Проектировка привода толкателя вырубной машины

Размещено на http://www.allbest.ru/

Министерство образования и науки РФ

Государственное образовательное учреждение высшего профессионального образования

"Южно-Уральский государственный университет"

филиала ФГОУ ВПО ЮУрГУ в г. Сатке

Кафедра "технологии строительных материалов"

Специальность 151000.62 "Технологические машины и оборудование"

Пояснительная записка к курсовой работе

По дисциплине "Детали машин и основы конструирования"

ЮУрГУ - 151000.62.2014.528.06.00 ПЗ КР

Руководитель работы, преподаватель

Калашников Д.Б.

Автор работы

студент группы СтТМз-494

Ильин А.Ю.

Сатка 2014 г.



ОГЛАВЛЕНИЕ

Введение

1. Срок службы приводного устройства

2. Выбор двигателя. Кинематический расчет привода толкателя вырубной машины

3. Выбор материала червяка и червячного колеса

4. Расчет закрытой червячной передачи

5. Расчет плоскоременной передачи

6. Нагрузки валов редуктора

7. Разработка чертежа общего вида редуктора

8. Проверочный расчет подшипников

9. Разработка чертежа общего вида привода

10. Проверочные расчеты

11. Проверочный расчет валов

12. Расчет технического уровня редуктора

Вывод

Библиографический список



ЗАДАНИЕ

Тема 25. Спроектировать привод толкателя вырубной машины (рис. 6.25, табл. 6.25). Привод толкателя осуществляется асинхронным электродвигателем общего машиностроительного применения. Включает в себя червячный двухступенчатый редуктор. Быстроходная ступень редуктора - с верхним расположением червяка, тихоходная ступень - с нижним расположением червяка. Входной вал редуктора соединен с валом электродвигателя упругой муфтой.

Рис. 6.25. Привод толкателя вырубной машины: а - кинематическая схема; б - график нагрузки

Таблица 6.25

Момент на валу шестерни реечной передачи Т, Н*м	675
Частота вращения шестерни реечной передачи n, об/мин	70
Срок службы,L,лет	6,6
РЕВЕРСИВНЫЙ



ВВЕДЕНИЕ

Редуктором называют механизм, понижающий угловую скорость и увеличивающий вращающий момент в приводах от электродвигателя к рабочей машине.

Редуктор предназначен для уменьшения частоты вращения и увеличения крутящего момента. Любой редуктор имеет быстроходный (входной) и тихоходный (выходной) валы.

Редуктор общемашиностроительного применения - это редуктор, который отвечает техническим требованиям, общим для большинства случаев применения.

Благодаря своей универсальности общемашиностроительные редукторы успешно используются в подъемно-транспортных, лесозаготовительных машинах, металлургическом и угледобывающем оборудовании, энерго-машиностроении, стройиндустрии, нефтяной и газодобывающей промышленности, сельскохозяйственном и перерабатывающем машиностроении.

В соответствии с ГОСТ 16162-78 к редукторам общемашиностроительного применения относят:

· цилиндрические одно-, двух- и трехступенчатые редукторы

· цилиндрические планетарные одно- и двухступенчатые редукторы

· конические одноступенчатые редукторы

· коническо-цилиндрические двух- и трехступенчатые редукторы

· червячные и глобоидные одно- и двухступенчатые редукторы

· червячно-цилиндрические двухступенчатые редукторы

Потребительские характеристики редукторов каждого типа определяются следующими основными параметрами:

Кинематическая характеристика - передаточное отношение (частота вращения выходного вала).

Силовая характеристика - крутящий момент и допускаемая консольная нагрузка на выходном валу.

Для редукторов общемашиностроительного применения характерны: высокий технический уровень по массогабаритным показателям и по величине крутящего момента, реализуемого редуктором конкретного типоразмера соответствие конструкций деталей и степени их унификации требованиям крупносерийного производства высокая экономическая эффективность, а также максимальное удовлетворение запросов потребителей (важнейшими показателями при оценке конструкций следует считать коэффициент удельных затрат, т.е. затрат на изготовление и эксплуатацию отнесенных к реализуемому крутящему моменту)

Редукторы общемашиностроительного применения предназначены для условий эксплуатации, оговоренных в ГОСТ 16162-78. В районах с умеренным климатом - исполнение У, сухим и влажным тропическим климатом - исполнение Т, категорий размещения 1-4 по СТ СЭВ 458-77.

Типы редукторов:

-цилиндрический редуктор

-конический редуктор

-червячный редуктор

-планетарный редуктор

редуктор привод вырубная машина



1. СРОК СЛУЖБЫ ПРИВОДНОГО УСТРОЙСТВА

Определяем ресурс привода. Срок службы (ресурс) L_h, ч, определяем по формуле:

L_h = 365 *L_г *t_с *L_с, (1)

Где: L_г - срок службы привода, лет

t_с - продолжительность смены, ч;

L_с - число смен;

L_h = 365* L_г *t_с* L_с = 365*6,6*8*3= 57816 ч. (1)

Определяем рабочий ресурс привода

Из полученного значения L_h вычтем 15% ресурса часов (в зависимости от характера производства) на профилактику, текущий ремонт, нерабочие дни, т.е. время простоя машинного агрегата, тогда:

L_h =57816*0,85= 49143.6 ч. (2)

Рабочий ресурс привода принимаем L_h = 49*10³ ч.

