Размещено на http://www.allbest.ru

1. КИНЕМАТИЧЕСКАЯ СХЕМА МАШИННОГО АГРЕГАТА

1.1 Условия эксплуатации машинного агрегата

Проектируемый машинный агрегат служит приводом механизма поворота крана и может использоваться на предприятиях различного направления. Привод состоит из электродвигателя, вал которого через упругую муфту соединен с ведущим валом червячного редуктора с боковым расположением червяка и открытой зубчатой передачи, ведомый вал которой является основой поворотной колонны крана. Проектируемый привод работает в 1 смену в реверсивном режиме. Характер нагрузки - с малыми колебаниями. машинный агрегат двигатель привод передача вал

1.2 Срок службы приводного устройства

Срок службы привода определяется по формуле

L_h = 365L_ГК_Гt_cL_cK_c

где L_Г = 6 года - 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	Реверсивный

2. ВЫБОР ДВИГАТЕЛЯ, КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА

2.1 Определение мощности и частоты вращения двигателя

Требуемая мощность рабочей машины

Р_рм = Тщ

где щ - угловая скорость колонны

Частота вращения колонны

n_рм = 6·10⁴v/рD = 6·10⁴·0,10/р500 = 3,8 об/мин

₃ = nр/30 = 3,8р/30 = 0,40 рад/с

Р_рм = Тщ = 2,4·0,40 = 0,96 кВт

Общий коэффициент полезного действия

з = з_мз_чпз_опз_пк²з_пс,

где з_м = 0,98 - КПД муфты [1c.40],

з_чп = 0,72 - КПД закрытой червячной передачи,

з_оп = 0,94 - КПД открытой зубчатой передачи,

з_пк = 0,995 - КПД пары подшипников качения,

з_пс = 0,99 - КПД пары подшипников скольжения,

з = 0,98·0,72·0,94·0,995²·0,99 = 0,650.

Требуемая мощность двигателя

Р_тр = Р_рм/з = 0,96/0,650 = 1,48 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 1,5 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	4А80А2	1,5	3000	2850
2	4A80B4	1,5	1500	1415
3	4A90L6	1,5	1000	935
4	4A100L8	1,5	750	700

Общее передаточное число привода

u = n₁/n_рм

где n₁ - частота вращения вала электродвигателя.

Рекомендуемые значения передаточных чисел:

- для червячной передачи 10ч35,5

- для открытой зубчатой 3ч7.

Принимаем для червячной передачи среднее значение u₁ =40,0 [2,c.54], тогда для открытой передачи u₂ = u/u₁ = u/40,0

Таблица 2.2

Передаточное число

Передаточное число	Варианты
	1	2	3	4
Привода	750	372	246	184
Редуктора	40,0	40,0	40,0	40,0
Открытой передачи	18,8	9,3	6,15	4,60

Анализируя полученные значения передаточных чисел приходим к следующим выводам: варианты 1 и 2 исключаем из-за того, что передаточное число редуктора выходит за рекомендуемые пределы. Электродвигатель с числом оборотов 750 не рекомендуется применять из-за больших габаритов, окончательно делаем выбор в пользу варианта 3 с электродвигателем 4A90L6.

Выбираем асинхронный электродвигатель 4А90L6 [1c.406]:

мощность - 1,5 кВт,

синхронная частота - 1000 об/мин,

рабочая частота 935 об/мин.

2.2 Определение передаточного числа привода и его ступеней

Общее передаточное число привода

u = n₁/n_рм = 935/3,8 = 246,1

Принимаем для червячной передачи u₁ = 40,0 [2,c.54], тогда для открытой передачи

u₂ = u/u₁ = 246,1/40,0 = 6,15

2.3 Определение силовых и кинематических параметров привода

Числа оборотов валов и угловые скорости:

n₁ = n_дв = 935 об/мин ₁ = 935р/30 = 97,9 рад/с

n₂ = n₁/u₁ = 935/40,0 = 23 об/мин ₂= 23р/30 = 2,41 рад/с

n₃ = n₂/u₂ = 23/6,15= 3,8 об/мин ₃= 3,8р/30 = 0,40 рад/с

Фактическое значение скорости вращения колонны

v = рDn₃/6·10⁴ = р500·3,8/6·10⁴ = 0,10 м/с

Отклонение фактического значения от заданного

д = 0%

Мощности передаваемые валами:

