Конструирование цилиндрического двухступенчатого соосного мотор-редуктора МЦ 2С-180-12,6-2/3-000

Размещено на http://www.allbest.ru/

Методика энергокинематического расчета механического привода при динамических нагрузках

Задачей энергокинематического расчета привода при динамических нагрузках является расчет мощности, выбор марки двигателя, определение силовых и скоростных параметров преобразования движения (редуктора) в зависимости от приложенной внешней нагрузки и скоростных характеристик на выходном валу редуктора.

Для расчета основными исходными данными являются:

- кинематическая схема силового привода;

- приложенная внешняя нагрузка: Т_Н (Нм, - вращающий момент или Р_вых (кВт) - мощность на выходном звене привода;

- мощность на выходном звене привода;

- требуемая скорость вращения выходного вала, n_вых (об/мин) или угловая скорость (с^-1);

- срок службы, t (ч);

- вид нагрузки - с незначительными динамическими колебаниями.

Требуемая мощность электродвигателя Р (Вт) для вращательного движения определяется по формуле:

Р_д = К_дин Т_{Н вых} / з_tot, (1)

где К_дин = 1,1…1,3 - коэффициент запаса, учитывающий влияние динамических нагрузок в период разгона и торможения;

Т_Н - момент сопротивления на выходном звене, Нм;

_вых - угловая скорость выходного звена, с^-1;

з_tot - общий коэффициент полезного действия.

В данной формуле Т_Н = Р_вых / _вых, а _вых = р n_вых / 30.

Таким образом, требуемая мощность силового привода

Р_д = К_дин Р_вых / з_tot (2)

Если задан момент сопротивления Т_Н (Нм) на выходном звене и число оборотов n (мин^-1), то требуемая мощность определяется по формуле:

Р_д = К_дин Т_Н n_вых / 9,55 з_tot, (3)

где з_tot - общий коэффициент полезного действия привода. Определяется по формуле:

з_tot = з₁ з₂ з₃ … з_n … з_п^к, (4)

где з₁, з₂, з₃, з_n, з_п^к - коэффициенты полезного действия соответственно 1-го, 2-го, 3-го, и n-го механизмов входящих в привод или отдельных ступеней привода;

з_п - КПД подшипников качения (скольжения);

к - количество пар подшипников.

Коэффициенты полезного действия основных элементов приводов приведены в таблице 1.

Так как электродвигатели одной и той же мощности имеют разные номинальные вращательные моменты Т_ном, то необходимо определить требуемый момент двигателя Т_{д тр} (Н м) по формуле

Т_{д тр} = К_дин Т_Н / з_tot i, (5)

где i - передаточное отношение привода.

Рекомендуемые значения передаточных отношений различных видов механических передач даны в таблице 2. На основании данных значений этой таблицы определяются максимальные и минимальные передаточные отношения привода.

Таблица 1

Коэффициенты полезного действия элементов приводов машин

Наименование	Значение КПД закрытых передач
1. Зубчатая передача: - цилиндрическая прямозубая; - цилиндрическая косозубая; - коническая	0,98…0,00 0,97..0,98 0,96…0,98
2. Червячная передача: - однозаходная; - двухзаходная; - четырехзаходная; - глобоидная	0,7…0,75 0,75…0,82 0,82…0,92 0,85
3. Планетарная передача: - с однородным сателлитом; - с раздвоенным сателлитом	0,9…0,95 0,98…
4. Волновая передача	0,8…0,92
5.Ременная передача: - с клиновым ремнем; - с зубчатым ремнем	0,95…0,97 0,98…
6. Цепная передача	0,95…0,97
7. Фрикционная передача	0,85…0,95
8. Передача «винт-гайка»: - скольжения; - качения	0,25…0,35 0,98…0,99
9. Муфты: - с промежуточным подвижным элементом; - зубчатая; - упругая втулочно-пальцевая	0,97…0,99 0,99 0,995
10. Подшипники: - качения; - скольжения	0,99…0,995 0,98…0,985



Таблица 2

Рекомендуемые значения передаточных отношений для различных передач привода машин (на одну ступень)