Составляем табличный ответ

Таблица №2 Эксплуатационные характеристики привода толкателя вырубной машины

Место установки	Lг	Lс	tс	Lh, ч	Характер нагрузки	Режим работы
ЦМИ - 1	6,6	3	8	49*103	маломеняющийся	реверсивный

2.ВЫБОР ДВИГАТЕЛЯ. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА ТОЛКАТЕЛЯ ВЫРУБНОЙ МАШИНЫ

Таблица №3 Исходные данные

Момент на валу шестерни реечной передачи Т, Н*м	675
Частота вращения шестерни реечной передачи n, об/мин	70
Срок службы,L,лет	6,6

Определяем требуемую мощность привода скребкового конвейера P_рм, кВт по формуле

P_рм = F*v

Ррм= 0,675*0,7= 4,7 кН (3)

Определяем КПД привода

(4)

Находим требуемую мощность двигателя

(5)

По табл. выбираем двигатель серии 4А с номинальной мощностью P_ном = 4кВт, применив для расчета четыре варианта типа двигателя:

Таблица №4. Выбор типа двигателя

Вариант	Тип двигателя	Номинальная мощность Рном, кВт	Частота вращения, об/мин
			Синхронная	При номинальном режиме nном
1	4А100S8У3	6,5	750	700
2	4А100S6У3	6,5	1000	955
3	4А112М4У3	6,5	1500	1435
4	4А132S2У3	6,5	3000	2840

Находим передаточное число привода u для каждого варианта

(6)

Производим разбивку передаточного числа привода, принимая для всех вариантов передаточное число редуктора постоянным, uз.п = 12,5 ( 1 -й способ )

(7)

Таблица №6. Разбивка передаточного числа привода

Передаточное число	Варианты
	1	2	3	4
Привода u	18,32	25	37,5	74,34
Плоскоремённой передачи uоп	1,4656	2	3	5,947
Червячного редуктора uзп	12,5	12,5	12,5	12,5

Анализируя полученные значения передаточных чисел (1-й способ), приходим к выводу:

а) Четвертый вариант (u =74,34; n_ном =2840 об/мин) затрудняет реализацию принятой схемы двухступенчатого привода из-за большого передаточного числа u всего привода, кроме этого надо учесть, что двигатели с большой частотой вращения (синхронной 3000 об/мин) имеют низкий рабочий ресурс.

б) Первый вариант (u =18,32; n_ном=700 об/мин) не рекомендуется для приводов общего назначения так как двигатели с низкими частотами вращения (синхронными 750 об/мин) весьма металлоемки, поэтому их нежелательно применять без особой необходимости в приводах общего назначения малой мощности.

в) В третьем варианте (u =37,5; n_ном = 1435 об/мин) получилось большое значение передаточного числа передачи, уменьшение которого за счет увеличения передаточного числа редуктора нежелательно;

г) Из рассмотренных четырех вариантов предпочтительнее второй: u = 25n_ном = 955 об/мин. Здесь передаточное число плоскоремённой передачи можно уменьшить за счет допускаемого отклонения скорости и таким образом получить среднее приемлемое значение.

Определяем максимально допустимое отклонение частоты вращения приводного толкателя вырубной машины:

(8)

Таблица №2 Отсюда фактическое передаточное число привода:

Параметр	Вал (см.ТЗ)	Последовательность соединения элементов привода по кинематической схеме
		Двопзпмрм
Мощность P, кВт	Дв Б Т рм	Pдв = 6,5 кВт =6,5*0,97*0,99=6,2420 кВт =6,2420*0,8*0,99=4,944 кВт кВт
Частота вращения n, об/мин	Угловая скорость w, 1/с	дв	nном= 955 об/мин	=3,14*955/30=99,95 м/с
		Б	=955/2=477,5об/мин	=99,95/2=49,975м/с
		Т	=477,5/12,5=38,2 об/мин	=49,975/12,5=3,998 м/с
		рм	=38,2 об/мин	=3,998 м/с
Вращающий момент T, Нм	Дв Б Т Рм	=6,5*/99,95=65,03 Нм =65,03*2*0,97*0,99=124,896 Нм =124,896*12,5*0,8*0,99=1236,47 Нм =1236,47*0,98*0,99=1199,62 Нм

(9)

Таблица 6. Силовые и кинематические параметры привода

Тип двигателя: 4А100S6УЗ Рном =6,5кВт; nном= 955об/мин
параметр	Передача	Параметр	Вал
	Закрытая (редук- тор)	открытая		Двигателя	Редуктора	Приводной рабочей машины
					Быстро- ходный	Тихо- Ходный
Передаточное число u	12,5	2	Расчетная мощность Р, кВт	6,5кВт	3,8412кВт	3,0422кВт	2,951кВт
			Угловая скорость , 1/с	99,95м/с	49,975м/с	3,998 м/с	3,998 м/с
КПД	0,8	0,97	Частота вращения n,об/мин	955 об/мин	477,5об/мин	38,2 об/мин	38,2 об/мин
			Вращающий момент Т, Нм	65,03 Нм	124,896Нм	1236,47 Нм	1199,62 Нм

Передаточное число плоскоремённой передачи:



(10)

Таким образом, выбираем двигатель 4А100S6У3 (Р_ном = 6,5 кВт, n_ном=955 об/мин); передаточные числа: привода u = 25, редуктора u_зп= 12,5 ; плоскоремённой передачи u_оп = 2

3. ВЫБОР МАТЕРИАЛА ЧЕРВЯКА И ЧЕРВЯЧНОГО КОЛЕСА

Определение допускаемых напряжений.

По таблицы для червяка выбираем сталь 40Х с термообработкой: улучшение заготовки до твёрдости Н= 269…302НВ.

Выбор марки материала червячного колеса зависит от скорости скольжения, которая определяется по формуле:

(11)

В зависимости от скорости скольжения выбираем материал для червячного колеса: Чугун СЧ18, отливка в землю.

Определение контактных [у]_н и изгибных [у]_F напряжений

а) Чугун СЧ18 относится к 3 группе материалов, скорость в зацеплении V_S= <2, передача - нереверсивная, тогда допускаемые контактные напряжения для червячного колеса находятся по формуле:

[у]_H =175 - 35 V_S = 175 - 35*2 = 105 Н/мм² (12)

б) Допускаемые напряжения изгиба.

