Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

• СОДЕРЖАНИЕ
• Техническое задание на проектирование 2
• 1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет 3
• 2. Расчет червячной передачи 6
• 3. Расчет цилиндрической ступени редуктора 11
• 4. Предварительный расчет валов редуктора 16
• 5. Конструктивные размеры корпуса редуктора 17
• 6. Первый этап компоновки редуктора 18
• 7. Расчет цепной передачи 19
• 8. Проверка долговечности подшипников 22
• 9. Проверка прочности шпоночных соединений 32
• 10. Уточненный расчет промежуточного вала 33
• 11. Выбор сорта масла 35
• 12. Тепловой расчет редуктора 35
• Список литературы 37

Техническое задание на проектирование

Мощность на выходном валу привода PВЫХ, кВт	3,2
Частота вращения выходного вала привода nВЫХ, об/мин	30
Срок службы привода, лет	6

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

Общий КПД привода:

,

где: - КПД червячной передачи;

- КПД цилиндрической передачи,

- КПД открытой цепной передачи.

- КПД муфты.

- КПД пары подшипников.

Требуемая мощность электродвигателя

В таблице П1[1] по требуемой мощности электродвигателя и с учетом возможностей привода, состоящего из двухступенчатого редуктора и открытой цепной передачи, для которых Uр=35…80 и UЦЕП = 2...6, выбираем электродвигатель 4А112М4УЗ с параметрами: Pдв=5,5 кВт, nс=1500 об/мин, S=3,7 %.

Номинальная частота вращения двигателя

Общее передаточное число привода



Для открытой цепной передачи принимаем UЦЕП=2.

Для редуктора

Разбиваем передаточное число редуктора по ступеням.

Для тихоходной ступени Uт=2...6,3.

Принимаем для червячной передачи UЧЕР=10.

Тогда для тихоходной ступени

Принимаем .

Для открытой цепной передачи

Принимаем UЦЕП=2.

Частоты вращения валов:

n1=1444,5 об/мин

об/мин

об/мин

об/мин

Угловые скорости валов:

Расчетная мощность на валах привода:

P1=PТР=4,7 кВт

Крутящие моменты на валах:

на валу червяка

на валу червячного колеса



на валу цилиндрического колеса

на валу ведомой звездочки

2. Расчет червячной передачи

Число витков червяка принимаем в зависимости от передаточного числа: при u=10 принимаем =4.

Число зубьев червячного колеса

.

Принимаем стандартное значение 40.

Ожидаемая скорость скольжения

.

Выбираем материал червяка и венца червячного колеса. Принимаем для червяка сталь 45, каленая до твердости HRC45. Так как к редуктору не предъявляются специальные требования, то принимаем для венца червячного колеса бронзу БрА9ЖЗЛ (отливка в песок).

Тогда при длительной работе допускаемое контактное напряжение по табл. 4.9[1]

156,1 МПа.

Допускаемое напряжение изгиба для нереверсивной работы .

Коэффициент долговечности при длительной работе .

Принимаем предварительно коэффициент диаметра червяка q=10.

Принимаем предварительно коэффициент нагрузки К=1,2.

Определяем межосевое расстояние из условия контактной выносливости по формуле (4.19[1])

Модуль

Принимаем m=6,3 мм.

Межосевое расстояние

Примем .

Основные размеры червяка:

делительный диаметр червяка

диаметр вершин витков червяка

диаметр впадин витков червяка

длина нарезанной части червяка по формуле (4.7[1])

при z1=4

принимаем b1=130 мм,

делительный угол подъема витка по табл. (4.3[1]): при z1=4 и q=10=21048'

Основные размеры венца червячного колеса:

делительный диаметр червячного колеса

диаметр вершин зубьев червячного колеса

диаметр впадин зубьев червячного колеса

наибольший диаметр червячного колеса

ширина венца червячного колеса по формуле (4.12[1])

при z1=4

принимаем b2=50 мм.

Скорость скольжения

По табл. 4.7[1] выбираем 7-ю степень точности передачи.

В этом случае коэффициент динамичности Кv=1,1.

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по формуле (4.26[1])

где коэффициент деформации червяка при q=10 и z1=4 70.

Принимаем вспомогательный коэффициент x=0,3.



Коэффициент нагрузки .

Проверяем контактное напряжение по формуле (4.23[1])

Уточненное значение при vs=5,13 м/с .

Условие выполнено.

