Выбор электродвигателя и кинематический расчёт

Размещено на http://www.allbest.ru/

Содержание

• 1. Выбор электродвигателя и кинематический расчёт
• 2. Расчёт закрытой зубчатой цилиндрической передачи
• 3. Проектный расчет валов редуктора выбор материалов валов
• 4. Расчёт минимальных размеров валов
• 5. Компоновка редуктора
• 6. Расчет валов редуктора и и проверка выбраных подшипников
• 7. Расчет подшипников качения
• 8. Расчет и подбор муфт
• 9. Конструктивные размеры корпуса редуктора
• 10. Расчет шпоночных соединений
• 11. Выбор типа уплотнений
• 12. Выбор сорта масла
• 13. Конструирование рамы приводной станции
• Список использованной литературы

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчёт

Требуемая мощность электродвигателя:

где F_t - окружное усилие на барабане, Н

коэффициент полезного действия (КПД) всего привода.

По табл. 2.1[1] примем следующие значения КПД:

- для закрытой зубчатой цилиндрической передачи : ₁ = 0,96…0,97

- для открытой цепной передачи: ₂ = 0,93…0,95

- для муфты: ₃ = 0,98

- для одной пары подшипников качения: ₄ = 0,99

- для одной пары подшипников скольжения: ₅ = 0,98

Общий КПД привода будет :

Требуемая мощность двигателя будет :

Требуемая частота вращения вала электродвигателя:

Передаточное число двухступнчатого цилиндрического редуктора u_р.=24

Передаточное число открытой цилиндрической передачи u_отк.=4

В [3, с.806] по требуемой мощности выбираем электродвигатель 4АМ112S4УЗ, с синхронной частотой вращения1500 об/мин, с мощностью: Рдвиг.=7,5 кВт и номинальной частотой вращения 1445 об/мин.

Рис. 2 Эскиз выбранного электродвигателя.

Число полюсов	d30	l1	l30	d	b1	h1	l10	l31	d10	b10	h	h10	h31
6	260	60	452	32	10	7	140	70	12	190	112	8	310
	l20	l21	d20	d22	d24	d25
	4	14	215	15	250	180

Oбщее передаточное отношение:

Передаточные числа цилиндрических передач оставляем без изменения.

Разобьем передаточное число редуктора по ступеням:

Передаточное число открытой цепной передачи u_от.=4

Определяем передаточное число редуктора равно:



Передаточное число тихоходной ступени:

Принимаем ближайшее стандартное значение U_т=4.5

Передаточное число быстроходной ступени:

Тогда передаточное число открытой передачи:

Частота вращения валов привода, мин^-1:

;

;

;

Мощность на каждом валу привода, кВт:

;

;

;

;

Крутящий момент на каждом валу привода, Нм:



2. Расчёт закрытой зубчатой цилиндрической передачи

Расчет тихоходной ступени редуктора

В соосных редукторах межосевое расстояние обеих ступеней одинаково. Поэтому вычисляем межосевое расстояние для тихоходной ступени, при этом быстроходная ступень будет недогружена.

Выбираем материалы со следующими механическими характеристиками (см. табл. 13[1]):

- для шестерней: сталь : 40ХН

термическая обработка : улучшение, закалка ТВЧ

твердость : HB 286

- для колес: сталь : 40ХH

термическая обработка : улучшение, закалка ТВЧ

твердость : HB 249

Допускаемые контактные напряжения при расчетах на выносливость определяются отдельно для зубьев шестерни ₃, для колеса по выражению редуктор шестерня приводный муфта

,

где - предел контактной выносливости, соответствующий эквивалентному числу перемен напряжений, МПа;

=1,1 - коэффициент безопасности; - коэффициент, учитывающий шероховатость рабочих поверхностей зубьев (=1 при =1,25,…,0,63); - коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости (= 1).

,

где - предел контактной выносливости, соответствующий базовому числу циклов перемен напряжений, МПа ([1], табл. 14, с.25);

- коэффициент долговечности.

,

где - базовое число циклов изменения напряжений; - эквивалентное число циклов изменений напряжений,

принимаем ₃= 1.

Для колес закаленных 1??1,8.

В качестве допускаемого контактного напряжения, учитывая большую разность средних твердостей активных поверхностей зубьев их колес, принимают меньшее из двух полученных по зависимостям:

для цилиндрических зубчатых колес

;

Принимаем для расчета

Проверочный расчет зубчатых передач на изгиб выполняется отдельно для зубьев шестерни и колеса по допускаемым напряжениям изгиба и , которые определяются по выражению

где - предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий эквивалентному числу циклов перемен напряжений, МПа;

S_F=1,75 - коэффициент безопасности (при заготовке поковки);

=1 - коэффициент, учитывающий чувствительность материала к концентрации напряжений;

=1- коэффициент, учитывающий шероховатость поверхностей.