При числе циклов нагружения червячного колеса



N = 573 ₂ L_h=573*3,998*49*10³=112*10⁶ (13)

в) Коэффициент долговечности при расчёте на контактную прочность

(14)

г) Коэффициент долговечности при расчёте на изгиб

=1 (15)

Тогда при нереверсивной передаче, при у_вu = 355Н/мм²

[у]_F =0,12_BUK_FL=0,12*355*1= 42,6Н/мм² (16)

Составляем табличный ответ:

Таблица №7 Механические характеристики материалов червячной передачи

Элемент передачи	Марка Материала	Dпред	Термообработка	HRCэ	В	Т	-1	Н	F
			Способ отливки		Н/мм 2
Червяк	Сталь 40Х	125мм	Улучшение, поковка	269…302НВ	900	750	410	_	_
Колесо	Чугун СЧ18	_	Отливка в землю	_	355	_	_	105	42,6

4. РАСЧЕТ ЗАКРЫТОЙ ЧЕРВЯЧНОЙ ПЕРЕДАЧИ

Проектный расчет.

Определить главный параметр - межосевое расстояние a _W , мм



(17)

Где:

а) Т₂ - вращающий момент на тихоходном валу редуктора, Нм

б) _Н - допускаемое контактное напряжение материала червячного колеса, Н/мм²

Полученное значение межосевого расстояния a _W для нестандартных передач округлить до ближайшего числа : a _W=290 мм

Выбрать число витков червяка Z₁

Z₁ зависит от передаточного числа редуктора u _ЗП и по таблице равно: Z₁=4

Определить число зубьев червячного колеса

Z₂ = Z₁*u _ЗП =4*12,5=50 (18)

Определить модуль зацепления m, мм

(19)

Значение модуля округлить в большую сторону до стандартного: m = 9 мм.

Из условия жесткости определить коэффициент диаметра червяка

g (0.212…0.25) Z ₂= 0,212 *50=10,6 (20)

Полученное значение q округлить до стандартного: g=12,5(1 ряд)

Определить коэффициент смещения инструмента х



(21)

Определить фактическое передаточное число u_Ф и проверить его отклонение u от заданного u

(22)

Определить фактическое значение межосевого расстояния a _W, мм

(23)

Определить основные геометрические размеры передачи, мм. При корригировании исполнительные размеры червяка не изменяются; у червячного колеса делительный d₂ и начальный d _W2 диаметры совпадают, но изменяются диаметры вершин d _a2 и впадин d _{f 2}

а) Основные размеры червяка

Делительный диаметр червяка d₁ = q m=12,5*9=112,5 мм (24)

Начальный диаметр d _W1 = m (q + 2x)=9 *(12,5+2*0,5)=121,5 мм (25)

Диаметр вершин витков d _a1 = d ₁ + 2 m =100+2*9=118мм (26)

Диаметр впадин витков d _{f 1} = d ₁ + 2,4 m =100+2,4*9=121,6 мм (27)

Делительный угол подъема линии витков

(28)

Длина нарезанной части червяка b₁,



(29)

б) Основные размеры венца червячного колеса

Делительный диаметр d₂ = d _W2 = m Z₂=9*52=468мм (30)

Диаметр вершин зубьев d _a2 = d₂ + 2m (1 + x)=468 +2*9*(1+0,5)=495 мм (31)

Наибольший диаметр колеса (32)

Диаметр впадин зубьев d _f2 = d₂ - 2m (1,2 - x)=468 -2*9*(1,2-0,5)=455,4мм (33)

Ширина венца:

При Z₁ = 4 b₂ = 0,315 a _W=0,315*290=91,35 мм (34)

Радиусы закруглений зубьев: R_a = 0,5 d₁ - m= 0,5*112,5-9=47,25 рад (35)

R _f = 0,5d₁ + 1,2m=0,5*112,5+1,2*9=67,05 рад

Условный угол обхвата червяка венцом колеса 2:

2=sin=sin0,804=0,016 (36)

Угол 2 определяется точками пересечения дуги окружности диаметром

d = d _a1 - 0,5m= 118-0,5*9=113,5^о с контуром венца колеса и может быть принят равным 90…120^о

Дальнейшие расчеты и конструирование ведутся по фактическому межосевому расстоянию a _W и основным размерам передачи.

Проверочный расчет.

Определить коэффициент полезного действия червячной передачи

(37)

Где - делительный угол подъема линии витков червяка

- угол трения. Определяется в зависимости от фактической скорости скольжения

(38)

Проверить контактные напряжения зубьев колеса _Н, Н/мм²

(39)

Где: а) = 2Т₂*10³/d₂=2*1236,47*10³/468=5284,06 - окружная сила на колесе, Н;

б) К - коэффициент нагрузки. Принимается в зависимости от окружной скорости колеса

(40)

К= 1 при v₂ < 3 м/с

в) - допускаемое контактное напряжение зубьев колеса, Н/мм². Уточняется по фактической скорости скольжения v_s (см. формулы табл. 3.6)

Проверить напряжение изгиба зубьев колеса _F , Н/мм²

(41)

где а) - коэффициент формы зуба колеса. Определяется по таблице 4.10 интерполированием в зависимости от эквивалентного числа зубьев колеса

(42)

Здесь - делительный угол подъема линии витков червяка

в) - допускаемые напряжения изгиба зубьев колеса, Н/мм²

При проверочном расчете получаются меньше , так как нагрузочная способность червячных передач ограничивается контактной прочностью зубьев червячного колеса.