P₁ = P_трз_мз_пк = 1480·0,98·0,995 = 1443 Вт

P₂ = P₁з_зпз_пк = 1443·0,72·0,995 = 1034 Вт

P₃ = P₂з_опз_пс = 1034·0,94·0,99 = 962 Вт

Крутящие моменты:

Т₁ = P₁/₁ = 1443/97,9 = 14,7 Н·м

Т₂ = 1034/2,41 =429,0 Н·м

Т₃ = 962/0,40 = 2400 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	935	97,9	1.480	15,1
Ведущий редуктора	935	97,9	1,443	14,7
Ведомый редуктора	23	2,41	1,034	429,0
Рабочий привода	3,8	0,40	0,962	2400,0

3. ВЫБОР МАТЕРИАЛОВ ЧЕРВЯЧНОЙ ПЕРЕДАЧИ И ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДОПУСКАЕМЫХ НАПРЯЖЕНИЙ

Принимаем, согласно рекомендациям [1c.53], для червяка сталь 45 с закалкой до твердости >HRC45.

Ориентировочное значение скорости скольжения:

v_s = 4,2u₂10^-3M₂^1/3 = 4,240,02,4110^-3429,0^1/3 = 3,1 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 - 253,1 = 222 МПа.

Допускаемые напряжения изгиба при реверсивной передаче:

[]_F = 0,16_вK_FL,

где К_FL - коэффициент долговечности.

K_FL = (10⁶/N_эН)^1/9,

где N_эН - число циклов перемены напряжений.

N_эН = 573₂L_h = 5732,4112500 = 1,710⁷.

K_FL = (10⁶/1,710⁷)^1/9 = 0,730

[]_F = 0,167000,730 = 82 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	Закалка >HRC45	780	335
Колесо	Сборное				222	82

4. РАСЧЕТ ЗАКРЫТОЙ ЧЕРВЯЧНОЙ ПЕРЕДАЧИ

Межосевое расстояние

= 61(429,010³/222²)^1/3 =125 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 40,0 число заходов червяка z₁ = 1, тогда число зубьев колеса:

z₂ = z₁u = 140,0 = 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(1/10) = 5,71

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/(1+2) = 220,0 мм.

Ширина венца колеса:

b₂ = 0,355a_w = 0,355125 = 44 мм.

Фактическое значение скорости скольжения

v_s = u₂d₁/(2000cos) = 40,0•2,4150,0/(2000cos 5,71) = 2,42 м/с

Уточняем значение допускаемого контактного напряжения

[]_H = 300 - 25v_s = 300 - 252,42 = 239 МПа.

Коэффициент полезного действия червячной передачи

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

где = 2,0є - приведенный угол трения [1c.74].

= (0,950,96)tg 5,71/tg( 5,71+2,0є) = 0,71.

Силы действующие в зацеплении

Окружная на колесе и осевая на червяке:

F_t2 = F_a1 = 2Т₂/d₂ = 2429,010³/200,0 = 4290 H.

Радиальная на червяке и колесе:

F_r1 = F_r2 = F_t2tg = 4290tg20 =1562 H.

Окружная на червяке и осевая на колесе:

F_t1 = F_a2 = 2M₁/d₁ = 214,710³/50,0 = 588 H.

Расчетное контактное напряжение

_Н = 340(F_t2K/d₁d₂)^0,5,

где К - коэффициент нагрузки.

Окружная скорость колеса

v₂ = ₂d₂/2000 = 2,41200,0/2000 = 0,24 м/с

при v₂ < 3 м/с К = 1,0

_Н = 340(42901,0/50,0200,0)^0,5 = 223 МПа,

недогрузка (239 - 223)100/239,0 = 6,8% < 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/(cos 5,71)³ = 40,6 Y_F2 = 1,54.

_F = 0,71,5442901,0/(445,0) = 21,0 МПа.

