Электромеханический привод

Размещено на http://www.allbest.ru/

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ РФ

УЧРЕЖДЕНИЕ ОБРАЗОВАНИЯ

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

• Содержание
• Введение
• Задание
• 1. Кинематический и силовой расчет привода
• 2. Расчет передач
• 3. Расчет и конструирование валов.
• 4. Расчет шпоночных соединений
• 5. Расчет и конструирование подшипниковых узлов
• 6. Расчет элементов корпуса редуктора
• 7. Смазывание зацеплений
• 8. Конструирование рамы
• 9. Выбор посадок
• 10. Сборка редуктора
• 11. Техника безопасности
• Список использованной литературы
• Задание
• Введение
• В данном курсовом проекте необходимо разработать электромеханический привод по заданной схеме. Он включает в себя электродвигатель, соединенный ременной передачей с быстроходным валом конического прямозубого редуктора редуктора.
• Проектирование привода осуществляется на основании технического задания, в котором содержатся назначение, основные характеристики и режимы нагружения механизма. Необходимо разработать сборочные чертежи редуктора и привода со спецификациями к нему, деталировочные чертежи, эскиз привода, а также оформить комплект технологической документации.

1. Кинематический и силовой расчет привода

Схема привода

Дано:

Решение:

Определяем мощность на выходном валу:

Определяем общий КПД привода

(1.2)

Определяем потребную мощность

(1.3)

Вт

Выбираем двигатель с мощностью 40,0 кВт и частотой вращения 750 об/мин (согласно исходных данных). Марка двигателя: 4Aх160M4У3.

Определяем общее передаточное отношение привода

 (1.4)

Определяем мощности на всех валах:

Вт

Вт

Вт

Вт

Теперь находим частоту вращения

об/мин

об/мин

об/мин

об/мин

Находим крутящий момент на каждом из валов

Полученные данные заносим в таблицу 1.

Таблица 1. Кинематический расчёт привода

№ вала	P, Вт	T, Н м	n, об/мин
1	39150	498	750
2	37208	2368	150
3	35730	14217	24
4	35000	13927	24

2. Расчёт передач

Исходные данные:

а) электродвигатель привода 4Aх160M4У3 (Р_тр = 39,150 кВт; n_ном, =750 об/мин)

б) передаточное число клиноременной передачи U=5

в) натяжение ремня - периодическое;

г) работа в одну смену.

Расчет выполнить для клиновых ремней нормального и узкого сечений и сравнить габариты передачи.

Порядок расчета

1. Выбор сечения ремня. В качестве расчетной мощности P₁передаваемой ведущим шкивом, принимается мощность, равная номинальной мощности двигателя Р_тр. Аналогично, частота вращения n₁, ведущего шкива равна номинальной частоте вращения двигателя n_ном. Таким образом:

Вт;

об/мин.

По номограммам, приведенным в табл. 1П.35 приложения 1П [1, с. 394], в зависимости от мощности P₁ и частоты вращения n₁ выбираем клиновые ремни: нормального сечения A и узкого сечения SPZ.

2. Определение диаметров шкивов. По табл. 1П.36 приложения 1П [1, с. 395] минимально допустимый расчетный диаметр ведущего (малого) шкива: для ремня A-d_plmin=90 мм; для ремня SPZ-d_plmin=63 мм. В целях повышения срока службы ремней рекомендуется применять ведущие шкивы с диаметром d_р1 больше d_plmin на 1...2 размера из стандартного ряда (см. табл. 1П.37 приложения 1П [1, с. 398]). Учитывая данную рекомендацию, принимаем: для сечения ремня A-d_pl=100 мм; для сечения SPZ-d_pl=71 мм.

При коэффициенте скольжения е = 0,01...0,02 (расчетное значение е = 0,015) диаметр d_р2 ведущего шкива:

(2.1)

Для сечения ремня A

мм.

Для сечения ремня SPZ

мм.

По табл. 1П.37 приложения 1П [1, с. 398] принимаем стандартные значения d_р2: для сечения ремня A d_р2= 280 мм; для сечения ремня SPZ d_р2=200 мм.

Определяем фактическое передаточное число U_фи проверяем его отклонение ДUот заданного U:

(2.2)

Тогда для сечения ремня A:

Тогда для сечения ремня SPZ:

3. Определение межосевого расстояния а и расчетной длины ремня l.

Предварительная величина межосевого расстояния а^/ ? d_р2. Тогда для сечения ремня A а'= 500 мм, для сечения ремня SPZ а' =350 мм. Расчетная длина ремня l' (предварительно):

(2.3)

Для сечения ремня A:

мм.

Для сечения ремня SPZ:

мм.

Исходя из l' по табл. 1П.36 приложения 1П [1, с. 395] принимаем стандартное значение l: для сечения ремня Al= 1250 мм, для сечения ремня SPZl= 900 мм.

Уточняем значение межосевого расстояния а по стандартной длине l:

(2.4)

Для сечения ремня A:

мм

Для сечения ремня SPZ:

мм.