Эквивалентное число зубьев

Коэффициент формы зуба по табл.4.5[1] YF=2,19.

Напряжение изгиба по формуле (4.24[1])

Силы, действующие в зацеплении:

3. Расчет цилиндрической ступени редуктора

Выбираем материалы для шестерни и колеса. Для шестерни по таблице 3.3[1] принимаем сталь 45, термическая обработка- улучшение твердость HB 230, для колеса принимаем сталь 45, термическая обработка- улучшение, твердость HB 200.

Допускаемые контактные напряжения по формуле (3.8[1])

,

где - предел контактной выносливости при базовом числе циклов.

По таблице 3.2[1] для углеродистых сталей с твердостью HB<350 и термической обработкой (улучшение) =2HB+70;

- коэффициент долговечности, =1.

Коэффициент безопасностипринимаем

Расчетное допускаемое контактное напряжение по формуле (3.10[1])

=0,45(482+428)=410 МПа.

Межосевое расстояние по формуле (3.7[1])



где - для косозубых колес;

коэффициент принимаем предварительно по таблице 3.1[1]: при несимметричном расположении колес относительно опор =1,15; принимаем коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию =0,4.

Принимаем ближайшее значение по ГОСТ 2185-66 180 мм.

Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации:

180=1,8...3,6 мм.

Принимаем по ГОСТ 9563-60 mn=3 мм.

Принимаем предварительно угол наклона зубьев

Суммарное число зубьев шестерни и колеса

Принимаем Z=118.

Число зубьев шестерни

.

Принимаем =35.

Число зубьев колеса =118-35=83.

Уточненное значение угла наклона зубьев

;

Основные размеры шестерни и колеса:

диаметры делительные

Диаметры вершин зубьев

Ширина колеса , принимаем b2=72 мм.

Ширина шестерни =72+4 мм=76 мм.

Коэффициент ширины шестерни по диаметру

Окружная скорость колес и степень точности передачи:

При такой скорости назначаем 8-ю степень точности.

Коэффициент нагрузки

.

По таблице 3.4[1] при скорости v=0,81 м/с и 8-й степени точности 1,06;

по таблице 3.5[1] при 0,71, твердости HB<350 и несимметричном расположении колес 1,07; по таблице 3.6[1] при v=0,81 м/с 1,0.

Проверка контактных напряжений по формуле (3.6[1])

Силы, действующие в зацеплении:

окружная ;

радиальная ;

осевая =5076 tg10028'=939 Н.

Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба по формуле (3.25[1])

Коэффициент нагрузки .

По таблице 3.7[1] при =0,71, твердости HB<350 и несимметричном расположении колес =1,15.

По таблице 3.8[1] при 8-й степени точности и скорости v=0,81 м/с =1,1.

Эквивалентные числа зубьев:

у шестерни

у колеса

При этом 3,73 и 3,63.

Допускаемые напряжения при изгибе по формуле (3.24[1])

,

где по таблице 3.9[1] .

Для шестерни =1,8*230=415 МПа,

для колеса =1,8*200=360 МПа.

Коэффициент безопасности принимаем .

Допускаемые напряжения:

для шестерни ,

для колеса .

Находим отношение :

для шестерни

для колеса

Дальнейший расчет ведем для колеса, для которого найденное отношение меньше.

Определим коэффициенты и

4. Предварительный расчет валов редуктора

Ведущий вал

Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении по формуле (8.16[1])

Для соединения вала редуктора с валом двигателя стандартной муфтой необходимо согласовать эти диаметры. Назначаем муфту упругую втулочно-пальцевую по

ГОСТ 21524-75 с диаметрами dдв=32 мм и dв1=30 мм.

Диаметр вала под подшипником dП1=35 мм.

Промежуточный вал

Наименьший диаметр вала при допускаемом напряжении



Диаметр под подшипником dП2=45 мм.

Диаметр под колесом dК2=50 мм.

Выходной вал

Диаметр выходного конца вала при допускаемом напряжении

принимаем из стандартного ряда dВ3=50 мм.

Диаметр под подшипником dП3=55 мм.

Диаметр под колесом dК3=60 мм.

5. Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщина стенок корпуса и крышки:

Принимаем

Принимаем

Толщина фланцев поясов корпуса и крышки

нижнего пояса корпуса

=2,35*10=23,5 мм.

Принимаем p=24 мм.