Тип передачи	Передаточное отношение, i
	распространенные imin…imax	наибольшее imax
1. Редуктор: - с цилиндрическими колесами - с коническими колесами	2,5…4,5 2…4,0	12,5 6,3
2. Открытая зубчатая	3…6,3	16
3. Червячная	8…50	60
4. Планетарная: - с однородным сателлитом - с раздвоенным сателлитом	3…6,3 6,3…16
5. Волновая	60…300	1000
6. Ременная: - клиновым ремнем - зубчатым ремнем	2…5 2,5…4,5	10
7. Цепная	2…6	8
8. Фрикционная	2,5…8	12
9. Вариаторы	1…4

i_{tot max} = i_{1 max} i_{2 max} i_{3 max} i_{n max}

i_{tot min} = i_{1 min} i_{2 min} i_{3 min} i_{n min} . (6)

По максимальному и минимальному значению i определяется максимальная и минимальная частота вращения электрического двигателя

n_{д max} = n_вых i_{tot max}

n_{д min} = n_вых i_{tot min} . (7)

По расчетным параметрам Р_д, n_{д max}, n_{д min} из таблицы выбирается марка двигателя, согласуется по Т_{д тр} и определяется фактическое передаточное отношение привода i_{tot ф}



i_{tot ф} = n_д / n_вых, (8)

на основании которого уточняется передаточное отношение всех элементов, входящих в привод или отдельных ступеней привода

i_tot = i₁ i₂ i₃ … i_n. (9)

Значения передаточных отношений зубчатых передач согласно ГОСТ 2185-66 принимаются из стандартного ряда: 1;1,25; 1,5; 2; 2,5; 3,154; 5; 6,3; 8; 10; 12.

В процессе расчета привода передаточные отношения могут корректироваться с целью оптимизации по формуле:

i_опт = (Т_н / з_tot Т_{д max} )+ (10)

При этом требуемый максимальный момент двигателя определяется по формуле:

Т_{д тр max} = (2 / з_tot) , (11)

где I_{д пд} - момент инерции ротора двигателя и приведенный к валу двигателя момент инерции механизмов привода. I_{д пд} ? (1,1…1,3) I_д.

Для окончательного выбора типа электродвигателя необходимо выполнение условия:

Т_{д max} ? Т_{д тр max.} (12)

Если данное условие не выполняется, выбирается двигатель с большим максимальным вращающим моментом.

Для выбранного двигателя и механизмами с оптимальным передаточным отношением необходимо чтобы выполнялось условие:

_{вых опт} = _ном / i_опт ? _вых. (13)

Если данное условие не выполняется, выбирается двигатель с большими скоростными возможностями и производится перерасчет привода.

Дальнейшие расчеты производятся по формулам таблицы 3.

Таблица 3

Алгоритм расчета силовых и скоростных параметров привода

Наименование узла (сборочной единицы) привода	Алгоритм расчета силовых и скоростных параметров привода
	Р, кВт	Т, Нм	, с-1	n, мин-1	з	i
Двигатель (тип, марка)	Рд = Кдин Рвых / зtot	Тд = Рд / д	д = р nд / 30	nд	зд
						1
Редуктор:	М Н О Г О С Т У П Е Н Ч А Т Ы Й
1. вал ведущий 1-й	Р1 = Рд	Т1 =Тд = Рд / д	1 = д	n1 = nд	з1 = зп	i1
2. вал промежуточный 2-й	Р2 = Р1 з1 зпк	Т2 = Т1 i1 Т2 = Р2 / 2	2 = 1 / i1	n2 = n1 / i1	з2 = з1 зп2
						i2
3. вал промежуточный 3-й	Р3 = Р2 з2 зпк	Т3 = Т2 i2 Т3 = Р3 / 3	3 = 2 / i2	n3 = n2 / i2	з3 = з2 зп3
						i3
n. вал промежуточный n-й	Рn = Р3 зn зпк	Тn = Т3 in Тn = Рn / n	n = 3 / in	nn = n3 / i3	зn = з3 зпn
						in
n + 1 вал ведомый	Рвых = Р зtot	Тн = Тд itot Тн = Р / вых	вых = д / itot	nвых = nд / in	звых = зn зпn+1
Рабочий орган (тип, название)



Пример энергокинематического расчета мотор-редуктора МЦ2С-а_w-i-m₁/m₂-000

Исходные данные:

- кинематическая схема - редуктор цилиндрический двухступенчатый соосный РЦ-2С-а_w-i- m₁/m₂-000 (рисунок 1);

- выходная мощность Р_вых = 7,6 кВт;

- число оборотов выходного вала n_вых = 115 мин^-1;

- срок службы Т = 20000 часов;

- вид нагрузки - с незначительными динамическими колебаниями.

