Расчет и проектирование привода к шнеку

Размещено на http://www.allbest.ru/

Содержание

1. Выбор электродвигателя. Кинематический расчёт привода

2. Расчёт цилиндрической зубчатой передачи

3. Расчёт клиноремённой передачи

4. Конструкционные размеры корпуса редуктора

5. Предварительный расчёт валов редуктора

6. Конструкционные размеры шестерни и колеса

7. Эскизная компоновка редуктора

8. Проверка подшипников на ресурс

9. Подбор шпонок. Проверка шпоночных соединений

10. Расчёт валов на усталостную прочность

11. Смазывание зубчатого зацепления и подшипников

12. Посадка сопрягаемых деталей редуктора

13. Сборка редуктора

Литература

1. Выбор электродвигателя. Кинематический расчёт привода

привод шнек подшипник редуктор

Начиная от электродвигателя, индексируем передачи римскими цифрами I, II, валы - арабскими цифрами 1, 2, 3.

Оцениваем общий КПД привода з=з1•з2=0,96•0,97=0,93

где з1 - КПД плоскоремённой передачи, з1=0,96 (таблица 1.2);

з2 - КПД зубчатой передачи, з2=0,97 (таблица 1.2)

Находим требуемую мощность эл. двигателя:

Оцениваем Передаточное число привода:

u=u1•u2=(2…4)•(2…5)=4•20,

где u1-рекомендуемое передаточное число клиноремённой передачи, u1=2…4(таблица 1.2),

u2-рекомендованное передаточное число клиноремённой передачи, u2=2..5(таблица1.2).

1.4 Определяем приемлемую частоту вращения вала электродвигателя

nэкв=n3•u=80•(4…20)=320…1600 мин-1

1.5 По таблице 1.1 выбираем электродвигатель с мощностью Pэ>Pэкв и частотой вращения nэ, соответствующей nэкв:

Принимаем электродвигатель 4A100L6 с параметрами : номинальная мощность Pэ = 2.2 кВт, номинальная частота вращения nэ=950 мин-1

1.6 Общее передаточное число привода

Распределяем общее передаточное число между отдельными передачами. Принимаем по ГОСТ 2185-66 (таблица 1.3) передаточное число цилиндрической передачи х2=4, тогда передаточное число клиноремённой передачи будет равно:

9

Определяем частоты вращения (угловые скорости) валов.

Вал электродвигателя:

n1=nэ=950 мин-1;

Входной вал редуктора:

Выходной вал редуктора (вал шнека):

Отклонение от требуемого значения

Что меньше допустимого 3%.

Определяем номинальные вращающие моменты на валах привода (без учёта потерь)

2. Расчёт цилиндрической зубчатой передачи

Исходные данные: T1=57.6Нм; T2=230.4Нм; г=4; n1=320мин-1; n2=80мин-1; щ1=33.5рад/с; щ2=8.38рад/с; Lh=18000ч.

Выбираем материалы зубчатых колёс и виды термообработки. В задании нет особых требований в отношении габаритов передачи.

По таблице 2.1 назначаем: для шестерни - сталь 45, термообработка - улучшение НВ 269…302, ув=890 МПа, уТ=650 МПа, для колеса - сталь 45, улучшенная, НВ 235…262, ув=780 МПа, уТ=540 Мпа.

Определяем допускаемые контактные напряжения по формуле:

Найдём значения входящих в формулу величин.

По таблице 2.2 коэффициент запаса прочности Sh=1.1

Пределы контактной выносливости:

для шестерни уHlimb1=2HBmin1+70=2•269+70=608 МПа

для колеса уHlimb2=2HBmin2+70=2•235+70=540 МПа

KHL- коэффициент долговечности,

N- расчётное число циклов:

для шестерни N1=60n1Lh=60•320•18000=345.6•106

для колеса N2=60n2•Lh=60•80•18000=86.4•106

Базовое число циклов Nно

для шестерни

для колеса

Так как то

Тогда допускаемые контактные напряжения будут равны:

для шестерни МПа,

для колеса МПа,

В качестве расчётного принимаем меньшее значение из полученных для шестерни и колеса, т.е. МПа,

Определяем межосевое расстояние передачи.

Предварительно зададимся коэффициентом неравномерности распределения нагрузки по ширине венца KHв.Со стороны ременной передачи действуют силы, вызывающие дополнительную деформацию ведущего вала и ухудшающих контакт зубьев. Поэтому, несмотря на симметричное расположение колёс относительно опор, значением KHв задаёмся выше рекомендуемого, как в случае несимметричного расположения колёс. Принимаем .