Условие _F < []_F = 82 МПа выполняется.

Так как условия 0,85<_H < 1,05[_H] и _F < [_F] выполняются, то можно утверждать, что устойчивая работа червячной закрытой передачи 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 = 573·0,40·12,5·10³ = 2,87·10⁶.

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.

Межосевое расстояние

,

где К_а = 49,5 - для прямозубых передач [1c.58],

ш_ba = 0,20 - коэффициент ширины колеса,

К_Нв = 1,0 - для прирабатывающихся колес.

а_w = 49,5(6,15+1)[2400·10³·1,0/(414²·6,15²·0,25)]^1/3 = 403 мм

принимаем согласно ГОСТ 2185-66 [2 c.52] а_w = 400 мм.

Модуль зацепления

m > 2K_mT₂/(d₂b₂[у]_F),

где K_m = 6,8 - для прямозубых колес,

d₄ - делительный диаметр колеса,

d₄ = 2a_wu/(u+1) = 2·400·6,15/(6,15+1) = 688 мм,

b₄ - ширина колеса

b₄ = ш_baa_w = 0,25·400 =100 мм.

m > 2·6,8·2400·10³/688·100·199 = 2,38 мм,

в открытых передачах расчетное значение модуля увеличивают на 30%, поэтому принимаем по ГОСТ 9563-60 m = 4,0 мм.

Основные геометрические размеры передачи

Суммарное число зубьев:

z_c = 2a_w/m = 2·400/4,0 = 200

Число зубьев шестерни:

z₃ = z_c/(u+1) = 200/(6,15+1) =28

Число зубьев колеса:

z₄ = z_c - z₃ = 200 - 28 =172

Фактическое передаточное число:

u = z₄/z₃ =172/28 = 6,14.

Фактическое межосевое расстояние:

a_w = (z₃+z₄)m/2 = (172+28)·4,0/2 = 400 мм.

делительные диаметры

d₃ = mz₁₃ = 4,0·28 =112 мм,

d₄ = 4,0·172= 688 мм,

диаметры выступов

d_a3 = d₃+2m =112+2·4,0 =120 мм

d_a4 = 688+2·4,0 = 696 мм

диаметры впадин

d_f3 = d₃ - 2,4m =112 - 2,5·4,0 =102 мм

d_f4 = 688 - 2,5·4,0 = 678 мм

ширина колеса b₄ = _baa_w = 0,25·400 =100 мм

ширина шестерни b₃ = b₄ + 5 =100+5 =105 мм

Окружная скорость

v = щ₂d₃/2000 = 2,41·112/2000 = 0,13 м/с

Принимаем 8-ую степень точности.

Силы действующие в зацеплении

- окружная

F_t2 = 2T₂/d₃ = 2·429,0·10³/112 = 7660 H

- радиальная

F_r2 = F_t2tg = 7660tg20є =2788 H

Расчетное контактное напряжение

,

где К = 436 - для прямозубых колес [1c.61],

К_Нб = 1 - для прямозубых колес,

К_Нв = 1,0 - для прирабатывающихся зубьев,

К_Нv = 1,02 - коэффициент динамической нагрузки [1c.62].

у_H = 436[7660(6,14+1)1,0·1,0·1,02/(688·100)]^1/2 = 393 МПа.

недогрузка (414 - 393)100/414 = 5,2% допустимо 10%.

Расчетные напряжения изгиба

у_F4 = Y_F4Y_вF_tK_FбK_FвK_Fv/(mb₂),

где Y_F4 - коэффициент формы зуба,

Y_в = 1 - для прямозубых колес,

K_Fб = 1,0 - для прямозубых колес,

K_Fв = 1 - для прирабатывающихся зубьев

K_Fv = 1,05 - коэффициент динамической нагрузки [1c.64].

Коэффициент формы зуба:

при z₃ = 28 > Y_F3 = 3,81,

при z₄ = 172 > Y_F4 = 3,61.

у_F4 = 3,61·1,0·7660·1,0·1,0·1,05/4,0·100 = 73 МПа < [у]_F4

у_F3 = у_F4Y_F3/Y_F4 = 73·3,81/3,61 = 78 МПа < [у]_F3.

