Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Задание

Спроектировать привод к барабанной сушилке при следующих исходным данных:

мощность на рабочем валу N_рв= 33,4 кВт,

частота вращения рабочего вала n_рв = 25 об/мин,

асинхронная частота вращения n_с=1500 об/мин.

Кинематическая схема привода элеватора

1 - электродвигатель;

2 - муфта;

3 - цилиндрический редуктор:

I - быстроходный вал редуктора,

II - средний вал редуктора;

III - тихоходный вал редуктора

1. Кинематический расчёт привода и выбор электродвигателя

Определим общее передаточное число привода

,

где - синхронная частота вращения вала электродвигателя, об/мин:

об/мин,

n_рв - частота вращения рабочего вала, об/мин

Определим общий КПД привода

,

где - КПД подшипников качения 1, стр. 40, табл. 3.6,

- КПД муфты 1, стр. 40, табл. 3.6,

- КПД закрытой зубчатой передачи с цилиндрическими колёсами 1, стр. 40, табл. 3.6,

- КПД открытой зубчатой передачи 1, стр. 40, табл. 3.6

Расчётная мощность электродвигателя равна

,

где кВт - мощность на рабочем валу

кВт

Выбираем трёхфазный асинхронный короткозамкнутый электродвигатель 4А200М2У3 по ГОСТ 19523-81 1, стр. 43, табл. 3.7 с параметрами:

мощность кВт,

синхронная частота вращения об/мин

номинальное скольжение %.

Проверим электродвигатель на перегрузку и недогрузку

37 кВт - 100%

1,8 кВт - x%

x = 4,86%

Двигатель работает с перегрузкой равной 4,86%, которая меньше допускаемой составляющей 5%, следовательно, двигатель выбран правильно.

Определим асинхронную частоту вращения вала электродвигателя, об/мин

об/мин

Уточняем общее передаточное число привода

Принимаем передаточное отношение открытой цилиндрической зубчатой передачи по ГОСТ 9563-60

Уточним передаточное отношение редуктора

Принимаем передаточное отношение первой ступени редуктора U_I = 4,5, а второй ступени U_II = 2,24 1, стр. 42.

Определим моменты на валах, Нм

Нм

Нм

Нм

Нм

Определим скорости вращения валов, об/мин

об/мин

об/мин

об/мин

об/мин

Определим угловые скорости валов, рад/с

рад/с

рад/с

рад/с

рад/с

Полученные данные сводим в таблицу 1.1.

Таблица 1.1. Кинематические параметры привода

вал	N, кВт	n, об/мин	w, рад/с	М, Н*м
Быстроходный	37,05	1471,5	154	251,9
Средний	35,9	367,9	38,5	967,7
Тихоходный	34,87	147,2	15,4	2323,1
Рабочий вал	33,4	24,5	2,6	13109,3

2. Расчёт закрытой цилиндрической зубчатой передачи

2.1 Расчёт первой ступени редуктора

Выбираем материал для изготовления шестерни и колеса

Шестерня: Сталь 45 ГОСТ 1050-88 термообработка улучшением .

Колесо: Сталь 45 ГОСТ 1050-88 термообработка улучшением .

Так как твёрдость поверхности зубьев колеса меньше, чем твёрдость поверхности зубьев шестерни, расчёт по контактным напряжениям производим для зубчатого колеса.

Определим допускаемое контактное напряжение, МПа

,

где -предел контактной выносливости поверхностей зубьев при базовом числе циклов напряжений, МПа:

1, стр. 74, табл. 6.1

МПа,

- коэффициент долговечности 1, стр. 75,

- коэффициент безопасности 1, стр. 75

МПа

Определим ориентировочно межосевое расстояние, мм

,

где 1, стр. 78,

- коэффициент ширины венца зубчатого колеса относительно межосевого расстояния по ГОСТ 2186-66 1, стр. 77,

- коэффициент ширины венца зубчатого колеса относительно диаметра:

,

- коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине зубчатого венца 1, стр. 78, табл. 6.4

мм

Принимаем по ГОСТ 2185-66 а = 180 мм 1, стр. 79.

Выбираем модуль, мм

мм

Принимаем по ГОСТ 9563-60 мм 1, стр. 79.

Определим суммарное число зубьев

,

где - предварительный угол наклона линии зуба 1, стр. 79

Определим число зубьев шестерни и колеса

Уточним передаточное число

Уточним межосевое расстояние, мм

мм

Принимаем по ГОСТ 2185-66 мм 1, стр. 79 .

