Механический привод

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

Исходные данные:

F_t=1.2 кН -окружная сила на барабане

V=4 м/с - скорость движения ленты

D=1250мм-диаметр барабана

Определяем КПД передачи:

з_общ=з_ремня*з_зп*з_черв*з_муфты*з_подш⁴ [1. с12]

з_ремня=0,95

з_зп=0,96

з_черв=0,8(среднее значение для всех возможных передаточных чисел)

з_муфты=0,98

з_подш=0,99 (т.к. 4 пары подшипников)

з_общ=0,95*0,96*0,8*0,98*0,99⁴=0,687

Расчет выходной мощности, мощности и оборотов ЭД:

Р_вых= F_t*V=1,2*4= 4,8 кВт (выходная мощность)

Расчетная мощность электродвигателя:

Р_эдс= Р_вых/ з_общ= 4,8/0,687= 6,987 кВт (расчетная мощность эдс)

Частота вращения выходного вала:

n_вых=60*V/(р*D)=60*4/(3,14*1,25)= 61,15 об/мин (обороты конвейера)

Расчетное передаточное число редуктора:

U=u_ремня*u_зп*u_черв [1, с.15]

u_ремня= 2

u_зп= 3

u_черв=8 , тогда:

U=2*3*8=48

Тогда расчетные обороты эдс равны:

n_эдс= n_вых *U

n_эдс= 61,15*48= 2935,2 об/мин

Учитывая мощность и обороты выбираем ЭДС:

4а112м2у3 [2, с.280]

n_эдс=2920 об/мин

Р_эдс=7,5 кВт

Действительное общее передаточное число привода:

U_о= n_эдс / n_вых =2920/61,15= 47,8

Действительные передаточные числа:

u_зп= 2,8 (номинальное передаточное число [2, с.50])

u_черв=8 ( номинальное передаточное число [2, с.53])

Тогда

u_ремня=U_о/ u_зп/ u_черв=47,8/2,8/8= 2,1

2. Определение мощностей и передаваемых крутящих моментов на валах

рис 3.1 Схема привода.

Расчет мощностей:

Р_вх=Р_эдс=6,987 кВт

Р₁=Р_вх* з_ремня* з_подш =6,987*0,95*0,99=6,571 кВт

Р₂=Р₁* з_зп * з_подш =6,571*0,96*0,99=6,245 кВт

Р₃=Р₂* з_черв * з_подш =6,245*0,8*0,99=4,946 кВт

Р_вых=Р₃* з_муфты * з_подш =4,946*0,98*0,99=4,799 кВт

Скорости вращения на валах:

Рис.3.2 Схема привода (нумерация валов).

n_вх =n_эдс=2920 об/мин

n₁= n_вх/ u_ремня =2920/2,1=1390,48 об/мин

n₂=n₁/ u_зп =1390,48/2,8= 496,6 об/мин

n₃=n₂/ u_черв =496,6/8=62,08 об/мин

n_вых= n3=62,08 об/мин

Расчет крутящих моментов на валах:

Т_вх=9550*Р_вх/ n_вх=9550*6,987/2920=22,85 Нм

Т₁=9550*P₁/n₁=9550*6,751/1390,48=46,37 Hm

T₂=9550*P₂/n₂=9550*6,245/496,6=120,10 Hm

Т_вых=9550*P_вых/n3=9550*4,799/62,08=738,25 Hm

Табл. 2.1 Силовые и кинематические параметры привода

Вид передачи	Параметры передачи	Валы	Р, кВт	n , об/мин	Т , Нм
	u	з
Ременная	2,1	0.95	Вход.	6,987	2920	22,85
Цилиндрическая	2,8	0.96	1	6,751	1390,48	46,37
Червячная	8	0.8	2	6,245	496,6	120,10
			3	4,946	62,08	738,25
			вых	4,799	62,08	738,25

3. Расчет ременной передачи

Исходные данные:

Зубчато-ременная передача с трапецеидальными зубьями.

Р_р1=6,987 кВт

Р_р2=6,751 кВт

n_p1=2920 об/мин

n_p2=1390,48 об/мин

u_p=2,1

T_p1=22,85 Hm

T_p2=46,37 Hm

Определение расчетной мощности:

Р_р= Р_р1*С_р

где С_р- коэффициент зависящий от типа рабочей машины, количества смен и величины перегрузки. С_р=1,5 - 1,9

Р_р=6,987*1,7=11,878 кВт

Определение модуля ремня:

m=35*=35*=4.681 , принимаем модуль m=5 мм

Минимальное число зубьев ведущего шкива:

z₁=f(n_p1 , m)=20 [1, с.100, табл.8.2]

Число зубьев ведомого шкива:

z₂=z₁*u_р=20*2,1=42

Действительное передаточное число передачи:

u_pд=z₂/z₁=42/20=2,1

Диаметры шкивов:

d₁= z₁*m=20*5=100 mm

d₂= z₂*m=42*5=210 mm

Окружная скорость ремня

v===15.281 м/с

Расчетная окружная сила передаваемая ремнем:

F_t=1000*P_p/v=1000*=777.305 H

Число зубьев ремня находящихся в зацеплении с малым шкивом:

z₀=z₁*б₁/360^o ,

где б₁=180^o-57^o* - угол охвата шкива ремнем, где б- межосевое расстояние, которое для ремней с 1?m?5 находится как:

б_min=0.5*(d₁+d₂)+2m=0.5*(100+210)+2*5=165 мм

б_max=2*(d₁+d₂)=2*(100+210)=620 мм

принимаем б=400мм

б₁=180^o-57^o*=164^о

z₀=20*164^о/360^o=9,11 , z₀?6 - условие выполняется.