Принимаем коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию .

Определяем межосевое расстояние из условия контактной выносливости рабочих поверхностей зубьев.

Полученное значение округляем до ближайшего стандартного значения ГОСТ 2185-66. Принимаем=125мм (таблица 2.3).

Выбираем нормальный модуль зацепления со следующей рекомендацией:

По ГОСТ 285-66 (таблица 2,4) принимаем

Определяем числа зубьев шестерни и колеса.

Принимаем предварительный угол наклона зубьев и определяем суммарное число зубьев

принимаем

Числа зубьев: шестерни принимаем

Колеса

Уточняем значение фактического угла наклона зубьев

Фактическое передаточное число :

Определяем основные геометрические размеры зубчатых колёс.

Диаметры делительных окружностей:

,

Убеждаемся, что соблюдается равенство:

Диаметры окружностей вершин зубьев:

Диаметры окружностей впадин зубьев:

Ширина венца колеса:

Ширина венца шестерни:

Принимаем

Определяем силы в зацеплении колёс

Окружная

Радиальная

Осевая

Определяем окружную скорость колёс

Назначаем 8ю степень точности изготовления колёс.

Проверяем зубья на выносливость по контактным напряжением. Сначала вычислим коэффициент нагрузки , где по таблице 2.6

при , несимметричном расположении колёс относительно опор .

По рисунку 2.2 при , 8й степени точности

Коэффициент динамической нагрузки определим по таблице 2.7, при 8й степени точности и скорости

Тогда коэффициент нагрузки будет равен

Контактные напряжения

,

Недогрузка что допустимо (до15%).

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба

Определяем допускаемые напряжения изгиба

Где -предел выносливости , (таблица 2.2)

Для шестерни

Для колеса

-коэффициент долговечности

Так как

-коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки, , так как передача нереверсивная;

-коэффициент запаса прочности,

Где (таблица 2.2); -для поковок и штамповок.

Тогда

2.10.2 Определяем коэффициенты

(таблица 2.6); (таблица 2.7);

(таблица 2.9)

2.10.3 Определяем коэффициенты формы зуба по эквивалентным числам зубьев, которые равны:

По таблице 2.8 находим:

2.10.4 Определяем коэффициент , учитывающий наклон зубьев

2.10.5 Вычисляем напряжение изгиба в зубьях колеса и зубьях шестерни



Что меньше

Таким образом, усталостная прочность зубьев на изгиб обеспечена.

Определяем максимальные контактные и изгибные напряжения возникающие при кратковременных перегрузках и сравниваем их с предельно допускаемыми напряжениями.

Значения максимальных напряжений взяты из таблицы 2.2

(задано)

Таким образом, прочность зубьев для кратковременных перегрузок обеспечена.

3. Расчёт клиноремённой передачи

Исходные данные: передаваемая мощность ,частота вращения ведущего (меньшего) шкива , передаточное число , вращающий момент на ведущем шкиве , передача горизонтальная, нагрузка постоянная, возможна кратковременная перегрузка-.

3.1 По рисунку 4.1 в зависимости от частоты вращения, и передаваемой мощности принимаем сечение клинового ремня А.

3.2 Определяем диаметры шкивов

Диаметр меньшего (ведущего) шкива:

По ГОСТ 1284.1-89 (таблица 4.2) с учётом того, что диаметр шкива для ремней сечения А должен быть не менее 90мм, принимаем .

Диаметр большего (ведомого) шкива

,где

-коэффициент упругого скольжения

Принимаем по ГОСТ 1284.1-89 (таблица 4.2)

3.3 Определяем фактическое передаточное число

Отклонение от требуемого: , что допустимо.

3.4 Определяем скорость ремня:

3.5 Предварительно задаёмся межосевым расстоянием в интервале

,

где -высота сечения ремня, (таблица 4.1)

Принимаем предварительно .

3.6 Определяем расчётную длину ремня

Принимаем по ГОСТ 1284.1-89 (таблица 4.1)

Уточняем межосевое расстояние

3.8 Определяем угол обхвата ремнём ведущего (меньшего)шкива

,

Что больше минимально допустимого угла, равного 120?.