Уточним угол наклона зуба

Проверим расчётные контактные напряжения, МПа

,

где - коэффициент формы сопряженных поверхностей зуба:

- угол зацепления 1, стр. 81

,

- коэффициент суммарной длины контактных линий

,

где - коэффициент торцового перекрытия:

,

- ширина венца зубчатого колеса, мм:

мм,

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями 1, стр. 83, табл. 6.6,

- окружная скорость передачи, м/с

м/с,

- коэффициент распределения нагрузки по ширине венца 1, стр. 78, табл. 6.4,

- коэффициент динамической нагрузки, возникающей в зацеплении 1, стр. 83, табл. 6.7

МПа

Величина расчётного контактного напряжения должна быть в пределах:

Условие расчёта по контактным напряжениям выполняется, перегрузка на 3,9%.

Определим допускаемое напряжение изгиба зубьев передачи, МПа

,

где - предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов напряжений, МПа:

1, стр. 74, табл. 6.1

МПа

МПа,

- коэффициент долговечности 1, стр. 76,

- коэффициент влияния двухстороннего приложения нагрузки 1, стр. 76,

- коэффициент безопасности:

,

где - коэффициент нестабильности свойств материала зубчатого колеса и ответственности зубчатой передачи 1, стр. 76,

- коэффициент способа получения заготовки зубчатого колеса:

- для поковок и штамповок 1, стр. 76

,

- коэффициент градиента напряжений и чувствительности материала концентрации напряжений 1, стр. 76, табл. 6.2

МПа

МПа

Определим расчётное напряжение изгиба зубьев шестерни и колеса, МПа

,

где - коэффициент формы зуба:

Расчётные изгибные напряжения вычисляются для шестерни или колеса передачи в зависимости от отношения и по меньшему производят расчёт.

МПа

МПа

Так как определяем расчётное напряжение изгиба зубьев колеса.

,

где - коэффициент наклона зуба:

для косозубой передачи

,

- коэффициент распределения нагрузки между зубьями:

для 8 ст. точности 1, стр. 84,

- коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине венца 1, стр. 84, табл. 6.9,

- коэффициент динамической нагрузки 1, стр. 85, табл. 6.10,

МПа

Величина расчётного напряжения изгиба зубьев должна быть меньше допускаемого:

Условие расчёта по изгибным напряжения выполняется.

Определим геометрические параметры зубчатых колёс в соответствии с ГОСТ 16532-70.

Торцовый модуль, мм

мм

Делительный диаметр, мм

мм

мм

Диаметр вершин зубьев, мм

мм

мм

Диаметр впадин зубьев, мм



мм

мм

Шаг нормальный, мм

мм

Окружная толщина зубьев, мм

, мм

Ширина впадин зубьев, мм

, мм

Высота зуба, мм

мм

Высота ножки зуба, мм



мм

Высота головки зуба

мм

Радиальный зазор, мм

мм

Ширина зубчатого венца

ширину шестерни рекомендуется проектировать на (25) мм больше ширины колеса, так как возможна осевая «игра» передачи и неточность сборки 1, стр. 80

мм

мм

мм

Рассчитанные геометрические размеры сводим в таблицу 2.1.

Определим силы, действующие в зацеплении.

Окружная сила:

Радиальная сила:

,

где - угол зацепления, = 20⁰,

Осевая сила:

Таблица 2.1. Параметры зубчатой цилиндрической косозубой передачи (первая ступень)

Параметр	Обозначение	Значение
Межосевое расстояние, мм		180
Число зубьев	шестерни	44
	колеса	98
Модуль зацепления нормальный, мм		2,5
Модуль зацепления торцовый, мм		2,57
Делительный диаметр, мм	шестерни	113,08
	колеса	251,86
Диаметр вершин зубьев, мм	шестерни	118,08
	колеса	256,86
Диаметр впадин зубьев, мм	шестерни	106,8
	колеса	245,61
Угол наклона зубьев, град		9,6
Шаг нормальный, мм		7,85
Ширина впадин зубьев, мм		3,925
Окружная толщина зубьев, мм		3,925
Высота зуба, мм		5,625
Высота ножки зуба, мм		3,125
Высота головки зуба, мм		2,5
Радиальный зазор, мм		0,625
Ширина венца, мм	шестерни	60
	колеса	56

3. Расчёт открытой цилиндрической зубчатой передачи

Выбираем материал для изготовления шестерни и колеса

Шестерня: СЧ 15 ГОСТ 1412-85 термообработка поверхностной закалкой .

