Проект привода электрической лебедки

Размещено на http://www.allbest.ru

ВВЕДЕНИЕ

Приводом называется система взаимосвязанных механизмов, которая служит для передачи движения от источника движения к потребителю движения.

В данном курсовом проекте рассматривается привод электрической лебедки, который служит для передачи движения от электродвигателя на барабан лебедки.

Привод состоит из электродвигателя, открытой цепной передачи, одноступенчатого конического редуктора. Привод соединяется с барабаном лебедки при помощи муфты.

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.

Назначение редуктора: понижение угловой скорости и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по отношению к ведущему.

Редуктор состоит из корпуса, в котором помещают элементы передачи: зубчатые колеса, валы, подшипники и т. д.

Редуктор проектируют либо для привода определённой машины, либо по заданной нагрузке (момент на выходном валу, мощность и частота вращения и т.д.) и передаточному числу без указания конкретного назначения.

Редукторы классифицируются по следующим признакам:

- тип передачи (зубчатые, червячные, планетарные, волновые и т.д.)

- число ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые и т.д.)

- тип зубчатых колёс (цилиндрические, конические и т. д.)

- относительное расположение валов редуктора в пространстве (горизонтальные, вертикальные)

- особенностям кинематической схемы (развёрнутая, соосная, с раздвоенной ступенью и т. д.)

Возможность получения больших передаточных чисел при сравнительно малых габаритах обеспечивают планетарные и волновые редукторы

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

Принцип работы привода: вращение от электродвигателя через открытую цепную передачу передается на быстроходный вал редуктора, через коническую передачу - на выходной вал редуктора, с которого через муфту вращение передается на технологический вала привода.

электродвигатель редуктор подшипник деталь муфта

1. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ

1.1 Исходные данные

Грузоподъемность лебедки F_t = 1,1 кH;

Скорость подъема V = 0,85 м/с;

Диаметр барабана D = 225 мм;

Срок службы приводной станции L_h = 2 года;

Режим работы Односменный

1.2 Коэффициент полезного действия (КПД) привода

Коэффициент полезного действия привода определим по формуле:

(1.1)

где з_ПК - КПД подшипников качения;

з_КП - КПД конической передачи;

з_ЦЕП - КПД цепной передачи;

з_М - КПД

з_ПК = 0,995 [1, табл.1.2.1]

з_КП = 0,96 [1, табл.1.2.1]

з_ЦЕП = 0,91 [1, табл.1.2.1]

з_М = 0,99 [1, табл.1.2.1]

1.3 Расчетная мощность электродвигателя

Расчетную мощность электродвигателя определим по формуле:

(1.2)

где Р_t - мощность на выходном (технологическом) валу привода, кВт;

(1.3)

1.4 Частота вращения и угловая скорость тихоходного вала

(1.4)

(1.5)

1.5 Расчетная частота вращения вала электродвигателя

(1.6)

Передаточное число конической закрытой быстроходной передачи рекомендуется выбирать в пределах 2 . . .3, максимальное передаточное число передачи - 5 [1, табл.1.2.2]. Принимаем u_КП = 2,0.

Передаточное число открытой цепной передачи рекомендуется выбирать в пределах 2,0…5,0, максимальное передаточное число передачи - 7 [1, табл.1.2.2]. Принимаем u_ЦП = 3,0.



.

1.6 Выбор электродвигателя

По каталогу выбираем электродвигатель, исходя из условия:

Р_ЭД Р_ЭД.Р и n_ЭД n_ЭД.Р. [1, стр. 12]

Расчетное значение мощности электродвигателя

Выбираем предварительно асинхронный электродвигатель 4А90LB8У3:

Р_ЭД = 1,1 кВт.; n_С = 750 мин^-1; Т_МАХ/Т_НОМ = 1,8; d_ЭД = 24 мм.

Определяем асинхронную частоту вращения электродвигателя

(1.7)

где S - коэффициент скольжения; S = 0,06

1.7 Общее передаточное число привода

(1.8)

1.8 Разбивка передаточного числа по ступеням

(1.9)

Передаточное число конической закрытой быстроходной передачи рекомендуется выбирать в пределах 2 . . .3, максимальное передаточное число передачи - 5 [1, табл.1.2.2]. Принимаем u_КП= 3,0.

Передаточное число открытой цепной передачи рекомендуется выбирать в пределах 2,0…5,0, максимальное передаточное число передачи - 7 [1, табл.1.2.2].

Передаточное отношение открытой цепной передачи определим по формуле

(1.10)

Принимаем окончательно электродвигатель 4А90LB8У3.

1.9 Частота вращения и угловая скорость каждого вала привода

;

;

;

;

Значение частоты вращения и угловой скорости выходного вала соответствуют значениям, представленным ранее в п.1.4.

1.10 Мощность на каждом валу привода по схеме привода

;

;

;

;

Значение мощности выходного вала соответствует значению, представленному в исходных данных.

1.11 Вращающие моменты на каждом валу привода по схеме привода

(1.11)

;

;

;

;

Результаты расчетов сведем в таблицу.