Для среднескоростных передач 6-8-й степени точности можно принять =1,=1.

,

где - предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов перемен напряжений, МПа([1], табл. 15, с.26);

K_FL - коэффициент долговечности,

,

принимаем К_FL=1

Определение главного параметра -- межосевое расстояние а_w,мм ([1], с.30):

Исходные данные (получены из кинематического расчета привода):

- частота вращения шестерни, 321об/мин;

=4,5- передаточное число;

- крутящий момент на шестерне, 202,4?10³ Н • мм;

- крутящий момент на колесе, 861,3?10³Н • мм.

Определить вспомогательный коэффициент по вспомогательному параметру , отражающему зависимость рабочей ширины зацепления относительно диаметра шестерни: , тогда .

Вспомогательный параметр =1,2.

Определим вспомогательный коэффициент в зависимости от вида передачи: прямозубая = 49.

Определить коэффициент распределения нагрузки между зубьями :

для прямозубых передач = 1.

Определить коэффициент неравномерности нагрузки по ширине венца =1

Определяем коэффициент динамической нагрузки . Для передач 6-8-й степени точности рекомендуется принимать:

для прямозубых передач = 1,1 при n₁ < 2000 об/мин;

Определяем межосевое расстояние по выражению

мм.

Предварительные прнимаем число зубьев шестерни для тихоходных передач в перелах ,

Определяем модуль зацепления:

Полученное значение округляем до стандартного: m = 3[2, с.50].

Число зубьев колеса внешнего зацепления:

Ширина:

Проверим зубья для предотвращения усталостного излома. Коэффициент формы зуба Y_F3 , Y_F4 определяют в зависимости от z₃ и z₄, для косозубой передачи Y_F находиться по эквивалентному числу зубьев:

принимаем .

принимаем .

Коэффициент, учитывающий угол наклона зубьев

.

Определяем наиболее слабый элемент передачи по минимальному соотношению:

;

.

Наиболее слабый элемент колесо.

Для наиболее слабого элемента определяем напряжения изгиба, действующего в ножке зуба

.

Проведем сравнение: _F [_FP]₄ 65.42<67.40- условие выполняется.

Фактическое передаточное число:

Диаметры колёс:

делительные диаметры:

Диаметры d_a и d_f окружностей вершин и впадин зубьев колёс внешнего зацепления:

Ширина венца:

Определение сил в зацеплении

окружная:

радиальная:

Расчет быстроходной ступени редуктора

Проектный расчет

Выбираем материалы со следующими механическими характеристиками (см. табл. 13[1]):

- для шестерней: сталь : 40ХН

термическая обработка : улучшение, закалка ТВЧ

твердость : HB 286

- для колес: сталь : 40ХH

термическая обработка : улучшение, закалка ТВЧ

твердость : HB 249

Допускаемые контактные напряжения при расчетах на выносливость определяются отдельно для зубьев шестерни ₁, для колеса по выражению

,

где - предел контактной выносливости, соответствующий эквивалентному числу перемен напряжений, МПа;

=1,1 - коэффициент безопасности; - коэффициент, учитывающий шероховатость рабочих поверхностей зубьев (=1 при =1,25,…,0,63); - коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости (= 1).

,

где - предел контактной выносливости, соответствующий базовому числу циклов перемен напряжений, МПа (см.табл. 14);

- коэффициент долговечности.

,

где - базовое число циклов изменения напряжений; - эквивалентное число циклов изменений напряжений,

принимаем _1,2= 1.

В качестве допускаемого контактного напряжения, учитывая большую разность средних твердостей активных поверхностей зубьев их колес, принимают меньшее из двух полученных по зависимостям:

для цилиндрических зубчатых колес

;

Принимаем для расчета

Проверочный расчет зубчатых передач на изгиб выполняется отдельно для зубьев шестерни и колеса по допускаемым напряжениям изгиба и , которые определяются по выражению

где - предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий эквивалентному числу циклов перемен напряжений, МПа;

S_F=1,75 - коэффициент безопасности (при заготовке поковки);

=1 - коэффициент, учитывающий чувствительность материала к концентрации напряжений;

=1- коэффициент, учитывающий шероховатость поверхностей.

Для среднескоростных передач 6-8-й степени точности можно принять =1,=1.

,

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

K_FL - коэффициент долговечности,

,

где - базовое число циклов перемен напряжений;

-эквивалентное число циклов перемен напряжений

принимаем К_FL=1

Межосевое расстояние равно, т.к. в условии задан соосный редуктор:

Предварительные прнимаем число зубьев шестерни для ,быстроходных передач в перелах ,

Определяем модуль зацепления:

Полученное значение округляем до стандартного: m = 3[2, с.50].

Число зубьев колеса внешнего зацепления:

Ширина:

Проверим зубья для предотвращения усталостного излома. Коэффициент формы зуба Y_F1 , Y_F2 определяют в зависимости от z₁ и z₂, для косозубой передачи Y_F находиться по эквивалентному числу зубьев:

принимаем .