Колесо: СЧ 15 ГОСТ 1412-85 термообработка поверхностной закалкой .

Задаём число зубьев шестерни z₁ =18.

Определяем число зубьев колеса z₂ = .

Вычисляем допускаемые изгибные напряжения []_F для шестерни и колеса

,

1, стр. 74, табл. 6.1

МПа

МПа,

- коэффициент долговечности 1, стр. 76,

- коэффициент влияния двухстороннего приложения нагрузки 1, стр. 76,

- коэффициент безопасности:

,

где - коэффициент нестабильности свойств материала зубчатого колеса и ответственности зубчатой передачи 1, стр. 76,

- коэффициент способа получения заготовки зубчатого колеса:

- для поковок и штамповок 1, стр. 76

,

- коэффициент градиента напряжений и чувствительности материала к концентрации напряжений 1, стр. 76, табл. 6.2

МПа

МПа

Расчётные изгибные напряжения вычисляются для шестерни или колеса передачи в зависимости от отношения и по меньшему производят расчёт.

МПа

МПа

Так как определяем расчётное напряжение изгиба зубьев шестерни.

Вычисляем модуль передачи, исходя из условия допускаемого изгибного напряжения

,

для прямозубой передачи K_m = 1,4,

_ba = 0,315 по ГОСТ 2185-66 1, стр. 77,

- коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине венца 1, стр. 84, табл. 6.9,

Учитывая повышенный износ зубьев открытых передач, значение «m» увеличиваем в (1,5-2) раза

Принимаем по ГОСТ 9563-60 мм 1, стр. 79.

Определяем геометрические параметры зубчатых колёс.

Торцовый модуль, мм

мм

Делительный диаметр, мм

мм

мм

Диаметр вершин зубьев, мм

мм

мм

Диаметр впадин зубьев, мм

мм

мм

Шаг нормальный, мм

мм

Окружная толщина зубьев, мм

, мм

Ширина впадин зубьев, мм

мм

Высота зуба, мм

мм

Высота ножки зуба, мм

мм

Высота головки зуба

мм

Радиальный зазор, мм

мм

Ширина зубчатого венца

мм

мм

мм

мм

Рассчитанные геометрические размеры сводим в таблицу 3.1.

Таблица 3.1. Параметры открытой зубчатой цилиндрической передачи

Параметр	Обозначение	Значение
Межосевое расстояние, мм		540
Число зубьев	шестерни	18
	колеса	74
Модуль зацепления нормальный, мм		12
Делительный диаметр, мм	шестерни	216
	колеса	864
Диаметр вершин зубьев, мм	шестерни	240
	колеса	888
Диаметр впадин зубьев, мм	шестерни	186
	колеса	834
Шаг нормальный, мм		37,68
Ширина впадин зубьев, мм		18,84
Окружная толщина зубьев, мм		18,84
Высота зуба, мм		27
Высота ножки зуба, мм		15
Высота головки зуба, мм		12
Радиальный зазор, мм		3
Ширина венца, мм	шестерни	174
	колеса	170

Проводим проверочный расчёт на выносливость по напряжениям изгиба.

Определим расчётное напряжение изгиба зубьев шестерни, МПа

,

1, стр. 84,

для 8 ст. точности 1, стр. 84,

,

- коэффициент динамической нагрузки 1, стр. 86,

МПа

Величина расчётного напряжения изгиба зубьев должна быть меньше допускаемого:

Условие расчёта по изгибным напряжения выполняется.

4. Конструирование валов редуктора

4.1 Расчёт быстроходного вала

Выбор материала вала редуктора.

Для валов редуктора выбираем материал Сталь 45 по ГОСТ 1050-88.

Определим ориентировочно диаметр выходного конца вала, мм

,

где МПа - допустимое напряжение на кручение,

Нм - крутящий момент на валу

мм

Быстроходный вал редуктора соединяется с валом электродвигателя муфтой, которая устанавливается на валу при помощи шпонки. Поэтому диаметр выходного конца быстроходного вала увеличиваем на (810)% для компенсации ослабления сечения шпонкой. Полученное значение диаметра согласовываем в зависимости от диаметра вала электродвигателя (мм) и типа муфты.

Ориентировочно выбираем муфту упругую с торообразной оболочкой 500 - 55 - 1У по ГОСТ 20884-82 [2, стр. 463, табл. 15.5 с геометрическими параметрами:

-номинальный момент,

мм - внешний диаметр муфты,

мм - длина муфты,

мм - длина полумуфты,

мм - диаметр посадочного отверстия полумуфты для вала электродвигателя,

мм - диаметр посадочного отверстия полумуфты для быстроходного вала редуктора

Принимаем мм по ГОСТ 12081-72 [1, стр. 104].