Так как условия 0,85<_H < 1,05[_H] и _F < [_F] выполняются, то можно утверждать, что устойчивая работа зубчатой открытой передачи обеспечена в течении всего срока службы привода.

6. НАГРУЗКИ ВАЛОВ РЕДУКТОРА

Силы действующие в зацеплении червячной передачи

Окружная на колесе и осевая на червяке:

F_t2 = F_a1 = 4290 H.

Радиальная на червяке и колесе:

F_r1 = F_r2 =1562 H.

Окружная на червяке и осевая на колесе:

F_t1 = F_a2 = 588 H.

Консольная сила от муфты действующая на быстроходный вал

F_м = 100·Т₁^1/2 = 100·14,7^1/2 = 383 Н

Консольная силы действующие на тихоходный вал

Окружная

F_t2 = 7660 H

Радиальная

F_r2 = 2788 H

6 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•14,7·10³/р10)^1/3 = 19 мм

Ведущий вал редуктора соединяется с помощью стандартной муфты с валом электродвигателя диаметром d_дв= 24 мм,

d₁ = (0,81,2)d_дв = (0,81,2)24 = 1929 мм

принимаем диаметр выходного конца d₁ = 30 мм;

длина выходного конца:

l₁ = (1,01,5)d₁ = (1,01,5)30 = 3045 мм,

принимаем l₁ = 40 мм.

Диаметр вала под уплотнением:

d₂ = d₁+2t = 30+22,5 = 35,0 мм,

где t = 2,5 мм - высота буртика;

принимаем d₂ = 40 мм:

длина вала под уплотнением:

l₂ 1,5d₂ =1,540 = 60 мм.

Диаметр вала под подшипник:

d₄ = d₂ = 40 мм.

Вал выполнен заодно с червяком

Диаметр выходного конца тихоходного вала:

d₁ = (429,0·10³/р20)^1/3 = 48 мм

принимаем диаметр выходного конца d₁ = 50 мм;

Диаметр вала под уплотнением:

d₂ = d₁+2t = 50+22,8 = 56,6 мм,

где t = 2,8 мм - высота буртика;

принимаем d₂ = 55 мм .

Длина вала под уплотнением:

l₂ 1,25d₂ =1,2555 = 68 мм.

Диаметр вала под подшипник:

d₄ = d₂ = 55 мм.

Диаметр вала под колесом:

d₃ = d₂ + 3,2r = 55+3,23,0 = 64,6 мм,

принимаем d₃ = 65 мм.

Выбор подшипников.

Предварительно назначаем для быстроходного вала радиально-упорные роликоподшипники средней серии №27308, а для тихоходного вала роликоподшипники легкой широкой серии №7511

Таблица 2.

Размеры и характеристика выбранного подшипника

№	d, мм	D, мм	B, мм	C, кН	C0, кН	е	Y
27308	40	90	25	48,4	37,1	0,786	0,763
7511	55	100	27	80,0	61,0	0,36	1,666

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:

а = В/2 + (d+D)e/6.

а₁ = 25/2+(40+90)•0,786/6 = 29 мм.

а₂ = 27/2+(55+100)•0,36/6 = 23 мм.

7. РАСЧЕТНАЯ СХЕМА ВАЛОВ РЕДУКТОРА

Горизонтальная плоскость. Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры А

m_A = 95F_t - 190B_X + F_м100 = 0

Отсюда находим реакцию опоры В в плоскости XOZ

B_X =(588·95 + 383·100)/190 = 496 H

Реакция опоры А в плоскости XOZ

A_X = B_X + F_М - F_t = 496 + 383 - 588 = 291 H

Изгибающие моменты в плоскости XOZ

M_X1 = 496·95 = 47,1 Н·м

M_X2 = 383·100= 38,3 Н·м

Вертикальная плоскость. Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры А

m_A = 95F_r -190B_Y - F_a1d₁/2 = 0

Отсюда находим реакцию опор A и В в плоскости YOZ

B_Y = (1562·95 -4290·50,0/2)/190 = 217 H

A_Y = F_r - B_Y =1562 - 217 =1345 H

Изгибающие моменты в плоскости YOZ

M_Y = 217·95 = 20,6 Н·м

M_Y =1345·95 = 127,8 Н·м

Суммарные реакции опор:

