11. Проверка подшипников на долговечность

16. Выбор посадок для сопряжения основных деталей привода

17. Сборка редуктора

Заключение

Список использованных источников

3.1 Определение общего КПД привода

Определим общий КПД рассматриваемого механического привода по формуле:

_общ = _{м зп рп пп}³= 1 0,97 0,95 0,99³ = 0,894,

где _м - КПД муфты, принимаем _м = 1 (таблица 1);

_зп - КПД зубчатой цилиндрической передачи, _зп = 0,97 (таблица 1);

_рп - КПД ременной передачи, _рп = 0,95 (таблица 1);

_пп - КПД пары подшипников, _пп = 0,99 (таблица 1).

Таблица 1 - Значения КПД элементов механического привода

Требуемую мощность электродвигателя определим по формуле:

Р_{дв. тр.} = Р₄ / _общ = 10 / 0,894 = 11,186 кВт.

3.2 Выбор электродвигателя

По таблице 2 [1] выбираем электродвигатели, с ближайшей большей номинальной мощностью Р_ном = 11 кВт по отношению к требуемой мощности Р_{дв. тр} = 11,186 кВт. Составляем таблицу 2.

Общее передаточное число привода u_общ определяем по формуле:

u_общ = u_зп u_рп, (3.1)

где u_зп - передаточное число зубчатой передачи;

u_рп - передаточное число ременной передачи.

Из таблицы 3 [1] выбираем рекомендуемый интервал передаточных чисел механических передач, входящих в рассматриваемую кинематическую схему привода, и рассчитываем рекомендуемый интервал u_общ:

Из таблицы 2 видим, что для 2-го, 3-го и 4-го двигателей общее передаточное число привода u_общ попадает в рекомендуемый интервал. Поэтому можно взять любой из этих двигателей для дальнейших расчетов. Однако четвертый двигатель (низкоскоростной) имеет повышенные массу и габариты. Остановимся на втором двигателе 4А132М4У3 с номинальной мощностью Р_ном = 11 кВт, частотой вращения вала двигателя n_ном= =1465 мин^-1. В этом случае u_общ = 11,0606.

Произведем разбивку общего передаточного числа u_общ=11,0606 между ступенями привода: зубчатой и ременной передачами. Зададимся стандартным значением u_зп=5,0 из рекомендуемого интервала (таблица 3 [1]) и ряда [4, с 46]: 2,00; 2,24; 2,50; 2,80; 3,15; 3,55; 4,00; 4,50; 5,00; 5,60; 6,30; 7,10; 8,00. Жирным шрифтом выделены предпочтительные значения. Тогда передаточное число ременной передачи будет равно:

U_рп = u_общ / u_зп = 11,0606 / 5,0 = 2,212.

Полученное значение u_рп попадает в рекомендуемый интервал. Окончательно имеем u_зп = 5,0; u_рп = 2,212.

Таблица 2 - Выбор электродвигателя

3.3 Определение кинематических и силовых параметров привода

Рассчитаем номинальные частоты вращения валов привода:

- вал электродвигателя:

n₁ = n_{ном дв.} = 1460 мин-¹;

- входной вал редуктора (ведущий вал зубчатой передачи):

n₂ = n₁ / u_рп =1460 / 2,212 =660 мин-¹;

- выходной вал редуктора (ведомый вал зубчатой передачи),

n₃ = n₂ / u_зп = 660 / 5,0 = 132 мин-¹;

- приводной вал рабочей машины:

n₄ = n₃ = 132 мин-¹.

Рассчитаем номинальные вращающие моменты на валах привода:

- вал электродвигателя:

Н·м;

- входной вал редуктора:

 Н·м;

- выходной вал редуктора:

Н·м;

- приводной вал рабочей машины:

Н·м.

4. Выбор материала зубчатых колес

Основным материалом для изготовления зубчатых колес являются легированные и качественные конструкционные стали. Механические характеристики этих материалов приведены в таблице 3 [1].

В зависимости от твердости стальные зубчатые колеса разделяют на две основные группы: колеса с твердостью менее 350 НВ и колеса с твердостью более 350 НВ.

При твердости материала менее 350 НВ чистовое нарезание зубьев производят после термообработки. Для лучшей приработки твердость зубьев шестерни рекомендуют назначать больше твердости колеса не менее, чем на 20…30 единиц НВ. Высокую точность изготовления зубчатых колес можно получать без применения дополнительных отделочных операций (шлифовки, притирки и т. д.). Преимущества материалов этой группы обеспечили им распространение в условиях индивидуального производства в мало -- и средненагруженных передачах.