Длину выходного конца вала принимаем равной длине полумуфты:

мм.

Выбираем шпонку ГОСТ 23360-78 под полумуфту по диаметру вала с параметрами:

мм - глубина паза вала,

мм - глубина паза втулки.

Проверяем выбранную шпонку по напряжениям смятия.

,

где М - передаваемый момент, Н мм,

d - диаметр вала, мм,

l_р = l-b - расчётная длина шпонки, мм, мм,

l_р = 153-12 = 141 мм,

МПа

- допускаемое напряжение смятия, при стальной ступице МПа.

Условие выполняется, следовательно выбор шпонки верен.

Следующую ступень принимаем равной 45 мм.

На следующую ступень вала устанавливается подшипник, её диаметр должен быть кратен пяти и равен 50 мм.

Выбираем подшипник шариковый радиальный 410 ГОСТ 8338-75, который имеет следующие параметры:

D = 90 мм - наружный диаметр подшипника,

В = 20 мм - ширина подшипника,

С = 339000 Н - динамическая грузоподъёмность,

Со = 27600 Н - статическая грузоподъёмность.

По наружному диаметру подшипника выбираем сквозную крышку ГОСТ 18512-73 и манжету резиновую армированную ГОСТ 8752-79.

Между подшипником и шестерней устанавливаем мазеудерживающее кольцо.

Следующую ступень принимаем равной 56 мм, на которую за счёт шпоночного соединения устанавливаем шестерню.

Выбираем шпонку 16х10х45 ГОСТ 23360-78 и проверяем выбранную шпонку по напряжениям смятия.

l_р = l-b - расчётная длина шпонки, мм, мм,

l_р = 44 -14 = 30 мм,

МПа

- допускаемое напряжение смятия, при стальной ступице МПа.

Условие выполняется, следовательно выбор шпонки верен.

Следующим конструктивным элементом вала назначаем буртик диаметром 65 мм, который предназначен для ограничения осевого перемещения шестерни.

Дальнейшее конструирование вала производиться в обратном порядке, т.е. мазеудерживающее кольцо, подшипник и глухая крышка.

Составляем расчётную схему нагружения вала. Разложим нагрузки на вал по двум взаимно перпендикулярным плоскостям ZOY и XOY. Из условия равновесия системы определяем опорные реакции и сумму их абсолютных величин, а также суммарную величину усилий, действующих вдоль оси вала и внешних поперечных нагрузок.

Н

Н

Н

Н

Суммарные реакции опор

Н

Н

Построим эпюры изгибающих моментов:



Нм

Нм

Нм

, Нм

Нм

, Нм

Нм

Нм

Построим эпюру крутящего момента

, Нм

Нм

Проверим жёсткость вала по прогибу f, мм.

,

где l = a + b - расстояние между опорами, l = 341 мм,

- максимально действующая изгибающая сила, Н,

Н,

МПа - модуль упругости,

- осевой момент инерции, мм⁴,

мм⁴,

[f] - допускаемый прогиб, ,

где m - нормальный модуль,

мм

f<[f]

0,0029 мм<0,03 мм

Проверим жёсткость вала по углу закручивания ₀ на 1 м длины вала.

,

где - модуль свига, МПа,

-полярный момент инерции, мм⁴,

мм⁴,

- допускаемый угол закручивания на 1 м длины вала.

⁰

?₀<[?]₀

(0,6*10^-6)⁰<0,25⁰

Для обеспечения статической прочности и выносливости спроектированного вала вычисляем критерий необходимости статического расчёта Кс.

,

где ?_Т - предел текучести материала, ?_Т = 440 МПа,

L - наибольшее расстояние между точками приложения поперечных сил, как активных, так и реактивных, мм,

Рсум - сумма абсолютных величин, действующих на вал активных сил или реакций опор, Н,

r - наибольшее из плеч приложения осевых сил Fa, мм.

Сравним полученное значение с минимально допустимой величиной запаса прочности по пределу текучести n_Tmin и с критерием необходимости расчёта на выносливость Кв.

При

Кв = 4 [1, стр. 109, табл. 7.1

Имеем: - статическая прочность и выносливость вала обеспечена.

5. Выбор и расчёт долговечности подшипников

Расчёт на долговечность выполняем в соответствии с ГОСТ 18855-73.