Таблица 1.1 Параметры кинематического расчета.

Вал	Р, кВт	n, мин-1	Т, Нм	щ, рад/с
Эд	1,1	705	15,0	73,8
1	1,0	215	44,4	22,5
2	0,956	72	127,5	7,5
t	0,935	72	124,7	7,5

2. РАСЧЕТ ОТКРЫТОЙ ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧИ

Рисунок 2.1 Схема цепной передачи

2.1 Число зубьев ведущей и ведомой звездочек

Число зубьев ведущей звездочки выбираем в зависимости от передаточного числа передачи.

Принимаем z₁=23 [1, табл.3.3.1].

Число зубьев ведомой звездочки определим по формуле:

(2.1)

2.2 Коэффициент эксплуатации

(2.2)

где k_Д - коэффициент, учитывающий динамичность передаваемой нагрузки;

k_б - коэффициент, учитывающий длину цепи (межосевое расстояние);

k_Р - коэффициент, учитывающий способ регулировки натяжения цепи;

k_Н - коэффициент, учитывающий наклон передачи к горизонту;

k_С - коэффициент, учитывающий качество смазки передачи и условия ее работы;

k_РЕЖ - коэффициент, учитывающий режим работы передачи;

k_Д = 1 [1, табл.3.3.2];

k_б = 0.8 [1, табл.3.3.3]; выбираем в зависимости от величины а

k_Р = 1 [1, табл.3.3.4]; k_Н = 1 [1, табл.3.3.5];

k_С = 1,3 [1, табл.3.3.6]; k_РЕЖ = 1,25 [1, табл.3.3.8];

2.3 Расчетная мощность, передаваемая цепью

(2.3)

где Р₁ - мощность на ведущей звездочке, кВт;

k_Z - коэффициент числа зубьев;

k_n - коэффициент частоты вращения;

k_РЯД - коэффициент частоты вращения; k_РЯД = 1[1, табл.3.3.9]

(2.4)

(2.5)

За n₀₁ принимают ближайшую к расчетной частоту вращения из стандартного ряда. Принимаем n₀₁ = 800 мин^-1.

2.4 Выбор цепи

Выбор цепи производим по [1, табл.3.1.1].

Выбираем цепь приводную роликовую нормальной точности, шага 12,7 мм, с разрушающей нагрузкой 18,2 кН и передаваемой мощностью 3,86 кВт

ПР-12,7-1820 -1 ГОСТ 13568-75.

Параметры цепи: шаг t_Ц = 12,7 мм; диаметр ролика d = 4,45 мм; длина ролика

В = 5,4 мм.

2.5 Скорость цепи

Скорость цепи определим по формуле:

(2.6)

2.6 Окружное усилие цепи

Окружное усилие цепи определим по формуле:

(2.7)

2.7 Удельные давления в шарнирах цепи

Удельные давления в шарнирах цепи определим по формуле:

(2.8)

где [] - допускаемые удельные давления, МПа; []=30 МПа [1, табл.3.3.10].

2.8 Тип смазки передачи

В заданных условиях работы для смазки цепной передачи принимаем хорошее качество смазки, смазка капельная, скорость подачи смазки 10 кап/мин.

2.9 Число звеньев цепи

Число звеньев цепи определим по формуле:

(2.9)

где а' - межосевое расстояние передачи, мм.

Предварительно межосевое расстояние выбирается из условия а'= (30. . .50) t_Ц Исходя из этого условия предварительно принимаем а'=1000 мм.

 (2.10)

2.10 Расчетное межосевое расстояние при принятом числе звеньев цепи

Расчетное межосевое расстояние при принятом числе звеньев цепи определим по формуле:

(2.11)

2.11 Действительное межосевое расстояние

Действительное межосевое расстояние при принятом числе звеньев цепи определим по формуле:

(2.12)

2.12 Делительные диаметры звездочек

Делительные диаметры звездочек определим по формулам:

; (2.13)

2.13 Нагрузка на вал

Нагрузку на вал звездочки определим по формуле:

(2.14)

где k_В- коэффициент нагрузки вала, для наклонных передач k_В = 1,15.

2.14 Проверочный расчет на прочность

Нагрузку на вал звездочки определим по формуле:

(2.15)

Условие прочности выполняется.

3. РАСЧЕТ ЗАКРЫТОЙ КОНИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ

3.1 Выбор материалов зубчатых колес [1, стр.43]

Для изготовления шестерни и зубчатого колеса в данной передаче выбираем сталь 45 с соответствующей термической обработкой:

для шестерни - улучшение, НВ 200,

МПа, МПа.

для колеса - нормализация, НВ 180,

МПа, МПа.

3.2 Расчет допускаемых напряжений

3.2.1 Допускаемые контактные напряжения

(3.1)

где S_H - коэффициент запаса прочности; для зубчатых колес с однородной структурой S_H = 1,1.

Z_N - коэффициент долговечности;

(3.2)

где N_Hlim - базовое число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости ;

N_K - число циклов перемены напряжений, соответствующее заданному сроку службы передачи;

m - показатель степени.

