Выбор электродвигателя

Размещено на http://www.allbest.ru/

[Введіть текст]

Введение

Привод является неотъемлемой частью любой машины.

Механический привод представляет собой совокупность электродвигателя, вращение от которого посредством клиноременной передачи передаётся на редуктор. Редуктор с помощью муфты соединён с ведущим валом барабана цепного конвейера.

Из существующих типов электродвигателей выбирают преимущественно асинхронные электродвигатели трехфазного тока серии 4А. вал подшипник момент поверхность

Муфты используются для соединения концов валов или для соединения валов с расположенными на них деталями. Основное назначение муфт - передача вращающего момента без изменения его модуля и направления. Муфты могут выполнять другие функции: предохранять механизм от перегрузок, компенсировать несоосность валов, разъединять или соединять валы во время работы.

Назначение редуктора - передача вращения от вала двигателя к валу рабочей машины, понижение угловой скорости и соответственно повышение крутящего момента ведомого вала по сравнению с ведущим. Редуктор проектируют либо для привода отдельной машины, либо по заданной нагрузке (моменту на выходном валу) и передаточному числу без указания конкретного назначения.

Спроектированный в настоящем курсовом проекте редуктор соответствует условиям технического задания.

Крутящий момент от электродвигателя через муфту передается редуктору, от редуктора приводному валу транспортера, при этом частота вращения с вала на вал понижается в передаточное число каждой передачи, а крутящий момент возрастает пропорционально передаточному числу передач.

Характеристика проектируемого привода:

-Тип редуктора - конический, прямозубый.

-Тип открытой передачи - клиноременная вертикальная.

-Режим нагрузки - постоянный.

-Долговечность привода - 15000 часов.



1. Выбор электродвигателя и кинематический расчёт

1.1 Определение общего коэффициента полезного действия (КПД) привода

Для выбора электродвигателя определяем требуемую его мощность и частоту вращения.

Мощность на выходе привода, [1, c.37]:

,

где F_t - окружная сила на барабане ленточного конвейера(kH), F_t = 2,8 кН;

v_t - скорость движения ленты, v_t = 2,8 м/с.

кВт

Определяем частоту вращения вала барабана конвейера, [1, c.37]:

мин^-1,

1.2 Определение общего коэффициента полезного действия (КПД) привода

Определяем общий КПД привода:

,

где - КПД муфт , [1,с.15, табл. 3.1];

- КПД конической зубчатой передачи, [1,с.15, табл. 3.1];

- КПД клиноременной передачи, [1,с.15, табл. 3.1];

- КПД подшипников, [1,с.15, табл. 3.1];

1.3 Определение требуемой мощности электродвигателя P_тр., кВт

Определяем требуемую мощность двигателя:

кВт,

- требуемая мощность двигателя.

Частота вращения выходного вала,

.

1.4 Выбор электродвигателя

По рассчитанному значению мощности =8,95 кВт принимаем асинхронный электродвигатель серии 4А132М4У3 [ 1,табл.16.7.1 ] c характеристиками: кВт; мин^-1.

1.5 Определение действительного передаточного отношения u_общ

Действительное общее передаточное число привода



Разбивка общего передаточного числа между ступенями привода:

- передаточное число закрытой конической прямозубой передачи;

- передаточное число клиноременной передачи;

Примем для зубчатой пары стандартное передаточное число (для редуктора по ГОСТ 2185-66) [4,c.36], . Тогда



2. Определение мощностей и передаваемых крутящих моментов на валах

2.1 Определение частот вращения n, [3,с.13]

;

;

;

.

2.2 Определение мощностей на валах P, [3,с.13]

2.3 Определение крутящих моментов T, [3,с.13]



2.4 Результаты расчётов сведем в таблицу

Вал	Частота вращения n,	Мощность P, кВт	Крутящий момент T, Нм
1	1460	8,95	58,54
2	764,4	8,41	105,07
3	191,1	8,08	403,78
4	191,1	7,84	391,79



3. Расчёт передач

3.1 Расчёт прямозубой конической передачи по ГОСТ 21354-87

Выбор материала колес и способы их термообработки

В качестве материала для изготовления шестерни и колеса принимаем сталь 40Х ГОСТ 4543-71, с термообработкой улучшение [3,c.21,табл. 3.4]:

Шестерня ;

Зубчатое колесо .

Определение допускаемого контактного напряжения для шестерни и колеса

Предел контактной выносливости материала:

,

МПа;

МПа;

где - предел контактной выносливости материала;

- коэффициент запаса прочности (для колес с ) ; [1,с.40]

- коэффициент долговечности;

;

где - базовое число циклов перемены напряжений;

,

циклов;

циклов;

- число циклов перемены напряжений:

Эквивалентное число циклов нагружений:

циклов;

циклов;

где - число колес, находящихся в зацеплении с рассчитываемым колесом;

;

- ресурс привода в часах;

- частота вращения рассчитываемого колеса.