Для получения твердости материала более 350 НВ необходима термическая и химико-термическая обработки, которые выполняют после нарезания зубьев. Для получения необходимой точности зубьев этой группы зубчатых колес требуются доводочные операции (шлифование, притирка и т. д.). Как правило, материалы этой группы применяют в крупносерийном и массовом производствах.

Таблица 3 - Материалы колес и их механические характеристики

Главный геометрический параметр цилиндрической зубчатой передачи - межосевое расстояние а (рисунок 1),его значение рассчитывается из условия контактной выносливости рабочих поверхностей зубьев [4, с. 61] по формуле:

, (5.1)

где Т₃ - вращающий момент на валу колеса (3-й вал привода), Нмм;

K_H - коэффициент нагрузки колес при расчете по контактным напряжениям (K_H = 1,2…1,3);

_а - коэффициент ширины колеса. Для одноступенчатого цилиндрического редуктора при симметричном расположении колес относительно опор _а = 0,4 или 0,5 [5];

u - передаточное число зубчатой передачи, u = u_ЗП;

[_Н2] - допускаемое контактное напряжение для материала колеса, так как колесо имеет более низкую прочность по сравнению с шестерней.

Рисунок 1 - Геометрические параметры цилиндрической
зубчатой передачи

Рассчитаем предварительное значение межосевого расстояния:

.

Значение округляют до ближайшего большего значения по единому ряду главных параметров редуктора [4]: 25, 28, 30, 32, 36, 40, 45, 50, 56, 63, 71, 80, 90, 100, 112, 125, 140, 160, 180, 200, 224, 250, 280, 315, 355, 400. При небольшом превышении над стандартным значением (до 3…5 %) допускается выбирать меньшее стандартное значение межосевого расстояния. Принимаем = 200мм.

Определяем предварительные значения ширины зубчатого колеса и шестерни:

,

Значения и совпадают со стандартными значениями из ряда главных параметров (см. выше): b₁ = 90мм; b₂ = 80 мм.

Модуль зубчатых колес выбирают в следующем интервале:

m^/ = (0,01…0,02) а = (0,01…0,02) 200 = 2…4 мм.

Для силовых передач значение модуля m должно быть больше или равно 1,0 мм и соответствовать по ГОСТ 9563-60 ряду (мм): 1,0; 1,25; 1,5; 1,75; 2,0; 2,25; 2,5; 2,75; 3,0; 3,5; 4,0; 4,5; 5,0; 5,5; 6,0. Жирным шрифтом выделены предпочтительные модули.

Выбираем модуль m = 2,5 мм.

Определим число зубьев колес. Предварительное суммарное число зубьев колес вычисляют из соотношения:

Предварительное значение суммарного числа зубьев желательно получить сразу целым числом, чтобы не вводить коррекцию (смещение исходного контура) зубчатых колес. Это можно обеспечить подбором модуля m в приведенном выше интервале.

Предварительное значение числа зубьев шестерни находят из соотношения:

Округляем полученное значение z^/₁ до ближайшего целого значения

z₁ = 27. Причем для обеспечения неподрезания ножки зуба прямозубой шестерни необходимо, чтобы значение z₁ было больше или равно 17. После этого вычисляют число зубьев колеса z₂:

.

Таким образом, z₂ = 133 и z₁ = 27.

Уточним фактическое передаточное число передачи:

U_ф = z2 / z1 = 133 / 27 = 4,926.

Отклонение фактического передаточного числа составляет:

.

Для передач общемашиностроительного применения допускается отклонение фактического передаточного числа от номинального значения в пределах 4 %.

Проверка прочности зубьев колес по контактным напряжениям проводится по следующему условию прочности:

, (5.2)

где К_H - коэффициент нагрузки зубьев колеса при расчете по контактным напряжениям определяется по формуле:

К_H = К_Hб · К_Hв · К_HV, (5.3)

где К_Hб - коэффициент распределения нагрузки между зубьями (для прямозубых колес К_Hб = 1);

К_Hв - коэффициент концентрации нагрузки;

К_HV - коэффициент динамичности.

Значение коэффициента К_Hв при расчете определяется из таблицы 7 в зависимости от коэффициента ширины колеса относительно диаметра ш_bd, который определяют по формуле ш_bd = 0,5 ш_ba (и+ 1),

где ш_ba - коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния (значения приводятся в таблице 4).

При ш_bd = 0,5·0,4·(5+1) = 1,2 по таблице 7 К_Нв = 1,07.

Таблица 4 - Значения коэффициента ш_ba [1]

Таблица 5- Значения коэффициентов К_Fв и К_Нв при различной твердости НВ поверхностей зубьев и симметричном расположении шестерен относительно опор [1]

Коэффициент динамичности К_HV зависит от окружной скорости вращения колес V₂, рассчитываемой по зависимости:

.