3.9 Определяем допускаемою мощность P0 на один ремень при и спокойной нагрузке. По таблице 4.3

3.10 Определяем поправочные коэффициенты, учитывающие влияние реальных условий работы передачи

Коэффициент, учитывающий угол обхвата (таблица 4.4)

Коэффициент, учитывающий длину ремня

Коэффициент, учитывающий влияние передаточного числа (таблица 4.5)

Коэффициент режима работы: учитывая постоянную работу с значительными колебаниями, принимаем

3.11 Определяем мощность, передаваемую одним ремнём в рассчитываемой передаче:

3.12 Определяем требуемое число ремней

,где

При ожидаемом числе ремней 2…3 (таблица 4.6), принимаем .

3.13 Принимаем напряжение предварительного натяжения и определяем усилие предварительного натяжения ремней

, где

А- площадь сечения ремня (таблица 4.1)

3.14 Определяем нагрузки на валы

3.15 Определяем частоту пробегов ремня

, что меньше

3.16 Определяем ширину шкивов и длину ступицы



Для ступицы принимаем равной

Размеры профиля канавок берём из таблицы 4.7.

4. Конструктивные размеры корпуса редуктора

Размеры основных элементов корпуса назначаем по таблице 6.1.

Толщина стенок основания корпуса и крышки корпуса .

Принимаем

Толщина верхнего корпуса и пояса крышки

Толщина нижнего пояса корпуса

принимаем

Диаметры фундаментальных болтов:

Принимаем болты с резьбой М16.

Диаметры болтов, крепящих крышку к корпусу у подшипников

Принимаем болты с резьбой М12.

Диаметры остальных болтов, соединяющих крышку с корпусом

Принимаем болты с резьбой М10.

5. Предварительный расчёт валов редуктора

Предварительный расчёт валов проведём на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Входной вал редуктора

Находим диаметр выходного конца вала под шкив. Учитывая изгиб вала от натяжения ветвей ремня, принимаем

Принимаем по ГОСТ 6636-69 (таблица 8.1) .

Чтобы подшипник можно было устанавливать без съёма шпонки, диаметр вала под подшипник выбираем по условию:

, где

- глубина шпоночного паза в ступице шкива, (таблица 11)

Принимаем

Диаметр упорного бурта для подшипника

.

Где (таблица 10.3) -радиус фаски внутреннего кольца подшипника 207. Принимаем .

Шестерню у которой , выполняем заодно целое с валом.

Находим диаметр выходного вала под полумуфту при .

Принимаем по ГОСТ 12080-66 (таблица 8.2) , длина выходного конца вала .

Диаметр вала под подшипники выбираем по условию

,

Принимаем .

Диаметр вала под зубчатым колесом:

Принимаем по ГОСТ 6639-69 (таблица 8.1) .

Диаметр бурта для упора зубчатого колеса

, где

-фаска в отверстии ступицы колеса, (таблица 8.4).

Принимаем по ГОСТ 6639-60 (таблица 8.1) .

6 Конструктивные размеры шестерни и колеса

Шестерню выполняем заодно целое с валом, её размеры определены ранее:

Колесо

Конструктивные размеры колеса принимаем по таблице 7.1:

Диаметр ступицы ,

Принимаем ,

Длина ступицы

Толщина диска ,

Толщина обода

Принимаем

Диаметр отверстий в диске

Диметр окружностей центров отверстий

Принимаем

7. Эскизная компоновка редуктора

Компонованный чертёж редуктора выполняем на ватмане (формата А1) в масштабе 1:1 тонкими линиями в два этапа. На первом этапе определяем положение зубчатых колёс и шкива относительно подшипников. А также расстояния между точками приложения реакций подшипников для последующего определения реакций опор и проверки подшипников на ресурс. Компоновочный чертёж выполняем в одной проекции -разрез по осям валов при снятой крышке редуктора. Наносим осевые линии валов на межосевом расстоянии

Вычерчиваем редукторную пару в соответствии с геометрическими параметрами, полученными ранее (согласно часть I п.9.4 [1]).

Для предотвращения задевания поверхностей вращающихся колёс за внутренние стенки корпуса, контор стенок проводим с зазором .Принимаем .

Так как на быстроходном валу диаметр вершин зубьев шестерни меньше наружного диаметра подшипника , то зазор предусматриваем между наружным диаметром подшипника и внутренней стенкой корпуса.

Расстояние между дном корпуса и поверхностью колеса принимаем равным: Принимаем .

Предварительно намечаем радиальные шарикоподшипники лёгкой серии, выписываем из таблицы 10.1 характеристики подшипников.

