Размещено на http://allbest.ru

Детали машин и основы конструирования

1. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ И РАСЧЕТ ОСНОВНЫХ ПАРАМЕТРОВ ДЛЯ КАЖДОЙ СТУПЕНИ ПЕРЕДАЧИ

редуктор электродвигатель подшипник

Исходя из задания, подбираю электродвигатель.

Мощность на валу электродвигателя передается всем приводом, состоящим из клиноременной или цепной передачи и редуктора. Ее значение определяю по потребной мощности:

, кВт

где -- требуемая мощность электродвигателя, кВт;

Рвых -- требуемая мощность на выходном валу привода, кВт;

Общий КПД привода:

Где , -- соответственно КПД первой, второй и третьей ступени привода.

Принимаю следующие КПД ступеней для:

-- клиноременной передачи, = 0,95;

-- зубчатой передачи с цилиндрическими колесами, = 0,98;

Приведенные значения КПД являются приближенными и учитывают потери в подшипниках.

Следовательно:

=0,950,980,98=0,91238

По найденному значению подбираю электродвигатель по табл. 1.1 методических указаний. Должно быть выполнено условие . Выбираю ближайшее большее значение. Выбираю двигатель:

Его параметры: , n=1435 об/мин.

Номинальная мощность электродвигателя является расчетной. Значение расчетной мощности для каждого вала привода определяю с учетом соответствующего значения КПД. Габаритные и присоединительные размеры электродвигателя выбираю по табл. 1.3

Частоту вращения вала электродвигателя выбираю из условия обеспечения заданного передаточного числа редуктора и допустимого значения передаточного числа клиноременной (по табл. 1.2 методических указаний).

Передаточное число привода определяется из выражения:

где пдв -- асинхронная частота вращения вала электродвигателя;

пвых -- заданная частота вращения выходного вала привода.

Поскольку передаточное число редуктора ир определено заданием, передаточное число клиноременной передачи будет равно:



Общее передаточное число редуктора определяется из выражения

где иБ -- первая быстроходная ступень редуктора;

ит -- вторая тихоходная ступень редуктора

По табл. 1.4 передаточное отношение тихоходной ступени редуктора можно определить по формуле:

Примем , следовательно

Определяю расчетные параметры для ступеней привода. К расчетным параметрам (нагрузочным характеристикам) привода относится:

* расчетная мощность на валах привода:

РI = Рдв; РII = PI·; РIII = PII · ; РIV = PIII ·,

где Рдв -- мощность выбранного электродвигателя;

-- КПД соответствующих ступеней привода.

* частота вращения валов привода

; ; ; ;

Здесь -- асинхронная частота вращения двигателя;

-- частоты вращения соответствующих валов привода;

;

;

;

;

* вращающие моменты на валах

; , ; ;

Где Р - кВт, n - об/мин, Т - Нм.

;

,

;

;

Проверка:

Нм. Верно.

Для удобства занесем основные параметры в таблицу:

Номер вала	P, кВт	n, об/мин	Т, Нм
I	3.0	1435	20
II	2.88	450	61.12
III	2.79	90	296
IV	2,7	20	1294

2. РАСЧЕТ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ РЕДУКТОРОВ

2.1 Материалы зубчатых колес

Зубчатые колеса силовых редукторов обычно изготовляются из углеродистой или легированной стали. Меньшее из зубчатых колес пары, находящейся в зацеплении, обычно называют шестерней, а большее -- колесом. Термин «зубчатое колесо» относится как к шестерне, так и к колесу.

Контактная прочность, обуславливающая размеры передачи, определяется главным образом твердостью поверхности зубьев. В зависимости от твердости рабочих поверхностей зубьев стальные зубчатые колеса можно разделить на две группы:

I -- Колеса с твердостью до НВ350. Для получения такой твердости колеса подвергаются нормализации или улучшению (закалке с высоким отпуском).