Удельная окружная сила передаваемая ремнем:

F_ty=[F]₀*C_z*C_H

где F_ty - допускаемая удельная окружная сила, передаваемая ремнем шириной 1 мм, F_ty=30 Н/мм [1, с.102, табл.8.3]

C_z-коэффициент учитывающий число зубьев ремня находящихся в зацеплении с ведущим шкивом, при , z₀?6 , C_z=1

C_H- коэффициент учитывающий применение натяжного ролика, при его отсутствии C_H=1

F_ty=30*1*1=30 Н/мм

Ширина ремня:

b'=

где q- масса 1м ремня шириной 1мм, q=7*10^-3 кг/(м*мм) [1, с.103, табл.8.4]

b'==27,4 мм

Ширина ремня с учетом коэффициент С_ш=1,05 [1, с.103, табл.8.5]

b=b'/C_ш=27,4/1,05=26,01мм, принимаем b=32 мм [1, с.104, табл.8.6]

Расчет шкивов:

а) Ширина шкива без бортов:

B=b+m=32+5=37 мм

б) Диаметры вершин зубьев шкивов:

d_a1=d₁-2д+K₁

d_a2=d₂-2д-K₂

где д - расстояние от впадины зуба до средней линии несущего слоя ремня, по ОСТ3805114-76, для m=5мм, д=0,8мм

К₁ и К₂ - поправки учитывающие податливость витков металлокорда, мм.

К₁=0,2*F_t/b*л*z₁

К₂=0,2*F_t/b*л*z₂

где л - податливость витков металлокорда ремня, л=8*10^-4 мм²/Н

К₁=0,2*777,305/32*8*10^-4*20=0,078

К₁=0,2*777,305/32*8*10^-4*42=0,163

d_a1=100-2*0,8+0,078=83,922

d_a2=210-2*0,8-0,163=208,237

Длина ремня:

Расчетная длина ремня:

L_p=2*б+р/2*(d₂+d₁)+(d₂-d₁)/4б=2*400+3.14/2*(210+100)+(210-100)/ 4*400=1286.84 мм

Номинальная длина ремня выбирается согласно количеству зубьев ремня z_p,

z_p=L_p/p,

где p- шаг ремня равный р=15,71 мм [1, с.107, табл.8.8]

z_p=1286.84/15.71=81.91, принимаем z_p=82, тогда:

L_p=82*15.71=1288.22 мм

4. Расчет зубчатой передачи

Исходные данные:

n₁=1390 об/мин

n₂=496,6 об/мин

u=2,8

L_г=5лет=43800 час.

К_сут=0,3

К_год=0,8

без реверса

Материалы шестерни и зубчатого колеса:

Для изготовления шестерни и зубчатого колеса выбираем сталь 40Х (ГОСТ4543).Термообработка улучшение для шестерни до твердости Н_нв1=325НВ, для колеса до твердости Н_нв2=270 НВ

Расчет допускаемых контактных напряжений:

у_HP=*Z_R *Z_V *Z_L *Z_X *Z_W

где - предел контактной выносливости поверхностей зубьев, соответствующий базовому числу циклов напряжений[1 табл.5.2]

уHPlimb₁=2 Н_нв1+70=2*325+70=720 Мпа

уHPlimb₂=2 Н_нв2+70=2*270+70=610 МПа

S_H- коэффициент запаса прочности для зубчатых колес с однородной структурой материала. При твердости Н_нв<350 HB S_H=1.1

Z_N-коэффициент долговечности

Z_N= , при N_Hlim?N_НЕ

Z_N= , при N_Hlim?N_НЕ

где N_Hlim-базовое число циклов нагружений,

N_Hlim=30*( Н_нв)^2,4?120*10⁶ циклов

N_Hlim1=30*( 325)^2,4=32*10⁶

N_Hlim2=30*( 270)^2,4=20,5*10⁶

N_НЕ - число циклов перемены напряжений, соответствующее заданному сроку службы передачи при переменной нагрузке

N_НЕ=60*k_HE*n*L_h

где k_HE - коэффициент учитывающий переменную нагрузку,

k_HE=?[()³*()]=1³*0.3+0.6³*0.4+0.4³*0.3=0.4056

L_h-срок службы привода,

L_h=L_г*К_с*К_г=43800*0.3*0.8=10512 ч

N - частота вращения рассчитываемого зубчатого колеса

N_HE1=60*0.4056*1390.48*10512=355,71*10⁶ цикла

N_HE2=60*0,4056*496.6*10512=127,04*10⁶ цикла

Z_R-коэффициент учитывающий влияние исходной шероховатости сопряженных поверхностей зубьев

Z_V- коэффициент учитывающий влияние окружной скорости

Z_L- коэффициент учитывающий влияние смазочного материала

Z_X- коэффициент учитывающий размер зубчатого колеса

Z_W- коэффициент учитывающий влияние перепада твердостей материала сопряженных поверхностей зубьев

По ГОСТ 21354-87 при проектировочных расчетах рекомендуется принимать

Z_R *Z_V *Z_L *Z_X *Z_W=0,9

т.к. N_Hlim1< N_HE1 , a N_Hlim2<N_HE2 то

Z_N1==0.998

Z_N2==0.998

тогда

у_HP1=*0,9=587.91 МПа

у_HP2=*0,9=498.09 МПа

Расчетное допускаемое контактное напряжение:

у_HP=0.45*( у_HP1+ у_HP2)?1.15* у_HPmin

у_HP=0.45*(587.91+498.09)=488.7 МПа

1.15* у_HPmin=1,15*498.09=572.8 МПа

т.к. у_HP меньше чем минимальное из двух значений, то в качестве расчетного принимаем у_HP2=498.09 МПа

Проектировочный расчет зубчатой передачи:

Ориентировочное значение межосевого расстояния :

a_w=K_a*(u+1)*

K_a=430, вспомогательный коэффициент [1, с.45]

Т₂- вращающий момент на колесе (ведомом звене), Т₂=131,5 Нм

u- передаточное число,

K_Hв- коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки, принимают в зависимости от твердости колес и параметра ш_bd =0,5*ш_ba*(u+1)

где ш_ba- коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния, принимают из стандартного ряда чисел в зависимости от расположения колес. [1, с.22]. Расположение колес - консольное, тогда ш_ba=0,2