принимаем .

Коэффициент, учитывающий угол наклона зубьев

.

Определяем наиболее слабый элемент передачи по минимальному соотношению:

;

.

Наиболее слабый элемент колесо.

Для наиболее слабого элемента определяем напряжения изгиба, действующего в ножке зуба

.

Проведем сравнение: _F [_FP]₂ 16,6<67.40- условие выполняется.

Диаметры колёс:

делительные диаметры:

Диаметры d_a и d_f окружностей вершин и впадин зубьев колёс внешнего зацепления:

Ширина венца:

Определение сил в зацеплении

окружная:

радиальная:

3. Расчет открытой цепной передачи

Проектный расчет

Определение шага цепи р, мм:

Где Т₃ - вращающий момент на ведущей звездочке, Н•м,

К_э - коэффициент эксплуатации, который представляет собой произведение пяти поправочных коэффициентов, учитывающих различные условия работы передачи.

Значения коэффициентов берем из табл.5.7 [6].

К_Д- коэффициент учитывающий динамичность нагрузки, К_Д=1 при равномерной нагрузке.

К_С - коэффициент учитывающий способы смазывания, К_С=1, при непрерывном смазывание в масляной ванне.

К_и - коэффициент учитывающий положение передачи, К_и=1 при наклоне линии центров звездочек к горизонту ?60є.

К_рег - коэффициент учитывающий регулировку межосевого расстояния, К_рег=1 при нерегулируемых передачах.

К_р - коэффициент учитывающий режим работы, К_р=1,25 при трехсменной работе.

Z₁ - число зубьев ведущей звездочки.

[р_ц] - допускаемое давление в шарнирах цепи, Н/мм², допускаемое давление [р_ц] можно предварительно определить и по скорости цепи v , м/с, полагая, что она будет того же порядка, что и скорость тягового органа рабочей машины.

[р_ц]=30Н/мм²[6, с.94]

V - число рядов цепи. Для однорядных цепей V=1.

Принимаем шаг Р=25,4мм.

Определить число зубьев ведомой звездочки:

Полученное значение z₂ округляем до целого нечетного числа z₂=85.

Для предотвращения соскакивания цепи максимальное число зубьев

ведомой звездочки ограничено: z₂ <120.

Определяем фактическое передаточное число и_ф

Определяем отклонение Дu от заданного и:

Условие выполняется.

Определяем оптимальное межосевое расстояние а, мм. Из условия долговечности цепи:

где р - стандартный щаг цепи, мм.

Принимаем а=815 мм.

Тогда межосевое расстояние в шагах равно:



Определяем число звеньев цепи l_p:

Полученное значение l_p округляем до целого четного числа l_p =120.

Уточняем межосевое расстояние а_р в шагах:

Определяем фактическое межосевое расстояние а, мм:

Так как ведомая (свободная) ветвь цепи должна провисать примерно на 0,01 а, то для этого при монтаже передачи надо предусмотреть возможность уменьшения действительного межосевого расстояния на 0,005 а. Таким образом, монтажное межосевое расстояние равно:

Определяем длину цепи l, мм:



Определяем диаметры звездочек, мм.

Ведущая звездочка:

Диаметр делительной окружности:

Диаметр окружности выступов:

Где K=0,7 -- коэффициент высоты зуба;

К_z1 - коэффициент числа зубьев

л - геометрическая характеристика цепи.

d_1ц - диаметр ролика шарнира цепи. d_1ц=15,88 мм.

Диаметр окружности впадин:

Ведомая звездочка:

Диаметр делительной окружности:

Диаметр окружности выступов:

Где K=0,7 -- коэффициент высоты зуба;

К_z1 - коэффициент числа зубьев

Диаметр окружности впадин:

Проверочный расчет

Проверим частоту вращения меньшей звездочки пТ, об/мин:

[n]Т - допустимая частота вращения, об/мин.

Условие выполнено.

Проверим число ударов цепи о зубья звездочек U, с-1:

U?[U]

Условие выполнено.

Определяем фактическую скорость цепи v, м/с:

Определяем окружную силу, передаваемую цепью Ft, Н:

Проверяем давление в шарнирах цепи рц, Н/мм2:



где А -- площадь проекции опорной поверхности шарнира, мм2:

Кэ - коэффициент эксплуатации, который представляет собой произведение пяти поправочных коэффициентов, учитывающих различные условия работы передачи.

Значения коэффициентов берем из табл.5.7 [6].

КД- коэффициент учитывающий динамичность нагрузки, КД=1 при равномерной нагрузке.

КС - коэффициент учитывающий способы смазывания, КС=1, при непрерывном смазывание в масляной ванне.

Ки - коэффициент учитывающий положение передачи, Ки=1 при наклоне линии центров звездочек к горизонту ?60є.