Составить таблицу

Таблица №8 Параметры червячной передачи, мм

Проектный расчет
параметр	значение	Параметр	значение
Межосевое расстояние аw	290 мм	Ширина зубчатого венца колеса b2	91,35 мм
Модуль зацепления m	9 мм	Длина нарезаемой части червяка b1	120 мм
Коэффициент диаметра червяка q	12,5	Диаметр червяка: делительный d1 начальный dw1 вершин витков d a1 впадин витков d f 1	112,5 мм
Делительный угол витка червяка , град.	17,74 град		121,5 мм 118 мм 121,6 мм
Угол обхвата червяка венцом колеса , 2 град.	0,016 град	Диаметр колеса: делительный d2 = d w2 вершин зубьев d a2 впадин зубьев d f 2 наибольший d ам2	468 мм
Число витков червяка	4		495 мм
Число зубьев колеса	50		455,4мм 504 мм

Проверочный расчет
параметр	Допускаемые значения	Расчетные значения	Примечание
Коэффициент полезного действие	0,8	0,82	9%
Контактные напряжения Н , Н/мм2	104,9	105	9%
Напряжение изгиба F, Н/мм	6,3014	42,6	13%

5. РАСЧЕТ ПЛОСКОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ

Проектный расчет.

Определить диаметр ведущего шкива d ₁ , мм.

Из условия долговечности для проектируемых кордшнуровых ремней

d ₁ = (35…70)=(35…70)*2,8=98…196 (43)

где толщину ремня , мм, выбрать по табл.

Полученное значение d ₁ округлить до ближайшего стандартного по табл. К 40.

d ₁=150 мм

Определить диаметр ведомого шкива d ₂ , мм

(44)

Где u - передаточное число ременной передачи (см. табл. 2.5);

= 0,01…0,02 - коэффициент скольжения. Полученное значение d ₂ округлить до ближайшего стандартного по табл. К40.

d ₂=300 мм

Определить фактическое передаточное число u _ф и проверить его отклонение u от заданного u

(45) (46)

Определить ориентировочное межосевое расстояние a, мм

а 1,5 (d ₁ + d ₂) 1,5*(150+300)=675 мм (47)

Определить расчетную длину ремня L, мм

(48)

Полученное значение принять по стандарту: L =2500 мм

Уточнить значение межосевого расстояния а по стандартной длине L

(49)

При монтаже передачи необходимо обеспечить возможность уменьшения a на 0,01L=0,01*2500=25мм для того, чтобы облегчить надевание ремня на шкив; для увеличения натяжения ремней необходимо предусмотреть возможность увеличения a на 0,025L=0,025*2500=62,5мм.

Определить угол обхвата ремнем ведущего шкива ₁, град



(50)

Угол ₁ должен быть 150^о

Определить скорость ремня V, м/с

(51)

Где d₁ и n₁ - соответственно диаметр ведущего шкива (см. п.1) и его частота вращения (см. табл. 2.5);

V = 35 м/с - допускаемая скорость .

Определить частоту пробегов ремня U, с^-1

U = L/V V=2,5/7,5=0,3c^-115c^-1 (52)

Где U = 15 c^-1 - допускаемая частота пробегов;

L - стандартная длина ремня, м.

Соотношение U U условно выражает долговечность ремня и его соблюдение гарантирует срок службы 1000…5000 ч.

Определить окружную силу F_t ,Н, передаваемую ремнем

(53)

Где Р _ном - номинальная мощность двигателя, кВт (см. табл. 2.5);

V - скорость ремня, м/с (см. п.8).

Определить допускаемую удельную окружную силу k _п, н/мм²



k _п = k _о С С С_V С_p С_d С_F=1,6*1*0,97*1*1*1,2*0,85=1,583 н/мм² (54)

Где k _о - допускаемая приведенная удельная окружная сила, Н/мм². Определяется по табл. 5.1 интерполированием в зависимости от диаметра ведущего шкива d₁;

С - поправочные коэффициенты (см. табл. 5.2).

Определить ширину ремня b, мм

(55)

Значения , мм; F₁, Н;[k _п]Н/мм² (см. 5.1, пп. 1, 10, 11). Ши-рину ремня b округлить до стандартного значения: B=200 мм

Здесь В -- стандартное значение ширины шкива (см. табл. 10.23).

Определить площадь поперечного сечения ремня А, мм²

А= b=2,8*200=560 мм² (56)

Определить силу предварительного натяжения ремня F ₀ , Н

F_o =A*_o=560*2=1020H (57)

где ₀, Н/мм² -- предварительное напряжение (см. табл. 5.1).

Определить силы натяжения ведущей F₁ и ведомой F₂ ветвей
ремня, Н

(58)



где F_t и F_o см. пп. 10, 14.

Определить силу давления ремня на вал F_оп, Н

(59)

где ₁ -- угол обхвата ремнем ведущего шкива (см. 5.1, п. 7).

Проверочный расчет.

Проверить прочность ремня по максимальным напряжени-ям в сечении ведущей ветви _max, Н/мм²

_мax = ₁ + _и + _{V р} =2,849+1,68+0,061=4,598 Н/мм² (60)

Где: а)1 - напряжение растяжения, Н/мм²

(61)

Значения F_t , Н; А, мм²; F_о, Н; (см. 5.1, пп. 10, 13, 14; 5.2, пп. 13, 14, 15; табл. К31);

б) _и -- напряжения изгиба, Н/мм²

(62)

Здесь Е _и =80...100/мм ² -- модуль продольной упругости при из-гибе для прорезиненных ремней;

d ₁, мм (см. 5.1, п. 1; 5.2, п. 3);

, мм (см. 5.1, п. 1);

в) _V - напряжения от центробежных сил, Н/мм²



(63)

Здесь - плотность материала ремня, кг/м³; =1000…1200 кг/мм³ - для плоских ремней

, м/с (см. 5.1, п.8; 5.2, п.10);

г) _р - допускаемое напряжение растяжения, Н/мм²

_р = 8 Н/мм² - для плоских ремней

Если получится _max > _р , то следует увеличить диаметр d₁, ведущего шкива или принять большее сечение ремня и повторить расчет передачи.