Окружная скорость вращения колес определяет их степень точности по ГОСТ 1643-81. Так при окружной скорости V₂ до 2 м/с назначается 9-я степень точности, до V₂ = 6 м/с - 8-я степень точности, до V₂ = 10 м/с - 7-я степень точности.

По данным рассматриваемого примера V₂ = 2,33 м/с. Этой скорости соответствует 8-я степень точности. Определим значение коэффициента К_HV по таблице 5 с помощью линейной интерполяции. Получим К_HV = 1,092.

Тогда коэффициент нагрузки при расчете по контактным напряжениям:

К_H = 1· 1,07 · 1,092 = 1,1684.

Действительное контактное напряжение равно:

Таблица 6 - Значения К_HV - коэффициента динамичности нагрузки при контактных напряжениях [1]

Допускаемая недогрузка передачи (_Н2 [_Н2]) возможна до 15 %, а допускаемая перегрузка (_Н2 [_Н2]) - до 5 %. Если эти условия не выполняются, то необходимо изменить ширину колеса b₂ или межосевое расстояние , и повторить расчет передачи.

Фактическая недогрузка для рассматриваемого примера составит:

,

что меньше 15 %, а значит, допустимо.

Проверочный расчет на усталостную прочность по напряжениям изгиба зубьев колеса проводим по формуле:

у_F2 = Х_F2 · F_t2 · K_F · K_FD / (b₂ m) ? [у_F2], (5.4)

где Х_F2 - коэффициент формы зуба колеса;

F_t2 - окружное усилие, Н;

K_F - коэффициент нагрузки при расчете по напряжениям изгиба;

K_FD - коэффициент долговечности (принимаем K_FD =1).

Для параметров, входящих в данную формулу, принимаем следующие числовые значения. Коэффициент формы зуба Х_F2 выбирается в зависимости от числа зубьев колеса по таблице 7. Для z₂ =133 выбираем Х_F = 3,6.

Таблица 7 - Зависимость коэффициента Х_F2 от числа зубьев колес

Коэффициент нагрузки при расчете на изгиб определяется по формуле:

K_F = K_Fб · K_Fв · K_FV, (5.5)

где K_Fб - коэффициент неравномерности распределения нагрузки между парами зубьев (для прямозубых колес K_Fб = 1);

К_Fв - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий (таблица 7);

К_FV - коэффициент, учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку при расчете зубьев на прочность при изгибе (таблица 10);

По таблице 7 определяем: K_Fв = 1,14 (при Н₂ < 350 НВ и ш_вd = 1,2). По таблице 8 интерполяцией определяем К_FV =1, 253 (при V = 2,33 м/с,

Н₂ < 350 НВ и 9-й степени точности изготовления передачи).

Таблица 8 - Значения коэффициента К_FV

Тогда, коэффициент нагрузки при расчете на изгиб:

K_F = 1 · 1,14 · 1, 253 = 1,43.

Окружная сила в зубчатом зацеплении равна (рисунок 3):

F_t2 = F _t1 = Т₃ · (u+1) / (a · u) = 731,2· 10³ · (5+1) /(200 · 5) =4387 Н.

Тогда получим у_F2 = 3,6 ·4387· 1·1,43/ (80 · 2,5) = 113 МПа, что меньше [у_F2] = 255 МПа.

Таким образом, условие прочности на изгиб выполняется.

Проверяем зубчатую передачу на кратковременные перегрузки:
-- по контактным напряжениям

у_{Нmax 2}=у_Н2 ·= 478,4·=623,8 МПа;

-- по напряжениям изгиба

у_{Fmax 2}=у_F · К_п=113 ·1,7=192 МПа < [у_{F max2}] .

Таким образом, условия прочности по контактным напряжениям и напряжениям изгиба при кратковременных перегрузках выполняются.

Определим другие геометрические размеры колес, показанные на рисунке 3. Делительные диаметры равны:

, .

Диаметры вершин зубьев равны:

, .

иаметры впадин зубьев равны:

.

Проверим межосевое расстояние зубчатых колес:

а = (d₁ + d₂)/ 2= (67,5 + 332,5)/2 =200 мм.

В прямозубой цилиндрической передаче при работе появляются силы в зацеплении зубьев, показанные на рисунке 2.

1) шестерня; 2) колесо

Рисунок 2 - Схема сил в зацеплении цилиндрических прямозубых зубчатых колес

Радиальные силы определяем по зависимости:

F_t2 =F_t1 = 4387Н,

где = 20⁰ - угол зацепления.