Крег - коэффициент учитывающий регулировку межосевого расстояния, Крег=1при нерегулируемых передачах.

Кр - коэффициент учитывающий режим работы, Кр=1 при двухсменной работе.

Условие выполнено.

Проверим прочность цепи

Fp - разрушающая нагрузка цепи, Н, зависит от шага цепи р Fp=6000Н

Кд - коэффициент, учитывающий характер нагрузки.

F0 - предварительное натяжение цепи от провисания ведомой ветви (от ее силы тяжести), Н.

Кf - коэффициент провисания, Кf= 5,5 -- для горизонтальных передач; q -- масса 1 м цепи 2,6, кг/м ; а -- межосевое расстояние, м; g = 9,81 м/с2 -- ускорение свободного падения.

Fv - натяжение цепи от центробежных сил, Н.

Условие выполнено.

Определяем силу давления цепи на вал F_оп,Н.

4. Проектный расчет валов редуктора

Выбор материалов валов

Принимаем материал для изготовления обоих валов Сталь40Х.

Предварительный расчёт валов проведём на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Выбор допускаемых напряжений

Диаметр вала при допускаемом напряжении [фк] = 10-25 Н/мм² (для валов из конструкционных углеродистых сталей) вычисляем по формуле [6, с.112].

Расчёт минимальных размеров валов

Первый вал

1-я ступень под открытую передачу (под муфту) :

Принимаем 20 мм

2-я ступень под уплотнение крышки с отверстием и подшипник :

Предварительно принимаем подшипник 305 ГОСТ 8338-57[6, с.432]:

Тип подшипника	d	D	B=T	r	Ca, H	С0а, Н
305	25	62	17	2	22500	11400

3-я ступень под шестерню:

Т.к. d_f1=58,8 мм, то целесообразно выполнить шестерню совместно с валом

l_з определить графически на эскизной компоновке

4-я ступень под подшипник 305 ГОСТ 8338-57[6, с.432]:

Тип подшипника	d	D	B=T	r	Ca, H	С0а, Н
305	25	62	17	2	22500	11400

Второй вал

1-я ступень под подшипник :

Предварительно принимаем подшипник 308 ГОСТ 8338-57[6, с.432]:

Тип подшипника	d	D	B=T	r	Ca, H	С0а, Н
308	40	90	23	2,5	41000	22400

2-я ступень под зубчатое колесо:

l₂ определить графически на эскизной компоновке

3-я ступень под шестерню второй ступени:

l₃ определить графически на эскизной компоновке

4-я ступень под уплотнение крышки с отверстием и подшипник 309 ГОСТ 8338-57[6, с.432]:

Тип подшипника	d	D	B=T	r	Ca, H	С0а, Н
308	40	90	23	2,5	41000	22400

Третий вал

1-я ступень выходной конец редуктора (под муфту):

2-я ступень под уплотнение крышки с отверстием и подшипник:

Предварительно принимаем подшипник 311ГОСТ 8338-57[6, с.432]:

Тип подшипника	d	D	B=T	r	Ca, H	С0а, Н
311	55	120	29	3	71500	41500

3-я ступень под зубчатое колесо:

l₃ определить графически на эскизной компоновке

4-я ступень под уплотнение крышки с отверстием и подшипник 311ГОСТ 8338-57[6, с.432]:

Тип подшипника	d	D	B=T	r	Ca, H	С0а, Н
311	55	120	29	3	71500	41500

Четвертый вал

1-я ступень входной конец под звездочку:

2-я ступень под подшипник скольжения:

3-я ступень под звездочку:

l₃ определить графически на эскизной компоновке

4-я ступень под подшипник:

5. Компоновка редуктора

Цилиндрическая шестерня

Шестерня выполнена совместно с валом.

Фаска:

Цилиндрическое колесо

Диаметр ступицы:

Длина ступицы:

Принимаем 80 мм.

Толщина обода:

где b₂ =80 мм - ширина зубчатого венца.

Толщина диска:

Внутренний диаметр обода:

Диаметр центровой окружности:

Диаметр отверстий:

Фаска:

Вторая ступень

Цилиндрическая шестерня

Ступицу и обод не выполняем.

Фаска:

Цилиндрическое колесо

Диаметр ступицы:

Длина ступицы:

Принимаем 95мм.

Толщина обода:

где b₄ =80 мм - ширина зубчатого венца.

Толщина диска:

Внутренний диаметр обода:

Диаметр центровой окружности:

Диаметр отверстий:

Фаска:

Начинаем разрабатывать общий вид редуктора.

Чертеж общего вида редуктора устанавливает положение колес

редукторной пары, элемента открытой передачи и муфты относительно

опор (подшипников); определяет расстояние между точками приложения реакций подшипников быстроходного и тихоходного валов, а также точки приложения силы давления элемента открытой передачи и муфты на расстоянии от реакции смежного подшипника.

1. Наметим расположение колес согласно кинематической схемы и большего размера колес.