Расчет

1. Требуемая мощность Р_д (кВт) силового привода определяется по формуле (1):

Р_д = К_дин Т_{Н вых} / з_tot = К_дин 7,6 / з_tot = 1,2 7,6 / 0,95 = 9,6 кВт.

2. Общий КПД привода определяется по формуле (4), значения их принимаются из таблицы 1.

з_tot = з_1с з_2с з₃ з _п^к = 0,98 0,98 0,995³ = 0,95

з_1с = 0,98 - КПД косозубой передачи (1-ая ступень редуктора);

з_2с = 0,98 - КПД прямозубой передачи (2-ая ступень редуктора);

з _п = 0,995 - КПД подшипников;

к = 3 - количество пар подшипников качения.

3. Передаточное отношение редуктора определяется по формуле (6), значения i_max и i_min принимаются из таблицы 2.

i_{tot max} = i_{1 max} i_{2 max} = 4,5 4,5 = 20,25;

i_{tot min} = i_{1 min} i_{2 min} = 2,5 2,5 = 6,25.

4. Определяется максимальная и минимальная частота вращения электродвигателя (мин^-1) по формулам (7)

n_{д max} = n_вых i_{tot max} = 115 20,25 = 2329;

n_{д min} = n_вых i_{tot min} = 115 6,25 = 719.

5. Принимается марка двигателя 4А132М4УЗ, Р_д = 11 кВт, n_д = 1460 мин^-1

6. Определяется фактическое передаточное отношение привода по формуле (8)

i_{tot ф} = n_д / n_вых = 1460 /115 = 12,7.

7. Значение передаточного отношения принимается из стандартного ряда СТ 312-76, i_1с = 4, тогда i_с2 = 12,7 / 4 = 3,175 принимается i_с2 = 3,15. Пересчет привода не производится вследствие незначительных расхождений i_{tot ф} и i_{tot расч}.

8. Расчетные зависимости вычисления основных параметров привода (Р, Т, , n, з, i) приведен в таблице 3.

9. Угловые скорости звеньев, с^-1:

- двигателя: _д = р n_д / 30 = 3,14 1460 / 30 = 152,8

- редуктора:

· вал ведущий ₁ = _д = 152,8

· вал промежуточный ₂ = ₁ / i₁ = 152,8 / 4 = 38,2

· вал ведомый _вых = ₂ / i₂ = 38,2 / 3,15 = 12,127 ? 12,13

10. Частота вращения, мин^-1:

- двигателя: 1460 n_д = 1460

- редуктора:

· вал ведущий n₁ = n_д = 1460

· вал промежуточный n₂ = n₁ / i₁ = 1460 / 4 = 365

· вал ведомый n₃ = n₂ / i₂ = 365 / 3,14 = 115,8

11. Вращающие моменты, Н м:

- двигателя: Т_д = Р_д / _д = 11 10³ / 152,8 = 72

- редуктора:

· вал ведущий Т₁ =Т_д = Р_д / _д = 11 10³ / 152,8 = 72

· вал промежуточный Т₂ = Т₁ i₁ = 72 4 = 288

· вал ведомый Т_н = Т_д i₂ = 288 3,15 = 907,2

12. Мощности, кВт:

- двигателя: Р_д = 11 кВт

Силовые и кинематические характеристики привода сводятся в таблицу 4 и являются исходными данными для расчета передач других элементов привода.

Таблица 4

Параметры привода

Наименование узла (сборочной единицы) привода, валы передач редуктора	Параметры передач
	Р, кВт	Т, Н•м	, с-1	n, мин-1	i
1	2	3	4	5	6	7

Ниже приведен пример энергокинематического расчета привода, состоящего из электродвигателя и цилиндрического двухступенчатого соосного редуктора РЦ-2С--а_w-i-m₁/m₂--000



Рисунок 1 Кинематическая схема мотор-редуктора

Таблица 5

Параметры привода

Узлы ( сборочные единицы) привода, валы передач редуктора	Параметры привода
	Р, кВт	Т, Нм	, с-1	n, мин-1	з	i
1	2	3	4	5	6	7
Двигатель 4А132М4УЗ	11	72	152,8	1460	зд	-
Редуктор РЦ-2С-а- i-000	Вал ведущий Вал промежуточный Вал ведомый	10,945 10,62 10,35	71,63 286,52 902,54	152,8 38,2 12,13	1460 365 115,8	з1 = 0,995 з2 = 0,97 звых = 0,95	1 4 3,15