ш_bd=0,5*0,2*(2,8+1)=0,38

Тогда K_Hв=1,02

a_w=430*(2,8+1)*=114.58 мм

Полученное значение округляем до стандартного [1, с.55 табл.5.4]

a_w=112 мм

Расчет модуля:

m_p=(0,01:0,02)* a_w=(0,01:0,02)*112=1,12:2,24, из стандартных значений [1, с.55, табл.5.5]

выбираем m=1,5 мм (1,5 мм минимальное значение модуля для силовых передач)

Рабочая ширина колеса:

b₂= ш_ba* a_w=0,2*112=22,4 мм

принимаем b₂=23 мм

Ширина шестерни:

b₁= b₂+(2:7)мм=23+(2:7)=25:30 мм

Принимаем b₁=30 мм

Угол наклона зубьев должен быть в пределах 7-18^о:

Зададимся углом в=10^о

Суммарное число зубьев:

z_?=(2* a_w*cosв)/m=(2*112*cos10^о)/1.5=147,1

принимаем z_?=147

Определим числа зубьев шестерни и колеса:

z₁=z_?/(u+1)=147/3,8=38,7

принимаем z₁=39

z₂=z_?-z₁=147-39=108

Фактическое передаточное число:

u_ф=z₂/z₁=108/39=2.769

?u=(u_ф-u)/u*100%=(2.769-2,8)/2,8*100%=1.1% < 4%

Уточняем угол наклона зубьев

cosв=m(z₁+z₂)/(2* a_w)=1.5*(39+108)/(2*112)=0.9844

в=10^o13'37”

Определяем делительные диаметры d_1,2, диаметры вершин d_a1,a2 и впадин d_f1,f2 зубьев зубчатых колес:

d₁=m* z₁ /cosв=1.5*39/0.9844=59,43 мм

d₂= m* z₂ /cosв=1.5*108/0.9844=164,57 мм

d_a1= d₁+2*m=59,43+2*1.5=62,43 мм

d_a2= d₂+2*m=164,57+2*1.5=167,57 мм

d_f1= d₁-2,5*m=59,43-2,5*1,5=55,68 мм

d_f2= d₂-2,5*m=164,57-2,5*1,5=160,82 мм

Проверка межосевого расстояния:

a_w= (d₁+ d₂)/2=(59,43+164,57)/2=112 мм

Вычислим величину усилий действующих в зацеплении:

Окружная сила:

F_t=2*T₂/d₂=2*120,1*10³/164,57=1459,56 H

Радиальная сила:

F_r=F_t*tga_tw/cosв=1459,56*tg20^o/0,9844=539,66 H

Осевая сила:

F_a=Ft*tgв=1459,56*tg 10^о13'37”=260,87 H

Определение допускаемых напряжений изгиба:

Допускаемы напряжения изгиба определяют по формуле

у_FP=*Y_R *Y_X *Y_д

где уFlimb - предел выносливости зубьев при изгибе

у_Flimb= *Y_t*Y_Z*Y_g*Y_d*Y_A

где - предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов напряжений.[1, с.54, табл.5.3]

Y_t- коэффициент учитывающий технологию изготовления Y_t=1 [1, с.43]

Y_Z- коэффициент учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса Y_Z=1 [2, с.43]

Y_g- коэффициент учитывающий влияние шлифования переходной поверхности зуба, для нешлифованной переходной поверхности принимают Y_g=1 [1, с.43]

Y_d-коэффициент учитывающий влияние деформированного упрочнения или электрохимической обработки переходной поверхности, при отсутствии этого Y_d=1 [1, с.43]

Y_A-коэффициент учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки, при одностороннем Y_A=1 [1, с.43]

Y_R- коэффициент учитывающий влияние шероховатости переходной поерхности, при отсутствии полирования Y_R=1 [1, с.43]

Y_X- коэффициент учитывающий размер зубчатого колеса, при d_a?300 мм Y_X=1[1, с.43]

Y_д- опорный коэффициент, учитывающий чувствительность материала к концентрации напряжений; примем Y_д=1.

S_F- коэффициент безопасности, S_F=1,4 - 1,7

Y_N- коэффициент долговечности

Y_N=>1

k_FE=?[()³*()]=1⁶*0.3+0.6⁶*0.4+0.4⁶*0.3=0.3199

N_FE1=60*0.3199*1390.48*10512=280.55*10⁶ цикла

N_FE2=60*0,3199*496.6*10512=100.2*10⁶ цикла

где N_Flim= 4*10⁶, базовое число циклов нагружений для любой стали

Т.к. N_FЕ> N_Flim, принимаем Y_N=1, тогда:

у_Flimb1= 1,75*325*1*1*1*1*1=568,75 МПа

у_Flimb2= 1,75*270*1*1*1*1*1=472,5 МПа

у_FP1=*1*1 *1=334,56 МПа

у_FP2=*1*1 *1=277,94 МПа

Проверочный расчет передачи на контактную усталость:

Сравним расчетные и допускаемые напряжения

у_Н=у_Н0?у_НР

где у_Н0 - контактное напряжение в полюсе зацепления,

у_Н0=Z_Е*Z_Н*Z_е, при

К_Н= К_A* К_Нv* К_Нв* К_Нб ,

где К_А=1,25- коэффициент учитывающий внешнюю динамическую нагрузку [2, с.51, табл.4.2.9]

К_Нv - коэффициент учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении

К_Нv=1+,

где щ_Hv - удельная окружная динамическая сила:

щ_Hv=д_Н*g₀*v*

где д_Н - коэффициент учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля головок зубьев, д_Н=0,02 [1, с.56, табл.5.7]

g₀ - коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса, выбирается в зависимости от окружной скорости зубчатых колес,

v=р*d₁*n₁/60=3.14*59.43/1000*1390/60=4.323 м/с

Учитывая что степень точности по нормам плавности по ГОСТ 1643-81 равна 8, то выбираем : g₀=5.6 [1, с.56, табл.5.8]

