,3 =

= 3901(573150,312500/10⁶)^0,3 = 31,7 кH < C= 39,4 кН

Условие С_тр < C выполняется.

Расчетная долговечность подшипника.

= 10⁶(39,410³ /3901)^3,333/601435 = 25864 часов, > [L]

больше ресурса работы привода, равного 12500 часов.

9.2Тихоходный вал

Эквивалентная нагрузка

Осевые составляющие реакций опор:

S_C = 0,83eC = 0,830,37010754 =3303 H,

S_D = 0,83eD = 0,830,3702284 = 701 H.

Результирующие осевые нагрузки:

F_aC = S_C =3303 H,

F_aD = S_C + F_a =3303 + 764 = 4067 H.

Проверяем подшипник С.

Отношение F_a/F_r= 3303/10754 = 0,31 < e, следовательно Х=1,0; Y= 0.

Р = (1,01,010754+ 0)1,31,0 =13980 Н.

Проверяем подшипник D.

Отношение F_a/F_r= 4067/2284 = 1,78 > e, следовательно Х=0,4; Y=1,60.

Р = (1,00,42284+1,604067)1,31,0 = 9647 Н.

Требуемая грузоподъемность подшипника:

С_тр = Р(573L/10⁶)^0,3 =

=13980(5737,5412500/10⁶)^0,3 = 46,3 кH < C = 52,9 кН

Условие С_тр < C выполняется.

Расчетная долговечность подшипника.

= 10⁶(52,910³ /13980)^3,333/6072 = 19535 часов, > [L]

больше ресурса работы привода, равного 12500 часов.

10. Конструктивная компоновка привода

10.1 Конструирование червячного колеса

Конструктивные размеры колеса /1c.178/:

Диаметр ступицы:

d_ст = 1,6d₃ = 1,6·60 = 96 мм.

Длина ступицы:

l_ст = (1ч1,5)d₃ = (1ч1,5)60 = 60ч90 мм,

принимаем l_ст = 90 мм

Толщина обода:

S = 0,05d₂ = 0,05·200 =10 мм

Толщина диска:

С = 0,25b = 0,25·44 =11 мм

10.2 Конструирование валов

Основные размеры ступеней валов (длины и диаметры) рассчитаны в пункте 7.

Переходные участки между ступенями выполняются в виде канавки шириной b = 3 мм или галтели радиусом r = 1 мм /1c.187/

Червяк выполняется заодно с валом.

Размеры червяка: dа1 = 60 мм, b1 = 60 мм.

10.3Выбор соединений

В проектируемом редукторе для соединения валов с деталями, передающими вращающий момент, применяются шпоночные соединения. Используем шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78. Длина шпонки принимается на 5…10 мм меньше длины ступицы насаживаемой детали. Посадка для червячного колеса Н7/r6.

10.4Конструирование подшипниковых узлов

В проектируемом редукторе смазка подшипниковых узлов осуществляется за счет разбрызгивания масла червяком и двумя брызговиками установленными на червячном валу, поэтому с внутренней стороны корпуса подшипниковые узлы остаются открытыми, а изоляция выходных участков валов от окружающей среды достигается с помощью манжетных уплотнений по ГОСТ 8752-79. Внутренне кольцо подшипника упирается во втулку или брызговик, а наружное фиксируется распорной втулкой и крышкой подшипника.

10.5 Конструирование корпуса редуктора /2/

Толщина стенок корпуса и крышки редуктора

= 0,04а_т + 2 = 0,04·125 + 1 = 6,0 мм принимаем = 8 мм

Толщина фланцев

b = 1,5 = 1,5·8 = 12 мм

Толщина нижнего пояса корпуса

р = 2,35 = 2,35·8 = 20 мм

Диаметр болтов:

- фундаментных

d₁ = 0,036a_т + 12 = 0,036·125 + 12 = 16,5 мм

принимаем болты М16;

- крепящих крышку к корпусу у подшипников

d₂ = 0,75d₁ = 0,75·20 = 15 мм

принимаем болты М16;

- соединяющих крышку с корпусом

d₃ = 0,6d₁ = 0,6·20 = 12 мм

принимаем болты М12.

10.6Конструирование элементов открытых передач

Коническая шестерня

Размеры шестерни: dа1 = 127.85 мм, b1 = 73 мм, д1 = 13,36°.

Шестерня выполняется без ступицы, диаметр отверстия - 45 мм

Длина шестерни l ? b = 73 мм

Коническое колесо открытой передачи

Размеры колеса: dа1 = 502.10 мм, b1 = 73 мм, д1 = 76,64°.

Диаметр рабочего

d₁ = (16·1180·10³/р20)^1/3 = 67 мм

Принимаем d = 70 мм

Диаметр ступицы: d_ст = 1,55d₃ = 1,55·70 =108 мм.

Длина ступицы: l_ст = (1,2ч1,5)d₃ = (1,2ч1,5)70 = 84ч105 мм,

принимаем l_ст =100 мм

Толщина обода: S = 2,5m_te = 2,53,50 = 8,75 мм

принимаем S =10 мм

Толщина диска: С = 0,25b = 0,25·73 = 18 мм

10.7Выбор муфты

Для передачи вращающего момента с вала электродвигателя на ведущий вал редуктора выбираем муфту упругую со звездочкой по ГОСТ 14084-76 с допускаемым передаваемым моментом [T] =125 Н·м.

Расчетный вращающий момент передаваемый муфтой

Т_р = kТ₁ = 1,5·19,1 = 29 Н·м < [T]

k = 1,5 - коэффициент режима нагрузки /1c.251/.

Условие выполняется

10.8Смазывание

Смазка червячного зацепления /1c.255/.

