Проектирование приводного вала рабочей машины

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчёт

1) Определение мощности и частоты вращения двигателя

Мощность двигателя зависит от требуемой мощности рабочей машины, а его частота вращения - от частоты вращения приводного вала рабочей машины.

1) Требуемую мощность рабочей машины , кВт определяем по формуле:

,

где - окружное усилие, H,

V- скорость движения ленты,

2) Общий коэффициент полезного действия (КПД) привода определяем по формуле:

,

где , , , - коэффициенты полезного действия закрытой передачи (редуктора), клиноременной передачи, муфты, подшипников качения (по кинематической схеме в редукторе две пары подшипников)

3) Требуемую мощность двигателя , определяем по формуле:

4) Выбор электродвигателя

Мощность электродвигателя, подбираемого для проектируемого привода, должна быть не ниже той, которая определяется по формуле

.

Из существующих типов двигателей выбирают преимущественно асинхронные электродвигатели трехфазного тока единой серии 4А.

Выбираем двигатель :

4A100S4 ; 1500 об/мин ; s=4,4%

4A112MA6 ; 1000 об/мин ; s=4,7%

4А112М8 ; 750 об/мин ; s=5,8%.

5) Определяем частоту вращения приводного вала рабочей машины , :

для ленточного конвейера:

, рад/с

6) Подбираем значения передаточных чисел редуктора и ремённой передачи:

а)

, отсюда

согласно стандартному ряду передаточных чисел конических зубчатых передач данный вариант нам не подходит.

б)

, отсюда

согласно стандартному ряду передаточных чисел конических зубчатых передач этот вариант нам тоже не подходит.

в)

, отсюда

из стандартного ряда передаточных чисел подбираем ближайшее значение передаточного числа: , тогда

данное значение попадает в предел .

7) Находим фактическую частоту вращения:

- на выходном валу редуктора (вал рабочей машины):

- на валу после ремённой передачи:

- на валу шкива ремённой передачи:

8) Максимальное допускаемое отклонение частоты вращения приводного вала рабочей машины определяем по формуле:

,

где - отклонение скорости приводного вала рабочей машины (не превышает 5%)

Фактическая частота вращения на валу рабочей машины не превышает допустимого значения с учётом допустимого отклонения:

Исходя из полученных результатов , выбираем асинхронный короткозамкнутый трёхфазный двигатель 4АМ90L6У3 (, ).

9) Фактическое передаточное число привода , определяем по формуле, (точность - два знака после запятой):

10) Крутящие моменты на каждом валу ступеней привода определяем по формулам:

- момент на валу двигателя:

;

- момент на валу шкива ремённой передачи:

;

- момент на валу после ремённой передачи:

;

- момент на выходном валу редуктора:

.

2. Расчет зубчатых колёс редуктора

Данные для расчёта:

Угловая скорость на ведущем валу конической передачи:

рад/с

Угловая скорость на ведомом валу конической передачи:

рад/с

Мощность, передаваемая ведущим валом конической передачи:

кВт

1) Определяем передаточное отношение по формуле:

принимаем стандартное значение передаточного отношения

2) Крутящие моменты (посчитаны в первой части):

Н·м

Н·м

3) Для получения сравнительно небольших габаритных размеров и невысокой стоимости конструкции выбираем для изготовления колёс сталь 40Х (поковка). Назначаем термообработку: улучшение + ТВЧ для шестерни (поверхность 45…50 HRC_Э, сердцевина 269…302 HB), HB_1ср = 285,5; МПа; МПа; МПа; улучшение для колеса - твёрдость 235…262 HB, HB_2ср = 248,5; МПа; МПа; МПа.

Определяем допускаемые контактные напряжения

1) Коэффициент долговечности для зубьев шестерни и колеса находим по формулам:

,

,

где - число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости;

- число циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработка)

,

где - частота вращения колеса (шестерни), об/мин;

- время работы передачи (срок службы), ч;

- коэффициент, учитывающий число зацеплений зуба за один оборот колеса (из схемы привода);

- коэффициент приведения переменного режима нагружения передачи к эквивалентному постоянному (табл. 4 Приложения Б, методичка).

,

,

2) определяем допускаемые контактные напряжения, соответствующие пределу контактной выносливости при числе циклов перемены напряжений :

,

,

- шестерня: МПа;

МПа;

- колесо: МПа;

МПа.