Таблица №8 Составить табличный ответ

Параметр	Значение	Параметр	Значение
Тип ремня	плоский	Частота пробегов ремня U, 1/с	0,3 с-1
Межосевое расстояние,a	867,5 мм	Диаметр ведущего шкива d1	150 мм
Толщина ремня	2,8 мм	Диаметр ведомого шкива d2	300 мм
Ширина ремня b	200 мм	Максимальное напряжение max , Н/мм2	4,59 Н/мм2
Длина ремня L	2500 мм	Предварительное натяжение ремня Fo, Н	1020Н
Угол обхвата ведущего шкива 1,град	170о	Сила давления ремня на вал Foп,Н	1863,67Н

6. НАГРУЗКИ ВАЛОВ РЕДУКТОРА

Определение сил в зацеплении закрытых передач

В проектируемых приводах конструируются червячные редукторы с углом профиля в осевом сечении червяка 2 = 40^о (см. рис. 13.11). угол зацепления принят = 20^о.На рис. 6.1…6.3 даны схемы сил в зацеплении червячной передачи при различных направлениях витка червяка и вращения двигателя. За точку приложения сил принимают полюс зацепления в средней плоскости червяка.

Значения сил определить по табл. 6.1.

Определяем окружную силу в зацеплении

а) На червяке

(64)

б) На колесе

(65)

Определяем радиальную силу в зацеплении а) На червяке

F_r1 = F_r2 =F_t2 tg=8243,13*tg20⁰=2827,39Н (66)

б) На колесе

F_r2 =F_t2 tg=8243,13*tg20⁰=2827,39Н (67)

Определяем осевую силу в зацеплении

а) На червяке

F_a1 = F_t2=8243,13Н (68)

б) На колесе

F_a2 = F_{t 1}=1665,28Н (69)

Определяем консольные силы

а) Плоскоременной передачи с радиальной силой по направлению



(70)

б) Муфты с радиальной силой по направлению

На быстроходном валу

F = 50 (71)

На тихоходном валу

(72)

Рис.№1 Силовая схема нагружения валов редуктора



7. РАЗРАБОТКА ЧЕРТЕЖА ОБЩЕГО ВИДА РЕДУКТОРА

Выбор материала валов

В проектируемых редукторах рекомендуется применять терми-чески обработанные среднеуглеродистые и легированные стали 45, 40Х, одинаковые для быстроходного и тихоходного вала.

Механические характеристики сталей для изготовления валов (_В, _т, _-1,) определяют по табл. 3.2 для стали 40Х ( термообработка - улучшение):

_В=900 Н/мм²; _т=750 Н/мм²; _-1=410Н/мм²

Выбор допускаемых напряжений на кручение

Проектный расчет валов выполняется по напряжениям кручения (как при чистом кручении), т. е. при этом не учитывают напряжения изгиба, концентрации напряжений и переменность напряжений во времени (циклы напряжений). Поэтому для компенсации приближенности этого метода расчета допускаемые напряжения на кручение применяют

Для быстроходного вала []_к = 20Н/мм²

Для тихоходного вала []_к = 10Н/мм²

Определение геометрических параметров ступеней валов

Редукторный вал представляет собой ступенчатое цилиндрическое тело, количество и размеры ступней которого зависят от количества и размеров, установленных на вал деталей (рис. 7.1). Проектный расчет ставит целью определить ориентировочно геометрические размеры каждой ступени вала: ее диаметр d и длину L (табл. 7.1).

Ступень вала червяка и его размеры

Под элемент открытой передачи, т.е шкив



Где М_к=Т- крутящий момент, равный вращающемуся моменту на валу (см. табл. 2,5)

[]_к (см. табл. 7.2)

L₁=(1,2…1,5)*d₁=(1,2…1,5)*32 =38,4…48=40мм (73)

Под уплотнение крышки с отверстием и подшипник

d₂=d₁+2*t=32+2*2,2=36,4мм=40мм (74)

l₂=2*d₂=2*40=80мм

Под червяк

d₃=d₂+3,2*r=40+3,2*2=46,4мм (75)

l₃ определить графически на эскизной компоновке(см.7.5 п.5)

Под подшипник

d₄=d₂=40мм (76)

l₄ определить графически

Для шариковых подшипников

l₄=В+с=21+2,5=23,5мм. Принимаем подшипник марки 307, средней серии.

где В - ширина шарикоподшипников; с -- осевые размеры роликоподшипников.

D=80

B=21

r=2,5 Cr=33,2

Cdr=18

Определить зазор Х от вращающихся поверхностей колеса для предотвращения задевания

(77)

L =d₁+d₂=112,5+468=580,5мм

L₃=b₁ +2*x=120+2*8=136мм

Ступень вала колеса и его размеры. Под элемент - полумуфту

(78)

L₁= (1,0 …1,5)*d₁=(1,0 …1,5)*39,67=39,67…59,5мм=50мм

Под уплотнение крышки с отверстием и подшипник

d₂=d₁+2*t=39,67+2*3,5=46,67 мм=50 мм (79)

l₂=1,25*d₂=58,33 мм=60мм

Под колесо

d₃=d₂+3,2*r=46,67+3,2*3,5=57,87мм=60мм (80)

Определить зазор Х от вращающихся поверхностей колеса для предотвращения задевания

(81)

L =d₁+d₂=112,5+468=580,5мм



L₃=b₂ +2*x=91,35 +2*8=107,35мм=110мм (82)

Под подшипник

d₄=d₂=46,67мм. Принимаем подшипник марки 416, тяжелой серии.

l₄ определить графически

для шариковых подшипников

D=200

B=48

r=4

Cr=163

Cdr=12

l₄=T+c=48+2,5=50,5 мм

Рис.№2 Эпюра моментов

Определение реакций в подшипниках быстроходного вала.

Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов.

Дано: F_t1 = 1665,28H; F_r1 = 2827,39 H; F_a1 = 8243,13 H; F_оп =2031,84Н; d₁ =0,1м; L_B =0,16м; L_оп = 0,08м;

1) Вертикальная плоскость

а) определяем опорные реакции:

?М3=0;

(83)

(84)

Проверка:

(85)

б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х в характерных сечениях 1…3 Н*м.

Mx₁=0; Mx₂= (86)

Mx₃=0; Mx₄= (87)

Горизонтальная плоскость

а) Определяем опорные реакции, Н

?М3=0

(88)



(89)

?М1=0

(90)

=1962,84H

Проверка:

?X=0 (91)

б) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси У в характерных сечениях 1…4 Н*М

(92)

Строим эпюру крутящих моментов, Н*м

(93)

Определяем суммарные радиальные реакции, Н

(94)



(95)

Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях

(96)

Рис.№3 Определение реакций в подшипниках тихоходного вала.

Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов.

Дано: F_t2 =8243,13 H; F_r2 = 2827,39 H; F_a2 = 1665,28 H;

d₂ =0,468 м; Fм=8790 Н

Fy=Fм*sin30=4395 H Lт=0,15м

Fx=Fм*cos30=7612,14 H Lм=0,15м

Вертикальная плоскость

а) определяем опорные реакции:

?М4=0;

Fy(Lм+ Lт)-Rcy* Lт- F_r2* Lт/2+ F_a2* d₂/2=0 (97)

(98)

Проверка

(99)

б) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси У в характерных сечениях 1…4 Н*М

Мх₁=0; Мх₂=*Fм=517,20Н*м; Мх₃=;

Мх₄=0 ; Мх₃=

Горизонтальная плоскость а) определяем опорные реакции:

?М4=0; -Fx(Lм+Lт)+RcхLт+Ft₂Lт/2=0 (100)



?М2=0; - Fx*Lм- Ft₂Lт/2+Rdx*

(101)

Проверка

?X=0;

б) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси У в характерных сечениях 1…4 Н*М

Мy₁=0; My₃=

My₂= My₄=0

Строим эпюру крутящих моментов, Н*м

Мк=М_z=Ft₂*(d₂ /2)=1928,9 Н*м (102)

Определяем суммарные радиальные реакции, Н

(103)

(104)

Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях

(105)



(106)

8. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ

Проверить пригодность подшипника 307( средней серии) быстроход-ного вала червячного редукто-ра, работающего с умеренными толчками. Частота вращения коль-ца подшипника п = 955 об/мин. Осевая сила в зацеплении F _a = 8243,13Н.

Характеристики подшипников: С _r = 33200 Н, С_dr = 18000 Н, Требуемая долговечность подшипников L _h = 49143 ч. Подшипники установлены по схеме в распор (см. рис.9.1.а).

а)Определяем отношение где R_a = F_a. (107)

б)Определяем отношение и по табл. 9.2. интерполированием находим

е =0,48 Y= 1,15. (108)

в)По отношению выбираем формулу и определяем эквивалентную динамическую нагрузку наиболее нагруженного подшип-ника:

R_E = (XVR _r1 + YR _a) К_б К_T = (0,56* 1* 1379 + 1,15 *8243,13) 1,3*1 =10251,8 Н (109)



г)Определяем динамическую грузоподъемность:

(110)

Подшипник пригоден.

д) Определяем долговечность подшипника:

(111)

Проверить пригодность подшипника 416 (тяжёлой серии) тихоходного вала червячного редукто-ра, работающего с умеренными толчками. Частота вращения коль-ца подшипника п = 955 об/мин. Осевая сила в зацеплении F _a = 1665,28 Н.

Характеристики подшипников: С _r = 163000 Н, С_{О г} = 12000 Н, Требуемая долговечность подшипников L _h = 49143ч. Подшипники установлены по схеме в распор (см. рис.9.1.а).

а) Определяем отношение где R_a = F_a. (112)

б) Определяем отношение и по табл. 9.2. интерполированием находим е = 0,30 , Y=1,45.

в) По отношению выбираем формулу и определяем эквивалентную динамическую нагрузку наиболее нагруженного подшип-ника:

R_E = (XVR _r1 + YR _a) К_б К_T = (0,56* 1* 10292 + 1,45*1665,28) 1,3*1 = 8178Н. (113)

г) Определяем динамическую грузоподъемность:

(114)

Подшипник пригоден.

д) Определяем долговечность подшипника:

(115)

9 РАЗРАБОТКА ЧЕРТЕЖА ОБЩЕГО ВИДА ПРИВОДА

Конструирование червяка и колеса.

Обод:

Наибольший диаметр колеса:

(114)

Внутренний диаметр

(116)

Толщина:



(117)

Ширина:

(118)

Ступица:

Диаметр внутренний:

(119)

Диаметр наружный (чугун):

(120)

Толщина:

(121)

Длина:

(122)

Диск:

Толщина:

(123)

Радиус закруглений и уклон:

R =10; =7 (124)

d₀ >25 ; n₀=4….6

Выбор прессовой посадки

P_m = (2 KT * 10³) / рd² lf_c, (125)

где K - коэффициент запаса сцепления;

T - вращающий момент;

l - длина посадочной поверхности вала;

f_c - коэффициент сцепления.