После уточнения а в обязательном порядке проводится проверка:

(2.5)

где Т-высота поперечного сечения ремня по табл. 1П.36 приложения 1П [1, с. 395].

Для сечения ремня A (Т = 8 мм):

0,55(100 + 500) + 8 = 338мм; 2(100 + 500) = 1200 мм; 338 мм<а = 450 мм <1200 мм.

Для сечения ремня SPZ (T= 8 мм ) :

0,55(71 + 350)+8 = 240 мм; 2(71 + 350)= 842 мм; 240мм<а = 268 мм<842 мм. Выше записанное условие выполняется как для сечения ремня A, так и для сечения ремня SPZ.

4. Определение угла обхвата ремнем ведущего шкива б₁, .Угол обхвата б₁ (град) определяют по формуле:

(2.6)

Для сечения ремня A:

Для сечения ремня SPZ:

5. Определение допускаемой мощности [P], передаваемой одним клиновым ремнем в условиях эксплуатации рассчитываемой передачи.

Скорость ремня х (м/с):

 (2.7)

Для сечения ремня A:

м/с.

Для сечения ремня SPZ:

м/с.

По табл. 1П.38 приложения 1П [1, с. 397] в зависимости от полученной величины х линейным интерполированием определяем приведенную мощность [P₀], передаваемую одним клиновым ремнем.

Для сечения ремня A при d_р1 = 100 мм по табл. 1П.43 имеем: х = 10 м/с[Р₀] = 2.07 кВт; х = 5 м/с[Р₀] = 1,6 кВт. Тогда при х = 7.8 м/с:

кВт.

Для сечения ремня SPZ при d_р1 = 71 мм по табл. 1П.43 имеем: х =5 м/с[Р₀] = 1.95 кВт; х = 10 м/с[Р₀] = 2.46 кВт. Тогда при х = 5.6 м/с:

кВт.

По табл. 1П.39 приложения 1П [1, с. 398] коэффициент угла обхвата б₁ на ведущем (меньшем) шкиве интерполированием: для сечения ремня A(б₁ = 152°) С_б= 0,93; для сечения ремня SPZ(б₁ = 153°) С_б= 0,93.

По табл. 1П.39 приложения 1П [1, с. 398] для передаточного числа и_ф коэффициент С_и интерполированием: для сечения ремня A (U_ф= 5,93) С_и =1,13; для сечения ремня SPZ (U_ф= 5) С_и =1,13.

Коэффициент длины ремня согласно Д.Н. Решетова [4] , где l-стандартная длина ремня, l₀ -базовая длина ремня по табл. 1П.38 приложения 1П [1, с. 397] для соответствующего сечения ремня.

Для сечения ремня A (l =1250 мм; l₀=1700 мм):



Для сечения ремня SPZ (l = 900 мм; l₀=1600 мм):

По табл.1П.41 приложения 1П [1, с. 398] при умеренных колебаниях (конвейер цепной) и односменной работе коэффициент режима нагрузки С_p=1.

Тогда допускаемая мощность, передаваемая одним клиновым ремнем в условиях эксплуатации рассчитываемой передачи:

(2.9)

Для сечения ремня A

кВт.

Для сечения ремня SPZ

.кВт.

6. Необходимое число ремней определяется по формуле

(2.10)

где С_z - коэффициент числа ремней:

z 1 2...3 4...6 > 6

С_z 1 0,95 0,9 0,85.

Принимаем z= 6, т.к. у двигателя высокая мощность.

7. Определение силы предварительного натяжения F₀(Н) одного клинового ремня

(2.11)

где q-масса 1 м длины ремня; по табл. 1П.36 приложения 1П [1, с. 395] для ремня сечения Aq=0,105 кг/м, для ремня сечения SРZq=0,07 кг/м.

Тогда для сечения ремня A:

Н

Тогда для сечения ремня SPZ:

Н.

8. Определение консольной нагрузки на вал F(Н) ременной передачи

(2.12)

Для сечения ремня A

Н.

Для сечения ремня SPZ

Н.

9. Определение частоты пробегов ремня U(с^-1)

(2.13)

Для сечения ремня A

c^-1

Для сечения ремня SPZ

c^-1

Условие U<[U]= 20 c^-1гарантирует срок службы ремня 2000...3000 ч.

10. Вывод: при одной и той же передаваемой мощности применение клиновых ремней узкого сечения позволяет уменьшить габариты передачи (для сечения ремня A а = 450 мм, d_p1= 100 мм, d_p2 = 500 мм, z = 6.

Расчет прямозубой конической передачи

Исходные данные для расчета:

а) частота вращения шестерни n₂= 150 об/мин;

б) частота вращения колеса n₃= 24 об/мин;

в) передаточное число ступени u = u_кп = 6,3;

г) вращающий момент на валу колеса Т₂ = 2368 Н * м.