II -- Колеса с твердостью выше НВ350 (при этом твердость обычно замеряется по шкале Роквелла -- HRC). Для получения такой твердости колеса подвергаются объемной или поверхностной закалке, а также цементации, цианированию, азотированию.

Для изготовления зубчатых колес и валов принимаю среднеуглеродистую сталь - сталь 40.

Назначаем твердость зубчатых колес:

НВ3=НВ5=300 HВ

НВ4=НВ6=270 HВ.

Число циклов перемены напряжений

Суммарное время работы привода в часах подсчитывается по формуле

,

где Lгод -- срок службы в годах;

300 -- число рабочих дней в году;

С -- число смен;

8 -- продолжительность рабочей смены в часах.

, часов

Следовательно, суммарное число циклов перемены напряжений для любого зубчатого колеса определяется из выражения:

где ni -- частота вращения i-го зубчатого колеса, об/мин.

Эквивалентное число циклов перемены напряжений при расчете на контактную выносливость

где КНЕ -- коэффициент приведения режима с переменной нагрузкой для расчета на контактную выносливость. Для расчета при постоянной нагрузке КНЕ =1.

Так как передача работает при постоянной нагрузке, то число циклов перемены напряжений совпадает с эквивалентным.

Следовательно:

Определение допускаемых напряжений. Базовое число циклов перемены напряжений.

циклов.

циклов.

2.2 Допускаемые напряжения для расчета передачи на выносливость

Зубчатое колесо 3:

sОН и SH -- длительный предел выносливости и коэффициент безопасности при расчете на контактную выносливость;

-- предельные допускаемые напряжения, МПа;

-- допускаемые контактные напряжения при неограниченном ресурсе передачи, МПа.

 МПа

Принимаем

Так как

Условие выполняется.

Аналогично для остальных зубчатых колес:

Зубчатое колесо 4:

Так как

Зубчатое колесо 5:



Так как

Зубчатое колесо 6:

3. ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ ЗАКРЫТОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ

Основные размеры передачи (аw, bw, d1, d2) определим из расчета на контактную выносливость.

3.1 Предварительное значение межосевого расстояния

Межосевое расстояние соосного редуктора определяется из расчета на контактную выносливость тихоходной ступени.

Для прямозубой передачи:

, мм

Где:

коэффициент 10 000, определяемый выражением ·0,71 (см. ГОСТ 21354-75), вычислен для стальных зубчатых колес при средних параметрах передач;

-- номинальный вращающий момент на валу колеса, Н·м;

U -- передаточное число;

КH -- коэффициент нагрузки при расчете на контактную выносливость

КH = 1,1;

-- коэффициент ширины зубчатых колес передачи, примем равным 0,4;

-- допускаемое напряжение, МПа.

, мм

Полученное при расчете значение межосевого расстояния округляем до ближайшего большего значения из ряда Rа40 по ГОСТ 6636-69. Для стандартных редукторов значение межосевого расстояния округляем до ближайшего значения по табл. 3.2 методических указаний.

Принимаю мм.

3.2 Рабочая ширина колеса ширина шестерни

мм

Полученные значения в мм округляем до ближайших значений по ГОСТ 6636-69.

мм.

мм.

3.3 Ориентировочное значение модуля

Ориентировочное значение модуля m вычисляем по формуле:

мм

Принимаю стандартное значение модуля m=4 мм.

3.4 Суммарное число зубьев

Для прямозубых зубчатых колес:

3.5 Число зубьев ведущего и ведомого колес

Число зубьев шестерни:

Примем

Число зубьев колеса:

3.6 Фактическое значение передаточного числа

Оценим ошибку:

Ошибка допустима.

3.7 Определение основных параметров зубчатого зацепления

Диаметры делительных окружностей:

Для прямозубых колес:

;

;

Проверка: мм. Ошибки нет.

Диаметры окружностей вершин

для прямозубых колес:

мм;

мм;

Диаметры окружностей впадин:

для прямозубых колес

мм;

мм;

Силы, действующие в зацеплении

Для прямозубых колес определяем окружную силу

, H

и радиальную силу

 H

H

H

H

4. РАСЧЕТ БЫСТРОХОДНОЙ СТУПЕНИ РЕДУКТОРА

Межосевое расстояние соосного редуктора определяется из расчета на контактную выносливость тихоходной ступени.