щ_Hv=0,02*5,6*4,323*=8,527 Н/мм

К_Нv=1+=1,08

е_в - осевой коэффициент перекрытия,

е_в=b₂*sinв/(р*m)=23*0.176/(3.14*1.5)=0.86

K_Hб - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, при е_в?1, K_Hб=1

К_Н= 1,25* 1,08* 1,02*1=1,377

Z_E - коэффициент, учитывающий механические свойства материалов, для сталей Z_E=190

Z_H - коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления,

Z_H=1/cosб_t [1, с.49]

где б_t - делительный угол профиля в торцевом сечении, б_t= б=20^о

в_b - основной угол наклона для косозубой передачи

в_b=arcsin(sin в*cos20^o)=9^o30'35''

tgб_tw - угол зацепления косозубой передачи без смещения

tgб_tw=tg б/cosв=0.37

Z_H=1/0.94*=2.456

Z_е - коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий, для косозубых передач при е_в<1

Z_е=

где е_б- коэффициент торцевого перекрытия

е_б=[1.88-3.2*(1/z₁±1/z₂)]*cosв

е_б=[1.88-3.2*(1/39+1/108)]*0.9844=1.7407

Z_е==0.5995

у_Н0=190*2.456*0.5995=398.69 МПа

у_Н=398.69=467.85?504.08

?у_H=(у_HP- у_Н)/ у_НP*100%=(498.09 -467,85)/498,09=7.2% , что соответствует допустимым 10% недогрузки передачи.

Проверочный расчет передачи на изгибную усталость.

Выносливость зубьев, необходимая для предотвращения их усталостного излома, устанавливают сопоставлением расчетного напряжения от изгиба и допускаемого напряжения у_F?у_FP

Расчетное местное напряжение при изгибе

у_F=(F_t/(b₂*m))*K_F*Y_FS*Y_в*Y_е

где K_F - коэффициент нагрузки, K_F=K_a*K_Fv*K_Fв*K_Fб

K_Fv - коэффициент, учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении до зоны резонанса

K_Fv=1+

где щ_Fv - удельная окружная динамическая сила, Н/мм

щ_Fv=д_F*g₀*v*

д_F - коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и профиля головок зубьев, д_F=0,06 [1, с.56, табл.5.7]

щ_Fv=0,06*5,6*4.323*=9.2379 Н/мм

K_Fv=1+=1,087

K_fв - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий, принимается в зависимости от ш_bd [1. с.57, рис.5.4]

K_fв=1.04

K_fб - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями,

K_fб=1.22 [1, с.56, табл.5.9]

K_F=1,25*1,087*1,04*1,22=1,724

Y_FS - коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений, выбирается в зависимости от угла в и д, где д - угол делительного конуса, д=arctg(1/u)=arctg(1/2.769)=19^o85'67''

Тогда Y_FS=3.72 [2. с.51, рис.4.2.3]

Y_в - коэффициент, учитывающий наклон зуба, для косозубых передач:

Y_в=1-е_в(в/100^o)?0.7

Y_в=0.9025

Y_е - коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев, для косозубых передач, при е_в<1, Y_е=0,2+0,8/е_б=0,2+0,8*0,5995=0,6769

у_F=(1953,69/(23*1,5))*1,724*3,72*0,9025*0,6769=221,865 Мпа

у_FP=277,94 МПа, т.к 221,865<277,94, следовательно условие прочности выполняется.

5. Расчет червячной передачи

Определяем скорость скольжения в червячной передаче:

v_S=0.45*10^-3*n₁*=0.45*10^-3*496.6*=2.02 м/с

Выбираем материал венца зубчатого колеса с учетом скорости скольжения и способа отливки. При серийном производстве рекомендуется центробежное литье, поэтому выбираем бронзу БрФ9ЖЗЛ [2, с.53, табл.4.2.15], у_B=530 МПа , у_T=245 МПа

Определяем допускаемое контактное напряжение

Для второй группы материалов, с HRC>45:

[у_Н]=300-25v_S

[у_Н]=300-25*2.02=249.5 МПа

Допускаемые напряжения изгиба.

Для нереверсивных передач определяются по формуле

[у_F]=(0,08*у_в+0,25* у_Т)*Y_N,

где Y_N - коэффициент долговечности, находится в зависимости от N_FE=60*k_FE*n*L_h*c

N_FE1=60*0.3199*496.6*10512=100.2*10⁶ цикла

N_FE2=60*0.3199*62,08*10512=12,53*10⁶ цикла

Т.к. N_FE >N_Flim то Y_N=1

[у_F]=(0,08* 530+0,25*245)*1=103.65 МПа

Геометрические параметры червячной передачи:

Исходя из передаточного числа выбираем чилсо заходов червяка z₁=4, тогда z₂=z₁*u=4*8=32 - число зубьев червячного колеса

Расчетное межосевое расстояние определяется по формуле:

a_w=61*

K_HB=1 - коэффициент динамической нагрузки

K_HL - коэффициент учитывающий срок службы привода, где

K_HL=,

K_HL==0.97 ,тогда:

a_w=61*=140.5мм

Принимаем a_w=160 мм [2, с.53, табл.4.2.18]

Предварительное значение модуля передачи

m=(1.5-1.7)*a_w/z₂=(1.5-1.7)*160/32=7.5-8.5 мм

принимаем m=8 [2, с.53, табл.4.2.16]

тогда q=2*a_w/m-z₂=2*160/8-32=8 Принимаем q=8 [2, с.53, табл.4.2.17]

Нижний предел рекомендуемых значений

q_min=0.212*z₂=0.212*32=6.784

q>q_min, условие выполняется.