д) расположение зубчатых колес относительно опор: шестерни - консольное, колеса - несимметричное;

е) расчетный срок службы (ресурс работы) L_h=2000 ч;

Проектный расчет

1.Выбор варианта термообработки зубчатых колес.

Принимаем вариант термообработки (т.о.) I (см. табл. 1П.6 приложения 1П) [1,с. 369]: т.о. шестерни - улучшение, твердость поверхности 269...302 НВ; т.о. колеса - улучшение, твердость поверхности 235...262 НВ; марки сталей одинаковы для шестерни и колеса: 40Х;

2.Предварительное определение допускаемого контактного напряжения при проектном расчете на сопротивление контактной усталости. Средняя твердость H поверхности зубьев:

НВ;

НВ;

Предел контактной выносливости поверхности зубьев у_{H lim}, соответствующий базовому числу циклов напряжений (см. табл. 1П.9 приложения 1П) [1,с. 371] для т.о. улучшение:

МПа;

МПа;

Расчетный коэффициент S_Н (табл. 1П.9 приложения 1П) [1,с. 371] для т.о. улучшение: S_Н1= S_Н2=1,1.

Базовое число циклов напряжений N_{Н lim}:

 (2.1)

;

;

Эквивалентное число циклов напряжений N_НE за расчетный срок службы передачи L_h=2000 часов:

(2.2)

;

;

где с₁, и с₂ -число зацеплений за один оборот соответственно зуба шестерни и зуба колеса; с₁=1; с₂ = 1; µ_H=0.125- для легкого режима нагружения.

Определяем коэффициенты долговечности Z_N1 и Z_N2. Так как N_НE1 > N_Нlim1, тогда

(2.3)

.

Так как N_НE2 > N_Нlim2, тогда

.

Предварительная величина допускаемого контактного напряжения при расчете передачи на сопротивление контактной усталости:

 (2.4)

МПа;

МПа;

В качестве расчетного допускаемого контактного напряжения [у_н] при расчете прямозубой конической передачи на контактную усталость принимается минимальное напряжение из [у_н]₁ и [у_н]_2.

В нашем примере [у_н]= [у_н]₁=620МПа.

3. Определение главного параметра конической передачи. В конической передаче коэффициент ш_bRe. Ширины зубчатого венца относительно конусного расстояния R_t рекомендуется ш_bRe=b / R_t.

Принимаем ш_bRe=0,285

Рассчитаем параметр

Определим коэффициент K_Hв, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца. По табл. 1П.19 приложения 1П [1,с. 377] при НВ₁<350 и НВ2 <350 в зависимости от параметра г=0,33, принимаем для передачи с прямыми зубьями К_Hв = 1.

Определим предварительно главный параметр конической передачи - внешний делительный диаметр колеса d`_e2:

(2.5)

мм.

4. Определение геометрических параметров, используемых при расчетах на прочность.

(2.6)

,

z₁^*=17 - число зубьев шестерни в зависимости от и u.

По значению z₁^* определяем число зубьев шестерни [6]:

принимаем Z₁=26.

Число зубьев колеса

принимаем Z₂=164.

Определение фактического передаточного числа ступени.

(2.7)

Отклонение U_ф от U:

.

Определяем величины углов делительных конусов шестерни и колеса :

Внешний окружной модуль

Принимаем

Тогда окончательно

(2.8)

Внешний делительный диаметр шестерни

Внешнее делительное конусное расстояние:

(2.9)

Ширина зубчатого венца шестерни и колеса b:

Среднее делительное конусное расстояние:

(2.10)

Средний окружной модуль:

(2.11)

Средний делительный диаметр шестерни:

Средний делительный диаметр колеса:

Фактическая величина коэффициента :

5. Выбор коэффициентов инструмента при нарезании зубчатых колес.

Для повышения сопротивления заеданию шестерню выполняют с положительным радиальным смещением (x₁>0), а колесо с равным по абсолютному значению отрицательным радиальным смещением (x₂=-x₁):

что меньше 100HB и зубчатые колёса выполняем с радиальным смещение (высотная коррекция).

6. Предварительное определение внешнего диаметра вершин зубьев шестерни.

(2.12)

Проверочный расчет

7. Проверка пригодности заготовок зубчатых колес и выбор материала для их изготовления.

Диаметр заготовки шестерни

мм.

Условие пригодности заготовки шестерни

,

Где D_пред - см. табл.1П.7 приложения 1П[1,с. 370]. Для стали 40Х при т.о. улучшение для твердости поверхности 269...302 НВ D_пред=80 мм. Таким образом, для изготовления шестерни принимаем сталь 45. Выберем материал для изготовления колеса. Для этого определим толщину заготовки диска колеса С_заг и толщину заготовки обода S_заг:

мм;

мм.