2. Проводим оси проекций и осевые линии валов. Откладываем межосевые расстояния.

3. Вычерчиваем редукторные пары в соответствии с геометрическими

параметрами, полученными в результате проектного расчета.

4. Прочертим контур внутренней поверхности стенок корпуса редуктора с зазором х от вращающихся поверхностей колеса для предотвращения задевания:

, где

L - расстояние от вершины зубчатого колеса одной ступени до вершины зубчатого колеса второй ступени. Значение х округляем до ближайшего целого числа, но не менее 8 мм, х=11 мм.

Расстояние Y между дном корпуса и поверхностью колеса или шестерни принимаем:

у > 4х=4•11=44мм

5. Вычерчиваем ступени вала на соответствующих осях по размерам

полученным в проектном расчете валов.

6. На соответствующих ступенях валов вычерчиваем основными линиями контуры подшипников в соответствии со схемой их установки.

6. Расчет валов редуктора и и проверка выбраных подшипников

Расчет быстроходного вала

Определяем реакции в опорах в горизонтальной и вертикальной плоскостях.

окружная:

радиальная:

консольное усилие:

Быстроходный вал-шестерня:

а)

Н;

Н;

Проверка:

б) YOZ:

-

Н;

Проверка:

Определяем суммарные радиальные реакции, Н.

Изгибающий момент:

а) XOZ:

М_х1=0

 Н м;

Н м;

Н м;

М_х4=0

б) YOZ:

М_y1=0;

сечение 2: Н м;

сечение 2: Н м;

М_y3=0;

М_y4=0.

Определяем крутящий момент М_к, Н•м

Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях, H•м².

Определение эквивалентного момента.

В сечении 1

В сечении 2

В сечении 3

В сечении 4

Определение диаметра в опасном сечении.

Найденный диаметр d_оп в опасном сечении должен быть меньше спроектированного.

d_оп1=17.89 мм ? d₁= 20 мм

d_оп2=22.96 мм ? d₂= 25 мм

dоп3=22.68 мм ? d₃= 58,8 мм

d_оп4 =17,89? d₄= 25мм

Проверочный расчет вала по опасным сечениям.

Сечение в точке 2.



где S_у и S_ф - коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям

S_у = (у_{- 1})_D/ (у_a + (ш_у)_D · у_m),

S_ф = (ф_{- 1})_D/ (ф_a + (ш_ф)_D · ф_m)

где у_a и ф_a - амплитуды напряжений цикла,

у_m и ф_m - средние напряжения цикла,

у_m = 0 т.к. коэффициент несимметричности цикла ш_у принимаем равным нулю. ф_m = 0 (закон изменения касательного напряжения - от нулевой).

Тогда:

S_у = (у_{- 1})_D/у_a, S_ф = (ф_{- 1})_D/ф_a

Напряжения в опасных сечениях определяют по формулам

у_a = у_u = M/W_нетто,

ф_a = ф_k/2 = T₁/2 · W_kнетто

где М - результирующий изгибающий момент, М=64Н•м

Т - крутящий момент, Т=48,3 Нм

W_нетто и W_кнетто - осевой и полярный моменты сопротивления сечения вала,

W_нетто =0,1d³=0.1•58,8³=20329мм³

W_кнетто =0,2d³=0.2•58,8³=40660мм³

у_a = 64000/ 20329 = 3,14 МПа,

ф_a = 48300/2 •40660 = 0,6 МПа.

Пределы выносливости вала определяем по формулам

(у_{- 1})_D = у_{- 1}/(K_у)_D,

(ф_{- 1})_D = ф_{- 1}/(K_ф)_D,

где у_-1 и ф_{- 1} - пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения,

(К_у)_D и (К_ф)_D - коэффициенты концентрации напряжений для данного сечения вала.

Определяем их по формулам

(K_у)_D = (K_у/K_d + K_F - 1) · 1/K_V,

(K_ф)_D = (K_ф/K_d + K_F - 1) · 1/K_V

где K_у и К_ф - эффективные коэффициенты концентрации напряжений,

К_d - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения,

К_F - коэффициент влияния шероховатости,

К_V - коэффициент влияния поверхностного упрочнения,

K_d = 0,79 [6, с.271]

K_F = 1,05 [6, с.271]

K_V = 1 [6, с.271]

K_у = 1,5 , K_ф = 1,4 [6, с.271]

(K_у)_D = ( 1,5 / 0,79 + 1,05 - 1) · 1/1 = 1,94

(K_ф)_D = ( 1,4 / 0,79 + 1,05 - 1) · 1/1 = 1,82

(у_{- 1})_D = 250 / 1,94 = 129 МПа,

(ф_{- 1})_D = 150 /1,82 = 82 МПа.

S_у = 129/ 3,14= 41.1 S_ф = 82/0,6= 136

Все найденные значения подставляем в формулу

s =1,3…2,1

Сечение в точке 3.