- редуктора:

· вал ведущий Р₁ = Р_д з_п = 11 0,995 = 10,945

· вал промежуточный Р₂ = Р₁ з₁ з_п² = 10,945 0,98 0,995² = 10,62

· вал ведомый Р_вых = Р₂ з₂ з_п = 10,35

13. КПД привода:

- двигателя: з_д

- редуктора: з_д

· вал ведущий з₁ = з_п = 0,995

· вал промежуточный з₂ = з_1с з_п² = 0,98 0,995 = 0,97

· вал ведомый з_вых = з_1с з_2с з_п³ = 0,98 0,98 0,995³ = 0,95

Результаты расчетов сводятся в таблицу 5 и на кинематическую схему (рисунок 1), которые используются для дальнейших расчетов.

«Конструирование цилиндрического двухступенчатого соосного мотор-редуктора МЦ 2С-180-12,6-2/3-000

Цель практического занятия

1. Изучение методики расчета и приобретение навыков конструирования мотор-редуктора типа МЦ 2С- a_W -i -m₁/m₂ -000.

Рабочее место и оснащение

1. Компьютерный класс (центр) У-201 или лаборатория сопротивления материалов и машиноведения У-209.

2. Кинематическая схема (рисунок 1 таблицы 4, 5 из практического занятия № 9)

3. Справочная литература [1, 2, 7-9, 11, 14, 17, 19-22, 26-28].

4. Подшипники качения (выписка из ГОСТа). (Приложение Д, Е).

Задание

1. Изучить методику расчета цилиндрического двухступенчатого соосного мотор-редуктора с косозубой и прямозубой цилиндрическими передачами.

2. По кинематической схеме, исходным данным таблиц 4, 5 и 6 выполнить проектировочный и проверочный расчеты мотор-редуктора типа МЦ 2С- а_W -i - m₁/m₂ -000.

3. Разобрать сборочный чертеж, спецификацию мотор-редуктора МЦ 2С- а_W -i - m₁/m₂ -000.

Предварительная подготовка

1. Повторить методический материал по темам: редукторы, энергокинематический расчет привода, материалы валов, зубчатых колес, термическая и термохимическая обработка, расчет допускаемых напряжений валов и зубчатых передач редукторов.

2. Изучить методические указания данных практических занятий.

3. Подготовить необходимые материалы к отчету в электронном виде.

Работа в лаборатории

1. Выполнить расчеты, заполнить соответствующие таблицы, разработать общий вид, составить спецификацию, сдать отчет и подготовить ответы тестового контроля.

Форма отчета

1. Таблица 2 и 3.

2. Кинематическая схема мотор-редуктора МЦ2С- а_W -i -m₁/m₂-000.

3. Сборочный чертеж.

4. Спецификация

5. Выводы.



1. Проектировочный расчет

1.1 Особенности методики расчета двухступенчатого цилиндрического соосного редуктора

Проектировочный расчет применяют в тех случаях, когда размеры конструкции заранее неизвестны, расчеты выполняются на ряде допущений как предварительные.

Особенностью расчета данного редуктора является обеспечение равенства межосевых расстояний первой и второй ступеней (а_w1= а_w2) исходя из максимальных нагрузок второй ступени. Нетрадиционным подходом конструирования данного механизма является проектировочный (первоначальный) расчет тихоходной, а затем быстроходной передачи. В редукторе (рисунок 1) на первой ступени применяется цилиндрическая косозубая передача с передаточным отношением i_1с = 4, на второй - цилиндрическая прямозубая i_2с = 3,15. Соблюдается основное условие конструирования многоступенчатых передач i_1с > i_2с > … i_n.

Первоочередной задачей проектировочного расчета является определение конструктивных параметров модуля и разработка кинематической схемы.

Расчет ведется по наиболее нагруженной тихоходной передаче.

1.2 Проектировочный расчет тихоходной цилиндрической прямозубой передачи

Межосевое расстояние a_w (мм) из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев по [ 26. ф.3.7. с.32]

, (1)

где k_a = 49,5 - вспомогательный коэффициент для прямозубых передач; для косозубых и шевронных k_a = 43 [26. с.32];

Т - Н · мм;

К_Hв - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца. При несимметричном расположении колес относительно опор при НВ > 350 К_Hв = 1,15-1,35 [26. с.32 табл.3.1], К_Hв = 1,2;

Ш_ba - коэффициент ширины зуба. Ш_ba = b/a. Для прямозубых принимают Ш_ba = 0,125…0,25 [26. с.33; ГОСТ 2185-66]. Принят Ш_ba = 0,2.