Коэффициент смещения

x=a_w/m-0.5*(z₂+q)=160/8-0.5*(32+8)=0

u_ф=z₂/z₁=8

Делительный диаметр червяка

d₁=q*m=8*8=64 мм

Делительный диаметр червячного колеса

d₂=z₂*m=32*8=256 мм

Диаметры вершин витков червяка и зубьев червячного колеса

d_a1=d₁+2m=64+2*8=80 мм

d_a2=d₂+2m*(1.2-x)=256+2*8*(1.2-0)=275,2 мм

Диаметр впадин витков червяка и зубьев червячного колеса

d_f1=d₁-2.4m=64-2.4*8=44,8 мм

d_f2=d₂-2m*(1.2-x)=256-2*8*(1.2-0)=236,8 мм

Наибольший диаметр червячного колеса

d_am2?d_a2+6m/(z₁+2)=275,2+6*8/(4+2)=283,2 мм

Принимаем d_am2=283 мм

Длина нарезанной части червяка определяется по формуле

b₁?(12.5+0.09z₂)*m=(12.5+0.09*32)*8=123,04 мм

Принимаем b₁ для фрезеруемых червяков увеличенное на 25 мм, b₁=148 мм.

Ширина венца для z₁=4

b₂?0.67*d_a1=0.67*80=53,6 мм Принимаем b₂=52 мм

Определяем силы в зацеплении червячной передачи.

Изобразим схему действия сил:

Рисунок 5.1 Схема действия сил.

|F_t1|=|F_a2|=2T₁/d₁=2*120.1/0.064=3753,13 H

|F_t2|=|F_a1|=2T₂/d2=2*738.25/0,256=5767,58 H

|F_r1|=|F_r2|=F_t2*tgб=5767,58*tg20^o=2099,23 H

Проверочный расчет по контактным напряжениям:

Определяем скорость скольжения в зацеплении

v_s=v₁/cosг

где v₁ - окружная скорость на червяке, v₁=р*n₁*d₁/60=3.14*496.6*0.064/60=1,66 м/с

г=arctg(z₁/(q+2x))=arctg(4/(8+2*0))=26^o35'30''

v_s=1,66/cos26^o35'30''=1,86 м/с

Расчетное контактное напряжение

у_Н==]³*738.25*1.1*1000= =211Мпа

?у_H=

Условие прочности соблюдается.

Определяем КПД передачи:

з=tgг/tg(г+с)

где с=3^o10'

з=tg26^o35'30''/tg(26^o35'30'''+3^o10')=0.86

Проверка зубьев колеса по напряжениям изгиба:

Расчетное напряжение изгиба

у_F=

где Y_F - коэффициент формы зуба, Y_f=1.48 (при z_v2=44.7)

K_Fв - коэффициент концентрации нагрузки по длине зуба, K_Fв=1,1

K_Fv - коэффициент динамической нагрузки, зависит от скорости колеса:

v₂=р*d₂*n₂/60=3.14*0.256*62.08/60=0,83 м/с

v₂<3 м/с, следовательно K_fv=1

у_F== 12,62МПа

[у_F]=103,65 МПа

Условие прочности выполняется.

Тепловой расчет:

Рабочая температура масла без искусственного охлаждения

t_раб=?[t_раб]

где K_t - коэффициент теплоотдачи (9-17), принимаем K_t =12

А - площадь охлаждения корпуса без учета дна корпуса, А?12*a_w^1.71=12*0,2^1.71=0,77 м²

ш=3 - коэффициент, учитывающий отвод теплоты от корпуса редуктора в металлическую раму.

[t_раб]=95^о

t_раб==43,7^о

Условия работы масла соблюдаются.

6. Предварительный расчет диаметров валов

d_вх=d_эдс=32мм [2, с.281, табл.16.7.2]

Для любых валов:

d=

где ф - допускаемое напряжение на кручение

ф=20-30 - для всех валов, ф=10-12 - для червяков. Тогда:

d₁==22,63 мм, принимаем 25 мм , диаметр внутреннего кольца подшипника 30мм

d₂==39,16 мм, принимаем 40мм , диаметр внутреннего кольца подшипника 45мм

d₃=d_вых==49,74 мм, принимаем 50мм

d₃=d_вых=55 мм (исходя из выбора муфты), диаметр внутреннего кольца подшипника 60мм

7. Подбор и проверочный расчет муфт

Муфту выбираем исходя из выходного диаметра вала d_вых и расчетного вращающего момента Т_р.

d_вых=50 мм

Т_р=Твых*К_реж

где К_реж - коэффициент режима работы, при переменных нагрузках и средних разгоняемых массах К_реж=1,5-2

Т_р=738,25*2=1476,5 Нм

Выбираем: зубчатая муфта 1-1600-55-1 ГОСТ 5006-94

Проверка муфты проводиться по наряжениям смятия рабочих поверхностей

где m - модуль, m=2,5;

z - число зубьев, z = 38;

b - длинна зуба, b = 13;

- допускаемое напряжение смятия, =8…15 МПа.

Принимаем муфту 1-1600-55-1 ГОСТ 5006-94 .

8. Предварительный подбор подшипников

[2, с.106, табл.7.10.3]

Вал 1:

Подшипник 46306 ГОСТ 831-75

d=30 мм

D=72 мм

В=19 мм

Вал 2:

Подшипник 7309 ТУ 37.006.162-89

d=45 мм

D=100 мм

В=26 мм

Подшипник 2309 ГОСТ 8328-75

d=45 мм

D=100 мм

В=25 мм

Вал 3:

Подшипник 7312 ТУ 37.006.162-89

d=60 мм

D=130 мм

В=31 мм

9. Компоновочная схема и выбор способа смазывания передач и подшипников, определение размеров корпусных деталей

Компоновочная схема устанавливает положение шестерни и колеса закрытой зубчатой передачи, муфты относительно стенок редуктора, определяет расстояние между точками приложения реакций подшипников

Форму корпуса выбираем с внешним расположением бобышек.