Напряжения в опасных сечениях определяют по формулам

у_a = у_u = M/W_нетто,

ф_a = ф_k/2 = T₁/2 · W_kнетто

где М - результирующий изгибающий момент, М=61Н•м

Т - крутящий момент, Т=48,3 Нм

W_нетто и W_кнетто - осевой и полярный моменты сопротивления сечения вала,

W_нетто =0,1d³=0.1•40³=6400мм³

W_кнетто =0,2d³=0.2•40³=12800мм³

у_a = 61000/ 6400 = 9,5 МПа,

ф_a = 48300 /2 •12800 =1,34 МПа.

S_у = 129/ 9,5= 13.6 S_ф = 82/1,34 = 61,2

Все найденные значения подставляем в формулу

s =1,3…2,1

Промежуточный вал

окружная:

радиальная

окружная:

радиальная:

Вертикальная плоскость:

Определяем опорные реакции

Проверка:

Горизонтальная плоскость:

Определяем опорные реакции

Проверка:

Определяем суммарные радиальные реакции, Н.

Изгибающие моменты:

Размещено на http://www.allbest.ru/

Изгибающие моменты:

Размещено на http://www.allbest.ru/

Определяем крутящий момент М_к, Н•м

Определение эквивалентного момента.

В сечении 1

В cечении 2

В сечении 3

В сечении 4

Определение диаметра в опасном сечении.

Найденный диаметр d_оп в опасном сечении должен быть меньше запроектированного диаметра под зубчатое колесо.

d_оп1=29,14 ? d₁= 40 мм

d_оп2=29,52 ? d₂= 55 мм

d_оп3=36,34 ? d₃= 58,8 мм

d_оп4=29,14 ? d₄= 40 мм

Тихоходный вал

Силы в зацеплении:

окружная:

радиальная:

консольная сила:

а) YOZ:

Определяем опорные реакции

Размещено на http://www.allbest.ru/

б) XOZ:

Определяем опорные реакции

Проверка:

Определяем суммарные радиальные реакции, Н.

Строим эпюры изгибающих моментов.

а) XOZ:

б) YOZ:

Определяем крутящий момент М_к, Н•м

Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях, H•м².

Определение эквивалентного момента.

В сечении 1

В сечении 2

В сечении 3

В сечении 4

Определение диаметра в опасном сечении

Найденный диаметр d_оп в опасном сечении должен быть меньше запроектированного диаметра.

d_оп1=47.2 ? d₁=50 мм

d_оп2=48.65 ? d₂= 55мм

d_оп3=48.33 ? d₃= 65мм

d_оп4=47.2 ? d₁=55 мм

7. Расчет подшипников качения

Быстроходный вал

Предварительно выбран шариковый подшипник:

Принимаем подшипник 305ГОСТ 8338-57[6, с.432]:

Тип подшипника	d	D	B=T	r	Ca, H	С0а, Н
305	25	62	17	2	22500	11400

Радиальные нагрузки на опоры:

R_r1 = 988Н;

R_r2 = 727H.

Размещено на http://www.allbest.ru/

V = 1 (вращается внутреннее кольцо подшипника); коэффициент безопасности К_б = 1,1 (см. табл. 9.4[6]); температурный коэффициент К_т = 1 (см. табл.9.5[6]).

п -- частота вращения внутреннего кольца подшипника соответствующеговала 1445, об/мин.

L_h - срок службы привода, 10000 часов.

Определяем базовую долговечность

Промежуточный вал

Размеры подшипника 308ГОСТ 8335-76

Тип подшипника	d	D	B=T	r	Ca, H	С0а, Н
308	40	90	23	2,5	41000	22400

R_E-- эквивалентная динамическая нагрузка, Н [6 табл.9,1]; Эквивалентная динамическая нагрузка вычисляется по формуле:

X - коэффициент радиальной нагрузки, 0,4.

V = 1 (вращается внутреннее кольцо подшипника); коэффициент безопасности Кб = 1,1 (см. табл. 9.4[6]);

температурный коэффициент Кт = 1 (см. табл.9.5[6]).

п -- частота вращения внутреннего кольца подшипника соответствующего

вала 321, об/мин.

Определяем базовую долговечность

Тихоходный вал

Размеры подшипника 311ГОСТ 8335-76

Тип подшипника	d	D	B=T	r	Ca, H	С0а, Н
311	55	120	29	3	71500	41500

R_E-- эквивалентная динамическая нагрузка, Н [6 табл.9,1]; Эквивалентная динамическая нагрузка вычисляется по формуле:

X - коэффициент радиальной нагрузки, 0,4.

V = 1 (вращается внутреннее кольцо подшипника); коэффициент безопасности Кб = 1,1 (см. табл. 9.4[6]);

температурный коэффициент Кт = 1 (см. табл.9.5[6]).