А = (А_Х² + А_Y²)^0,5 = (291² +1345²)^0,5 =1376 H

B= (B_Х² + B_Y²)^0,5 = (496² + 217²)^0,5 = 541 H

Горизонтальная плоскость:

m_A = F_t3216 - D_x108 + F_t2 54 = 0;

D_х = (7660216 + 429054)/108 =17465 Н;

C_х = D_x - F_t3 - F_t2 =17465 - 7660 - 4290 = 5515 Н;

Изгибающие моменты:

М_х1 = 551554 = 297,8 Нм;

М_х2 = 7660108= 827,3 Нм.

Вертикальная плоскость:

m_A = F_r2 54 + D_y108 - F_a2d₂/2 - F_r3216 = 0

D_y= (2788216 -156254 - 588200,0/2)/108 = 4251 Н

C_y= F_r2+ D_y - F_r3 =1562+4251 -2788 = 3025 Н

М_y1 = 302554 =163,3 Нм;

М_y2 = 2788108= 301,1 Нм;

М_y3 = 2788162 - 425154 =222,1 Нм;

Суммарные реакции опор:

C = (C_x² +C_y²)^0,5 = (5515²+3025²)^0,5 = 6290 H,

D = (17465²+4251²)^0,5 =17975 H,

9. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ

9.1 Быстроходный 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;

F_r - радиальная нагрузка;

Y - коэффициент осевой нагрузки;

F_a - осевая нагрузка;

K_б = 1,5 - коэффициент безопасности при нагрузке с умеренными

толчками [1c214];

К_Т = 1 - температурный коэффициент.

Осевые составляющие реакций опор:

S_A = 0,83eA = 0,830,7861376= 898 H,

S_B = 0,83eB = 0,830,786541 = 353 H.

Результирующие осевые нагрузки:

F_aA = S_А = 898 H,

F_aВ = S_А+F_a =898 +4290 = 5188 H,

Проверяем наиболее нагруженный подшипник В.

Отношение F_a/F_r = 5188/541 =9,6 > e, следовательно Х=0,4; Y=0,763.

Р = (0,41,0541 +0,7635188)1,51,0 = 6262 Н.

Требуемая грузоподъемность подшипника

С_тр = Р(573L/10⁶)^0,3 =

= 6262(57397,912500/10⁶)^0,3 = 44,7 кH < C= 48,4 кН

Условие С_тр < C выполняется.

Расчетная долговечность подшипников

= 10⁶(48,410³ /6262)^3,333/60935 = 16262 часов,

больше ресурса работы привода, равного 12500 часов.

9.2 Тихоходный вал

Эквивалентная нагрузка

Осевые составляющие реакций опор:

S_C = 0,83eC = 0,830,3606290 = 1879 H,

S_D = 0,83eD = 0,830,36017975 = 5371 H.

Результирующие осевые нагрузки:

F_aC = S_C =1879 H,

F_aD = S_C + F_a =1879+ 588 = 2467 H.

Проверяем наиболее нагруженный подшипник D.

Отношение F_a/F_r= 2467/17975 = 0,14 < e, следовательно Х=1,0; Y=0.

Р = (1,01,017975+0)1,51,0 =26963 Н.

Требуемая грузоподъемность подшипника:

С_тр = Р(573L/10⁶)^0,3 =

=26963(5732,4112500/10⁶)^0,3 = 63,4 кH < C = 80,0 кН

Условие С_тр < C выполняется.

Расчетная долговечность подшипников

= 10⁶(80,010³ /26963)^3,3333/6023 = 27188 часов,

больше ресурса работы привода, равного 12500 часов.

10. КОНСТРУКТИВНАЯ КОМПОНОВКА ПРИВОДА

10.1 Конструирование червячного колеса

Конструктивные размеры колеса

Диаметр ступицы:

d_ст = 1,6d₃ = 1,6·65 =104 мм.