P_m = (2*3,5*1199,62* 10³) / 3,14*112,5² * 100*0,08 =2,6 Н / мм²

Определяем коэффициенты С₁ и С₂

С₁ = (1 + (d₁ / d₂)²) / (1 - (d₁ / d₂)² ) - M (126)

С₂ = (1 + (d / d₂)²) / (1 - (d / d₂)² )+ M, (127)

Так как d₁ = 0, то С₁ = 1 - 0,3 = 0,7

С₂ = (1 + (112,5 /180)²) / (1 - (112,5/ 180)² )+ 0,3 =2,28

Определяем деформацию детали

? = P_m d * 10³ (C₁ / E₁ + C₁ + E₂), (128)

где E₁ и E₂ - модули упругости материалов охватываемой и охватывающей деталей, Н/_ММ²

? = 0,42* 112,5* 10³ (0,7 / 2,1 *10³ + 2,28 / 2,1 * 10³) = 64,2мкм

Определяем поправку на обмятие микронеровностей И, мкм

И = 5,5 (R_a1 + R_a2), (129)



где R_a1 и R_a2 - средние арифметические отклонения профиля микронеровностей посадочных поверхностей отверстия и вала.

И = 5,5 (1,6 + 1,6) = 17,6 мкм

Определяем минимальный требуемый натяг для передачи вращающего момента

[N]_min ? ? + u + ?_t (130)

[N]_min ? 64,2+ 17,6 + 0 = 81,8мкм

Определяем максимальное контактное давление, допускаемое прочностью охватывающей детали

[P]_max = 0,5 у_Т2 [ 1 - (d₁ / d₂ )² ] (131)

[P]_max = 0,5 * 750 [ 1 - (112,5 / 180)² ] = 228,8Н / мм²

Определяем максимальную деформацию соединения, допускаемую прочность охватываемой детали

[?]_max = [P]_max ? / P_m, (132)

[?]_max = 228,8 * 64,2/ 0,42 =349 мкм

Определяем максимальный допускаемый натяг соединения, гарантирующий прочность охватывающей детали.

[N]_max ? [?]_max + u, (133)

[N]_max ? 349 + 17,6 = 366,6 мкм

Выбираем посадку H7/r6

N_min = 81мкм > [N]_min и N_max = 366 мкм < [N]_max

Определяем давление от максимального натяга [N]_max выбранной посадки [P]_max Н/_ММ².

P_max = (N_max - u) P_m / ?, (134)

P_max = (366- 17,6) * 0,42 / 64,2 = 2,28Н / мм²

Определяем силу запрессовки детали для выбранной посадки.

F_п = рdlp_max f_п, (135)

F_п = 3,14 * 112,5 * 100 * 2,28* 0,14= 11275,7кН

Расчет муфт

Т_р = К_р * (Т₁) ? Т, (136)

Т_р = 3 * 124,896= 374,69

Сорт смазочных масел для передач

Смазка индустриальная И - Т - Д- 220

где И - индустриальное;

Т- для тяжело нагруженных узлов

Д - масло с антиокислительными, антикоррозийными, противоизносными, противозадирными примесями.

10. ПРОВЕРОЧНЫЕ РАСЧЕТЫ

Проверочный расчет шпонок

у_см = F_t / A_см < [ у ]_cм, (137)

у_см = 1665,28 / 195,3 =8,53мм



A_см = (0,94 h - t₁) * l_p ( 138)

A_см = (0,94 * 13,7 - 4)*22=195,3 мм

l_p = l - b

l_p = 30 - 8= 22 мм

где b, h, t₁ - стандартные значения выбираются из табл. ( К42)

[ у ]_cм - допускаемое напряжение на смятие, Н / мм²

[ у ]_cм = 82……142 Н / мм²

Проверочный расчет стяжных винтов подшипниковых узлов

а) Определяем силу, приходящуюся на один винт

F_B = R_cy / 2 = 9974,2/ 2 = 4987,1H (139)

б) Определяем механические характеристики материала винтов

[ у ]_Т = 0,25 у_Т = 0,25 * 300 = 75 Н / мм²

[ у ]_Б = 0,25 у_Т = 0,25 * 500 = 125 Н / мм²

где у_Т - предел текучести; у_Т = 300 Н / мм²;

у_В - предел точности; у_В = 500 Н / мм².

в) Определяем расчетную силу тяжести винтов

F_p= [ К₃ (1-X) + F_B]_, (140)

F_pб = [ 1,5 (1- 0,3) + 0,3] * 4987,1 =6732,6H

F_pT = [ 1,5 (1- 0,3) + 0,3] * 700 =945 H

г) Определяем площадь опасного сечения винта

А = рd²_p / 4 = р(d₂ - 0,94p)² / 4, (141)

А = 3,14 *(14-0,94*1,75)² / 4 = 119,8 мм²

где d₂ - диаметр винта;

р - крупный шаг резьбы.

г) Определяем эквивалентные напряжения

у_экв = 1,3 F_p / A, (142)

у_эквТ = 1,3 * 945 / 119,8 = 10,25 / мм² < [ у ]

у_эквБ = 1,3 * 6732,6H / 119,8 = 73,1 Н / мм² < [ у ]

где F_p - сила тяжести винтов;

A - площадь опасного сечения винта.

11. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ

Для тихоходного вала

а) Нормальные напряжения

у_а = у_и = (М₂ * 10³) / W_нетто, W_неттоТ=0,1*d³=0,1*36³=4665,6мм³ (143)

у_аТ2 = у_иТ2 = 1450,94* 10³ / 4665,6= 4,2

у_аТ3 = у_иТ3 = 1141,82* 10³ / 4665,6 = 3,6

где W_нетто - осевой момент сопротивления сечения вала, мм³

W_неттоТ=0,1*d³=0,1*36³=4665,6мм³

М - суммарный изгибающий момент в рассматриваемом сечении, Нм;

Для быстроходного вала

у_аБ2 = у_иБ2 = 30 * 10³ / 12500 = 2,4

где W_неттоБ=П*d³f₁/32=3,14*88³/32=66869,4мм³

М₂ = 30 Н*м.