3) Расчётные допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни и колеса:

,

где - коэффициент запаса прочности (для зубчатых колёс с однородной структурой ; для зубчатых колёс с поверхностным упрочнением зуба ).

Цилиндрические и конические зубчатые передачи с прямыми и непрямыми зубьями при рассчитываем по меньшему значению из полученных для шестерни и колеса, то есть по менее прочным зубьям.

МПа;

МПа.

Определение допускаемых напряжений изгиба

4) Коэффициент долговечности для зубьев шестерни и колеса:

,

где - число циклов перемены напряжений для всех сталей, соответствующее пределу выносливости, ц;

- число циклов перемены напряжений за весь срок службы (найдено выше)

;

;

так как

МПа; МПа, найдено выше.

Проектировочный расчёт

5) Расчётный внешний диаметр шестерни определяем по формуле:

,

где - вспомогательный коэффициент, для прямозубых передач МПа^1/3;

- коэффициент, учитывающий изменение прочности конической передачи по сравнению с цилиндрической: для прямых зубьев ;

- коэффициент ширины зубчатого венца относительно внешнего конусного расстояния, принимаем ;

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца (для контактной прочности);

- коэффициент внешней динамической нагрузки;

- расчётное допускаемое контактное напряжение колеса с менее прочным зубом, МПа.

мм, принимаем = 96 мм.

Принимая предварительно число зубьев шестерни , определяем модуль зацепления по формуле:

мм

Принимаем мм. Тогда число зубьев шестерни определяем по формуле:

, принимаем стандартное значение ;

Число зубьев колеса:

,

Действительное передаточное число:

Геометрические размеры зубьев и колёс

6) Углы делительного конуса шестерни и колеса находим по формулам:

°; °;

7) Внешние диаметры:

- делительный: мм;

мм;

- вершин зубьев: мм;

мм;

- впадин зубьев: мм;

мм;

8) Внешнее конусное расстояние находим по формуле:

мм;

9) Ширина венца зубчатого колеса и шестерни:

мм, принимаем меньшее значение мм;

.

10) Среднее конусное расстояние находим по формуле:

мм.

11) Параметры колёс в среднем сечении:

- средниё модуль: мм;

- средние делительные диаметры: мм;

мм.

12) Окружные силы в зацеплении находим по формулам:

Н;

Н.

13) Радиальные силы:

Н;

Н.

14) Осевые силы находим по формулам:

Н;

Н.

15) Окружная скорость колёс:

м/с

3. Предварительный расчет редуктора

Расчет выполняем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Крутящие моменты в поперечных сечениях валов:

Ведущего : Т_к1=Т₁=152,78 •10³ Н•мм

Ведомого: Т_к2=Т_к1•u=152,78•10³•6,3=863,78 Н•мм

Ведущий вал: Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении [ф_r]=25 Мпа

мм

Чтобы ведущий вал редуктора можно было соеденить с помощью МУВП с валом электродвигателя d_дв=42 мм, принимаем d_в1=32 мм.

Диаметр под подшипниками примем d_n1=40 мм; диаметр под шестерней d_k1=32 мм. электродвигатель вал редуктор подшипник

Ведомый вал: Диаметр выходного конца вала d_в2 определяем при меньшем [ф_к]=20 МПа, чем учитываем влияние изгиба от натяжения цепи:

мм

Примем d_в2=56 мм; диаметр под подшипниками d_n2=60 мм, под зубчатым колесом d_k2=70 мм.

4. Конструктивные размеры шестерни и колеса

Шестерня

Сравнительно наибольшие размеры шестерни по отношению к диаметру вала позволяют не выделять ступицу.

Длина посадочного участка l_ст?b=50 мм.

Колесо



Коническое зубчатое колесо кованое.

Его размеры d_ae2=600 мм; b=50 мм.

Диаметр ступицы d_ст?1,6• d_k2=1,6•70?112мм;

длина ступицы l_ст=(1,2?1,5) d_k2=(1,2?1,5) •70=84?105 мм; принимаем l_ст=84 мм.

Толщина обода д₀=(3?4)m=(3?4)•5=15?20 мм; принимаем д₀=18 мм.

Толщина диска С=(0,1?0,17)R_e=(0,1?0,17)•303,7=30,37?51,6 мм; С=35 мм.

5. Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщина стенок корпуса и крышки

д=0,05 R_e+1=0,05•303,7+1=16,2 мм; принимаем д=17 мм.