Толщина стенки корпуса для цилиндрическо-червячных редукторов :

д=0,04*a_wчерв+3=10

д=0.025*a_wЗП+3=5,8

По литейным требованиям Принимаем

Толщина стенки крышки

Принимаем

Диаметры болтов, соединяющих :

редуктор с рамой (фундаментом):

корпус с крышкой у бобышек подшипников: принимаем 16мм

корпус с крышкой по периметру соединения:

Ширина фланцев редуктора :

фундаментного:

корпуса и крышки у подшипников:

корпуса и крышки по периметру:

Толщина фланцев редуктора :

фундаментного:

корпуса (соединения с крышкой):

крышки (соединение с корпусом):

Размеры цилиндрических штифтов (4 шт.) :

Выбор способа смазывания передач и подшипников:

Смазывание зубчатых колёс осуществляется погружением в масляную ванну.

Объем масляной ванны составляет (0,3…0,8) л/кВт. V=1,95…5,2 л. Принимаем: для червячной передачи V = 5,1 л, для цилиндрической передачи V = 1,6 л. Согласно рекомендациям принимаем сорт масла Ирп40 ТУ 38.101451-78 для цилиндрической передачи, . При скорости V ? 3 м/c применяется смазывание подшипников пластичными материалами. В качестве пластичных материалов принимаем ЦИАТИМ 202 ГОСТ 11110-75 .

10. Расчет тихоходного вала по эквивалентному моменту

Исходные данные:

L₁=0.075м

L₂=0.09м

L₁=0.136м

F_r2=2099.23 Н

F_а2=3753,13 Н

F_t2=5767,58 Н

d_a2=275,2 мм

Сила, действующая со стороны муфты:

F_м=(0,15:0,2)*(2*T*10³/d_э ),

где d_э - диаметр расположения в муфте элементов, передающих крутящий момент. d_э=mz, m=2,5, z=38 [2, с.236, табл.13.2.1]

d_э=2,5*38=95 мм

Т=1,6 кНм [2, с.236, табл.13.2.1] тогда

F_м=(0,15:0,2)*(2*1,6*10³/0,095)=(5052,6:6736,8)Н, принимаем наибольшее значение

F_м=6736,8 Н

Рисунок 10.1 Схема сил нагружающих вал.

Находим реакции опор из уравнения равновесия. По оси XOY:

?М_А=F_a2* 0.5d_a2+F_r2*L₁+R_bx*( L₁+ L₂)=0

R_bx===-4084.06 Н

?М_В=F_a2* 0.5d_a2-R_аx*( L₁+ L₂)- F_r2*L₂=0

R_ax===1984.85 Н

При проверке сумма сил равна 0.

По оси YOZ:

?М_А=- F_t2* L₁- R_by*( L₁+ L₂) - F_м*L =0

R_by= (-F_t2* L₁- F_м*L) /( L₁+ L₂)=(-5767.58*0.075- 6736,8 *0.075)/(0.075+0.09)=-9667,94 H

?М_В=-F_t2* L₂+ R_аy*( L₁+ L₂) - F_м*L ₃=0

R_ay= (F_t2* L₂- F_м*L₃ )/( L₁+ L₂)=(5767.58*0.09-6736,8 *0.136)/(0.075+0.09)=8698,72 H

При проверке сумма сил равна 0.

Расчет изгибающих моментов для XOZ:

M_1x=0

M_2x'=R_ax*L₁=1984.85*0.075=148.86 Нм

M_2x”=148.86-F_a2*0.5d_a2=148.86-3753.13*0.2752/2=-367.57 Нм

M_3x=R_ax*(L₁+L₂)-F_a2*d_a2+F_r2*L₂=1984.85*0.165-516.43+188.93=0 Нм

M₄=0

Расчет изгибающих моментов для YOZ:

M_1у=0

M_2у=R_ay*L₁=8698.72*0.075=652.404 Нм

M_3у=R_ay*(L₁+L₂)-F_t2*L₂=8698.72*0.165-5767.58*0.09=916.21 Нм

M_4у=0

Расчет суммарного изгибающего момента:

М_и= , тогда:

М_и1=0

М_и2'= =669.17, Нм

М_и2”= =748.83, Нм

М_и3= = 916.21 Нм

М_и4=0

Построение эпюры крутящих моментов, при Т=738,25 Нм:

Т₁=0

Т₂=Т=738,25 Нм

Т₃=Т=738,25 Нм

Т₄=Т=738,25 Нм

Вычисление эквивалентных изгибающих моментов:

М_экв=, где б=у_-1и/4у_ои?/4 [2, с.64, 6.2, пункт 10] тогда:

М_экв1=0

М_экв2'==669.17 Нм

М_экв2”==814.21 Нм

М_экв3= =970.38 Нм

М_экв4==319.67 Нм

Определение расчетного диаметра вала в опасном сечении:

Условие прочности вала по эквивалентному моменту:

где - расчетный диаметр вала в сечении;

- допускаемое напряжение изгиба для вала.

- конструктивный диаметр вала в сечении.

где - предел прочности материала.

- коэффициент запаса прочности.

На данном валу мы имеем одно опасное сечение №3, поэтому расчеты производим для него. Материалом для вала выбираем сталь 40Х, термообработка - улучшение, предел прочности , предел текучести , .

Условие прочности по эквивалентному моменту выполняется.

Суммарные радиальные нагрузки подшипников:

.

11. Подбор подшипников тихоходного вала по динамической грузоподъемности

На валу установлены роликовые однорядные конические подшипники 7312.

Расчетная схема подшипников ведущего вала представлена на рис. 11.1.

Подшипники испытывают радиальную и осевую нагрузку:

Рисунок 11.1 - Расчетная схема тихоходного вала.

Назначаем тип подшипника, определив отношение осевой силы к радиальной силе того подшипника, который ее воспринимает (здесь подшипник 2)

>0.35

Так как соотношение больше 0,35, то назначаем роликовый конический однорядный подшипник средней серии по d_п3=60мм.

Подшипник № 7312, у которого:

D_n2=130мм;

В_n2=31мм;

С₀=96.5кН - статическая грузоподъемность;

С=128кН - динамическая грузоподъемность

е=0.34 - коэффициент осевого нагружения;

У=1,08 - коэффициент при осевой нагрузке [2,c.112,табл.7.10.6].

Определяем коэффициент Х при радиальной нагрузке [2,c.111] в зависимости от отношения

где V - коэффициент вращения, при вращении внутреннего кольца V=1.