Наибольшую из величин С_заг и S_заг сравниваем для той же марки стали, что и для шестерни (т.е. Сталь 45) по табл. 1П.7 приложения 1П[1,с. 370] при т.о. улучшение для твердости поверхности 235...262 НВ с S_пред =80 мм. Условие S_заг =20< S_пред =80 мм выполняется. Таким образом, для изготовления колеса также подходит сталь 45.

8. Определение степени точности передачи.

Окружная скорость х (м/с) шестерни или колеса в полюсе зацепления одинакова и может быть определена:

 (2.13)

м/с.

По табл. 1П.15 приложения 1П[1,с. 375], исходя из х =3 м/с для прямозубых конических передач выбираем 7-ю степень точности.

9. Проверочный расчёт передачи на сопротивление контактной усталости

Коэффициент К_На, учитывает распределение нагрузки между зубьями = 1 - для прямозубых передач.

Уточним параметр для окончательного значения коэффициента

Коэффициент K_Hв уточняем по той же кривой V при HB₁<350 и

HB₂<350, тогда в зависимости от уточненной в п.7 величины =0,21. При этом коэффициент K_нв практически не изменился: K_Hв =1,01.

Коэффициент динамической нагрузки K_Hv=1,18

Коэффициента нагрузки К_н при расчете на сопротивление контактной усталости :

К_Н - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку и неравномерность распределения нагрузки и между зубьями и по ширине венца;

К_Н - коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями, для косозубых колёс принимаем К_Н=1,08

К_Н - коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, К_Н=1,06 .

К_Н - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении при расчёте на контактную прочность поверхности зубьев.

Определение сил, действующих в прямозубом зацеплении.

Окружная сила F_t в зацеплении:

(2.15)

Н

При этом для шестерни и колеса:

Н.

Радиальные силы F_r:

(2.16)

Н.

Н.

Осевые силы F_a:

Н.

Н.

Уточним коэффициент х_н, учитывающий влияние вида зубьев. Для конической передачи с прямыми зубьями х_н остается прежним (х_н=0,85)

Условие сопротивления контактной усталости:

(2.17)



условие выполняется.

11.Определение допускаемого напряжения изгиба при расчете зубьев на сопротивление усталости при изгибе.

Для термообработки улучшения предел выносливости при изгибе у_Flim и коэффициент запаса S_F:

МПа;

МПа,

где Н_HB1 и Н_HB2 -- см. п. 2,-предел выносливости зубьев при изгибе.

Для шестерни при Н_HB1,< 350 показатель q_F = 6, для колеса при Н_HB2 < 350 аналогично q_F = 6 Y_Nmax=4.

Эквивалентное число циклов напряжений N_FE за расчетный срок службы L_h =2000 часов:

;

;

где с₁ и с₂ -- см. п. 2.

На основании рекомендаций, изложенных в п. 2.1,определяем коэффициенты долговечности Y_N1 и Y_N2.

т.к. получили <1, то =1

т.к. получили <1, то =1

Для шестерни при N_FE> N_Flim1 принимается Y_N1 =1.

Для колеса при при N_FE> N_Flim2 принимается Y_N2 =1.

Коэффициент запаса прочности для шестерни и колеса: S_F1= S_F2=1,7

Коэффициент реверсивности передачи Y_A=1, т.к. передача не реверсивная.

Тогда допускаемое напряжение изгиба:

МПа;

МПа.

12. Проверочный расчет зубьев на сопротивление усталости при изгибе.

Эквивалентное число зубьев z_v:

(2.18)

Коэффициент Y_FS, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений:

Полученные результату увеличиваем на 20 % и окончательно принимаем:

;

Определение коэффициента нагрузки К_F. Коэффициент нагрузки при расчете зубьев на сопротивление усталости при изгибе:

(2.19)

Коэффициент К_Fа = 1 --для прямозубых передач.

Коэффициент K_Fв :

Коэффициент K_FV:

K_FV=1,43

Окончательно коэффициент нагрузки К_F :

.

Коэффициент х_F= х_H=0,85

Тогда условие сопротивления усталости зубьев при изгибе:

МПа;

МПа.

Сопротивление усталости при изгибе обеспечивается, так как выполняются условия:

13. Проверочный расчет передачи на контактную прочность при действии пиковой нагрузки (при кратковременной перегрузке).

Цель данного расчета -- проверка статической прочности зубьев при действии пиковой нагрузки (при кратковременной перегрузке), не учтенной при расчете на сопротивление контактной усталости. Предельно допускаемое контактное напряжение:

МПа.

где у_Т -для колеса из стали 45, у_Т = 540 МПа

В качестве расчётной принимаем наименьшую величину

= 1512 МПа.

Максимальное контактное напряжение при кратковременной перегрузке

МПа < = 1512 МПа

Условие контактной прочности выполняется.

14. Проверочный расчет передачи при изгибе пиковой нагрузкой (при кратковременной перегрузке).

Цель данного расчета -- проверка статической прочности зубьев при действии пиковой нагрузки (при кратковременной перегрузке), не учтенной при расчете зубьев на сопротивление усталости при изгибе.