Коэффициент долговечности:

Т.к. , то , где - показатель степени:

,

;

.

Допускаемое контактное напряжение при расчете на контактную усталость:

;

;

.

в дальнейших расчетах используется минимальное из двух рассчитанных, т.е.

Рассчитываем допускаемое напряжение изгиба шестерни и колеса

Допускаемое напряжение при изгибе по ГОСТ 21354-87:

,

где - предел выносливости зубьев при изгибе;

,

МПа;

МПа;

- коэффициент долговечности;

- коэффициент безопасности;

,

где - базовое число циклов перемены напряжений ; циклов;

- общее число циклов перемены напряжений;

;

циклов;

циклов;

Так как , принимаем

- коэффициент, учитывающий двухстороннее приложение нагрузки к зубу рассчитываемого колеса. У нереверсивных передач .

Принимаем .

- коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности;

.

МПа;

МПа.

Расчет диаметра шестерни и выбор основных параметров передачи

Расчетный диаметр шестерни

- вспомогательный коэффициент, =99 - для прямозубых передач [4,с.265].

K_H - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатого венца, K_H =1,15 [3,с.74,рис. 6.3];

_bR - коэффициент ширины зубчатого венца, _bR = 0,285 (ГОСТ 12.289-76);

Ближайшее значение диаметра по ГОСТ 12289-76

Рабочую ширину зацепления по ГОСТ 12289-76

Принимаем число зубьев шестерни =22;

Число зубьев колеса .

Фактическое передаточное число передачи:

; %;

Внешний окружной модуль:

Внешний делительный диаметр шестерни

Углы делительных конусов:

;

.

Внешнее конусное расстояние:

.

Среднее конусное расстояние:

.

Средний окружной модуль:

Средний делительный диаметр:

;

Коэффициент смещения:

,

где , так как передача прямозубая;

.

Коэффициент расчетной толщины зуба исходного контура:

;

.

Внешняя высота головки зуба:

;

Внешняя высота ножки зуба:

Внешняя высота зуба:

Внешняя окружная толщина зуба:

;

Угол ножки зуба:

;

.

Угол головки зуба:

;

Угол конуса вершин:

;

.

Угол конуса впадин:

;

.

Внешний диаметр вершин зубьев:

;

Коэффициенты ширины венца:

Условия выполняются.

Средняя окружная скорость зубчатых колес:



Принимаем 8-ю степень точности изготовления зубчатых колес [3,c.55,табл.5.6].

Значение усилий в коническом зацеплении:

окружная сила в шестерне и колесе:

;

радиальная сила на шестерне:

;

осевая сила на шестерне:

.

где - средний начальный диаметр;

-угол профиля исходного контура;

- угол делительного конуса.

Проверочный расчёт передачи на контактную усталость активных поверхностей зубьев

,

Где -коэффициент, учитывающий механические свойства материала сопряженных зубчатых колес, =[4,c.264, табл.10.10];

- коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления [4,c.264]:

,

где - угол зацепления;

,

-коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий, для прямозубых колес [4,c.264];

K_H - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатого венца, K_H =1,15 [3,c.65,рис. 6.3];

- коэффициент, учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении[4,c.230]

,

где - удельная окружная динамическая сила,H/мм [5,c.328];

- коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку; [5,c.29];

,

Где - коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля головок зубьев[5,c.329,табл.18.3]; =0,06;

-коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса[5,c.329,табл.18.3], =6.1;

Процент перегрузки:

Условие прочности выполняется.

Проверка передачи на выносливость при изгибе

Проверочный расчёт на усталость по напряжениям изгиба выполняем по условию прочности [5, c.339]

Расчетное местное напряжение при изгибе определяем по формуле[5, c.339]:

Коэффициент нагрузки:

где - коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку; =1 [5, c.342];

-коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении[5, c.342]:

,

где - удельная окружная динамическая сила [5, c.342]

,

где - коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля головок зубьев[5,c.329,табл.18.3]; =0,016;

-коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса[5,c.329,табл.18.3], =6.1,

-коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий, =1,29 (4,c.65,рис.6.3);

-коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, для прямозубых передач =1.

-коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений; принимается в зависимости от эквивалентного числа зубьев (4,c.56,рис. 5.5) и коэффициента смещения инструмента [4,c.324]

.

Выполняем расчёт для менее прочного зубчатого колеса.