Базовое число циклов, соответствующее пределу выносливости для шестерни и зубчатого колеса:

N_Нlim01= 1710⁶; N_Нlim02 = 1510⁶ [1, рис. 4.1.3]

Эквивалентное число циклов напряжения определим по формуле [2, стр.107]:

(3.3)

где L_h - продолжительность работы передачи, ч;

n₁₍₂₎ - частота вращения; n₁ = 215 мин^-1; n₂ = 72 мин^-1;

с - число зацеплений зуба за один оборот привода; с = 1;

k_НЕ - коэффициент, учитывающий изменение нагрузки; k_НЕ = 1.

(3.4)

где n_год - число лет работы; n_год = 2;

n_СМ - количество рабочих смен в году при односменном режиме работы; n_СМ = 253;.

Так как базовое число циклов напряжений меньше эквивалентного, то

Допускаемые контактные напряжения

В качестве расчетного контактного напряжения для рассматриваемой передачи принимаем

3.2.2 Допускаемые напряжения изгиба

(3.5)

где S_H - коэффициент запаса прочности; для зубчатых колес с однородной структурой S_H = 1,7.

Y_А - коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки; при одностороннем приложении нагрузки Y_А = 1.

Y_R - коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности зубьев; принимаем Y_R = 1.

Y_N - коэффициент долговечности (не менее 1); принимаем Y_N = 1.

3.3 Определение параметров передачи

3.3.1 Определяем расчетный диаметр шестерни

(3.6)

где К_d - коэффициент; для конических прямозубых передач

k_a = 77 МПа [1, стр. 49].

Т₁ - крутящий момент на шестерне, Нм;

К_Н - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца;

К_А - коэффициент внешней динамической нагрузки

_bd - коэффициент ширины зубчатых колес.

_Н - коэффициент вида конических колес.

К_Н = 1,1 [1, рис. 4.2.2].

_bd = 0,4 [1, стр. 49].

К_А = 1,1 [1, табл. 4.2.9].

3.3.2 Определяем ширину венца зубчатых колес

(3.7)

3.3.3 Определяем угол делительного конуса

(3.8)

3.3.4 Определяем внешнее конусное расстояние

(3.9)

3.3.5 Определяем внешний делительный диаметр шестерни

(3.10)

3.3.6 Определяем модуль зацепления

Принимая Z₁ = 17, определяем модуль зацепления

(3.11)

3.3.7 Определяем числа зубьев шестерни и колеса

Число зубьев шестерни

(3.12)

Число зубьев колеса

(3.13)

Уточняем передаточное число

(3.14)

Отклонение фактического передаточного числа от заданного:

.

3.3.8 Определяем действительные величины углов делительных конусов

(3.15)

(3.16)

3.3.9 Определяем внешние диаметры

Делительные

(3.17)

Вершин зубьев

(3.18)

Впадин зубьев

(3.19)

3.3.10 Определяем действительное внешнее конусное расстояние

(3.20)

3.3.11 Определяем средний модуль зацепления

(3.21)

3.3.12 Определяем средние делительные диаметры колес

(3.22)

3.4 Проверочные расчеты передачи

3.4.1 Проверочный расчет передачи по контактным напряжениям

3.4.1.1 Окружная сила в зацеплении

(3.23)

3.4.1.2 Окружная скорость колес

(3.24)

3.4.1.3 Степень точности колес

По таблице 4.2.8 [1, стр. 51] принимаем степень точности колес 8.

3.4.1.4 Удельная окружная динамическая сила

(3.25)

где д_Н - коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля на динамическую нагрузку. д_Н = 0,06 [1, табл. 4.2.10]

g₀ - коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса; g₀ = 4,2 [1, табл. 4.2.12]

- условное межосевое расстояние

3.4.1.5 Удельная расчетная окружная сила в зоне ее наибольшей концентрации

(3.26)

3.4.1.6 Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку

(3.27)

3.4.1.7 Удельная расчетная окружная сила

(3.28)

3.4.1.8 Расчетное контактное напряжение:

(3.29)

где Z_H - коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления; для прямых зубьев Z_H = 1,77 [1, стр. 44].

Z_М - коэффициент, учитывающий механические свойства материалов колес; Z_М = 192 МПа. [1, стр. 44]

Z_е - коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий; для прямых зубьев Z_е = 1 [1, стр. 44]

Допускается перегрузка по контактным напряжениям не более 5 % [1, стр.49].

.

Условие прочности передачи по контактным напряжениям выполняется.

3.4.2 Проверочный расчет передач по напряжениям изгиба

3.4.2.1 Удельная окружная динамическая сила

(3.30)

где д_F - коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля на динамическую нагрузку. д_F = 0,16 [1, табл. 4.2.11]

3.4.2.2 Удельная расчетная окружная сила в зоне ее наибольшей концентрации

(3.31)

3.4.2.3 Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку

(3.32)

3.4.2.4 Удельная расчетная окружная сила при изгибе

(3.33)

3.4.2.5 Коэффициент, учитывающий форму зуба

По рисунку 4.2.3 [1, стр.51] Y_FS1 = 4,22; Y_FS2 = 3,71

Сравнительная оценка прочности зуба шестерни и колеса при изгибе

Прочность зубьев шестерни оказалась ниже, чем зубьев колеса, поэтому проверку на выносливость по напряжениям изгиба следует выполнить для зубьев шестерни.