Расчет межосевого расстояния a_w2с выполняется по формуле (1) с учетом таблицы 6 (практическое занятие № 8).

.

Принято а_w2c = 180 мм согласно ГОСТ 2185-66, 2-ой ряд.

Модуль m (мм) в интервале (0,01…0,02) а_w2c, m = (0,01…0,02) · 180 = 1,8…3,6 мм. Принят m = 3 согласно стандарта ГОСТ 9563-60.

Суммарное число зубьев z_У:

. (2)

шестерни: ; (3)

колеса: . (4)

Параметры зубчатого зацепления:

. (5)

. (6)

. (7)

Ширина шестерни: ; (8)

колеса: . (9)

Контроль межосевого расстояния а_w2c (мм) по формуле:

. (10)

Окружная скорость х (м/с) зубчатых колес по формуле:

, (11)

где d₃ - мм; n₃ - мин^-1.

Назначается степень точности изготовления колес по ГОСТ 1643-81.

Силы в зацеплении F (Н):

окружная ; (12)

радиальная . (13)

Диаметры валов

, (14)

где [ф_k] = 25 МПа.



1.3 Проектировочный расчет быстроходной цилиндрической косозубой передачи

а_w2c = 180 мм; в = 10⁰; m_n = 2 мм согласно ГОСТ 9563-80.

Суммарное число зубьев z_У

. (15)

шестерни: ; (16)

колеса: . (17)

Параметры зубчатого зацепления:

; (18)

; (19)

. (20)

Ширина шестерни b₁ = b₃, колеса b₂ = b₄.

Контроль межосевого расстояния а_w1c (мм) по формуле:

. (21)

Уточняется угол наклона зубьев в

. (22)

Окружная скорость х (м/с) зубчатых колес по формуле:

, (23)

где d₁ - мм; n₁ - мин^-1.

По ГОСТ 1643-81 назначается 7-я ступень точности изготовления.

Силы в зацеплении F (Н):

окружная . (24)

радиальная . (25)

осевая . (26)

Диаметры валов

, (27)

где [ф_k] = 25 МПа.

По диаметром валов назначаются подшипники (Приложение К, Л) и шпонки.

Результаты проектировочного расчета по формулам (1 - 27) сведены в таблицу 2.

После выполнения проектировочного расчета оформляется кинематическая схема мотор-редуктора (рисунок 1)



Рисунок 1 Кинематическая схема мотор редуктора МЦ 2С-180-12,6-2/3-000

Таблица 2

Результаты проектировочного расчета двухступенчатого соосного редуктора РЦ-2С-180-12,7-000

Параметр	Тихоходная ступень	Быстроходная ступень
aw, мм	180	180
m, мм	3	2
zУ
z1,3		177 / (4+1) = 35
z2,4	120 - 29 = 91	177 - 35 = 142
i	3,1379	4,057
d1, мм	шестерня	колесо	шестерня	колесо
da, мм
df, мм
b, мм	35	30	25	20
в, град	0	0	10047'	10047'
Контроль aw, мм
х, м/с
Ft, Н
Fr, Н
Fa, Н	0
db1, мм
db2, мм
db3, мм
Подшипники ГОСТ 831-75, 8338-75	№ 4631 №46308 №46306 №111 №111
Шпонки ГОСТ 23360-78	18х16х40 14х9х40 12х8х50



2. Проверочный расчет

Проверочным расчетом называют определение фактических характеристик главного критерия работоспособности механизма и сравнение их с допускаемыми значениями. Проверочный расчет является уточненным: его проводят, когда форма и размеры деталей известны из проектировочного расчета (таблица 2).

2.1 Проверочный расчет тихоходной и быстроходной цилиндрической прямозубой и косозубой передач

Проверка зубьев по контактным напряжениям у_н (МПа) выполняется по формуле, рекомендованной стандартом ГОСТ 21354-75:

, (28)

где - коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев;

- коэффициент, учитывающий механические свойства сопряженных колес;

- для прямозубых передач;

- для косозубых передач.