п -- частота вращения внутреннего кольца подшипника соответствующего вала 71, об/мин.

Определяем базовую долговечность

8. Расчет и подбор муфт

Общие положения

Выбор муфты для валов обусловлен особенностью монтажа и эксплуатации привода и производится по стандартам или нормалям в зависимости от передаваемого крутящего момента, а также возможности расточки ступицы под нужные диаметры валов. Муфта одного размера может иметь в ступицах полумуфт неодинаковые отверстия, что позволяет соединить валы разных диаметров.

Выбор и проверка элементов приводной муфты

Расчётный крутящий момент

,

где передаваемый крутящий момент быстроходным валом; коэффициент режима работы (табл.44, [1]).

Выбор типа муфты

Выбираю муфту упругую втулочно-пальцевую (МУВП), так как она имеет простую конструкцию и удобна в замене упругих элементов. МУВП состоит из двух полумуфт и пальцев, которые через резиновые втулки передают крутящий момент. Критерием оценки работоспособности муфты являются напряжения изгиба в пальцах и напряжения смятия в резиновых втулках.

Принимаем - муфта упругая втулочно- пальцевая 63-20-i.155

Расчётные параметры муфты МУВП

р, Нм	Отверстие	Габаритные размеры	Пальцы	Втулка упругая	GD2, кгм2
	d,d1	lцил.	L	D	d0	dП	lП	резьба	z	DB	lB
63	20	3645	76	100	20	10	42	М8	46	19	15	0,054

мм.

Под вал электродвигателя принимаем диаметр муфты с внутренним диаметром 25 мм, который согласуется с валом электродвигателя, а под быстроходный вала редуктора принимаем полумуфту с внутренним диаметром 25мм.

Напряжения изгиба

МПа.

Сравниваем , где МПа. Условие выполняется, можно продолжить расчёт.

Напряжение смятия в резиновых втулках

МПа.

Сравниваем , где МПа. Условие выполняется.

Нагрузка на вал Н.

9. Конструктивные размеры корпуса редуктора

Для редукторов толщину стенки корпуса, отвечающую требованиям технологии литья, необходимой прочности и жёсткости корпуса, вычисляют по формуле:

Так как должно быть д?8.0 мм, принимаем д = 8.0 мм.

В местах расположения обработанных платиков, приливов, бобышек, во фланцах толщину стенки необходимо увеличить примерно в полтора раза:

Плоскости стенок, встречающиеся под прямым углом, сопрягают радиусом

Плоскости стенок, встречающиеся под тупым углом, сопрягают радиусом

Толщина внутренних ребер из-за более медленного охлаждения металла должна быть равна

Учитывая неточности литья, размеры сторон опорных платиков для литых корпусов должны быть на 2...4 мм больше размеров опорных поверхностей прикрепляемых деталей.

Обрабатываемые поверхности выполняются в виде платиков, высота h которых принимается.

Толщина стенки крышки корпуса . Округляя, получим д₃ = 7 мм.

Диаметр винтов крепления крышки корпуса вычисляем в зависимости от вращающего момента на выходном валу редуктора:

Принимаем d = М12.

Диаметр винтов крепления редуктора к плите (раме):

ММ

Принимаем d_ф = М16.

Высоту ниши для крепления корпуса к плите (раме) принимаем:

10. Расчет шпоночных соединений

Рис. 8 Размеры шпоночного соединения

Муфта на быстроходном валу.

Для данного элемента подбираем шпонку призматическую. Материал шпонки - сталь 40х нормализованная.

Напряжение смятия и условие прочности проверяем по формуле:

МПа

где Т - момент на валу, T=48,3 Н·м; d - диаметр вала, d=20мм; h - высота шпонки, h=6 мм; b - ширина шпонки, b=6; l_раб - рабочая длина шпонки, l_раб=l-b=30-6=24 мм, t₁ - глубина паза вала, t₁.=3,5 мм. Допускаемые напряжения смятия при переменной нагрузке и при стальной ступице [у_см] = 100 МПа[6, с.266]. Условия прочности выполнены.

Колесо цилиндрической передачи.

Для данного элемента подбираем шпонку призматическую. Материал шпонки - сталь 40х нормализованная.

Напряжение смятия и условие прочности проверяем по формуле:



Мпа

где Т - момент на валу, T=202,400Н м; d - диаметр вала, d=50 мм; h - высота шпонки, h=9мм; b - ширина шпонки, b=14; l_раб - рабочая длина шпонки, l_раб=l-b=56-14=42 мм, t₁ - глубина паза вала, t₁.=5,5 мм. Допускаемые напряжения смятия при переменной нагрузке и при стальной ступице [усм] = 100 МПа[6, с.266] . Условия прочности выполнены.

Колесо цилиндрической передачи на тихоходном валу

Для данного элемента подбираем шпонку призматическую. Материал шпонки - сталь 40х нормализованная.