Условное обозначение подшипника	Размеры, мм	Грузоподъёмность, кН
	d	D	B	C	C0
207	35	72	17	25,5	13,7
209	45	85	19	33,2	18,6

Выбираем способ смазывания подшипников. Так как окружная скорость колёс , то подшипники смазываем пластичным смазочным материалом. Для предотвращения вымывания смазки жидким маслом из зоны зацепления устанавливаем мазеудерживающие кольца. Для размещения мазеудерживающих колец между внутренней стенкой корпуса и торцами подшипников составляем зазор .

Далее определяем глубину гнезда подшипника (расчёт ведём по выходному валу)

, где минимальная длина бурта крышки подшипника, (таблица 14.2).

С другой стороны, должно соблюдаться условие , где толщина стенки корпуса,

-ширина верхнего фланца корпуса, (таблица 6.2)

. Принимаем

Определяем расстояние от гнезда подшипника до бурта выходного конца быстроходного вала

.

Где - толщина фланца крышки подшипника (таблица 14.2).

-высота головки болта, крепящего крышку подшипника к корпусу.

Изображаем выходные концы валов



Измерением устанавливаем расстояние также расстояние от середины шкива до середины ближнего подшипника ведущего вала

8 Проверка подшипников на ресурс

Входной вал редуктора

Из предыдущих расчётов имеем:

Из первого этапа компоновки

8.1.1 Определяем реакции опор.

Горизонтальная плоскость XZ

Ввиду симметрии

Вертикальная плоскость YZ

Проверка

0=0. Реакции определены верно.

Суммарные радиальные реакции опор (обозначим опору А индексом 1, опору В-индексом 2).

Радиальные нагрузки подшипников:

Осевые нагрузки: (внешнюю осевую силу воспринимает тот подшипник, на который она направлена).

8.1.2 Намечаем шариковые радиальные подшипники 207 ГОСТ 8338-75:

(таблица 10.3).

8.1.3 Принимаем коэффициент безопасности (таблица 10.2), коэффициент вращения V=1 (вращается внутреннее кольцо), температурный коэффициент

8.1.4 Определяем эквивалентную динамическую нагрузку подшипника 2.

Отношение

По таблице 10.1 определяем коэффициент осевого нагружения

Отношение

Осевую нагрузку учитываем, тогда по таблице 10.1

Эквивалентная динамическая нагрузка

8.1.5 Определяем эквивалентную динамическую нагрузку подшипника 1

.



8.1.6 Определяем расчётный ресурс подшипника по более нагруженной опоре 2.



Что больше требуемого ресурса редуктора

Подшипник 207 подходит.

Выходной вал редуктора

Из предыдущих расчётов:

Из первого этапа компоновки:

8.2.1 Определяем реакции опор

Горизонтальная плоскость

Ввиду симметрии:

Вертикальная плоскость:

Проверка:

Реакции определены верно.



Суммарные радиальные реакции опор (обозначим опору А индексом 3, опору В-индексом 4).



Осевые реакции опор: .

8.2.2 Намечаем шариковые радиальные подшипники 209 ГОСТ 8338-75:

(таблица 10.3)

8.2.3 Определяем эквивалентную динамическую нагрузку. Расчёт ведём по более нагруженной опоре 3:

Отношение

Коэффициент осевого нагружения

, поэтому осевую нагрузку учитываем.

Тогда по таблице 10.1:

;

Эквивалентная динамическая нагрузка при .

Расчётный ресурс подшипника:

Подшипник 209 удовлетворяет требованиям.

9. Подбор шпонок. Проверка прочности шпоночных соединений

Для передачи крутящего момента от ступиц деталей на валы редуктора ( и, наоборот , от валов к ступицам) назначаем призматицеские шпонки со скруглёнными торцами по ГОСТ 23360-78.

Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.

Допускаемые напряжения смятия равны:

При стальной ступице

При чугунной ступице

Размеры поперечных сечений шпонок и пазов, а также длину шпонок принимаем по таблице 11.

Входной (быстроходный) вал

Шпонка под шкивом:

Материал шкива - чугун.

Принимаем по таблице 11:

Напряжение смятия

Условие выполняется.

Выходной (тихоходный) вал

Шпонка под полумуфту.

материал полумуфты - чугун.

Принимаем по таблице 11:

Напряжение смятия:

Шпонка под ступицу зубчатого колеса:

. Материал ступицы - сталь.

Принимаем по таблице 11:

Условие выполняется для обеих шпонок.

10. Расчёт валов на усталостную прочность

Будем считать, что нормальные напряжения изгиба изменяются по симметричному циклу, касательные кручения - по отнулевому (пульсирующему) циклу.

Определим коэффициенты запаса прочности в предположительно опасных сечениях каждого из валов.