Допускается принимать - для прямозубых передач; - для косозубых передач;

K_Hб - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, определяется в зависимости от окружной скорости и степени точности изготовления передачи [ 25, табл.2.8. с.18];

K_Hв - коэффициент концентрации нагрузки [ 25, табл.2.7. с.16];

K_Hх - коэффициент динамической нагрузки [ 25, табл.10. с.19].

При проверочном расчете прямозубой и косозубой передач рекомендуется [26. с.31] использовать формулу:

, (29)

где значения z_у = 310 для цилиндрических прямозубых и z_у = 270 - косозубых передач;

K_H - коэффициент нагрузка. K_H = K_Hб · K_Hв · K_Hх.

Проверка зубьев по напряжениям изгиба у_F (МПа) выполняется отдельно для колеса и шестерни:

а) для колеса

, (30)

где Y_FS4 - коэффициент, учитывающий форму зуба. Выбирая по [25. табл.2.11. с.20];

Y_Fв - коэффициент, учитывающий наклон зуба. Для прямозубых Y_Fв = 1. для косозубых Y_Fв = 1 - (в⁰/140) [25. с.18];

K_Fб - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями. Для прямозубых колес K_Fб = 1. для косозубых берется из табл.2.8. [25. с.18] принимается K_Fб = 1,22;

K_Fв - коэффициент концентрации нагрузки [35. табл.2.9. с.18]. принимается K_Fв = 1,05;

K_Fх - коэффициент динамичности. K_Fх = 1,09 [25. табл.2.10. с.19].

б) для шестерни

. (31)

Результаты проверочного расчета зубчатых передач сведены в таблицу 3.

Таблица 3

Результаты расчета тихоходной и быстроходной ступеней зубчатых передач

Наименование передачи	ун, МПа	уF, МПа
Цилиндрическая прямозубая, 2-я ступень
Цилиндрическая косозубая, 1-я ступень

Результаты расчетов показывают, что зубчатые передачи первой и второй ступени обеспечивают прочностные качества как по контактным, так и изгибающим нагрузкам (см. таблицу 5 практического занятия №9).

2.2 Расчет долговечности подшипников

Определение долговечности подшипников и уточненный расчет выполняется только для промежуточного вала (рисунок 2), т.к. расчеты для ведущего и ведомого валов аналогичны расчетам валов одноступенчатого цилиндрического редуктора [2, 7, 9, 11, 21, 25-28].

Реакции опор:

в плоскости yOz

(32)

(33)

Проверка:

в плоскости xOz

(34)

(35)

Проверка:

Суммарные реакции:

(36)

. (37)

По более нагруженной опоре выбираются радиально упорные подшипники № 36308 ГОСТ831-75 (D= 90 мм; В = 23 мм; d = 40 мм; С = 39,2 кН; с_о = 30,7 кН) (Приложение К).

Эквивалентная нагрузка

(38)

где коэффициенты и К_т = 1. [26, таблица 9.19; 9.20. с.214].

Отношение ; этой величине соответствует е ? 0,19 [таблица 9.18. с.212-213].

Отношение >e, то Х = 0,56 и Y = 2,3 [26. таблица 9.18. с.212].

Расчетная долговечность

млн. об. (39)

Расчетная долговечность

ч, > [L_h]_min = 10000 часов [26. с.307].

Рисунок 2 Расчетная схема промежуточного вала

2.3 Уточненный расчет ведомого вала

Нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения - по отнулевому (пульсирующему).

Уточненный расчет валов состоит в определении коэффициентов запаса прочности n для опасных сечений и сравнении их с требуемыми (допускаемыми) значениями [n]. Прочность соблюдена при n > [n].

Расчет для предположительно опасных сечений вала.

Материал вала сталь 40Х, термообработка - поверхностная закалка, ТВЧ, [26 таблица 3.3. с.34-35].

Пределы выносливости при симметричных циклах изгиба и кручения соответственно равны и .

Сечение А-А. В этом сечении при передаче вращающего момента от шестерни Z₃ возникают касательные и нормальные напряжения.

Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

(40)

где амплитуда и среднее напряжение от нулевого цикла

Т_4(А-А) - крутящий момент на ведомом валу. М_4(А-А) = 902 Н·м.

При d = 63 мм; b = 20 мм; t₁ = 7,5 мм

Принимаем и .

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:



, (41)

где у_х - амплитуда нормальных напряжений изгиба.

(42)

где - суммарный изгибающий момент, Н·мм.