Напряжение смятия и условие прочности проверяем по формуле:

Мпа

где Т - момент на валу, T=861300Н м; d - диаметр вала, d=65 мм; h - высота шпонки, h=11мм; b - ширина шпонки, b=18; l_раб - рабочая длина шпонки, l_раб=l-b=56-18=38 мм, t₁ - глубина паза вала, t₁.=7 мм. Допускаемые напряжения смятия при переменной нагрузке и при стальной ступице [усм] = 140 МПа[6, с.266] . Условия прочности выполнены.

Выходной конец тихоходного вала

Для данного элемента подбираем шпонку призматическую. Материал шпонки - сталь 40х нормализованная.

Напряжение смятия и условие прочности проверяем по формуле:



Мпа

где Т - момент на валу, T=861300Н м; d - диаметр вала, d=50мм h - высота шпонки, h=9мм; b - ширина шпонки, b=14; l_раб - рабочая длина шпонки, l_раб=l-b=85-14=71 мм, t₁ - глубина паза вала, t₁.=5,5 мм. Допускаемые напряжения смятия при переменной нагрузке и при стальной ступице [усм] = 140 МПа. [6, с.266] . Условия прочности выполнены.

Диаметр вала, мм	Крутящий момент на валу, Нмм	Обозначение шпонки,	, мм	, МПа	, МПа	Количество шпонок на участке вала, шт.
20	48300	6630	3,5	57,3	100	1
50	202400	14х9х56	5,5	40,4	100	1
65	861300	18х11х56	7	128	140	1
50	861300	14х9х85	5,5	102	140	1

11. Выбор типа уплотнений

В проектируемом редукторе применены уплотнения - манжетные.

Выбор типа уплотнения

Манжетные уплотнения, используют при смазывании подшипников

как густым, так и жидким материалом при низких и средних скоростях, так как они оказывают сопротивление вращению вала.

Выбраны резиновые армированные манжеты. Манжета состоит (рис. 9, а) из корпуса 2, изготовленного из бензомаслостойкой резины, стального Г-образного каркаса 3 и браслетной пружины, которая стягивает уплотняющую часть манжеты и образует рабочую кромку шириной b =0,4...0,8 мм

Рис.9 Резиновое уплотнение (манжета)

Для предохранения смазочного материала от вытекания манжету устанавливают рабочей кромкой внутрь корпуса, что обеспечивает к кромке доступ масла, уменьшающего износ резины .

Для удобства выемки манжеты в крышке подшипника иногда предусматривают 2...3 отверстия диаметром 3...4 мм.

12. Выбор сорта масла

Смазывание элементов передач редуктора производится окунанием нижних элементов в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение элемента передачи примерно на 10-20 мм. Объём масляной ванны V определяется из расчёта 0,25 дм3 масла на 1 кВт передаваемой мощности:

V = 0,25 x7.5= 1.875 дм3.

По таблице 10.8[1] устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях [у]H =580 H•мм² и скорости v = 0,51 м/с рекомендуемая марка масла по (табл.10.29 [6]) И-Г-А-46 (индустриальное для гидравлических систем , без присадок 46 класса вязкости) с кинематической вязкостью при 40єС 41-51мм²/с.

13. Конструирование рамы приводной станции

При монтаже приводов, состоящих из электродвигателя, редуктора, должны быть выдержаны определенные требования точности относительно положения узлов. Для этого узлы привода устанавливают на сварных рамах или литых плитах.

В нашем случае целесообразно и вполне оправдано применение сварной рамы.

Применим раму из двух продольно расположенных швеллеров и приваренных к ним трех расположенных поперечно. Это обеспечит необходимую жесткость опорных поверхностей при сравнительной простоте изготовления. Используем швеллеры №10У [2, стр. 372] Конструкция рамы показана на рис. 18.

Для создания базовых поверхностей под двигатель и редуктор на раме размещаем платики в виде узких полос толщиной 5 мм. [2, стр. 372].

Список использованной литературы

1. Андросов А.А., Спиченков В.В., Андрющенко Ю.Е. Основы конструирования машин: Учеб. пособие - Ростов н/Д: Издательский центр ДГТУ.1993.

2. Курмаз Л.В. , Скойбеда А.Т. Детали машин. Проектирование. Учебное пособие. Мн.: УП «Технопринт», 2001. 290 c.

3. Анурьев В.И. `Справочник конструктора машиностроителя' том 1, М.:Машиностроение, 2001. 920с.

4. Анурьев В.И. `Справочник конструктора машиностроителя' том 2, М.:Машиностроение, 2001. 901с.

5. Анурьев В.И. `Справочник конструктора машиностроителя' том 3, М.:Машиностроение, 2001. 859с.

6. Шейнблит А.Е. `Курсовое проектирование деталей машин' Учеб. пособие. Изд-е 2-е, перераб. и дополн. -- Калининград: Янтар. сказ. 2002. -- 454 с.

Размещено на Allbest.ru