Предельно допускаемое напряжение изгиба

МПа;

МПа,

Максимальное напряжение изгиба у_Fmax при кратковременной перегрузке:

 МПа,

МПа,

Статическая поломка зубьев при кратковременной перегрузке будет отсутствовать, так как выполняются условия:

.

15.Определение сил в зацепление конической передачи.

Равнодействующую сил нормального давления F_N обычно считают приложенной в среднем сечении зуба на диаметре d_m и раскладывают на три составляющие: окружную силу F_t, радиальную силу F_r и осевую силу F_a.

Однако, прежде чем определить силы F_t, F_r и F_a , установим направление вращения шестерни конической передачи. Это направление будет зависеть от того, в каком направлении должен вращаться приводной вал.

Обычно приводные валы цепных и ленточных конвейеров нереверсивны, т.е. вращаются только в одном направлении. При этом направление вращения приводного вала выбирается таким образом, чтобы грузовая ведущая ветвь тягового элемента (цепи или ленты) набегала на приводную тяговую звездочку (у цепного конвейера) или барабан (у ленточного конвейера). Грузовой чаще всего является верхняя ветвь тягового элемента. Для того, чтобы обеспечить указанное направление (против часовой стрелки) необходимо, чтобы шестерня конической передачи вращалась по часовой стрелке, если смотреть на нее с вершины делительного конуса.

16. Выбор осевой формы зубьев конической передачи.

В зависимости от того, как изменяются размеры сечений по длине зуба конические зубчатые колеса выполняют трех форм (ГОСТ 19326 - 73):

а) осевая форма I - пропорционально понижающиеся зубья;

б) осевая форма II - понижающиеся зубья;

в) осевая форма III - равновысокие зубья.

Рисунок 1. осевая форма I - пропорционально понижающиеся зубья.

Осевая форма I.

Размеры поперечных сечений зуба расчетного конического зубчатого колеса осевой формы I изменяются пропорционально расстоянию этих сечений от вершины конуса При этом все поперечные сечения зуба геометрически подобны.

На практике с целью обеспечения постоянного радиального зазора по ширине зубчатого колеса принимают углы: ?_a1 = ?_f2 и ?_a2 = ?_f1. Поэтому в такой конической зубчатой передаче вершины конусов делительного и впадин соответствующего зубчатого колеса сходятся в одной точке, которая не совпадает с вершиной конуса вершин зубьев

привод вал редуктор ременной

3. Расчет и конструирование валов

Проектный расчет вала

Быстроходный вал:

Марка стали - 40 твердость 200 НВ.

Определяем диаметры участков валов:

Диаметр выходного конца вала:

(3.1)

мм, принимаем d=26 мм.

мм, принимаем d_п=35 мм.

мм, принимаем d_бп=42 мм.

Определяем расстояние от точки приложения радиальной реакции подшипника до дальнего торца подшипника:

мм.

Линейные размеры (мм) берут из сборочного чертежа редуктора (лист 1 приложения):

Тихоходный вал

Марка стали - 40 твердость 200 НВ.

мм, принимаем d=34 мм.

мм, принимаем d_п=40 мм.

мм, принимаем d_бп=48 мм

Определяем расстояние от точки приложения радиальной реакции подшипника до дальнего торца подшипника:

мм.

Линейные размеры (мм) берут из сборочного чертежа редуктора (лист 2 приложения):

Определяем реакции в опорах в горизонтальной и вертикальной плоскостях.

Быстроходный вал-шестерня:

а) XOZ:

Н;

Н;

б) YOZ:

Н;

Н;



Рисунок 2 Эпюры изгибающих моментов быстроходного вала

Тихоходный вал:

а) XOZ:

Н;

Н;

б) YOZ:

Н;

Н

Строим эпюры изгибающих моментов в горизонтальной и вертикальной плоскости и эпюру крутящего момента.

Быстроходный вал-шестерня.

Изгибающий момент:

а) XOZ:

сечение A: ;

сечение C: 0;

сечение B: Н м;

сечение D: Н м;

б) YOZ:

сечение C: 0;

сечение A: 0;



Рисунок 3 Эпюры изгибающих моментов тихоходного вала

сечение B: Н м;

сечение D: 0;

Крутящий момент Т=2368 Н м.

Тихоходный вал.

Изгибающий момент:

а) XOZ:

сечение A: 0

сечение B: Н м;

сечение C: 0;

сечение D: 0;

б) YOZ:

сечение A: 0

сечение C:

1) Н м;

2) Н м;

сечение B: 0;

сечение D: 0;

Крутящий момент Т=14217 Н м.

Определяем суммарный изгибающий, эквивалентный моменты и диаметр в наиболее нагруженном сечении.

Быстроходный вал-шестерня.

Наиболее нагруженное сечение B.

Суммарный изгибающий момент:

(3.2)

Н м.

Эквивалентный момент:

(3.3)

Н м.

Диаметр вала:

(3.4)

мм.