Длина ступицы:

l_ст = (1ч1,5)d₃ = (1ч1,5)65 = 65ч98 мм,

принимаем l_ст = 70 мм

Толщина обода:

S = 0,05d₂ = 0,05·200 =10 мм

S₀ = 1,2S = 1,2·10= 12 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.

Червяк выполняется заодно с валом.

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

10.3 Выбор 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.

10.4 Конструирование подшипниковых узлов

В проектируемом редукторе используется консистентная смазка подшипниковых узлов. Для изолирования подшипникового узла от внутренней полости редуктора применяются уплотнительные шайбы толщиной 0,3…0,4мм, а изоляция выходных участков валов от окружающей среды достигается с помощью манжетных уплотнений по ГОСТ 8752-79. Внутренне кольцо подшипника упирается в уплотнительную шайбу, а наружное фиксируется распорной втулкой между подшипником и врезной 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 = 0,75·16 = 12 мм

принимаем болты М12;

- соединяющих крышку с корпусом

d₃ = 0,6d₁ = 0,6·16 = 10 мм

принимаем болты М10.

10.6 Конструирование элементов открытых передач

Шестерня открытой передачи

Размеры шестерни: dа3 = 120,0 мм, b3 =105 мм, в = 0.

Фаска зубьев: n = 0,5m = 0,5•4,0 = 2,0 мм,

принимаем n = 2,0 мм.

Колесо открытой передачи

Размеры шестерни: dа4 =696,0 мм, b4 =100 мм, в = 0.

Фаска зубьев: n = 0,5m = 0,5•4,0 = 2,0 мм,

принимаем n = 2,0 мм.

Диаметр вала под колесом

d₁ = (16·2400·10³/р20)^1/3 = 85 мм

Принимаем d₁ = 85 мм

Диаметр ступицы:

d_ст = 1,55d₃ = 1,55·85 =132 мм.

Длина ступицы:

l_ст = b =100 мм,

Толщина обода:

S = 2,2m+0,05b₂ = 2,24+0,05·100=13,8 мм

принимаем S =14 мм

Толщина диска:

С = 0,25b = 0,25·100= 25 мм

10.7 Выбор муфты

Для передачи вращающего момента с вала электродвигателя на ведущий вал редуктора выбираем муфту упругую со звездочкой по ГОСТ 14084-93 с допускаемым передаваемым моментом [T] =125 Н·м.

Расчетный вращающий момент передаваемый муфтой

Т_р = kТ₁ = 1,5·14,7 = 22 Н·м < [T]

Условие выполняется

где k = 1,5- коэффициент режима нагрузки

10.8 Смазывание

Смазка червячного зацепления

Смазка червячного зацепления осуществляется за счет разбрызгивания масла двумя брызговиками, установленными на червячном валу

Объем масляной ванны

V = (0,50,8)N = (0,5 0,8)1,443 1,0 л

Рекомендуемое значение вязкости масла при v = 2,4 м/с и контактном напряжении у_в=223 МПа =22·10^-6 м²/с. По этой величине выбираем масло индустриальное И-Т-Д-220

Смазка подшипниковых узлов.

Так как надежное смазывание подшипников за счет разбрызгивания масла возможно только при окружной скорости больше 3 м/с, то выбираем пластичную смазку по подшипниковых узлов - смазочным материалом УТ-1.

11. ПРОВЕРОЧНЫЕ РАСЧЕТЫ

11.1 Проверочный расчет шпонок

Выбираем шпонки призматические со скру ленными 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: 10Ч8Ч32.

Материал полумуфты - чугун, допускаемое напряжение смятия [у]_см = 90 МПа.

у_см = 2·14,7·10³/30(8-5,0)(32-10) = 14,8 МПа

Тихоходный вал.

Шпонка под колесом 18Ч11Ч63. Материал ступицы - чугун, допускаемое напряжение смятия [у]_см = 90 МПа.

у_см = 2·429,0·10³/65(11-7,0)(63-18) = 73,3 МПа

Шпонка на выходном конце вала: 14Ч9Ч80. Материал ступицы - сталь, допускаемое напряжение смятия [у]_см = 180 МПа.