Входной вал

Материал вала тот же, что и для шестерни (шестерня сделана заодно целое с валом), т.е. сталь 45, термообработка улучшение,

НВ 269…302,

Предел выносливости при симметричном цикле нормальных напряжений

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений

Проверим запас прочности в сечении под подшипником В.

В этом сечении диаметр вала ,Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом.

Расчёт выполняется аналогично тому, как это сделано для выходного вала конического редуктора (раздел III, пункт 10)

По таблице 8.8

Крутящий момент

Изгибающий момент

Осевой момент сопротивления

Полярный момент сопротивления

Амплитуда нормальных напряжений

Среднее напряжение

Амплитуда и среднее значение цикла касательных напряжений

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям



Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

Результирующий коэффициент запаса прочности

Условие прочности выполняется.

Выходной вал

Материал вала - сталь 45 нормализованная, (таблица 2.1)

Пределы выносливости:

Сечение под зубчатым колесом.

Диаметр вала . Крутящий момент

Изгибающие моменты

Суммарный изгибающий момент

Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки

Коэффициенты концентрации напряжений (таблица 8.7)

Масштабные факторы (таблица 8.10)

Момент сопротивления кручению

Момент сопротивлению изгибу

Амплитуда и среднее значение цикла касательных напряжений

Амплитуда нормальных напряжений изгиба

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

Результирующий коэффициент запаса прочности

, что больше

Условие прочности выполняется.

11. Смазывание зубчатого зацепления и подшипников

Смазывание зубчатого зацепления осуществляется окунанием зубчатого колеса в масло , заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 5…10мм.

Объём масляной ванны принимаем из расчёта масла на 1кВт передаваемой мощности, т.е.

По таблице 12.1 устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях и окружной скорости колёс вязкость масла должна быть примерно равна 34•10-6м2/с

По таблице 12.3 принимаем мало ИЗОА ГОСТ 20799-75.

Полости гнёзд подшипника заполняем пластичным смазочным материалом УТ1 ГОСТ 1957-73, переодически пополняем его шприцем через пресс-маслёнку.

12. Посадка сопрягаемых деталей редуктора

Посадки назначаем в соответствии с указаниями, данными в пособии [5]

Посадка шкива клиноремённой передачи H7/h6 ГОСТ 52347-82.

Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала k6.

Посадка зубчатого колеса на вал H7/h6 ГОСТ 52347-82.

Отклонение отверстий в корпусе под наружные кольца подшипников по H7.

Остальные посадки по рекомендациям раздела 4[5].

13. Сборка редуктора

Перед сборкой внутреннюю полость редуктора тщательно очищают и покрывают масло - стойкой краской. Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора.

Начинают сборку узлов валов. На ведущий вал насаживают маслоудерживающие кольца и подшипники 207, предварительно нагретые в масле. Запрессовывают вал в корпус. Устанавливаю крышки ведущего вала. В шпоночный паз выходного конца ведущего вала закладывают шпонку под шкив. В выходной вал закладывают шпонку 16х10х45 и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт, затем надевают распорную втулку. Масло удерживающие кольца и устанавливают шарикоподшипники 209, нагретые в масле. Выходной конец вала закладывают шпонку. Собранный вал укладывают в корпус редуктора и надевают крышку корпуса, прокрывая предварительно поверхности лаковым спиртом. Для центровки крышки относительно корпуса использую два штифта 8х25 ГОСТ 3129-70 Затягивают болты, крепящие крышку корпусу. После этого в камеры подшипников закладывают пластичную смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулирования подшипников. Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают войлочные уплотнения, пропитанные горячим маслом.

Проверяют проворачиванием валов, отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки болтами. Затем ввёртывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и маслоуказатель. Заливают в корпус масло и закручивают смотровую пробку с прокладкой из технического картона.

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

Литература

1. Гузенков П.Г Детали машин. :Высшая школа, 1986.359с.

2. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование. М.: Высшая школа, 1990. 399с.

3. Чернавский С.А. Ицкович Г.М., Боков К.Н. и др. Курсовое проектирование деталей машин. М.: Машиностроение, 1988. 415с.

4. Шейбнлит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: М.: Высшая школа, 1991. 432с.

5. Цыцора В.Я., Жаворонков В.В. Организация курсового проектирования и оформления конструкторских документов. Новомосковск.: НИ РХТУ, 1996.65с.

Цыцора В.Я., Олейников Н.Е., Вакуленко М.Ф. Подбор подшипников качения. Новомосковск.: НФ МХТИ, 1980. 45с.

Размещено на Allbest.ru