5.1 Быстроходный вал

Предварительно выбираем подшипник шариковый радиальный 413 ГОСТ 8338-75, который имеет следующие параметры:

D = 90 мм - наружный диаметр подшипника,

В = 20 мм - ширина подшипника,

С = 33900 Н - динамическая грузоподъёмность,

Со = 27600 Н - статическая грузоподъёмность.

Н

Н

Определим вспомогательный коэффициент е, коэффициент радиальной Х и осевой У нагрузок.

е = 0,22 [1, стр. 117, табл. 8.4]

X = 0,56 Y = 1,99 [1, стр. 117, табл. 8.3]

Определяем эквивалентную нагрузку Р каждой опоры вала

,

К_? - коэффициент безопасности, К_? = 1,2 [1, стр. 119, табл. 8.6],

К_t - температурный коэффициент, К_t = 1,

Н

Вычисляем долговечность подшипника в часах с вероятностью его безотказной работы 90% по формуле:

,

где n - частота вращения вала, об/мин,

С - динамическая грузоподъёмность подшипника, Н,

? - показатель степени, зависящий от вида тела качения: шарик - ? = 3,

час

Определяем вероятность безотказной работы рассчитываемого подшипника при полученной величине его долговечности в сравнении с заданным ресурсом работы по коэффициенту вероятности.

,

где Т - ресурс работы, час,

часов

Вероятность безотказной работы подшипника 93%.

6. Смазка и уплотнение подшипниковых узлов. Окунание зубчатого колеса в масляную ванну

подшипник электродвигатель зубчатый передача

Для выбора смазки служит критерий , где d - внутренний диаметр подшипника, мм, n - частота вращения, об/мин.

Для быстроходного вала: .

Так как необходимо применение пластичной смазки, такой как солидол ГОСТ 1033-79, которым однократно заполняется подшипниковый узел при сборке и меняется периодически.

Окунание зубчатого колеса в масляную ванну должно быть на высоту h_M

,

где d₂ - делительный диаметр колеса,

m - модуль.

принимаем h_M = 60 мм.

В целом объём масляной ванны принимаем таким, чтобы обеспечить отвод выделяющегося в зацеплении тепла к стенкам корпуса. На 1 кВт передаваемой редуктором мощности должно приходиться л масла. Для проектируемого редуктора объем равен 20 л.

Так как окружные скорости V<12 м/с, смазка зубчатых колёс осуществляется картерным способом (окунанием).

В качестве смазочного масла рекомендуется использовать АКЗп-6 (по нормали МН 2734-62) [таблицы, стр. 529].

Общая высота масляной ванны будет равна

,

где U - объём масла, мм³,

(L-2) - внутренняя длина корпуса,

(B-2) - внутренняя ширина корпуса.

мм

принимаем (y+h_M) = мм.

8. Конструирование рамы

Рама выполняется из швеллера . Сварной пояс конструируем из двух элементов: сварного пояса под редуктор I и сварного пояса под электродвигатель II.

Сварной пояс под редуктор выполняется из двух продольно и одного поперечно расположенных швеллеров и имеет следующие конструктивные размеры:

длина пояса 580 мм;

ширина пояса 250 мм.

Сварной пояс под электродвигатель выполняется из двух продольно и одного поперечно расположенных швеллеров и имеет следующие конструктивные размеры:

длина пояса 1100 мм;

ширина пояса 450 мм.

Надстройка для электродвигателя швеллер .

9. Выбор муфт

При выборе муфт основными критериями являются диаметры соединяемых валов и эквивалентный крутящий момент, который определяется по формуле:

подшипник электродвигатель зубчатый передача

,

где М_ном - номинальный крутящий момент,

к_р - коэффициент режима работы,

к_р = к₁ + к₂,

где к₁ - коэффициент, учитыающий тип двигателя, электродвигатель к₁ = 0,25,

к₂ - коэффициент, учитывающий тип рабочей машины, к₂ = 1,2 [1, стр. 137, табл. 11.1]

к_р = 0,25 + 1,2 = 1,45

Для быстроходного вала

Нм

Окончательно выбираем муфту упругую с торообразной оболочкой 500 - 42 - 1У по ГОСТ 20884-82 [2, стр. 466, табл. 15.5 с геометрическими параметрами:

-номинальный момент,

мм - внешний диаметр муфты,

мм - длина муфты,

мм - длина полумуфты,

мм - диаметр посадочного отверстия полумуфты для вала электродвигателя.

Размещено на Allbest.ru