Ранее принятое значение d_п=35 мм. Это больше, чем требуется по расчету. Прочность по напряжениям изгиба обеспечена.

Тихоходный вал.

Наиболее нагруженное сечение C.

Суммарный изгибающий момент:

Н м.

Эквивалентный момент:

Н м.

Диаметр вала:

мм.

Ранее принятое значение d_п=40 мм. Это больше, чем требуется по расчету. Прочность по напряжениям изгиба обеспечена.

Проверочный расчет валов

Быстроходный вал:

Для опасного сечения вала по формуле определяем коэффициент запаса усталостной прочности S и сравниваем его с допускаемым значением [S], принимаемым обычно 1,5...2,5.

(3.5)

где S_у -- коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

(3.6)

где у_-1 -- предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба; у_-1 = 370 МПа принимается по таблице 1 ( табл. 8) [3,с. 32];

k_у-- эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений;

в-- коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности; при R_А=0,32...2,5 мкм принимают в= 0,97...0,90;

е_у -- масштабный фактор для нормальных напряжений; отношение k_у /е_у = 2,50 ( табл. 8) [3,с. 32];

у_а -- амплитуда цикла нормальных напряжений, МПа:

(3.7)

МПа,

где W -- момент сопротивления при изгибе, мм³; для сплошного круглого сечения диаметром d

;

ш_у -- коэффициент, характеризующий чувствительность материала к асимметрии цикла нагружения; ш_у = 0,2 для углеродистых сталей, ш_у = 0,25...0,3 для легированных сталей;

у_m=4F_a/рd²=4·715/3,14·35²=0,3 -- среднее напряжение цикла нормальных напряжений, МПа;

S_ф -- коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

где ф_-1 -- предел выносливости стали при симметричном цикле;

ф_-1 =0,58 у_-1 , ф_-1=150 МПа;

k_ф -- эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений;

в-- коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности; при R_А=0,32...2,5 мкм принимают в= 0,97...0,90;

е_ф -- масштабный фактор для касательных напряжений; отношение k_ф /е_ф =0,6 k_у /е_у+0,4=0,6*2,50 + 0,4 = 1,90 (табл. 8) [3,с. 32];

ш_ф -- коэффициенты, характеризующие чувствительность материала к асимметрии цикла нагружения; ш_ф = 0,1 для всех сталей;

ф_а и у_т -- амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений, МПа:

(3.8)

Мпа,

где W_к -- момент сопротивления при кручении, мм³; для сплошного круглого сечения диаметром d

.

Подставляя полученные значения, получаем

,

.

Расчетный коэффициент усталостной прочности вала в опасном сечении

.

Сопротивление усталости вала в опасном сечении обеспечивается.

Тихоходный вал:

где S_у -- коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

у_-1 = 410 МПа принимается по таблице 1 [3,с. 8];

в= 0,95;

k_у /е_у = 2,20 (табл. 8) [3,с. 32];

МПа,

где W -- момент сопротивления при изгибе, мм³;

;

ш_у = 0,2;

у_m=4F_a/рd²=4*4515/3,14·40²=0,13 -- среднее напряжение цикла нормальных напряжений, МПа;

S_ф -- коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

ф_-1=230 МПа;

в= 0,95;

k_ф /е_ф =0,6 k_у /е_у+0,4=0,6*2,20 + 0,4 = 1,72 (табл. 8) [3,с. 32];

ш_ф = 0,1 для всех сталей;

МПа,

где W_к -- момент сопротивления при кручении, мм³;

.

Подставляя полученные значения, получаем

,

.

Расчетный коэффициент усталостной прочности вала в опасном сечении

.

Сопротивление усталости вала в опасном сечении обеспечивается.

4. Расчет шпоночных соединений

Ременная передача.

Для данного элемента подбираем шпонку призматическую. Материал шпонки - сталь 45 нормализованная.

Напряжение смятия и условие прочности проверяем по формуле:

(4.1)

Мпа

где Т - момент на валу, T=2368 Н·м; d - диаметр вала, d=26 мм; h - высота шпонки, h=8 мм; b - ширина шпонки, b=10; l_раб - рабочая длина шпонки, l_раб=l-b=60-8=52 мм, t₁ - глубина паза вала, t₁.=4 мм. Допускаемые напряжения смятия при переменной нагрузке и при стальной ступице [усм] = 200 МПа. Условия прочности выполнены.

Колесо конической передачи.

Для данного элемента подбираем шпонку призматическую. Материал шпонки - сталь 45 нормализованная.

Напряжение смятия и условие прочности проверяем по формуле:

Мпа

где Т - момент на валу, T=14217 Н м; d - диаметр вала, d=48 мм; h - высота шпонки, h=10мм; b - ширина шпонки, b=14; l_раб - рабочая длина шпонки, l_раб=l-b=40-14=26 мм, t₁ - глубина паза вала, t₁.=6,5 мм. Допускаемые напряжения смятия при переменной нагрузке и при стальной ступице [усм] = 200 МПа. Условия прочности выполнены.