Диаметр болтов:

фундаментных (0,03...0,036)*180+12=17,4...18,5 мм,

принимаем болты с резьбой М20;

крепящих крышку к корпусу у подшипников

=(0,7...0,75)*20=14...15 мм,

принимаем болты с резьбой М16;

соединяющих крышку с корпусом

=(0,5...0,6)*20=10…12 мм,

принимаем болты с резьбой М12.

6. Первый этап компоновки редуктора

редуктор подшипник электродвигатель

Принимаем зазор между торцом шестерни (ступицей колеса) и внутренней стенкой редуктора А1=12 мм. Зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса А=12 мм. Намечаем для валов редуктора подшипники:

Условное обозначение подшипника	d мм	D мм	B мм	C кН	С0 кН
7208	35	72	18,25	38,5
209	45	85	19	33,2	18,6
211	55	100	21	43,6	25

7. Расчет цепной передачи

Выбираем приводную роликовую однорядную цепь.

Число зубьев:

ведущей звездочки

ведомой звездочки

Принимаем 27 и 54.

Тогда фактическое

Расчетный коэффициент нагрузки по формуле (7.38[1])

,

где - динамический коэффициент при спокойной нагрузке;

- учитывает влияние межосевого расстояния;

- учитывает влияние угла наклона линии центров;

- учитывает способ регулирования натяжения цепи(при периодическом натяжении цепи);

- при непрерывной смазке;

- учитывает продолжительность работы в сутки (при односменной работе)

Для определения шага цепи по формуле (7.38[1]) надо знать допускаемое давление в шарнирах цепи. В таблице 7.18[1] допускаемое давление задано в зависимости от частоты вращения ведущей звездочки и шага t. Поэтому для расчета по формуле (7.38[1]) величиной следует задаваться ориентировочно. Среднее значение допускаемого давления при n=60,2 об/мин =34,6 МПа.

Шаг однорядной цепи

Подбираем по таблице 7.15[1] цепь ПР-31,75-88,5 по ГОСТ 13568-75, имеющую t=31,75 мм, разрушающую нагрузку Q=88,5 кН, массу q=2,6 кг/м, Аоп=179,7 мм2.

Скорость цепи

Окружная сила

Давление в шарнире проверяем по формуле (7.39[1])

Уточняем по таблице 7.18[1] допускаемое давление =34 [1+0,01(27-17)]=37,4 МПа.

Условие p<[p] выполнено. В этой формуле 34 МПа - табличное значение допускаемого давления по табл. 7.18[1] при n=60,2 об/мин и t=31,75 мм. Определяем число звеньев цепи по формуле (7.36[1])



где

Тогда

Округляем до четного числа Lt=140.

Уточняем межосевое расстояние цепной передачи по формуле (7.37[1])

Определяем диаметры делительных окружностей звездочек по формуле (7.34[1])

Силы, действующие на цепь:

окружная Ft=4625 Н,

от центробежных сил ,

от провисания .

Расчетная нагрузка на валы

=4625+2*2=4629 Н.

Проверяем коэффициент запаса прочности цепи по формуле (7.40[1])

Это больше, чем нормативный коэффициент запаса 7,4.

Условие выполнено.

8. Проверка долговечности подшипников

Расчетная схема быстроходного вала

Ft1=956 Н Fr1=783 Н Fa1=2151 Н 31,5 мм l1=135 мм l2=135 мм

Определение реакций в подшипниках:

Горизонтальная плоскость

а) определяем опорные реакции

б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси X в характерных сечениях:

Вертикальная плоскость

а) определяем опорные реакции

Проверка: 642+141-783=0

б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Z в характерных сечениях:

Определяем суммарные реакции:

Осевые составляющие радиальных реакций

При S1<S2; Fa>S2-S1 Pa1=S1=153 Н

Pa2=S1+Fa=153+2151=2304 Н

Отношение ; по табл.9.18[1] X=0,4; Y=1,62

Эквивалентная нагрузка по формуле (9.3 [1 ] )

где V=1- вращается внутреннее кольцо подшипника;

коэффициент безопасности по таблице 9.19[1] КБ=1,3;

температурный коэффициент по таблице 9.20[1] КТ=1,0.

Расчетная долговечность, ч

,

что меньше минимальной долговечности для подшипников, равной 10000 часов.

Принимаем подшипники № 7307 с характеристиками: d=35 мм, D=80 мм, Т=22,75 мм, С=54 кН.

, что приемлимо.