Тогда Х=0,4.

Определяем осевые составляющие от радиальных нагрузок

S=0,83*e*R_r

S₁=0,83*0,34*8922.3=2517.87Н;

S₂=0,83*0,34*10495.5=2961.83Н.

Определяем осевые нагрузки, действующие на подшипники.

R_a1=S₁;

R_a2=S₂ +R_a1;

R_a1=2517.87Н;

R_a2=2961.83+2517.87=5479.7Н.

Определяем эквивалентную нагрузку наиболее нагруженного подшипника 2

R_э2=(ХVR_r2+УR_a2)KK_ф;

где K - коэффициент безопасности;

K =1,3…1,5

принимаем K =1,5;

K_ф - температурный коэффициент;

K_ф =1 (до 100єС)

R_э2=(0,4110495.5+1,085479.7)1,51=15174.414Н=15.2кН

Определяем номинальную долговечность роликовых подшипников в часах

Подставляем в формулу значения

По заданию долговечность привода L_hmin=10512ч.

В нашем случае L_h> L_hmin, принимаем окончательно для червяка подшипник 7312.

12. Подбор и проверочный расчет шпоночных соединений

Выбор параметров шпоночного соединения (сечение шпонки, глубина паза, вала и ступицы) осуществляется по ГОСТ 23360-78 в зависимости от диаметра вала. Длина шпонки определяется в зависимости от длины ступицы.

В табл. 12.1 представлены параметры шпоночного соединения.

Табл.12.1 Параметры шпонок.

Вал	Элемент передачи	Диаметр вала d, мм	Размеры шпонки	Глубина паза мм
			Длина l мм	Ширина b мм	Высота h мм	Вала t1	Втулки t2
Входной	Шкив	25	43	8	7	4	3.3
Червяка	Зубчатое колесо	40	28	12	8	5	3.3
Выходной	Червячное колесо	62	52	18	11	7	4.4
Выходной	Муфта	55	60	16	10	6	4,3

Рисунок 12.1 - Шпоночное соединение.

Проверочный расчет шпоночных соединений заключается в расчете напряжений смятия, действующих на выступающих из вала частях шпонки по формуле:

,

где Т - вращающий момент на валу;

- рабочая длина шпонки;

- допускаемое напряжение смятия для материала шпонки. При стальной ступице и спокойной нагрузке МПа.

Рабочая длина шпонки:

Расчет шпонки на конце входного вала под шкивом:

Шпонка пригодна.

Расчет шпонки на валу с червяком под зубчатым колесом:

Шпонка пригодна.

Расчет шпонки на тихоходном валу под червячным колесом:

Шпонка пригодна.

Расчет шпонки под муфтой:

Шпонка пригодна.

13. Выбор квалитетов точностей, шероховатостей поверхностей выбор степеней точности и назначение допусков формы и расположения поверхностей

Номинальным размером называют размер изделия, полученный по расчёту или выбранный по конструктивным соображениям. Изготовленные изделия всегда имеют некоторые отклонения от начального размера.

Для того чтобы изделие отвечало своему целевому назначению, его размеры должны выдерживаться между двумя допустимыми предельными размерами, разность которых образует допуск. Зону между наибольшими и наименьшими предельными размерами называют полем допуска.

К различным соединениям предъявляют неодинаковые требования к условиям точности. Поэтому система допусков содержит 19 квалитетов: 01, 0, 1, 2,…, 17 (в порядке убывания точности). Характер соединения деталей называют посадкой. Посадку характеризует разность размеров деталей до сборки. Посадки могут обеспечить в соединении зазор и натяг. Посадки характеризуются наибольшими зазорами Smax и натягом Nmax.

Деталь, у которой положение поля допуска остаётся без изменения и не зависит от вида посадки, называют основной деталью системы. Если этой деталью является отверстие, то соединение выполнено в системе отверстия.

Основные отклонения обозначают буквами латинского алфавита:

--для отверстий -- прописными А, В, С и т.д.

--для валов -- строчными а, в, с и т.д.

Преимущественно назначают посадки в системе отверстия с основным отверстием Н, у которого ЕУ = 0.

Для посадок с зазором рекомендуют применять неосновные валы t, g, h;

Для переходных посадок -- js, r, m, n;

Для посадок с натягом--h, r, s.

Посадки на вал для:

зубчатых колес;

муфты упругой со звездочкой ;

внутренних колец подшипников ;

манжетных уплотнений ;

Шейки валов выполняем с отклонением вала по, отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца подшипников по (точность подшипника нормальная--нулевое обозначение). Крышки подшипников с корпусом .

Допуск формы и расположения поверхностей указываем условными обозначениями по ГОСТ 2.308-79.

Назначения допусков формы и расположения поверхностей, мм:

Корпус:

Допуск плоскостности плоскости соединения "корпус-крышка": 0,03;

Допуск круглости посадочных поверхностей подшипников : 0,008;

Допуск параллельности осей подшипниковых узлов: 0,018;

Допуск соосности отверстий подшипников: 0,004;

Валы:

Допуск круглости выходных концов: 0,008;

Допуск радиального биения выходных концов: 0,020;

Допуск круглости посадочных мест подшипников: 0,008;

Цилиндрические зубчатые колёса:

Допуск радиального биения зубьев: 0,04;

Допуск осевого биения: 0,03;

Шероховатость поверхностей по ГОСТ 2788-73.

Ra -- среднее арифметическое отклонение профиля.

Rz -- высота неровностей профиля по 10 точкам.

Rmax -- наибольшая высота неровностей профиля.

Параметр Ra является основным для деталей в машиностроении. Шероховатость Ra(мкм) рекомендуется:

1,6--торцы валов для базирования;

3,2; 1,6--поверхности рабочие на шпоночных пазах вала и ступицы;

0,8; 1,25--поверхности валов под подшипники и ступицы зубчатых колёс, муфт, шкивов.

0,4; 0,63--поверхности валов под резиновые манжеты;

6,3--нерабочие поверхности.