3.4.2.6 Расчетное напряжение изгиба зуба

где Y _ коэффициент, учитывающий наклон зуба; для прямых зубьев Y=1; [1, стр. 45]

Yе _ коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев; для прямых зубьев Yе =1; [1, стр. 45]

Условие прочности передачи на выносливость при изгибе выполняется.

3.5 Силы, действующие в зацеплении зубчатых колес [1, стр. 46]

Окружные силы

(3.34)

Радиальные силы

(3.35)

Осевые силы

(3.36)

.

4. ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЕТ ДИАМЕТРОВ ВАЛОВ

4.1 Диаметры выходных концов валов редуктора

Предварительно определяем диаметры выходных концов валов редуктора из расчета только на кручение при пониженных допускаемых напряжениях.

(4.1)

где [] = 10 . . . 30 МПа - допускаемое напряжение при кручении.

Для быстроходных валов принимается []=20МПа, для тихоходных - []=30МПа.

4.1.1 Быстроходный вал

Принимаем d_В1 = 25 мм

4.1.2 Тихоходный вал

Принимаем d_В2 = 28 мм.

Согласовываем диаметр вала с диаметром стандартной муфты.

Проверяем возможность соединения концов валов стандартной муфтой

(4.2)

где T_ном- крутящий момент, передаваемый муфтой;

k - коэффициент запаса; k = 1,2…1,5

[Т] - максимальный крутящий момент

Необходимо соблюдать условие

где [T] - допускаемый момент, передаваемый муфтой.

Принимаем [T] = 250 Нм.

Выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую МУВП 250-1-30-1

ГОСТ 210742-93.

Проверяем возможность соединения валов стандартной муфтой.

Соединение валов стандартной муфтой возможно.

Принимаем

4.2 Приближенная конструкция валов редуктора

4.2.1 Ведущий вал

Диаметр выходного конца вала d_В1 = 25 мм.

Диаметр под уплотнение

, принимаем d_У1 = 32 мм.

Диаметр под подшипник

, принимаем d_П1 = 40 мм.

Диаметр упорного буртика для посадки подшипника

, принимаем d_Б1 = 50 мм.

4.2.2 Ведомый вал

Диаметр выходного конца вала d_В2 = 28 мм.

Диаметр под уплотнение

, принимаем d_У2 = 32 мм.

Диаметр под подшипник

, принимаем d_П2 = 40 мм.

Диаметр упорного буртика для посадки подшипника

, принимаем d_Б2 = 50 мм.

Диаметр упорного буртика под зубчатое колесо принимаем равным 60 мм.

4.3 Предварительный выбор подшипников

Предварительно выбираем на ведущем и ведомом валах радиально-упорные подшипники, воспринимающие как радиальную, так и осевую нагрузи, так как в качестве передачи редуктора использована коническая прямозубая передача.

Предварительно выбираем подшипники средней серии:

быстроходный вал - 1046208; d = 40 мм; D = 80 мм; B = 18 мм., С = 36,8 кН., С₀ = 21,4 кН.

тихоходный вал - 1046208; d = 40 мм; D = 80 мм; B = 18 мм., С = 36,8 кН., С₀ = 21,4 кН.

Класс точности подшипников - 0.

5. КОМПОНОВОЧНАЯ СХЕМА, ОПРЕДЕЛЕНИЕ РАЗМЕРОВ ЗУБЧАТОГО КОЛЕСА

5.1 Компоновочная схема редуктора

Эскизная компоновка редуктора вычерчивается на листе миллиметровой бумаги. Примерно посередине листа перпендикулярно его длинной стороне проводим одну вертикальную линию. Вычерчиваем упрощенно зубчатую передачу, выбранные предварительно подшипники качения вычерчиваем в виде прямоугольников.

Вычерчиваем внутреннюю стенку корпуса, приняв зазор между торцами шестерен и стенками корпуса у = 10 мм.

Вычерчиваем наружную стенку корпуса редуктора, с учетом толщины пояса соединения крышки с корпусом редуктора.

Вычерчиваем валы редуктора, длины ступеней валов определяем конструктивно.

Участок ведомого вала под манжетное уплотнение продлеваем на 10 мм от торца фланца крышки и вычерчиваем выходной конец вала, на котором крепится муфта.

Участок ведущего вала под манжетное уплотнение продлеваем на 10 мм от торца фланца крышки и вычерчиваем выходной конец вала, на котором крепится звездочка цепной передачи.

5.2 Конструктивные размеры зубчатых колес

5.2.1 Диаметр ступицы колеса

(5.1)

Принимаем конструктивно d_СТ2 = 80 мм.