Шестерня:

;

Колесо:

;

Расчёт ведем поколесу.

-коэффициент, учитывающий наклон зуба; для прямозубых колес ;

-коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев; для прямозубых колес

- условие прочности выполняется.

3.2 Расчёт клиноременной передачи

Проектный расчёт клиноременной передачи

Исходные данные:

1.Передаваемая мощность

2.Частота вращения вала двигателя

По таблице 9.2 при моменте на ведомом шкиве выбираем ремень сечения В(Б), для которого площадь ((ГОСТ 1284.1-89)

Определяем диаметр меньшего шкива:

Для уменьшения величины напряжений изгиба, снижающих долговечность ремня, выбираем шкив с диаметром , . Принимаем [4,c.393табл.9.3]

Диаметр большего шкива:

Принимаем стандартное значение (ГОСТ 20889-88)

Фактическое передаточное число с учетом коэффициента упругого скольжения :

Отклонение от заданного значения:

Скорость ремня:

м/с.

Выбираем межосевое расстояние из рекомендуемого промежутка:

,

,

Принимаем

Расчетная длина ремня:

,

.

Тогда по ГОСТ 1284.1-89 выбираем мм.

Уточнённое межосевое расстояние:

,

где ;

;

.

Минимальное межосевое расстояние при надевании ремня:

.

Максимальное межосевое расстояние для компенсации вытяжки ремня в процессе работы:

Угол обхвата на малом шкиве:

Условие выполняется.

Окружное усилие:

Частота пробега ремня:

Условие выполняется.

Находим допускаемое удельное окружное усилие:

где - исходное удельное окружное усилие; [2,c.116,табл.9.4];

- поправочные коэффициенты:

- коэффициент угла обхвата; [2,c.117,табл.9.5];

- коэффициент скорости; [2,c.118,табл.9.6];

- коэффициент режима работы; [2,c.119,табл.9.7];

Необходимое число ремней:

Принимаем

Сила, действующая на валы:

,

Cилу считаем направленной по межосевой линии.

Расчетная долговечность ремня:

,

где - временной предел выносливости( для клиновых ремней принимается );

- коэффициент, учитывающий влияние передаточного числа на долговечность ремня в зависимости от напряжения изгиба (при );

- коэффициент, учитывающий режим работы передачи ( при постоянной нагрузке );

- максимальное напряжение в цикле для ремней;

,

Где - напряжение в ремне от силы предварительного натяжения [4,c.265.табл.9.4];

Напряжение от окружного усилия:



напряжение изгиба ( -толщина или высота ремня;

- модуль упругости ремня при изгибе: для прорезиненных ремней; -диаметр меньшего шкива;

Напряжение от центробежных сил( для синтетических

ремней):

- показатель степени( для клиновых ремней ).

Определяем максимальное напряжение в ремне

Условие прочности выполняется.

Ширина венца шкива:

мм

Диаметр ступицы [1, с.21]:

Длина ступицы:



Число спиц [1, с.22]:

;

Принимаем

Размеры спиц эллиптического сечения:

;

Принимаем

;

Принимаем

;

Принимаем

;

Принимаем

Высота ребра:



4. Предварительный расчет диаметров валов

4.1 Выбор материалов валов

Прямые валы изготавливаются без термообработки из углеродистых сталей 25, 30, 35, Ст3, Ст4, Ст5. В некоторых случаях применяется сталь 40, 45 или 40Х с термообработкой.

Принимаем для вала-шестерни такой же материал, как и шестерни и колеса соответственно:40Х.

4.2 Выбор допускаемых напряжений на кручение

Проектный расчет валов по напряжениям кручения, при этом не учитывают напряжения изгиба, концентрации напряжений и переменность напряжений во времени. Поэтому для компенсации приближенности этого метода расчета допускаемые напряжения на кручение принимают заниженными: . При этом меньшее значение принимают для быстроходного вала, а большее для тихоходного вала.

Для быстроходного вала принимаем , для тихоходного вала [1,с.110].

4.3 Определение диаметров ступеней вала

Проектный расчет ставит целью определить ориентировочно геометрический размер (диаметр) каждой ступени вала.

Пользуемся табл.7.1 [1,с.113].

Первая ступень под полумуфту:



,

где - допускаемые напряжения на кручение;

- крутящий момент на валу.

Вторая ступень под уплотнение крышки с отверстием и подшипник:

.

Третья ступень под шестерню:

,

Четвертая ступень под подшипник:

.

Пятая ступень под резьбу :

под резьбу определяется в зависимости от по табл.10.11 [3,c.260]

Значения высоты буртика t, ориентировочные величины фаски ступицы f и координаты фаски подшипника r определяем в зависимости от диаметра ступени по таблице 7.1 [1,с.113].