Н·мм (43)

Здесь - изгибающий момент в вертикальной плоскости;

- изгибающий момент в горизонтальной плоскости.

Н·мм.

Н·мм.

? - расстояние от центра опорного подшипника до центра зубчатого колеса при симметричном расположении ведомого вала в опорах. ? = 90 мм.

Момент сопротивления изгибу, мм³.

.

.

Здесь у_m = 0; в - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности: при R_a = 0,32…2,5 мкм принимается в = 0,97…0,9.

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А-А ведомого вала

.

Здесь [n] ? 2,5 - допускаемое значение коэффициента запаса прочности.

2.4 Проверочный расчет шпонок

Ведомый вал:

.

Здесь [у_см] ? 250 МПа при твердости материала 270…300 НВ [1. т. 2. с. 531].

Промежуточный вал:



3. Конструктивные параметры редуктора Ц2С-12,6-000

3.1 Особенности конструкции мотор-редуктора МЦ180-12,6-000

Мотор-редуктор МЦ2С-180-2/3-000 показан на рисунке 3

Редуктор выполнен по сосной схеме с расположением осей валов в вертикальной плоскости. Корпус 1 редуктора и щит 4 крепятся в вертикальной плоскости двумя цилиндрическими штифтами и болтами. Расположение одной опоры вала в корпусе, а второй - в щите позволило создать технологическую конструкцию, сократить осевой габарит редуктора и значительно уменьшить его массу.

В задней стенке щита выполнены расточка и резьбовые отверстия для фланцевого соединения с электродвигателем 6. насаженная на вал специального двигателя повышенной точности ведущая шестерня 5 находится в зацеплении с зубчатым колесом 9, напрессованным на вал-шестерню 13, являющуюся промежуточным валом редуктора. Вал-шестерня вращается на двух конических роликовых подшипниках 8 и находится в зацеплении с зубчатым колесом 2, напрессованным на выходной вал 14, вращающийся на двух конических роликовых подшипниках 18. Зубчатое



Рисунок 3 Мотор-редуктор МЦ2С-180-12,6-2/5

зацепление эвольвентное косозубое. Подшипники регулируют стальными прокладками 17 и 11, установленными под крышки 16 и 12. неподвижные соединения уплотняют прокладками, а выходной вал - манжетой 15.

В верхней части корпуса находится отверстие для залива масла и установки отдушины 3. в нижней части щита расположено отверстие для слива масла, закрытое пробкой 10. Уровень масла контролируется по маслоуказателю 7, изготовленному из прозрачного материала.

Смазывание осуществляется из общей масляной ванны: колес быстроходной ступени - окунанием, колес тихоходной ступени и подшипников - разбрызгиванием (в том числе и переднего подшипника электродвигателя).

редуктор цилиндрический соосный передача

3.2 Конструктивные размеры корпуса редуктора

Параметр	Расчетная формула и значение, мм
Толщина стенки корпуса
Толщина стенки крышки
Толщина верхнего фланца корпуса
Толщина фланца крышки
Толщина нижнего фланца корпуса
Толщина ребер основания корпуса
Толщина ребер крышки
Диаметр фундаментных болтов
Диаметр болтов у подшипников
Диаметр болтов, соединяющих основание и крышку

3.3 Выбор смазки и расчет контроля ее уровня

Зацепления смазывают окунанием зубчатых колес в масло. Уровень масла должен обеспечивать погружение колес на высоту зуба.

Объем масляной ванны (из расчета 0,5 дм² на 1 кВт передаваемой мощности) V_м = 0,5 · 3,5 = 1,75 дм³.

Подшипники смазываются тем же маслом за счет разбрызгивания.

Вязкость масла выбирается в зависимости от окружной скорости. В быстроходной паре v = 1,35 м/с и рекомендуемая вязкость масла v = 140 сСт; в тихоходной v = 1,65 м/с и рекомендуемая вязкость v = 160 сСт. Среднее значение v = 117 сСт. Выбираем ближайшее масло индустриальное И-100А с вязкостью v = 90 сСт.

Уровень масла контролируют жезловым маслоуказателем при остановке редуктора.

3.4 Выбор уплотнений

Для ведомого вала принимается манжета I.1.-55х80 - 1 ГОСТ 8752-79.

Для ведущего вала манжета I.1.-30х52 - 1 ГОСТ 8752-79.

Размещено на Allbest.ru

...