5.2.2 Длина ступицы колеса

(5.2)

Принимаем конструктивно L_СТ2 = 40 мм.

5.2.3 Толщина обода колеса

(5.3)

Принимаем конструктивно д₀₂ = 8 мм.

Колесо изготавливаем из поковки, конструкция колеса дисковая.

Диаметр и количество отверстий в диске назначается конструктивно.

6. ОПРЕДЕЛЕНИЕ РАЗМЕРОВ КОРПУСНЫХ ДЕТАЛЕЙ

Корпус и крышку редуктора изготовим литьем из серого чугуна.

В корпусе редуктора предусматриваем отверстия для установки валов, отверстия для установки указателя уровня масла и смотрового люка. Внутри корпуса предусматриваем дополнительную опору для установки подшипников ведущего и ведомого валов.

6.1 Толщина стенки корпуса и крышки корпуса редуктора

По литейным требованиям минимальная толщина стенки корпуса и крышки редуктора д = 8 мм. Принимаем д = 8 мм.

6.2 Толщина верхнего пояса корпуса редуктора и толщина пояса крышки редуктора

6.3 Толщина нижнего пояса корпуса редуктора

, принимаем t=16 мм.

6.4 Толщина ребер жесткости корпуса редуктора

Принимаем С = 8 мм

6.5 Диаметр фундаментных болтов

, принимаем d_Ф = 16 мм.

Ширина и высота нижнего пояса корпуса редуктора принимается конструктивно из компоновки редуктора.

6.6 Диаметр болтов, соединяющих корпус с крышкой редуктора

, принимаем d_К = 8 мм.

6.7 Ширина пояса соединения корпуса и крышки редуктора около подшипников

6.8 Диаметр болтов для крепления крышек подшипников к редуктору

, принимаем d_П = 8 мм.

6.9 Диаметр болтов для крепления крышки смотрового отверстия

, принимаем d_КС = 6 мм.

6.10 Диаметр резьбы пробки (для слива масла из корпуса редуктора)

, принимаем d_П.Р = 16 мм.

6.11 Зазор между внутренней боковой стенкой корпуса и торцом шестерни или колеса

определяется из соотношения , принимаем

у = 10 мм.

6.12 Расстояние между внутренней стенкой корпуса (крышки) редуктора и окружностью вершин зубьев колеса и шестерни

, принимаем у₁ = 18 мм.

6.13 Расстояние от торца подшипника быстроходного вала до торца шестерни

принимаем равным 10 мм.

7. РАСЧЕТ ВАЛОВ ПО ЭКВИВАЛЕНТНОМУ МОМЕНТУ

7.1 Опеределение нагрузок на валы

7.1.1 Ведущий вал

Определим реакции в опорах и изгибающие моменты.

Расстояния определяем исходя из схемы и размеров элементо привода

l₁ = 0,10 м. l₂ = 0,10 м. l₃ = 0,05 м.

Горизонтальная плоскость

Составим уравнение моментов относительно точки А:

Составим уравнение моментов относительно точки B:

Проверка:

Моменты на валу:

М₁ = М_2П = 0

= - 28,01 H·м

= - 76,70 H·м

= - 5,09 H·м

Вертикальная плоскость

Составим уравнение моментов относительно точки А:

Составим уравнение моментов относительно точки B:

Проверка:



Моменты на валу:

М₁ = М_A =М₂ = 0

= - 16,18 H·м

= - 24,73 H·м

Суммарный момент:

Крутящий момент на ведущем валу Т = 44,4 Н·м.

Эквивалентный момент:

Эпюры моментов на ведущем валу представим на рисунке 7.1.

Рисунок 7.1 Эпюры моментов на быстроходном валу.

7.1.2 Ведомый вал

Определим реакции в опорах и изгибающие моменты.

Расстояния определяем исходя из схемы и размеров элементо привода

l₁ = 0,05 м. l₂ = 0,09 м. l₃ = 0,10 м.

Горизонтальная плоскость

Составим уравнение моментов относительно точки С:

Составим уравнение моментов относительно точки D:

Проверка:

Находим моменты на валу:

М_C = М₂ = 0

= 8,28 H·м

= 52,31 H·м

= - 56,46 H·м

Вертикальная плоскость

Составим уравнение моментов относительно точки С:

Составим уравнение моментов относительно точки D:

Проверка:

Найдем моменты на валу:

М₂ = М_C = М_D = 0

= - 5,06 H·м

Крутящий момент на ведущем валу Т = 127,5 Нм.

Суммарный момент:

Эквивалентный момент:

Эпюры моментов на тихоходном валу представим на рисунке 7.2.



Рисунок 7.2 Эпюры моментов на тихоходном валу.

7.2 Проверочный расчет валов по эквивалентному моменту

7.2.1 Ведущий вал

Определяем наибольшие напряжения изгиба и кручения для опасного сечения В.

Минимально допустимый диаметр вала в опасном сечении В

(7.1)

Действительный диаметр вала в опасном сечении В больше минимально допустимого значения. (40,0>11,0)

7.2.2 Ведомый вал

Определяем наибольшие напряжения изгиба и кручения для опасного сечения D.