Значения диаметров округляем до ближайшего стандартного числа по таблице13.15 [1,с.326].



4.4 Расчет ведущего вала редуктора

Определяем диаметр входного конца вала:

;

Принимаем

,

[1,с.113, табл. 7.1].

Принимаем .

по табл.10.11 [4, c.191]

Принимаем .

Принимаем .

Принимаем .

Рис.1.1 Приближенная конструкция ведущего вала.

4.5 Расчет ведомого вала редуктора

В качестве материала для изготовления вала и согласно рекомендации выбираем термически обработанную (улучшенную) сталь 45 ГОСТ 1050-88 [4,c.110]

Определяем диаметр выходного конца вала:

,

гдеТ₂ - крутящий момент на валу, Т₂ = 403,78Нм;

[]_кр - допускаемое напряжение на кручение, []_кр = 25 МПа [3, c.381];

Принимаем .

Определяем диаметр вала под уплотнение:

где (табл. 7.1 примечание, [1,с.113]).

Принимаем .

Определяем диаметр вала под подшипник [4, c.191]:

Принимаем .

Определяем диаметр колеса:

Принимаем

Рис.1.2 Приближенная конструкция тихоходного вала.



5. Подбор и проверочный расчёт муфт

Подбор муфты производится по максимальному крутящему моменту, который передается с учетом динамических нагрузок и возможных перегрузок привода во время работы.

В данном курсовом проекте, согласно заданию на проектирование, выбирается одна муфта на выходном (тихоходном) валу редуктора.

Согласно [4,с.236] муфту выбираем по большему диаметру соединяемых валов и расчетному моменту, который должен быть в пределах номинального:

= T_Н,

где - коэффициент режима нагрузки, принимаемый по табл.10.26 [3 равный 1,25…1,5.

Принимаем значение 1,3.

.

Теперь по и диаметру вала d выбираем муфту по таблице 13.2.1 [4,с.236]:

Зубчатая муфта ГОСТ 5006-94;

где T - момент

d - диаметр вала под муфту

Муфта 1-1000-40-1

Параметры и основные размеры зубчатой муфты по таблице 13.2.1 [4,с.236]:

Втулки муфты с цилиндрическими отверстиями для коротких концов валов по ГОСТ 12080-66. Изготавливаются из стали 45 ГОСТ 1050-88

Силы, нагружающие валы от муфты.

Определение вращающей силы:

,

где - окружная сила, передаваемая элементами, которые соединяют полумуфты, определяемая по формуле:

,

где - диаметр расположения в муфте элементов, передающий крутящий момент, определяемый по формуле:

,

где иберутся из таблицы 13.2.1[4,c.236]

,

.



6. Предварительный подбор подшипников

Для быстроходного вала:

Диаметр вала под подшипники:

.

Пользуясь табл. 7.2 [4, с.111], выберем роликовые конические однорядные подшипники средней серии. Параметры подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников . Табл. К29 [1,с.415]:

подшипник 7308 (ГОСТ 333 - 79):

Для тихоходного вала:

Диаметр вала под подшипники:

.

Пользуясь табл. 7.2 [4, с.111], выберем роликовые конические однорядные подшипники средней серии. Параметры подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников . Табл. К29 [1,с.415]:

подшипник 7310 ( ГОСТ 333 - 79):



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

7.1 Выбор смазки

Для уменьшения потерь мощности на трение, снижения интенсивности изнашивания трущихся поверхностей, охлаждения и очистки от продуктов износа, а также для предохранения от заедания, задиров, коррозии, должно быть обеспечено надежное смазывание трущихся поверхностей.

Способ смазывания.

Для редукторов общего назначения применяют непрерывное смазывание жидким маслом картерным непроточным способом(окунанием). Этот способ применяют для червячных передач до скорости скольжения 10м/с .

Выбор сорта масла.

Зависит от значения расчетного контактного напряжения в зубьях и фактической окружной скорости колес .

Принцип назначения сорта масла следующий: чем выше окружная скорость колеса, тем меньше должна быть вязкость, и чем выше контактное напряжение в зацеплении, тем большей вязкостью должно обладать масло. При м/с и МПа [3,с.255] по ГОСТ 17479.4-87 выбираем масло И-Г-А-46 с кинематической вязкостью 41..51 мм²/с.

И - индустриальное масло;

Г - для гидравлических систем;

А - масло без присадок;

46- класс кинематической вязкости.

Определение количества масла.