На выходном валу

Для данного элемента подбираем шпонку призматическую. Материал шпонки - сталь 45 нормализованная.

Напряжение смятия и условие прочности проверяем по формуле:

Мпа

где Т - момент на валу, T=14217 Н м; d - диаметр вала, d=34 мм; h - высота шпонки, h=8мм; b - ширина шпонки, b=12; l_раб - рабочая длина шпонки, l_раб=l-b=70-12=58 мм, t₁ - глубина паза вала, t₁.=5 мм. Допускаемые напряжения смятия [усм] = 200 МПа. Условия прочности выполнены.

5. Расчет и конструирование подшипниковых узлов

Проверочный расчет подшипников качения быстроходного вала

Для быстроходного вала предварительно выбран конический однорядный роликоподшипник средней серии 7207, для которого по табл.2П.15 [1,с. 413]: d=35мм; D=72мм; e=0,37; Y=1,6; кН.

1. Определяем суммарные реакции в опорах

Н.

Н.

2.Определяем осевые составляющие от действия радиальных нагрузок

Н.

Н.

3. Определяем расчетные осевые силы на подшипник:

а) опора 1.

Н.

б) опора 2.

Н.

4.Вычисляем отношение

Так как на валу установлены два одинаковых подшипника, то подсчитываем для наиболее нагруженного:

Н.

5. Определяем приведенную или эквивалентную нагрузку на подшипник при и . Для этого сравниваем коэффициенты осевого нагружения и .

Так как , то коэффициент осевой нагрузки Y=1, а коэффициент радиальной нагрузки X=1, следовательно,

(5.1)

6. Определяем требуемую динамическую грузоподъемность подшипника, приняв

(5.2)

Н.

< кН.

Грузоподъемность и работоспособность подшипника обеспечена.

Проверочный расчет подшипников качения тихоходного вала

Для тихоходного вала предварительно выбран конический однорядный роликоподшипник средней серии 7208, для которого по табл.2П.15 [1,с. 413]: d=40мм; D=80мм; e=0,37; Y=1,6; кН.

1. Определяем суммарные реакции в опорах

Н.

Н.

2.Определяем осевые составляющие от действия радиальных нагрузок

Н.

Н.

3. Определяем расчетные осевые силы на подшипник:

а) опора 1.



Н.

б) опора 2.

Н.

4.Вычисляем отношение

Так как на валу установлены два одинаковых подшипника, то подсчитываем для наиболее нагруженного:

Н.

5. Определяем приведенную или эквивалентную нагрузку на подшипник при и . Для этого сравниваем коэффициенты осевого нагружения и .

Так как , то коэффициент осевой нагрузки Y=1, а коэффициент радиальной нагрузки X=1, следовательно,

(5.1)

6. Определяем требуемую динамическую грузоподъемность подшипника, приняв

(5.2)

 Н.

< кН.

Грузоподъемность и работоспособность подшипника обеспечена.

6. Расчет элементов корпуса редуктора

Толщина стенок корпуса

(7.1)

мм

Принимаем

мм

Толщина стенок крышки корпуса

мм

Толщина фланца корпуса

мм

Толщина фланца крышки корпуса

мм

Ширина нижнего пояса основания корпуса

мм

Принимаем

мм

Конструктивные размеры крышки подшипника ведущего вала

По значению D =72 мм - диаметр отверстия в корпусе под подшипник - выбираем следующие данные:

- толщина стенки h₁ = 8 мм

- диаметр болтов d = 8 мм

- число болтов z = 4

Диаметр расположения отверстий:

D₁ = D + 2,5 d = 72 + 18 = 90 мм

Диаметр крышки:

D₂ = D₁ + 2,0 d = 90 + 20= 110 мм.

Конструктивные размеры крышки подшипников промежуточного вала.

По значению D =80 мм - диаметр отверстия в корпусе под подшипник - выбираем следующие данные:

- толщина стенки h₁ = 8 мм

- диаметр болтов d = 8 мм

- число болтов z = 6

Диаметр расположения отверстий:

D₁ = D + 2,5 d = 80 + 15 = 95 мм

Диаметр крышки:

D₂ = D₁ + 2,0 d = 95 + 15 = 110 мм

7. Выбор системы смазки и масла

Для уменьшения потерь мощности на трение и снижение интенсивности износа трущихся поверхностей, а также для предохранения их от заедания и лучшего отвода теплоты трущиеся поверхности деталей должны иметь надежную смазку.

В настоящее время в машиностроении для смазывания передач широко применяют картерную смазку. Масло заливают так, чтобы венцы колес были в него погружены. При их вращении масло увлекается зубьями, разбрызгивается, попадает на внутренние стенки корпуса, откуда стекает в нижнюю часть корпуса. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которая покрывает поверхность расположенных внутри корпуса деталей.