д₁=0,04 R_e+1=0,04•303,7+1=13,2 мм; принимаем д₁=14 мм.

Толщина фланцев корпуса и крышки:

Верхнего пояса корпуса и пояса крышки:

b=1,5д=1,5?17=25,5 мм;

b=1,5д₁=1,5•14=21 мм;

нижнего пояса корпуса

р=2,35•д=2,35?17=39,95 мм; принимаем р=40 мм.

Диаметры болтов:

Фундаментных d₁=0,055Re+12=0,055•303,7+12=29 мм; принимаем фундаментальные болты с резьбой М30;

Болтов, крепящих крышку к корпусу у подшипника, d₂=(0,7?0,75) d₁=(0,7?0,75)•30=21?22,5 мм; принимаем болты с резьбой М22;

Болтов, соединяющих крышку с корпусом, d₃=(0,5?0,6) d₁=(0,5?0,6)•30=15?18; принимаем болты с резьбой М18.

6. Проверка долговечности подшипников

Ведущий вал

Силы, действующие в зацеплении:

F_t=3504 H; F_r1=F_a2=1260 H; F_a1=F_r2=199 H.

Первый этап компоновки дал ?₁=73 мм и С₁=120 мм.

Реакцию опор ( левую опору, воспринимающую внешнюю осевую силу F_a, обозначим индексом “2”).

В плоскости xz

R_x2c₂=F_t•?₁;

R_x2=F_t• ?₁/C₁=3504•73/120=2132 H;

R_x1c₁=F_t(c₁+?₁);

R_x1= F_t(c₁+?₁)/c₁=3054•(120+73)/120=5636 H;

Проверка: R_x2-R_x1+F_t=2132-5636+3504=0

В плоскости yz

-R_yzc₁+F_r?₁-F_a•d₁/2=0

R_yz=(1260•73-199•(86,9/2))/120=695 H;

-R_y1c₁+F_r(c₁+?₁)-F_a•d₁/2=0;

Ry1=(1260•193-8656,5)/120=1955 H.

Проверка: R_y2-R_y1+F_r=695-1955+1260=0.

Суммарные реакции

P_r2H;

P_r1= H.

Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников:

S₂=0,83eP_r2=0,83•0,38•2242=707 H;

S₁=0,83eP_r1=0,83•0,38•5965=1881 H;

Здесь для подшипников 7208 параметр осевого нагружения e=0,38.

Осевые нагрузки подшипников (см. табл.9.21). В нашем случае S₁>S₂; F_a>0; тогда Р_а1=S₁=1881 H; P_a2=S₁+F_a=1881+199=2080 H.

Рассмотрим левый подщипник

Отношение > e, поэтому следует учитывать осевую нагрузку.

Эквивалентная нагрузка по формуле (9.3)

P_э2=(XVP_r2+YP_a2)K_bK_ф;

Для заданных условий V=K_д=K_ф=1; для конических подшипников при > e коэффициент Х=0,4 и коэффициент Y=1,565 (cм. Табл. 9.18 и П7 приложения)

Эквивалентная нагрузка P_э2=(0,4•2242+1,565•2080)=4112 Н=4,11 кН.

Расчетная долговечность, млн.об.

L= млн.об.

Расчетная долговечность, ч

L_h= ч

Где n=706 об/мин - частота вращения ведущего вала.

Рассмотрим правый подшипник.

Отношение < e, поэтому при подсчете эквивалентной нагрузки осевые силы не учитывают.

Эквивалентная нагрузка

Р_э1=VP_r1K_bK_ф=5965•1•1•1=5965 Н.

Расчетная долговечность, млн.об.

L= млн.об.

Расчетная долговечность, ч

L_h= ч.

Найденная долговечность приемлема.

Ведомый вал

Из предыдущих расчетов F_t=3504 H; F_r=199 H; F_a=1260 H.

Первый этап компоновки дал ?₂=70 мм, С₂=160 мм и l₃=100 мм.

Реакции опор (правую опору, воспринимающую внешнюю осевую силу F_a), обозначим четным индексом цифрой 4 и при определении осевого нагружения этот подшипник будем считать «вторым» (см. табл. 9.21).

Дальнейший расчет аналогичен расчету ведущего вала.

Реакции в плоскости хz:

R_x3=5037 H и R_x4=1533 H.

Реакции в плоскости yz (для их определения следует знать еще средний диаметр колеса d₂=mz₂=5•120=600 мм):

R_y3=1438 H и R_y4=178 H.