Для одноступенчатых редукторов при смазывании окунанием объем масляной ванны определяют из расчета 0,4…0,8 л масла на 1 кВт передаваемой мощности, принимаем 0,5 л на 1 кВт передаваемой мощности.

Определение уровня масла.

В конических редукторах в масляную ванну должно быть погружено коническое колесо на всю ширину b венца. [5, c.174]

Принимаем глубину погружения h=39мм.

Контроль уровня масла.

Контроль масла производится жезловым масло указателем.

Слив масла.

При работе передач масло постепенно загрязняется продуктами износа деталей передач. С течением времени оно стареет, свойства его ухудшаются. Поэтому масло, налитое в корпус редуктора, периодически меняют. Для этой цели в корпусе предусмотрено сливное отверстие, закрываемое пробкой с цилиндрической резьбой .

Отдушина.

При длительной работе повышается давление в корпусе. Это приводит к просачиванию масла через уплотнения и стыки. Чтобы избежать этого, внутреннюю полость корпуса сообщают внешней средой путем установки пробки-отдушины в его верхней части .

Смазывание подшипников.

Применяется смазывание пластичными материалами. Полость подшипника, смазываемого пластичным материалом, должна быть закрыта с внутренней стороны подшипникового узла внутренним уплотнением. Размеры внутренней полости корпуса под пластичный материал должны иметь глубину с каждой стороны подшипника примерно ј его ширины. Смазочный материал набивают в подшипник вручную при снятой крышке подшипникового узла на несколько лет. Для смазки подшипников применяем пластичную смазку типа солидол жировой (ГОСТ 1033-79).

Определение размеров корпусных деталей.

Корпус редуктора выполняем литым из чугуна марки СЧ 15 ГОСТ 1412-79. В проектируемом редукторе принимается разъемный корпус, состоящий из основания и крышки. Плоскость разъема для удобства обработки располагаем параллельно плоскости основания. Для соединения корпуса и крышки редуктора по всему контуру плоскости разъема выполняем фланцы. Форма корпуса в основном определяется технологическими, эксплуатационным и эстетическими условиями с учетом его прочности и жесткости.

Определяем геометрические параметры корпусных элементов

Толщина стенки редуктора:

,

принимаем .

Толщина стенки крышки корпуса

,

принимаем .

Расстояние от внутренней поверхности стенки редуктора:

до боковой поверхности вращающейся части - , принимаем ;

до боковой поверхности подшипника качения - ;

Расстояние в осевом направлении между вращающимися частями, смонтированными на:

на одном валу - ;

на разных валах -;

Радиальный зазор между зубчатым колесом одной ступени и валом другой степени:

.



Радиальный зазор от поверхности вершин зубьев: . - до внутренней поверхности стенки редуктора; - до внутренней нижней поверхности стенки корпуса (определяет также объем масляной ванны);

Расстояние от боковых поверхностей элементов, вращающихся вместе с валом, до неподвижных наружных частей редуктора- ;

Диаметры болтов, соединяющих: - принимаем М20, редуктор с рамой; - принимаем М16,корпус с крышкой у бобышек подшипника; - принимаем М10,корпус с крышкой по периметру соединения;

Ширина фланцев редуктора () по таблице 11.7.2[2,c.326]:

- фундаментального;

- корпуса и крышки (у подшипника);

- корпуса и крышки (по периметру);

где - по таблице 11.7.2[2,c.326];

- по таблице 11.7.2[2,c.326];

Толщина фланцев редуктора:

-фундаментального;

-корпуса (соединение с крышкой);

-крышки (соединение с корпусом);

Размеры крышек выбираются по диаметру внешнего кольца подшипника [2,с.153].

Размеры литых переходов X=2мм, Y=10мм, r=3мм[2,с.153]

Литейные уклоны- 3^о, литейные радиусы R=4мм

8. Расчет валов по эквивалентному моменту

Расчет ведущего вала

Исходные данные, Т₁=105,07Нм, F_t =2654,43Н, F_r =937,28Н, F_a=234,31Н, d=76мм сила от действия шкива F_рем= 650,9Н.

.

Определяем опорные реакции в опорах А и В в горизонтальной плоскости:

?М_А= 0 | ;

?М_В= 0 | ;

Проверяем ?x = 0

? реакции определены, верно.

Определяем реакции в вертикальной плоскости :

?М_А= 0 | ;

?М_В= 0 | ;

Проверяем ?y= 0 ;

- Реакции определены, верно.

Суммарные реакции опор:

Определяем изгибающие моменты:

Горизонтальная плоскость:

Вертикальная плоскость:

Строим эпюры изгибающих моментов рис.1:

Суммарные изгибающие моменты определим по формуле:

Эквивалентные моменты определим по формуле:

;

Эпюры изгибающих и крутящих моментов приведены на рис.1

- для Стали 40Х[2, c.268, табл.16.2.1],

S=5[2, с.68].