Принимаем

мм.

4.1 Рабочая ширина колеса ширина шестерни

мм

Полученные значения в мм округляем до ближайших значений по ГОСТ 6636-69.

мм.

мм.

4.2 Ориентировочное значение модуля

Ориентировочное значение модуля m вычисляем по формуле:

мм

Принимаю стандартное значение модуля m=4 мм.

4.3 Суммарное число зубьев

Для прямозубых зубчатых колес:

4.4 Число зубьев ведущего и ведомого колес

Число зубьев шестерни:

Принимаем

Число зубьев колеса:

4.5 Фактическое значение передаточного числа

Оценим ошибку:

Ошибка допустима.

4.6 Определение основных параметров зубчатого зацепления

Диаметры делительных окружностей:

Для прямозубых колес:

;

;

Проверка: мм. Ошибки нет.

Диаметры окружностей вершин:

для прямозубых колес:

мм;

мм;

Диаметры окружностей впадин:

для прямозубых колес

мм;

мм;

4.7. Силы, действующие в зацеплении

Для прямозубых колес определяем окружную силу

, H

и радиальную силу

H

H

H

H

5. ПРЕДВАРИТЕЛЬНАЯ КОМПОНОВКА РЕДУКТОРА

Целью предварительной компоновки редуктора является приближенное определение положения зубчатых колес, а также шкивов ременной передачи относительно опор для последующего определения опорных реакций, расчета валов и подбора подшипников.

5.1 Предварительный расчет валов

Предварительный расчет валов выполняется для ориентировочного определения их диаметров и размещения валов в корпусе редуктора вместе с подшипниками и зубчатыми колесами.

Валы редукторов обычно изготовляются из различных марок углеродистых и легированных сталей. Для валов без термообработки обычно используют углеродистые стали Ст4, Ст5, 35, 40. Валы, испытывающие повышенные напряжения, а также валы, к которым предъявляют повышенные требования по несущей способности и долговечности, выполняют из среднеуглеродистых или легированных сталей 45, 40Х, 40ХН. Валы из этих сталей обычно подвергают улучшению. Валы из легированных сталей могут подвергаться закалке с высоким отпуском или поверхностной закалке ТВЧ с низким отпуском (шлицевые валы).

Ориентировочные диаметры валов устанавливаются по результатам расчета на кручение исходя из пониженных допускаемых напряжений. Для выходных участков валов редукторов [] = 0,04 НВ; где НВ --предел прочности материала вала. Можно принять [] = 25 МПа. Тогда диаметр вала определим из условия прочности:



Откуда

Здесь -- вращающий момент на данном валу редуктора, Н·м.

d -- диаметр вала, мм.

Входной вал (II).

Принимаю .

Промежуточный вал (III).

Принимаю .

Выходной вал (IV).

Принимаю .

5.2 Предварительный подбор подшипников

Предварительный подшипников производим по диаметру соответствующего вала плюс 3…5 мм.

Входной вал (II).

На входном валу принимаю шариковые радиальные однорядные подшипники легкой серии 205 по ГОСТ 8338-75 со следующими параметрами:

Промежуточный вал (III)

На промежуточном валу принимаю шариковые радиальные однорядные подшипники легкой серии 208 по ГОСТ 8338-75 со следующими параметрами:

Выходной вал (IV)

На выходном валу принимаю шариковые радиальные однорядные подшипники легкой серии 212 по ГОСТ 8338-75 со следующими параметрами:

6. ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ

6.1 Силы, действующие в вертикальной плоскости

Составим схему сил действующих на промежуточный вал в вертикальной плоскости.

Строим эпюры изгибающих моментов:

X

x=0

x=a

y=o

y=b

z=0

z=с

6.2 Силы, действующие в горизонтальной плоскости

Составим схему сил действующих на промежуточный вал в горизонтальной плоскости.