Расчетная схема промежуточного вала

Ft2=2151 Н Fr2=783 Н Fa2=956 Н

Ft3=5076 Н Fr3=1878 Н Fa3=939 H

l1=86 мм l2=80 мм l3=60 мм



Определение реакций в подшипниках:

Горизонтальная плоскость

а) определяем опорные реакции

Проверка: 1978+2051-1878-2151=0

б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси X в характерных сечениях:

Вертикальная плоскость

а) определяем опорные реакции

Проверка: 1300+4559-5076-783=0

б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y в характерных сечениях:

Определяем суммарные реакции:

Подбираем подшипник по более нагруженной опоре В

Отношение

е

Эквивалентная нагрузка

Расчетная долговечность, млн. об.

Расчетная долговечность, ч

ч, что приемлемо.

Расчетная схема тихоходного вала

Ft=5076 Н

Fr=1878 Н

Fa=939 Н

FВ=4629 Н

127 мм

l1=95 мм

l2=60 мм

l3=168 мм

Горизонтальная плоскость

а) определяем опорные реакции

Проверка: 3740+1336-5076=0

б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y в характерных сечениях:

Вертикальная плоскость

а) определяем опорные реакции

Проверка: 8465-1958-1878-4629=0

б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси X в характерных сечениях:

Определяем суммарные реакции:

Подбираем подшипник по более нагруженной опоре А

Отношение

Этой величине по таблице 9.18[1] соответствует e=0,23.

Отношение

Эквивалентная нагрузка



Расчетная долговечность, млн. об.

Расчетная долговечность, ч

ч, что приемлимо.

9. Проверка прочности шпоночных соединений

Ведущий вал

Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.

Напряжения смятия и условие прочности по формуле (8.22 [1 ] )

Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице =100...120 МПа, при чугунной =50...70 МПа.

При d=30 мм;;t1=4 мм; длине шпонки l=50 мм

Промежуточный вал

При d=50 мм;;t1=5,5 мм; длине шпонки l=56 мм



Выходной вал

При d=50 мм;;t1=5,5 мм; длине шпонки l=80 мм

При d=60 мм;;t1=7 мм; длине шпонки l=63 мм

10. Уточненный расчет промежуточного вала

Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности s для опасных сечений и сравнении их с допускаемыми значениями [s]. Прочность соблюдена при .

Материал вала - сталь 45 нормализованная. По таблице 3.3[1] .

Пределы выносливости:

Сечение А-А.

Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночного паза.

По таблице 8.5[1] принимаем

По таблице 8.8[1] принимаем

Амплитуда нормальных напряжений изгиба

Изгибающий момент в сечении А-А

При d=50 мм; b=14 мм; t1=5,5 мм

При d=50 мм; b=14 мм;t1=5,5 мм

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

Результирующий коэффициент запаса



Условие прочности выполнено.

11. Выбор сорта масла

Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение тихоходного колеса примерно на 10 мм. По таблице 10.9[1] устанавливаем вязкость масла. Для быстроходной ступени при контактных напряжениях 139,9 МПа и скорости vS=5,13 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 15*10-6 м2/с.

Для тихоходной ступени при контактных напряжениях 391 МПа и скорости v=0,81 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 34*10-6 м2/с.

Средняя вязкость масла

По таблице 10.10[1] принимаем масло индустриальное И-25А (по ГОСТ 20799-88).

Смазывание подшипников качения производится тем же маслом, разбрызгиваемым зубчатым колесом и стекающим по стенкам корпуса редуктора.

12. Тепловой расчет редуктора

Для проектируемого редуктора площадь теплоотводящей поверхности А=1,23 м2 ( здесь учитывалась площадь днища).

По формуле (10.1[1]) условие работы редуктора без перегрева при продолжительной работе

Считаем, что обеспечивается достаточно хорошая циркуляция воздуха, и принимаем коэффициент теплопередачи kt=17

Список литературы

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

2. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин. - М.: Высш. Шк., 1991. - 432 с.

3. Чернин И.М. и др. Расчеты деталей машин. - М.: Машиностроение, 1978 .- 452 с.

4. Палей М.А. и др. Допуски и посадки. Том 1 и 2. Справочник политехника. - Л., 1991.

5. Стандарт ИрГТУ 05-99. Оформление курсовых и дипломных проектов.

6. Иванов М.Н. Детали машин. - М.: Высш. шк., 2000. -383 с.

Размещено на Allbest.ru