Минимально допустимый диаметр вала в опасном сечении D

Действительный диаметр вала в опасном сечении D больше минимально допустимого значения. (40,0>12,6)

8. ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ ПО ДИНАМИЧЕСКОЙ ГРУЗОПОДЪЕМНОСТИ

8.1 Ведущий вал

Сумарные реакции в опорах подшипников:

Подбирам подшипники по наиболее нагруженной опоре №2

Намечаем шарикоподшипники радиально-упорные однорядные средней серии №1046208; d = 40 мм; D = 80 мм; B = 18 мм., С = 36,8 кН., С₀ = 21,4 кН.

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка

где F_r, F_o - радиальная и окружная нагрузки в опорах подшипников;

Х, Y - коэффициенты радиальной и осевой нагрузки;

V - коэффициент вращения;

K_Д - коэффициент, учитывающий динамичность внешней нагрузки;

K_Т - коэффициент, учитывающий влияние температуры подшипникового узла

K_Д=1,0 [1, табл. 7.5.3]

K_Т =1,0 [1, табл. 7.5.4]

V=1 (вращается внутреннее кольцо подшипника)

Осевая составляющая от радиальных нагрузок в опрах для шариковых радиально-упорных подшипников определяется по формуле:

(8.3)

Для выбора значений коээфициентов е, Х, Y определим соотношение F_a/C₀.

По таблице 7.5.2 [1, стр.87] выбираем значение коэффициентов:

е = 0,68; X=0,41; Y = 0,87

Расчетная долговечность подшипников, млн. об.

Расчетная долговечность, ч

Так как ресурс подшипников больше нормативного ресурса редуктора (4048 часов), то эти подшипники пригодны для использования.

Требуемое значение динамической грузоподъемности определим по формуле ([4], с. 333).



где р - показатель степени, для шарикоподшипников 3,0. [1, стр. 86]

Так как расчетное значение динамической грузоподъемности меньше принятого, условие выполняется.

8.2 Ведомый вал

Сумарные реакции в опорах подшипников:

Подбираем подшипники по наиболее нагруженной опоре №2

Намечаем шарикоподшипники радиально-упорные однорядные средней серии №1046208; d = 40 мм; D = 80 мм; B = 18 мм., С = 36,8 кН., С₀ = 21,4 кН.

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка

где F_r, F_o - радиальная и окружная нагрузки в опорах подшипников;

Х, Y - коэффициенты радиальной и осевой нагрузки;

V - коэффициент вращения;

K_Д - коэффициент, учитывающий динамичность внешней нагрузки;

K_Т - коэффициент, учитывающий влияние температуры подшипникового узла

K_Д=1,0 [1, табл. 7.5.3]

K_Т =1,0 [1, табл. 7.5.4]

V=1 (вращается внутреннее кольцо подшипника)

Осевая составляющая от радиальных нагрузок в опрах для шариковых радиально-упорных подшипников определяется по формуле:

Для выбора значений коээфициентов е, Х, Y определим соотношение F_a/C₀.

По таблице 7.5.2 [1, стр.87] выбираем значение коэффициентов:

е = 0,68; X=0,41; Y = 0,87

Расчетная долговечность подшипников, млн. об.

Расчетная долговечность, ч

Так как ресурс подшипников больше ресурса редуктора (4048 часов), то эти подшипники пригодны для использования.

Требуемое значение динамической грузоподъемности определим по формуле ([4], с. 333).

где р - показатель степени, для шарикоподшипников 3,0. [1, стр. 86]

Так как расчетное значение динамической грузоподъемности меньше принятого, условие выполняется.

9. РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ

Рисунок 9.1 Конструктивные размеры шпонок.

9.1 Ведущий вал

Шпонка под звездочкой цепной передачи:

Для данного конца вала диаметром 25 мм выбираем шпонку призматическую, имеющую следующие размеры. [1, табл. 9.1.2, стр. 124]

Таблица 9.1 Параметры шпонки под муфту

d, мм	b, мм	h, мм	t1, мм	t2, мм	l, мм
25	8	7	4,0	3,3	32

Проверим данную шпонку на смятие:

(9.1)

где А_см - площадь контакта шпонки с отверстием

 (9.2)

Допускаемая нагрузка для стальной ступицы (шкив):

[у_см] = 140 Мпа [3, стр. 286]

[у_см] > у_см - условие прочности выполнено.

9.2 Ведомый вал

Шпонки под коническим зубчатым колесом:

Для данного участка вала диаметром 50 мм выбираем шпонку призматическую имеющую следующие размеры. [1, табл. 9.1.2, стр. 124]

Таблица 9.2 Параметры шпонки под муфту

d, мм	b, мм	h, мм	t1, мм	t2, мм	l, мм
50	14	9	5,5	3,8	32

Допускаемая нагрузка для стальной ступицы (колесо):

[у_см] = 140 Мпа [3, стр. 286]

[у_см] > у_см - условие прочности выполнено.