X

x=0

x=a

y=o

y=b

z=0

z=с

6.3 Расчет эквивалентного момента

Чтобы обеспечить не только прочность, но и достаточную жесткость валов, примем допускаемые напряжения, равными = 50 МПа.

Примем диаметр вала равным 50 мм см. чертеж.

7. РАСЧЕТ И ВЫБОР ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ

Долговечность подшипника определяется как число оборотов (или часов при заданной постоянной частоте вращения), которое подшипник должен проработать до появления признаков усталости материала любого кольца или тела качения. Характерным признаком усталости является выкрашивание металла на рабочих поверхностях деталей в виде раковин или отслаивания металла.

Долговечность подшипника зависит как от внешних факторов (величины и направления нагрузки, частоты вращения, смазки и т.д.), так и от его динамической грузоподъемности.

Номинальную долговечность L, млн. об., или Lh, ч, вычисляют на основе эквивалентной нагрузки Р и динамической грузоподъемности С по формулам:

;

где m = 3 -- для шарикоподшипников;

m = 10/3 -- для роликоподшипников.

Эквивалентная нагрузка для радиальных и радиальноупорных подшипников -- это такая постоянная радиальная нагрузка, которая при приложении ее к подшипнику с вращающимся внутренним кольцом обеспечивает такую же долговечность, какую подшипник будет иметь при действительных условиях нагружения и вращения.

Для радиальных шарикоподшипников и радиально-упорных шарико- и роликоподшипников величину эквивалентной нагрузки определяют по формуле:



При вращении внутреннего кольца коэффициент вращения V = 1, в случае вращения наружного кольца V = 1,2.

Значения остальных коэффициентов приводятся в справочниках.

При выборе однорядных радиальных и радиально-упорных шарикоподшипников, а также однорядных конических роликоподшипников следует иметь в виду, что осевые усилия не оказывают влияния на расчетную величину приведенной нагрузки до тех пор, пока значение Fa/Fr не превысит определенной величины е.

Физическая сущность этого явления заключается в следующем. Из-за радиального зазора в подшипнике при отсутствии осевой нагрузки создается повышенная неравномерность нагружения тел качения. С увеличением осевой нагрузки, при постоянной радиальной, происходит выборка зазора, увеличивается рабочая дуга в подшипнике и нагрузка на тела качения распределяется более равномерно. До некоторого значения Fa/Fr = е это компенсирует увеличение общей нагрузки на подшипник с ростом осевой нагрузки Fa. Поэтому при Fa/Fr е ведут расчет на действие как бы одной радиальной нагрузки, т.е. принимают Х = 1 и Y = 0. Значение е в зависимости от отношения осевой нагрузки и статической грузоподъемности подшипника Со приводится в справочной литературе (см. также табл. 9.1 и 9.2).

Так как редукторы работают при температуре подшипниковых узлов менее 100°С, то Кт = 1, Кт -- температурный коэффициент, оказывающий влияние на эквивалентную нагрузку при t > 100°С. Коэффициент Кб выбираю по табл. 9.4.

Таким образом:

Х=1; V=1; Y=0; Кт = 1; Кб = 1

Силы, действующие на подшипники были вычислены ранее, для расчета возьмем большую:

Условие долговечности выполняется.

8. ПРОВЕРКА ПРОЧНОСТИ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ

При выполнении компоновочного чертежа длина шпонок обычно принимается l = (1,2…1,5)d, где d -- диаметр вала.

Условие прочности при расчете на смятие:

Допускаемые напряжения смятия можно принимать при стальной ступице примем 100…120 МПа

Условие прочности при расчете на срез:

Допускаемые напряжения среза примем

Входной вал

Принимаю

Выбираю шпонку: Шпонка 8х7х30 ГОСТ 23360-78

b=8; h=7; ;

Условия прочности выполняются.