Объем масла заливаемого в масляную ванну

V = 0,6N (8.1)

V = 0,6N =0,6•35=21 дм³

где N - мощность, передаваемая редуктором.

Рекомендуемая кинематическая вязкость масла (т. 11.1с. 200 [2])

V_s = 2 м/с; = 158 МПа

Марка масла И-Т-Д-220 (т. 11.2. с. 200 [2]).

8. Установочные рамы и плиты, крепление к полу

При монтаже приводов следует соблюдать определенные требования точности положения одной сборочной единицы относительно другой, например, электродвигателя и редуктора.

Для обеспечения этого требования механизмы привода устанавливают на сварные рамы или литые плиты.

Рамы выполняют сварными из листовой стали и профильного проката (уголков, швеллеров).

При выполнении сварных рам из швеллеров учитывают, что для удобства постановки болтов, эти швеллеры надо установить полками наружу. На внутреннюю поверхность полки накладывают косые шайбы или наваривают косые накладки, которые выравнивают опорную поверхность под головки болтов.

Опорные поверхности - платики, на которые устанавливают редукторы и электродвигатели, создаются привариванием узких полосок стали высотой 5…6 мм.

Так, как рама при сварке коробится, то все базовые (опорные) поверхности, на которые устанавливают механизмы привода, обрабатывают после сварки.

Литые плиты дороже сварных рам, потому они меньше распространены.

Сборочные единицы крепят к плите болтами.

Конфигурация и размеры рамы зависят от типа и размеров редуктора и эл.дв.

Расстояние между ними зависит от подобранной соединительной муфты.

Крепление рамы к полу цеха ведут фундаментными болтами.

9. Выбор посадок

Таблица 2

Сопряжение	Условное обозначение по ГОСТ
Внутреннее кольцо подшипника на вал	k6
Наружное кольцо подшипника в корпус (или в стакан)	H7
Зубчатое колесо на валу	H7/s6
Шкивы и звездочки	H7/k6
Крышки подшипников в корпус (или в стакан)	H7/h8H7/d11
Полумуфта на валу	H7/k6
Шпоночная канавка в ступице по ширине	JS9

10. Сборка редуктора

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают масляной краской.

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

На ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца и шарикоподшипники предварительно нагретые в масле до 80...100 ⁰C.

На ведомый вал закладывают шпонки и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала, затем надевают распорную втулку, мазеудерживающие кольца и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле. Собранные валы закладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, предварительно покрыв поверхность стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов затягивают болты, крепящие крышку к корпусу. После этого на ведомый вал надевают распорные кольца, в подшипниковые камеры крышки закладывают солидол, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки.

Затем проверяется проворачивание валов, отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами. Потом ввертывают пробку масло спускного отверстия с прокладкой и устанавливают маслоуказатель.

Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой из технического картона, закрепляют крышку болтами.

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

11. Техника безопасности

Во время монтажа и в период эксплуатации редукторной установки необходимо:

Предусмотреть надежное крепление электродвигателя и редуктора к раме и рамы к фундаменту.

Вращающиеся детали (входные и выходные концы валов, муфты) должны иметь защитный кожух.

Ременные, цепные, открытые зубчатые передачи должны быть ограждены (кожухом из листового металла или мелкой металлической сеткой).

Электрические провода должны иметь защитный экран (пропущены через трубку).

Концы проводов (подвод к электродвигателю) должны быть изолированы и закрыты крышкой.

Установка должна быть заземлена.

Рама после слесарной обработки и сварки не должна иметь заусенцев.

Проводить осмотр зацепления, регулировки, устранение неисправностей и сборочно-разборочные работы необходимо только при выключенном электродвигателе.

При работе не прикасаться к вращающимся деталям. Техническое обслуживание производить при полной остановке электродвигателя.

Регулярно контролировать уровень масла в редукторе.

Не допускать к работе лиц, которые не прошли инструктаж по технике безопасности и обслуживанию редукторной установки.

При обслуживании, монтаже и демонтаже пользоваться только исправными инструментами.

Список использованной литературы

1. Курсовое проектирование деталей машин. /С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин и др. - М.: Машиностроение, 1988. -416с., ил.

2. Санюкевич Ф. М., С18 Детали машин. Курсовое проектирование: Учебное пособие- 2-е изд., испр. и доп.- Брест: БГТУ, 2004.- 488 с.

3. Дунаев П.Ф. ,Леликов О.П. 'Конструирование узлов и деталей машин', М.: Издательский центр 'Академия', 2004. 496 c.

4. Дремук В.А., Горелько В.М. Расчет валов: учебн.-метод. пособие-Барановичи РИО БарГУ 2007 - 71 с.

5. Курмаз Л.В., Скойбеда А. Т, Детали машин. Проектирование: учебн. пособие - 2-е изд., испр.И доп. - Минск УП «Технопринт» 2006 - 296 с.

Размещено на Allbest.ru

...