Шпонка под муфтой:

Для данного участка вала диаметром 28 мм выбираем шпонку призматическую имеющую следующие размеры. [1, табл. 9.1.2, стр. 124]

Таблица 9.3 Параметры шпонки под звездочкой цепной передачи

d, мм	b, мм	h, мм	t1, мм	t2, мм	l, мм
28	8	7	4,0	3,3	45

Допускаемая нагрузка для стальной ступицы (колесо):

[у_см] = 140 Мпа [3, стр. 286]

[у_см] > у_см - условие прочности выполнено.

10. ВЫБОР ПОСАДОК

Обработку посадочных поверхностей валов (под подшипники, зубчатые колеса) выполняем по 6 квалитету, с параметром шероховатости Ra = 1,25, допуск радиального биения относительно оси не более 0,005 мм в местах посадки подшипников, не более 0, 01 мм в местах установки зубчатого колеса, муфты.

Зубчатое колесо изготавливаются по 8 степени точности. Посадочные отверстия обрабатывается по 7 квалитету, шероховатость отверстия Ra = 0,63. Шероховатость обработки зубчатого венца Ra=1,25. Радиальное биение зубчатого венца относительно базового отверстия не более 0,05 мм.

Корпусные детали (корпус редуктора, крышка редуктора) получают из отливки. Механической обработке подвергают плоскости соединения крышки и корпуса, место установки крышки смотрового люка, места установки крышек подшипников. Все эти поверхности подвергаются чистовой фрезерной обработке по 7 квалитету, с параметром шероховатости Ra = 1,25.

Номинальным размером называют размер изделия, полученный по расчету или выбранный по конструктивным соображениям. Изготовленные изделия всегда имеют отклонения от номинальных размеров.

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

К различным соединениям предьявляют неодинаковые требования в отношении точности. Характер соединения деталей называется посадкой.

Посадки могут обеспечивать в соединении зазор или натяг. Переходные посадки могут иметь и зазор и натяг.

Посадки назначаем в соответствии с указаниями, данными в таблице [4, табл. 10.13]

Посадки соединений
Соединение	Посадка
Зубчатое колесо - вал	H7/p6
Звездочка цепной передачи - вал	H7/k6
Муфта - вал	H7/p6
Подшипник - вал	LO/k6
Отверстие шариковых радиальных подшипников	H7
Отверстие - крышка подшипника	Н7/h8
Поверхность вала под манжетное уплотнение	d9

11. РАСЧЕТ ВАЛОВ НА ВЫНОСЛИВОСТЬ

Расчет валов на выносливость сводится к определению расчетного коэффициента запаса прочности для опасного сечения вала и определяется по формуле:

(11.1)

где n, n - соответственно коэффициенты запаса прочности при изгибе и кручении.

(11.2)

(11.3)

где Кd - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения;

Кf - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности;

К, К - эффективные коэффициенты концентрации напряжений.

Кd₁ = 0,7; Кd₂ = 0,75 [2, стр. 77].

Кf =0,9 [2, стр. 77].

К = К = 1,5 [2, стр. 77]

(11.4)

(11.5)

11.1 Ведущий вал

Вал изготовлен из углеродистой стали 45. Потенциально опасными сечениями вала являются сечения А и В (рисунок 7.1). Наибольшие значения моментов изгиба и кручения - в сечении В, поэтому расчет выполним для этого сечения.

Диаметр вала в сечении В = 40 мм.

Суммарный момент М_У = 80,59 Нм.

Крутящий момент Т = 44,4 Нм.

Полученное значение расчетного коэффициента запаса прочности n, больше допускаемого значения [n] = 2,5.

11.2 Ведомый вал

Вал изготовлен из углеродистой стали 45. Потенциально опасными сечениями вала являются сечения 1 и D (рисунок 7.2). Наибольшие значения моментов изгиба и кручения - в сечении D, поэтому расчет выполним для этого сечения.

Диаметр вала в сечении В = 40 мм.

Суммарный момент М_У = 56.46 Нм.

Крутящий момент Т = 127.5 Нм.

Полученное значение расчетного коэффициента запаса прочности n, больше допускаемого значения [n] = 2,5.

12. СМАЗКА РЕДУКТОРА

Смазывание зубчатого зацепления осуществляется окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 13 мм.

Смазывание подшипников производится за счет разбрызгивания масла, образования масляного тумана и растекания масла по валам. Для этого полость подшипника выполняется открытой внутрь корпуса.

Объем масляной ванны определяем из расчета 0,3 . . . 0,8л на 1кВт передаваемой мощности:

V = (0,3 . . . 0,8) 1,1 = 0,33 . . 0,88 л. (12.1)

Принимаем объем масляной ванны V = 0,8 л.

По таблице [4, табл.10.8] устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях у_H менее 600 МПа и скорости v до 12 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 11·10^-6 м²/с. По таблице [5, табл.10.10] принимаем масло индустриальное И-40А ГОСТ 20799-75.