у_аБ2 = у_иБ2 = 90 * 10³ / 27462,5 = 3,2

где W_неттоБ=П*d³f₁/32=3,14*88³/32=66869,4мм³

б) Касательные напряжения



t_a = t_k / 2 = (M_k * 10³) / (2 W_{р нетто})_, (144)

где W_{р нетто} - полярный момент инерции сопротивления сечения вала, мм³;

W_{р нетто} = 0,2 * d³ = 0,2 * 30³ = 5400;

W_{р нетто} = 0,2 * d³ = 0,2 * 39³ = 11863,8;

M_k - крутящий момент, Н*м;

M_k3 = 21,6 Н*м; M_k2 = 21,6 Н*м.

t_aТ3 = 21,6 * 10³ / 2*5400 = 2

t_aТ2 = 21,6 * 10³ / 2 * 11863,8 = 0,9

Для быстроходного вала

t_aБ3 = 21,6 * 10³ / 2 * 25000 = 0,4

где W_{р нетто} = 0,2 * d³ = 0,2 * 50³ = 25000 (145)

M_k3 = 21,6 Н*м;

t_aБ2 = 21,6 * 10³ / 2 * 54925 = 0,2

где W_{р нетто} = 0,2 * d³ = 0,2 * 65³ = 54925

M_k2 = 21,6 Н*м.

в) Определить коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений для расчетного сечения вала

( К_у)_D = К_у / (K_d + K_F - 1), (146)

( К_t)_D = К_t / (K_d + K_F - 1), (147)

где К_у и К_t - эффективные коэффициенты концентрации напряжений;

K_d - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения;

K_F - коэффициент влияния шероховатости.

r/d = 2 / 39 = 0,05 => К_у = 1,6 ; К_t = 1,45 (148)

d₂ = 35мм; d₃ = 39 мм; K_d2 = 0,7; K_d3 = 0,69; K_F = 1.

( К_у)_Т2 = 1,6 / 0,7 +1-1 = 2,99

( К_у)_Т3 = 1,6 / 0,69 +1-1 = 2,32

( К_t)_Т2 = 1,45 / 0,7 + 1 - 1 = 2,07

( К_t)_Т3 =1,45 / 0,69 + 1 - 1 = 2,1

Для быстроходного вала

r/d = 3,5 / 65 = 0,05 => К_у = 1,6 ; К_t = 1,45 (149)

d₂ = 56 мм; d₃ = 65 мм; K_d2 = 0,87; K_d3 = 0,85; K_F = 1.

( К_у)_Б2 = 1,6 / 0,87 +1-1 = 1,84

( К_у)_Б3 = 1,6 / 0,85 +1-1 = 1,88

( К_t)_Б2 = 1,45 / 0,87 + 1 - 1 = 1,67

( К_t)_Б3 =1,45 / 0,85 + 1 - 1 = 1,71

г) Определить приделы выносливости в расчетном сечении вала, Н / мм²

(у-₁)_D = у-₁ / (К_у)_D, (150)

(t-₁)_D = t-₁ / (К_t)_D, (151)

где у-₁ и t-₁ - приделы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения, Н / мм²;

у-₁ = 380 Н / мм²;

t-₁ = 0,58 * у-₁ = 0,58 * 380= 220,4 Н / мм².

(у-₁)_Т2 = 380 / 2,29 = 165,9Н / мм²

(у-₁)_Т3 = 380/ 2,32 = 163,8 Н / мм²

(t-₁)_Т2 = 240,5/ 2,07 = 116,2Н / мм²

(t-₁)_Т3 = 240,5/ 2,1 = 114,5Н / мм²

Для быстроходно вала

(у-₁)_Б2 = 380 / 1,84 = 206,5 Н / мм²

(у-₁)_Б3 = 380 / 1,88 = 202,1 Н / мм²

(t-₁)_Б2 = 240,5 / 1,67 = 144 Н / мм²

(t-₁)_Б3 = 240,5 / 1,71 = 140,6 Н / мм²

д) Определить коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям

S_у = (у-₁)_D / у_a, (152)

S_t = (t-₁)_D / t_a, (153)

S_уT2 = 165 / 11 = 15

S_уT3 = 163 / 13 = 12,5

S_tT2 = 116,2 / 3,4 = 34,2

S_tT3 = 114,2 / 4,9 = 23,3

Для быстроходного вала

S_уБ2 = 206,5 / 34 =

S_уБ3 = 202,1 / 16 = 12,6

S_tБ2 = 144 / 12,1 = 11,8

S_tБ3 = 140,6 / 2,6 = 54,08

е) Определить общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении

S = (S_у * S_t) / v (S_у² + S_t²) , (154)

Для быстроходного вала

S_T2 = 15 * 34,2 / v 15² + 34,2² = 13,8

S_T3 = 12,5 * 23,3 / v 12,5² + 23,3² = 11



12. РАСЧЕТ ТЕХНИЧЕСКОГО УРОВНЯ РЕДУКТОРА

Определение массы редуктора

(155)

где ц - коэффициент заполнения;

с - плотность чугуна;

d₁- делительный диаметр червяка

Определение критерия технического уровня редуктора

Х = m / T₂, (156)

где m - масса редуктора;

T₂ - вращающий момент на тихоходном валу редуктора, Н*М.

Х = 593/1236,47= 0,5

Таблица №9 Параметры редуктора

Тип редуктора	M (кг)	T2 (Н*М)	Х
Червячный одноступенчатый редуктор	593	1236,47	0,5



ВЫВОД

Средний уровень. В большинстве случаев производство экономически неоправданно!



БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК

"Курсовое проектирование по деталям машин" А.Е. Шейнблит 1991 г.

Размещено на Allbest.ru

...