Расчет ведомого вала

Исходные данные, Т₁=403,78Нм, F_t =2654,43Н, F_r =234,31Н, F_a=937,28Н, d=302мм сила от действия шкива F_м= 2153,49Н.

.

Определяем опорные реакции в опорах А и В в горизонтальной плоскости:

?М_А= 0 | ;

?М_В= 0 | ;

Проверяем ?x = 0

? реакции определены верно.

Определяем реакции в вертикальной плоскости:

?М_А= 0 | ;

?М_В= 0 | ;

Проверяем ?y= 0 ;

- Реакции определены, верно.

Суммарные реакции опор:

Определяем изгибающие моменты:

Горизонтальная плоскость:



Вертикальная плоскость:

Строим эпюры изгибающих моментов рис.2:

Суммарные изгибающие моменты определим по формуле:

Эквивалентные моменты определим по формуле:

;

Эпюры изгибающих и крутящих моментов приведены на рис.2

-для Стали 45[2, c.268, табл.16.2.1],

S=5[2, с.68].



9. Подбор подшипников по динамической грузоподъемности

Опоры ведущего вала

Исходные данные: частота вращения вала n=764,4мин^-1, суммарные опорные реакции R_А=3516,44Н ; R_В=379Н; осевая нагрузка F_а=234,31Н; долговечность привода L=12500 часов.

Предварительно выбираем подшипники - роликовые конические однорядные средней серии N7308 со следующими характеристиками d = 35мм, D=90мм, b= 23 мм, С=61кН ; С₀=46 кН , е=0,28[2, табл. 7.10.6].

;

где б =3,33 (для роликовых подшипников);

где V=1 ( вращается внутреннее кольцо );

k_T =1 (рабочая температура меньше 150⁰С);

k_б =1,2 (кратковременные перегрузки до 150% ).

осевые составляющие от радиальных нагрузок:

Н;

Н;

т.к <, то Н;

.

Для каждой опоры определяют соотношение:

и ;

;

.

По [ 1, табл. 7.5.2 ]

х=0,56; y=2,16;

Эквивалентная динамическая нагрузка:

Производим проверку долговечности:

.

Расчётная динамическая грузоподъемность:

Н;

Н.

Подшипник подходит по расчётной долговечности.

Опоры ведомого вала.

Исходные данные: частота вращения вала n=191,мин^-1, суммарные опорные реакции R_А=1182,67Н; R_В=5688,8Н; осевая нагрузка F_а=937,28Н; долговечность привода L=12500 часа.

Предварительно выбираем подшипники - роликовые конические однорядные средней серии N7310 со следующими характеристиками d=50мм, D=110мм, b=29мм, С=42,7кН , С₀=33,4 кН , е=0,41[2, табл. 7.10.6].

;

где б =3,33 (для роликовых подшипников);

где V=1 ( вращается внутреннее кольцо );

k_T =1 (рабочая температура меньше 150⁰С);

k_б =1,2 (кратковременные перегрузки до 150% ).

осевые составляющие от радиальных нагрузок:

Н;

Н;

т.к <, то Н;

.

Для каждой опоры определяют соотношение:

и ;

;

;

По [2, с.256,табл. 7.5.2]:

х=0,4; y=1,94;

Эквивалентная динамическая нагрузка:



Производим проверку долговечности:

.

Расчётная динамическая грузоподъемность:

Н;

Н.

Подшипник подходит по расчётной долговечности.



10. Подбор и проверочный расчет шпоночных и шлицевых соединений

Для соединения вала с деталями передающими вращение принимаем призматические шпонки со скругленными концами.

Материал шпонки -- Сталь 45.

Напряжение смятия узких граней шпонки не должно превышать допускаемого, т.е. должно удовлетворяться условие:

где Т - передаваемый вращающий момент, Нмм;

D - диаметр вала в месте установки шпонки;

- рабочая длина шпонки;

допускаемое напряжение смятия,

Расчет шпонки под муфту:

Т,Нм	d,мм	b,мм	h,мм	t1,мм	lр,мм
403,78	46	14	9	5	51



Условие прочности шпонки на смятие выполняется.

Расчет шпонки под колесо:

Т,Нм	d,мм	b,мм	h,мм	t1,мм	lр,мм
403,78	52	16	10	6	36

Условие прочности шпонки на смятие выполняется.

Расчет шпонки под шкив:

Т,Нм	d,мм	b,мм	h,мм	t1,мм	lр,мм
105,07	30	10	8	5	40

Условие прочности шпонки на смятие выполняется.