Смазка червячного зацепления осуществляется за счет разбрызгивания масла брызговиками установленными на червячном валу. Объем масляной ванны

V = (0,50,8)N = (0,5 0,8)2,867 2 л

Рекомендуемое значение вязкости масла при v = 3,84 м/с и контактном напряжении у_Н=187 МПа =25·10^-6 м²/с

По этой величине выбираем масло индустриальное И-Т-Д-100

11. Проверочные расчеты

11.1 Проверочный расчет шпонок

Выбираем шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78.

Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.

Напряжение смятия и условие прочности

где h - высота шпонки;

t₁ - глубина паза;

l - длина шпонки

b - ширина шпонки.

Быстроходный вал.

Шпонка на выходном конце вала: 8Ч7Ч30.

Материал шкива - чугун, допускаемое напряжение смятия [у]_см = 50 МПа.

у_см = 2·19,1·10³/28(7-4,0)(30-8) = 20,6 МПа

Тихоходный вал.

Шпонка под колесом 18Ч11Ч80. Материал ступицы - чугун, допускаемое напряжение смятия [у]_см = 50 МПа.

у_см = 2·302,7·10³/60(11-7,0)(80-18) = 40,7 МПа

Шпонка на выходном конце вала: 14Ч9Ч63. Материал ступицы - сталь 45, допускаемое напряжение смятия [у]_см = 100 МПа.

у_см = 2·302,7·10³/45(9-5,5)(63-14) = 78,4 МПа

Во всех случаях условие у_см < [у]_см выполняется, следовательно устойчивая работа шпоночных соединений обеспечена.

11.2Уточненный расчет валов

Быстроходный вал

Быстроходный вал

Рассмотрим сечение, проходящее под опорой В. Концентрация напряжений обусловлена подшипником посаженным с гарантированным натягом.

Материал вала сталь 45, улучшенная: _В = 780 МПа [2c34]

Пределы выносливости:

при изгибе _-1 0,43_В = 0,43780 = 335 МПа;

при кручении _-1 0,58_-1 = 0,58335 = 195 МПа.

Суммарный изгибающий момент М_и = 47,2 Н·м

Осевой момент сопротивления

W = рd³/32 = р35³/32 = 4,21·10³ мм³

Полярный момент сопротивления

W_p = 2W = 2·4,21·10³ = 8,42·10³ мм³

Амплитуда нормальных напряжений

у_v = M_и/W =47,2·10³/4,21·10³ =11,2 МПа

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

_v = _m = T₁/2W_p = 19,1·10³/2•8,42·10³ = 1,1 МПа

Коэффициенты:

k_у/_у = 3,5; k/ = 0,6 k_у/_у + 0,4 = 0,6·3,5 + 0,4 = 2,5

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

s_у = у_-1/(k_уу_v/_у) = 335/3,5·11,2 = 8,5

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

s = _-1/(k_v/ + _m) = 195/(2,5·1,1 + 0,1·1,1) = 68,2

Общий коэффициент запаса прочности

s = s_уs/(s_у² + s²)^0,5 = 8,5·68,2/(8,5² + 68,2²)^0,5 = 8,4 > [s] = 1,5

Тихоходный вал

Рассмотрим сечение, проходящее под опорой С. Концентрация напряжений обусловлена подшипником посаженным с гарантированным натягом.

Суммарный изгибающий момент

М_и = (484,7² + 169,8²)^1/2 = 513,6 Н·м.

Осевой момент сопротивления

W = рd³/32 = р50³/32 = 12,3·10³ мм³

Полярный момент сопротивления

W_p = 2W = 2·12,3·10³ =24,6 мм

Амплитуда нормальных напряжений

у_v = M_и/W = 513,6·10³/12,3·10³ = 41,8 МПа

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

_v = _m = T₂/2W_p = 302,7·10³/2•24,6·10³ = 6,2 МПа

Коэффициенты:

k_у/_у = 4,0; k/ = 0,6 k_у/_у + 0,4 = 0,6·4,0 + 0,4 = 2,8

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

s_у = у_-1/(k_уу_v/_у) = 335/4,0·41,8 = 2,0

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

s = _-1/(k_v/ + _m) = 195/(2,80·6,2 + 0,1·6,2) = 10,8

Общий коэффициент запаса прочности

s = s_уs/(s_у² + s²)^0,5 =10,8·2,0/(2,0² +10,8²)^0,5 = 1,96 > [s] = 1,5

11.4Тепловой расчет редуктора

Температура масла в корпусе редуктора:

= 95 С,

где t_в = 18 С - температура окружающего воздуха;

K_t = 17 Вт/м²К - коэффициент теплопередачи;

А = 0,36 м² - площадь поверхности охлаждения

t_м = 18 + 2,86710³(1 - 0,85)/170,36 = 88 С.

Условие t_м < [t_м] выполняется.

12.Технический уровень редуктор

Масса редуктора

m = цсd10,785d2²•10^-9 = 9,5•7300•50•0,785•200²•10^-9 =109 кг

где ц = 9,5 - коэффициент заполнения редуктора /1c.278/.

с = 7300 кг/м³ - плотность чугуна.

Критерий технического уровня редуктора

г = m/T₂ =109/303 = 0,36

При г > 0,2 технический уровень редуктора считается низким, а редуктор морально устаревшим.

Литература

1. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин.-М.: Высш. шк., 1991.-432 с.

2. Курсовое проектировании деталей машин. /С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин и др. - М.: Машиностроение, 1988. - 416 с.

3. Чернилевский Д.В. Проектирование деталей машин и механизмов. - М.: Высш. шк. 1980.

4. Леликов О.П. Курсовое проектирование. - М.:Высш.шк.,1990.

5. Дунаев Н.В. Детали машин. Курсовое проектирование. - М.:Высш. шк., 2002.

Размещено на Allbest.ru

...