13. ПОДБОР И ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ МУФТЫ

Муфтой называется устройство для соединения концов валов или для соединения валов со свободно сидящими на них деталями (зубчатые колеса, звездочки и т.д.). Назначение муфты - передача вращающего момента без изменения его величины и направления. В ряде случаев муфты дополнительно поглощают вибрацию и толчки, предохраняют машину от аварий при перегрузках, а также используются для включения и выключения рабочего механизма без остановки двигателя.

В данном курсовом проекте для соединения ведомого вала редуктора с технологическим валом привода применяется компенсирующая муфта.

Компенсирующие муфты подразделяются на жесткие (кулачковые, зубчатые, цепные) и упругие (муфты с гильзовыми пружинами, с упругой оболочкой, втулочно-пальцевые).

13.1 Выбор муфты

Выбор муфты производим по расчетному крутящему моменту и диаметру вала

(13.1)

где T_ном- крутящий момент, передаваемый муфтой;

k - коэффициент запаса; k = 1,2…1,5

[Т] - максимальный крутящий момент

Необходимо соблюдать условие

где [T] - допускаемый момент, передаваемый муфтой.

Принимаем [T] = 250 Нм.

Выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую МУВП 250-1-30-1

ГОСТ 210742-93 со следующими характеристиками:

- максимальный крутящий момент = 250 Н·м,

- частота вращения не более n = 4600 об/мин,

- количество пальцев - 3,

- смещение осей валов не более мм, .

13.2 Расчет упругих элементов по напряжениям смятия

(13.2)

где - число пальцев;

- диаметр окружности, на которой расположены пальцы;

- диаметр пальцев;

- длина втулки.

Полученное напряжение смятия удовлетворяет условию [3, с. 289, 290], т.к. значение полученного напряжения не должно превышать .

13.3 Расчет пальцев муфты на изгиб

МПа (13.3)

Допускаемое напряжение изгиба

=80…90 МПа

, полученное расчетное напряжение удовлетворяет условию.

13.4 Определяем радиальную силу

(13.4)

Рисунок 13.1. Муфта упругая втулочно-пальцевая в разрезе

14. ОПИСАНИЕ СБОРКИ РЕДУКТОРА

Перед сборкой внутреннюю полость редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.

Сборку производят в соответствии со сборочным чертежем редуктора, начиная с узлов валов.

На ведущий вал-шестерню устанавливаются подшипники, предварительно нагретые в масле до температуры 80-100 ^OC.

В ведомый вал закладывают шпонку и напресовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку и устанавливают подшипники, предварительно нагретые в масле.

Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, предварительно покрывая поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов, затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.

Перед постановкой сквозных крышек в проточки устанавливают манжеты. Проверяют проворачиваемость валов, отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки болтами.

Далее на конец ведущего вала в шпоночною канавку закладывают шпонку и устанавливают звзедочку цепной передачи; на конец ведомого вала в шпоночную канавку закладывают шпонку, устанавливают муфту.

Затем вворачивают пробку маслосливного отверстия и устанаваливают маслоуказатель.

Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой из технического картона; закрепляют крышку болтами и вворачивают пробку-отдушину.

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

15. РЕГУЛИРОВКА ПЕРЕДАЧ И ПОДШИПНИКОВ РЕДУКТОРА

Зазоры в подшипнике и упругие деформации его элементов под действием рабочей нагрузки вызывают осевые и радиальные виборации вала, которые не желательны в ряде машин и механизмов. Жесткость опор на подшипниках качения значительно повышается при создании предварительного натяга.

Предварительный натяг подшипников заключается в принудительном смещении одного из колец подшипника в осевом направлении относительно другого кольца подшипника на величину, соответствующую величине требуемого предварительного натяга. Это достигается приложением постоянной предварительной нагрузки.

Одними из видов подшипников качения, устанавливаемых с предварительным натягом, являются шариковые радиальные и шариковые радиально-упорные подшипники, используемые в заданном редукторе.

Зубчатое зацепление регулируется при помощи специальных регулировочных колец.

Регулировка подшипников в процессе эксплуатации осуществляют мерными прокладками, устанавливаемыми между корпусом редуктора и крышками подшипников.

ЛИТЕРАТУРА

1 Курмаз Л.В., Скойбеда А.Т Детали машин. Проектирование. - Мн: УП «Технопринт», 2001 - 295 .

2 Детали машин и основы конструирования. Методическое пособие по выполнению курсового проекта для студентов специальностей агроинженерии. - М., 2007 г.

3 Устюгов И.И. Детали машин: Учебное пособие для учащихся техникумов. - М.: Высшая школа, 1981. - 399 с, ил

4 Дунаев П.Ф. Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование. - М., 1990 г.

5 Чернавский С.А. Курсовое проектирование деталей машин - М., 1988 г. - 447 с.

6 Детали машин и основы конструирования: учеб. Пособие по курсовому проектированию для студентов инженерно-технических и химико-технологических специальностей очной и заочной форм обучения / сост. А.Ф. Дулевич [и др.]. - МН.: БГТУ, 2006. - 220 с.

Размещено на Allbest.ru

...