Принимаю

Выбираю шпонку: Шпонка 10х8х40 ГОСТ 23360-78

b=10; h=8; ;

Промежуточный вал

Принимаю

Выбираю шпонку: Шпонка 14х9х45 ГОСТ 23360-78

b=14; h=9; ;

Условия прочности выполняются.

Выходной вал

Шпонка под зубчатое колесо:

Принимаю

Выбираю шпонку: Шпонка 22х14х70 ГОСТ 23360-78

b=22; h=14; ;

Условия прочности выполняются.

Шпонка выходная:

Принимаю

Выбираю шпонку: Шпонка 18х11х70 ГОСТ 23360-78

b=18; h=11; ;

Условия прочности выполняются.

9. СМАЗКА РЕДУКТОРА

Наиболее простым способом смазки зубчатых и червячных передач, применяемым для редукторов общего назначения, является картерная непроточная непрерывная смазка жидким маслом. Этот способ применяется при окружных скоростях до 12…15 м/с и достигается погружением зубьев колес в масло, залитое в корпус. Уровень масла в картере редуктора должен обеспечивать глубину погружения цилиндрических зубчатых колес от 0,75 до 2 высот зубьев, но не менее 10 мм.

Объем масляной ванны принимают таким, чтобы обеспечить отвод выделяющегося тепла к стенкам корпуса. Для этого рекомендуется количество масла из расчета 0,5…0,8 л на 1 кВт передаваемой мощности. Чем больше объем масляной ванны, тем дольше сохраняются свойства масла и лучше условия смазывания. Толщина масляного слоя между зубчатыми колесами и днищем должна быть достаточно большой для того, чтобы продукты износа не попадали на рабочие детали, а оседали на дне.

Если доступ масляных брызг к подшипникам качения затруднен, смазывание подшипников осуществляется индивидуальной пластичной смазкой (например, при окружных скоростях вращения зубчатых колес до 3 м/с). Свободное пространство внутри подшипникового узла, отделенного от внутренней полости корпуса мазеудерживающим кольцом, заполняют пластичной смазкой на 1/3 объема. В этом случае через каждые три месяца работы следует производить добавку свежей мази, а через год -- разборку подшипникового узла, его промывку и сборку со свежей пластической смазкой, что необходимо оговорить в технических условиях. Для подачи смазки в полость подшипникового узла без снятия крышки применяют пресс-масленки. Для выбора сорта масла следует пользоваться рекомендациями справочной литературы.

Во время работы редуктора в связи с нагревом воздуха и масла внутри корпуса повышается давление. Это приводит к выбрасыванию масла из корпуса через уплотнения и стыки. Для избежания такого явления в верхней точке корпуса устанавливается отдушина.

Расчет необходимого количества масла:

57х26,4х2,0=3010

СПИСОК ИСПОЛЬЗУЕМОЙ ЛИТУРАТУРЫ

1. Иванов М.Н. Детали машин. -- М.: Высшая школа, 2000.

2. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин. -- М.: Высшая школа, 2000. 105

3. Детали машин. Задание на курсовой проект для студентов IV курса специальностей Т, В, СМ. -- М.: РГОТУПС, 2002.

4. Детали машин. Компоновка редуктора. Методические указания по выполнению курсового проекта для студентов IV курса специальностей Т, В, СМ. Ч. 6. -- М.: РГОТУПС, 1987.

5. Детали машин. Раздел -- Расчет зубчатых передач редукторов. Методические указания для студентов IV курса специальностей Т, В, СМ. Ч. 4. -- М.: РГОТУПС, 1985.

6. ГОСТ 21354-75. Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные. Расчет на прочность.

7. Детали машин. Конструирование редуктора. Проектирование привода общего назначения. Методические указания по выполнению курсового проекта для студентов IV курса специальностей Т, В, СМ. Ч. 7. -- М.: РГОТУПС, 1986.

8. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. Т. 1. -- М.: 2000.

9. Чернавский С.А. и др. Проектирование механических передач. -- М.: Машиностроение, 1976.

Размещено на Allbest.ru

...