Эквивалентные нагрузки:

P_э3=3560 Н=3,56 кН и Р_э4=6286 Н=6,28 кН.

Так как в качестве опор ведомого вала применены одинаковые подшипники легкой серии 7212, то долговечность определим для более нагруженного правого подшипника.

Отношение < e, поэтому осевые силы не учитываем.

Эквивалентная нагрузка

Р_э4=VP_r4K_bK_ф=5965•1•1,2•1=6286 Н = 6,28 кН.

Расчетная долговечность, млн. об.

L= млн.об.

Расчетная долговечность, ч

L_h= ч

Здесь n=176 об/мин - частота вращения ведомого вала.

Полученная долговечность более требуемой. Подшипники 7212 приемлемы.

7. Проверка прочности шпоночных соединений

Здесь ограничиваемся проверкой прочности лишь одного соединения, передающего вращающий момент от ведомого вала к звездочке.

Диаметр вала в этом месте d_в2=56 мм. Сечение и длина шпонки b?h?l =14?9?63 , глубина паза t₃=5,5 мм по ГОСТ.

Момент на звездочке Т₃=863•10³ Н•мм.

Напряжение смятия

у_см= МПа<[у_cм].

8. Уточненный расчет валов

Материал валов - сталь 45 нормализованная; у_в=570 МПа.

Пределы выносливости у_-1=0,43•570=246 МПа и ф_-1=0,58•246=142МПа.

Концентрация напряжений вызвана напрессовкой внутреннего кольца подшипника на вал.

Изгибающие моменты в двух взаимно перпендикулярных плоскостях

М_y=R_x2c₁=2132•120=256•10³ H•мм;

М_x=R_y2c₁=695•120=83,4•10³ H•мм.

Cуммарный изгибающий момент

М=мм³.

Момент сопротивления сечения

W= мм³.

Амплитуда нормальных напряжений

у_х=у_max=МПа.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

S_у=.

По табл. 8.7

Полярный момент сопротивления

W_р=2W=2•6,28•10³=12,56•10³ мм³.

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

МПа.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

По табл. 8.7 ; коэффициент ш_ф=0,1;

.

Коэффициенты запаса прочности

.

Для обеспечения прочности коэффициент запаса должен быть не меньше [s]=1,5?1,7. Учитывая требования жесткости, рекомендуют [s]=2,5?3,0. Полученное значение s=2,65 достаточно.

Ведущий вал:

У ведомого вала следовало бы проверить прочность в сечении под колесом d_k2=70 мм и под подшипниками d_п2=60 мм со стороны звездочки. Через оба эти сечения передается вращающий момент Т₂=863•10³ Н•мм, но в сечении под колесом действует изгибающий момент

Н•мм,

А под подшипником М_и3=F_вl₃=7978•100=797,8•10³ Н•мм. М_и2 больше М_и3 всего на 5 процентов, а момент сопротивления W₂ больше W₃ пропорционально (d₂/d₃)³=(70/60)³=1,59, т.е. на 30%. Поэтому заключаем, что из этих двух сечений более опасно сечение под подшипником. Для него и проведем расчет.

Изгибающий момент М_и3=797,8•10³ Н•мм.

Момент сопротивления сечения

мм³.

Амплитуда нормальных напряжений

у_х=у_max=МПа.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

S_у=,

По табл. 8.7

Полярный момент сопротивления

мм³.

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

МПа.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

По табл. 8.7 ; коэффициент ш_ф=0,1;

Коэффициент запаса прочности

>[s].

Ведомый вал:

9. Выбор сорта масла

Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до погружения колеса на всю длину зуба.

По табл. 10.8 устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях у_Н=440 Мпа и средней скорости х=5 м/с вязкость масла должна быть приблизительно равна 28•10^-6 м/с. По табл. 10.10 принимаем масло индустриальное И-30А (по ГОСТ 20799-75*).

Подшипники смазываем пластичным смазочным материалом, закладываемым в подшипниковые камеры при монтаже. Сорт мази выбираем по табл.9.14 - солидол марки УС-2.



Список литературы

1 С.А. Чернавский, Г.М. Ицкович, К.Н. Боков и др. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для техникумов. - М: Машиностроение, 1979. - 351 с., ил.

2 В.П. Гилета, Е.В. Рубцова, Е.Д. Сарлаева и др. Основы проектирования и конструирования: Методическое руководство.

Размещено на Allbest.ru