11. Назначение посадок, шероховатости поверхностей, выбор степеней точности и назначение допусков формы и расположения поверхностей

Посадки могут быть образованы сочетанием любых полей допусков отверстия и вала одного или разных квалитетов точности. К различным соединениям предъявляют неодинаковые требования в отношении точности. Поэтому система допусков содержит 19 квалитетов: 01, 0, 1, 2, 3, …, 17, расположенных в порядке убывания точности. Характер соединения деталей называют посадкой. С целью повышения контактной жесткости, оказывающей значительное влияние на качество посадок и сохранение их характера в процессе эксплуатации, на рабочих чертежах указывают шероховатости по ГОСТ 2788-73.

Посадки назначаем в соответствии с ГОСТ 25347 - 82, а также рекомендациями, [6,табл.10.13] по степени точности 9,типу посадок (с зазором или с натягом), в соответствии с номинальными размерами диаметров валов и отверстий.

- посадка зубчатого колеса на тихоходном валу - Н7/p6;

- посадка муфты на вал - Н7/k6;

- посадка шкива - H7/k6;

- посадка внутреннего кольца подшипников - L0/k6;

- посадка внешнего кольца подшипников - H7/l0;

- крышки подшипников монтируем в корпус по посадке H6/h8;

- отклонение вала в месте установки уплотнения - h11

Допуск формы и расположения поверхностей указывают условными обозначениями по ГОСТ 2308 - 79.

Назначаем по ГОСТ 2788 - 73.

R_a - среднее арифметическое отклонение профиля.

Параметр R_a является основным для деталей в машиностроении.

Назначение квалитетов точности должно сопровождаться анализом служебного назначения деталей и технологических возможностей при обработке. С возрастанием точности стоимость обработки резко повышается. Из экономических соображений нужно назначать квалитеты сравнительно грубые, однако, обеспечивающие необходимое качество деталей, узлов и машин.

Допуски применяем по рекомендации по [6, табл.10.14-1016]:

- радиального биения вала в месте установки ступицы колеса 30, манжет 50, рабочая поверхность зубчатого колеса 55, боковая поверхность зубчатого колеса 40;

- круглости ступеней вала в местах установки подшипников 4, в месте установки ступицы колеса 8;

- допуск профиля продольного сечения вала в местах установки подшипников 4, в месте установки ступицы колеса 8,

- допуск перпендикулярности для крышки принимаем 50-180;

- допуск параллельности и симметричности для шпонок принимаем соответственно 180 и 120,

- допуск цилиндричности для ступицы принимаем равным 8.



12. Расчет валов на выносливость

Расчет ведущего вала

Наиболее нагруженным сечением будет являться сечение посадки подшипника. Ограничимся его проверкой. Изгибающий момент в этом сечении найдём по эпюре.

Условие прочности [1, c.75]:

где s - рассчитанный коэффициент запаса прочности;

s_у - коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;

s_ф - коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям;

.

где у_-1 и ф_-1 - пределы выносливости материала вала при асимметричных циклах изгиба и кручения; так как вал изготовлен заодно с шестерней из Стали 40Х, то для него принимаем МПа, Мпа, [1, c.268, табл.16.2.1];

у_а, ф_а и ф_м - амплитуда и средние значения напряжения циклов нормальных и касательных напряжений;

Нормальные напряжения в сечении:



.

Касательные напряжения:

,- коэффициент снижения предела выносливости детали в сечении при изгибе и кручении:

;

.

где K_у и К_ф - коэффициент концентрации напряжений при изгибе и кручении [1, c.76, табл.6.7.3]:

, =1,6;

- коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения [1, c.76, рис.6.7.3]: .

ш_ф - коэффициент, учитывающий влияние постоянной составляющей цикла на усталость вала [1, c.76, табл.6.7.1]:

Запас прочности обеспечен.

Расчет ведомого вала

Концентратором напряжений является сечение под колесом передачи. Изгибающий момент в этом сечении найдём по эпюре:

Условие прочности [1, c.75]:

где s - рассчитанный коэффициент запаса прочности;

s_у - коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;

s_ф - коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям;

.

где у_-1 и ф_-1 - пределы выносливости материала вала при асимметричных циклах изгиба и кручения; так как вал изготовлен из Стали 45, то для него принимаемМПа, Мпа,[2, c.268, табл.16.2.1];

у_а, ф_а и ф_м - амплитуда и средние значения напряжения циклов нормальных и касательных напряжений;

Нормальные напряжения в сечении:

.

Касательные напряжения:

;

,- коэффициент снижения предела выносливости детали в сечении при изгибе и кручении:

;

.