Червячные колеса:

1,6--торцы валов для базирования;

3,2; 1,6--поверхности рабочие на шпоночных пазах вала и ступицы;

0,8; 1,25--поверхности валов под подшипники и ступицы зубчатых колёс, муфт, шкивов.

0,4; 0,63--поверхности валов под резиновые манжеты;

6,3--нерабочие поверхности.

14. Расчет тихоходного вала на выносливость

На тихоходном валу одно опасное сечение -3.

Рассмотрим сечение 3: (см. рис. 10.1): Источник концентраций напряжений - галтель при измерении диаметра.

Коэффициент запаса прочности вала по нормальным напряжениям:

где - предел выносливости при симметричном цикле нагружения;

- амплитуда цикла изменения напряжения изгиба;

- коэффициент снижения предела выносливости детали в сечении при изгибе.

где W - момент сопротивления изгибу в опасном сечении.

;

Коэффициент снижения предела выносливости детали в сечении при изгибе:

где - эффективный коэффициент концентрации напряжений, зависит от размеров сечения, механических характеристик материала;

- коэффициент влияния размеров поперечного сечения;

- коэффициент влияния шероховатости;

= 1,0 коэффициент влияния поверхностного упрочнения;

1,53 Коэффициент запаса прочности вала по касательным напряжениям:



где - предел выносливости при симметричном цикле кручения; - амплитуда цикла изменения напряжений кручения;

- постоянная составляющая напряжений кручения; - коэффициент снижения предела выносливости детали в сечении при кручении;

- коэффициент, характеризующий чувствительность материала к асимметрии цикла изменения напряжений.

Определим общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении:

Условие прочности выполняется

15. Описание сборки редуктора

Детали выполняются по требованиям чертежей и технологических карт, перед сборкой детали должны быть проверены и приняты ОТК. Все детали, поступающие на сборку, не должны иметь заусенцев и пройти промывку от загрязнения.

Перед сборкой редуктора внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищаем и покрываем маслостойкой краской.

Сборку производим в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов:

· на быстроходный вал поз.9 устанавливаем мазеудерживающие кольца поз. 43, напрессовываем подшипники радиально-упорные шариковые поз.44, предварительно нагретые в масле до 80-100°С, устанавливаем распорную втулку поз.14;

· на промежуточный вал поз.10 устанавливаем мазеудерживающие кольца поз.54 55, стопорное кольцо поз.16, напрессовываем подшипники роликовые поз.45 46 предварительно нагретые в масле до 80-100°С, в вал поз. 10 закладываем шпонку поз. 50 и напрессовываем зубчатое цилиндрическое косозубое колесо поз.4 до упора в бурт вала, устанавливаем стопорную шайбу, поз.23,30,37; устанавливаем распорную втулку поз 15, завинчиваем гайку поз 39;

· в тихоходный вал поз. 18 закладываем шпонку поз.51, напрессовываем червячное колесо поз. 11 до упора в бурт вала, устанавливаем распорную втулку поз. 17 и мазеудерживающие кольца поз. 43, напрессовываем подшипники роликовые конусные поз. 47, предварительно нагретые в масле до 80-100°С;

Собранные валы(быстроходный и промежуточный) укладываем в основание корпуса редуктора в соответствующие гнёзда под подшипники в корпусе редуктора и надеваем картер корпуса , покрывая предварительно поверхности стыка картера и корпуса спиртовым лаком, а затем пастой «Герметик». Для центровки устанавливаем картер на корпус, соединяем корпус с картером редуктора при помощи стяжных болтов.

В подшипниковые камеры предварительно закладываем пластичную смазку типа ЦИАТИМ 202. Проверяем проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников, устанавливаем крышки подшипников и закрепляем их винтами.

На выходной конец ведущего вала устанавливаем шпонку поз.49, а затем устанавливаем шкив поз. 12 , устанавливаем стопорную шайбу поз.22,29,36.

Собранный выходной вал укладываем в картер корпуса, в соответствующие гнезда под подшипники и надеваем крышку корпуса. покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком, а затем пастой «Герметик». Для центровки устанавливаем крышку на корпус, соединяем корпус с крышкой редуктора при помощи стяжных болтов.

В подшипниковые камеры предварительно закладываем пластичную смазку типа ЦИАТИМ 202. Проверяем проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников, устанавливаем крышки подшипников и закрепляем их винтами. На выходной конец ведомого вала в шпоночную канавку закладываем шпонку поз.52, устанавливаем зубчатую муфту 1-1600-55-1.

Устанавливаем маслоуказатель. Вкручиваем пробку в комплекте с уплотняющей прокладкой из маслостойкой резины в маслосливное отверстие. Заливаем в корпус масло трансмиссионное Ирп 40.

Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, установленной техническими условиями.

16. Регулировка подшипников и зацеплений

Ввиду теплового расширения валов в процессе работы, установленные на быстроходном, и тихоходном валах шариковые радиально-упорные и конические роликовые подшипники могут заклинить и выйти из строя, а также повредить зубчатую пару, валы, корпус. Для предупреждения защемления подшипника предусмотрен зазор между торцом наружного кольца подшипника и прокладкой. Заданная величина зазора достигается шлифованием торца шайбы.

Регулировка зубчатого зацепления выполняется вместе с регулировкой подшипников, поскольку они расположены на одном валу.

электродвигатель зубчатый вал подшипник

Литература

1. Прикладная механика, курсовое проектирование, учебное пособие / В.Л. Николаенко и др.; под ред. А.Т. Скойбеды Минск. БНТУ. 2010 - 177с.

2. Детали машин. Проектирование. Учебное пособие. Л.В. Курмаз, А.Е. Скойбеда, Минск УП «Технопринт» 2001г. 292с.

3. Детали машин. Курсовое проектирование: Учебн пособие для машиностроит. спец. техникумов- 2 - е изд. перераб., и доп.-высш. шк., 1990.- 299 с.

Размещено на Allbest.ru

...