у_см = 2·429,0·10³/50(9-5,5)(80-14) = 74,3 МПа

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

11.2 Проверочный расчет стяжных винтов подшипниковых узлов

Стяжные винты рассчитывают на прочность по эквивалентным напряжениям на совместное действие растяжения и кручения.

Сила приходящаяся на один винт

F_в = 0,5D_Y = 0,5•3025 =1513 H

Принимаем коэффициент затяжки К_з = 1,5 - постоянная нагрузка, коэффициент основной нагрузки х=0,3 - для соединения чугунных деталей без прокладки.

Механические характеристики материала винтов: для стали 30 предел прочности у_в = 500 МПа, предел текучести у_т = 300 МПа; допускаемое напряжение:

[у] = 0,25у_т = 0,25•300 = 75 МПа.

Расчетная сила затяжки винтов

F_p = [K_з(1 - х) + х]F_в = [1,5(1 - 0,3) + 0,3]1513 = 2043 H

Определяем площадь опасного сечения винта

А = рd_p²/4 = р(d₂ - 0,94p)²/4 = р(10 - 0,94•1,75)²/4 = 55 мм²

Эквивалентное напряжение

у_экв = 1,3F_p/A = 1,3•2043/55= 48,3 МПа < [у] = 75 МПа

11.3 Уточненный расчет валов

Быстроходный вал

Рассмотрим сечение, проходящее под опорой А. 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 = М_х = 38,8 Н·м

Осевой момент сопротивления

W = рd³/32 = р40³/32 = 6,28·10³ мм³

Полярный момент сопротивления

W_p = 2W = 2·6,28·10³ = 12,6·10³ мм³

Амплитуда нормальных напряжений

у_v = M_и/W = 38,8·10³/6,28·10³ = 6,2 МПа

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

_v = _m = T₁/2W_p = 14,7·10³/12,6·10³ = 1,2 МПа

Коэффициенты:

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

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

s_у = у_-1/(k_уу_v/_у) = 335/3,6·6,2 =15,0

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

s = _-1/(k_v/ + _m) = 195/(2,6·1,2 + 0,1·1,2) = 60,2

Общий коэффициент запаса прочности

s = s_уs/(s_у² + s²)^0,5 =15,0·60,2/(15,0² + 60,2²)^0,5 =14,5 > [s] = 1,5

Тихоходный вал

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

Материал вала сталь 45, улучшенная: _В = 930 МПа [2c34]

Пределы выносливости:

при изгибе _-1 0,43_В = 0,43930 = 400 МПа;

при кручении _-1 0,58_-1 = 0,58400 = 232 МПа.

Суммарный изгибающий момент

М_и = (827,3² + 301,1²)^0,5 = 880,4 Н·м.

Осевой момент сопротивления

W = рd³/32 = р55³/32 = 16,3·10³ мм³

Полярный момент сопротивления

W_p = 2W = 2·16,3·10³ =32,6 мм

Амплитуда нормальных напряжений

у_v = M_и/W = 880,4·10³/16,3·10³ = 54,0 МПа

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

_v = _m = T₂/2W_p =429,0·10³/2·32,6·10³ = 6,6 МПа

Коэффициенты:

k_у/_у = 4,5; k/ = 0,6 k_у/_у + 0,4 = 0,6·4,5 + 0,4 = 3,1

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

s_у = у_-1/(k_уу_v/_у) = 400/4,5·54,0 = 1,65

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

s = _-1/(k_v/ + _m) = 232/(3,10·6,6 + 0,1·6,6) =11,0

Общий коэффициент запаса прочности

s = s_уs/(s_у² + s²)^0,5 = 1,65·11,0/(1,65² +11,0²)^0,5 = 1,63> [s] = 1,5

11.4 Тепловой 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 + 1,44310³(1 - 0,71)/170,36 = 86 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

с = 7300 кг/м³ - плотность чугуна.

Критерий технического уровня редуктора

г = m/T₂ =109/429 = 0,25

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

Размещено на Allbest.ru

...