где K_у и К_ф - коэффициент концентрации напряжений при изгибе и кручении [1, c.76, табл.6.7.3]:

, =1,5;

- коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения [1, c.76, рис.6.7.3]: .

ш_ф - коэффициент, учитывающий влияние постоянной составляющей цикла на усталость вала [2, c.76, табл.6.7.1]:

Запас прочности обеспечен.



13. Описание сборки редуктора

Перед сборкой редуктора, внутреннюю полость редуктора тщательно очистить и покрыть маслостойкой краской. Сборку производить в соответствии со сборочным чертежом редуктора, с узлов валов: ведущий вал изготавливается как вал-шестерня поз.12, насадить кольцо мазеудерживающее поз.3, один роликовый конический однорядный подшипник поз.38 предварительно нагреть в масле до 80-100, устанавливаем стакан поз. 9, затем второй роликовый конический однорядный подшипник, установить шайбу поз.46 и закрепить гайкой поз.33, установить манжету поз.34 в крышку сквозную поз.6; на ведомый вал (выходной) поз.11, установить шпонки поз.48,49 и напрессовать колесо поз.13, установить втулку поз.23, насадить кольца мазеудерживающиее поз. 4, установить роликовые конические однорядные подшипники поз.39, установить втулки поз.22.

Собранные валы уложить в основание корпуса редуктора поз.14 и надеть крышку корпуса поз.15, покрыть предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки установить крышку на корпус с помощью двух конических штифтов поз.50. Затянуть болты поз.25, 26, крепящие крышку к корпусу.

После этого поставить сквозную крышку поз.7 и крышку глухую поз.5. Далее проверить проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки и закрепить крышки подшипников). На конец ведущего вала в шпоночную канавку заложить шпонку и установить шкив поз.8, закрепить её торцевым креплением, винт поз.28 торцевого крепления застопорить. Далее на конец ведомого вала заложить шпонку и установить муфту поз.37, закрепить её винтом поз.27. Далее ввернуть пробку поз.10 маслоспускного отверстия с прокладкой и установить маслоуказатель поз.2. Залить в корпус масло И-Г-А-68. Собранный редуктор обкатать и подвергнуть испытаниям на стенде.

15. Регулировка подшипников и зацеплений

Регулировку0 конического зацепления производят следующим образом: сначала производят регулировку натяга роликовых подшипников поз.38,39, путём изменения количества регулировочных прокладок поз.17,18 под крышками подшипников поз.5, 6, 7 и заворачиванием регулировочной гайки поз.33 на ведущем валу поз.12 до достижения момента, необходимого для проворачивания вала-шестерни, который должен составлять 1-3 Нм. Перед регулировкой подшипников необходимо провернуть валы поз.11,12 на 3-5 оборотов для оптимальной установки роликов. После регулировки подшипники не должны иметь заметного осевого зазора при свободном вращении валов. Далее покрывают 2-3 зуба краской и проворачивают редуктор на один - два оборота. Через смотровое окно по полученному пятну контакта делают заключение о точности зацепления. При смещении пятна контакта, в какую либо сторону выполняют регулировку путём перемещения регулировочных прокладок поз.17,18 между корпусом поз.14 и крышками поз.5,6,7 валов в соответствующую сторону и изменением количества прокладок между стаканом поз.9 подшипников и корпусом редуктора на ведущем валу. После регулировки необходимо повторно провести точность зацепления выше указанным способом.



Литература

1. Курмаз Л. В., Скойбеда А. Т. «Проектирование. Детали машин»: Учеб. пособие. - Мн.: УП «Технопринт», 2001. - 294 с.

2. Скойбеда А.Т. «Прикладная механика. Курсовое проектирование. »: Учеб. пособие.Минск.БНТУ,2010.-179 с.

3.Скойбеда А.Т., Кузьмин А.В., Макейчик Н.Н. «Детали машин и основы конструирования . »: Учеб. пособие.Минск. Высш.шк.,2006.-560 с.

4.Шейнблит А. Е. «Курсовое проектирование деталей машин»: Учеб. пособие. Изд. 2-е, перераб. и дополн. - Калининград: Янтар. сказ, 1999.-454 с.

5.Дунаев П. Ф., Леликов О. П. «Конструирование узлов и деталей машин»: Учеб. пособие. Изд. 5-е, перераб. и дополн. - М.: Высш.шк., 1998. - 447 с.

6. Чернавский С. А., Боков К. Н., Чернин И. М. и др. «Курсовое проектирование деталей машин»: Учеб. пособие. Изд. 2-е , перераб. и дополн. - М.: Машиностроение, 1988. - 416 с.

Размещено на Allbest.ru

...