Нормальная сила является равнодействующей окружной и радиальной сил в зацеплении и определяется по формуле:

Конструктивные размеры зубчатого колеса показаны на рисунке 3 и приведены в таблице 8. В качестве исходного размера используется диаметр посадочной поверхности вала d_К под колесо, который будет получен в разделе 4.7 [1].

Таблица 9 - Размеры зубчатого колеса, мм

Рисунок 3 - Цилиндрическое зубчатое колесо

Шестерня проектируется заодно с валом в виде детали вал-шестерня.

6. Расчет клиноременной передачи

Исходными данными для расчета клиноременной передачи являются:

- вращающий момент на валу ведущего шкива (момент на валу электродвигателя) Т₁ =73,2 Н м;

- мощность на валу ведущего шкива (это требуемая мощность электродвигателя) Р₁ = 11,186 кВт;

- частота вращения ведущего шкива (это номинальная частота вращения вала электродвигателя) n₁ = 1460мин-¹;

- передаточное число ременной передачи u_рп= 2,212.

Расчет клиноременной передачи (рисунок 4) начинается с выбора сечения ремня по номограмме на рисунке 5 в зависимости от мощности Р₁ и частоты вращения n₁. По исходным данным примера подходит клиновой ремень сечения Б, размеры которого приведены в приложении Б (таблица Б.2) [1]. Выбранному сечению Б соответствуют размеры, мм: b₀ = 17; b_Р = 14;

y₀ = 4; h = 10,5; площадь сечения А = 138 мм².

Рисунок 4- Геометрические и силовые параметры клиноременной передачи

Рисунок 5 - Номограмма для выбора клиновых ремней

привод сопряжение подшипник смазка

Минимально допускаемое значение диаметра ведущего шкива d₁ зависит от сечения ремня: для сечения А - d₁ = 90 мм; для - Б - d₁= 125мм; для - В - d₁ = 200 мм; для - Г - d₁ = 315 мм. В целях повышения срока службы ремней рекомендуется принимать в качестве диаметра ведущего шкива следующее (или через одно) значение после минимально допустимого диаметра из стандартного ряда диаметров. Принимаем d₁ = 140 мм.

Определим расчетный диаметр ведомого шкива , мм:

.

Полученное расчетное значение диаметра округляем до ближайшего стандартного значения по таблице Б. 3. Принимаем d2 = 315 мм.

Определим фактическое передаточное число ременной передачи :

,

где = 0,01 … 0,02 - коэффициент скольжения [5].

Проверим отклонение фактического передаточного числа от заданного передаточного числа :

.

Определим предварительное значение межосевого расстояния ременной передачи в интервале :

,

.

Пользуясь рядом главных параметров [1], принимаем предварительное значение межосевого расстояния .

Определим расчетную длину ремня:

.

Полученное значение длины ремня округляем до ближайшего стандартного значения. Принимаем L = 1400 мм. Уточняем значение межосевого расстояния передачи по стандартной длине ремня L:

.

Для монтажа ремней на шкивах необходимо предусмотреть в конструкции привода возможность уменьшения межосевого расстояния передачи на 1…2 % и возможность его увеличения на 5,5 % для регулировки натяжения ремней при эксплуатации. Это требование может быть осуществлено различными конструктивными способами [7, с.289].

Определим угол обхвата ремнем ведущего шкива , град:

.

Определим скорость ремня , м/с:

V=рd₁n1 /60·10³ = 3,14·140·1460 / 60000 =10,7 м/с.

Определим расчетную мощность , кВт, передаваемую одним клиновым ремнем проектируемой передачи [7, с. 272]:

(6.1)

где номинальная мощность, кВт, передаваемая одним клиновым ремнем, выбираемая методом интерполирования из таблицы 10. Для рассматриваемого примера кВт.

поправочные коэффициенты, выбираемые для условий работы проектируемой передачи по таблице 19.

Таблица 10 - Номинальная мощность, кВт, передаваемая одним клино- вым ремнем базовой передачи [9, с. 489 - 490]

,

где Р1 - мощность, передаваемая через передачу, кВт;

- коэффициент числа ремней; выбираем по таблице 19, предва-рительно задавая интервал числа ремней Z. Если полученное число ремней выйдет за пределы интервала, то расчет повторяем. Окончательно выбираем Z = 6.

Определим силу предварительного натяжения одного ремня по формуле [5]:

,

где - коэффициент, учитывающий влияние центробежных сил, выбираемый по таблице 19.

Определим силу давления на валы передачи FП, Н:

Основные геометрические размеры ведомого шкива (рисунок 12) приведены в таблице 12.

В проектируемых ременных передачах при скорости ремня V до 30м/с шкивы изготавливают литыми из чугуна СЧ 15.