Создание высокоэффективных приводов

Размещено на http://www.allbest.ru/

Введение

Основой работы большинства технологических машин является механическое движение их рабочих органов. Механическая энергия, реализуется и передается на расстояние машинами, называемыми механическими приводами. В приводе происходит преобразование параметров движения до требуемых потребителем значений. В большинстве случаев привод является самой ответственной и дорогостоящей частью технологического оборудования и к его качественным показателям предъявляются высокие требования. По этой причине задача создания высокоэффективных приводов является весьма актуальной.

В соответствии с техническим заданием на проектирование разрабатывается привод. Схема редуктора -одноступенчатый; вариант сборки редуктора - концы быстроходного и тихоходного валов выходят на разные стороны.

Срок службы привода составляет 10 лет

Режим - средний.

В качестве основания привода в проекте используется сварная рама, закрепляемая на месте эксплуатации с помощью фундаментных болтов.

Мощность электродвигателя и частота его вращения обеспечивают заданные параметры эксплуатации транспортера в установленном режиме P=6 кВт, n=175 об/ мин. мощность электродвигатель напряжение изгиб

1. Выбор электродвигателя

1.1 Определение требуемой мощности

Требуемая мощность электродвигателя

Рэ.т.=РВ /общ (1.1)

где РВ - потребляемая мощность привода, т.е. на выходе для приводного вала;

общ - общий коэффициент полезного действия (КПД) привода.

1) Величину РВ (кВт) определяют в соответствии с исходными данными задания

РВ = 6,00 кВт (1.2)

2) Величину общ определяют в зависимости от КПД () звеньев кинематической цепи приводной цепи привода двигателя до приводного вала машины.

общ=оп.ц.б. м.т.о.п. ,(1.3)

где оп. - КПД открытой передачи; ц.б. - КПД передачи редуктора; м.т. - КПД муфты вала; о.п - КПД опор приводного вала машины.

По таблице 1: оп.=0,99, ц.б=0,96, м.т.=0,99 , о.п.=0,99

общ =0,99·0,96·0,99·0,99=0,922

Требуемая мощность электродвигателя:

Рэ.т.=6,00/0,922= 6,51 кВт

Определение требуемой частоты вращения

nэ.т.=n в·uобщ (1.4)

где nв - частота вращения приводного (выходного) вала;

uобщ=( )ожидаемое общее передаточное число привода.

1) Величину nв (мин-1) определяют в соответствии с исходными данными задания

175 мин-1 (1.5)

2) Величину uобщ определяют в зависимости от передаточных чисел передач, которые входят в кинематическую схему привода.

uобщ = uоп· uц.б.. (1.6)

где uоп. - передаточное число открытой передачи редуктора; uц.б - передаточное число передачи редуктора.

=1·1,5=3,75

=1·4=20

Требуемая частота вращения вала электродвигателя

=175·3,75=656,25 мин-1

=175·20=3500 мин-1

Выбор электродвигателя

Для проектируемых машинных агрегатов рекомендуют применять трехфазные асинхронные короткозамкнутые двигатели. Эти двигатели наиболее универсальны и надежны в эксплуатации.

Электродвигатель выбирают с учетом условий:

1) РэРэ.т

Мощность ближайшего двигателя оказалась Рэ=7,5кВт>Рэ.т = 6,51 кВт.

По диапазону требуемой частоты вращения nэ.т. =(656,25...3500) мин-1 подходят несколько двигателей. Предварительно выбираем два наиболее быстроходных двигателя, технические данные которых заносим в таблицу:

Таблица 1.1- Технические данные электродвигателей

Тип электродвигателя	Рэ,кВт	nэ,мин-1	Тmax/Т	d1,мм
АИР 132 S4	7,5	1440	2,2	38
АИР 132 M6	7,5	960	2,2	38

1.2 Определяем передаточные числа передач привода:

1.2.1 Общее передаточное число привода для выбранных электродвигателей:

uобщ=nэ/ nв=1440/35,28=8,23 (1.7)

uобщ=nэ/ nв=960/175 =5,49

1.2.2 Определяем передаточное число редуктора :

Таблица 1.2 - Таблица для выбора электродвигателей

Двигатель	Рэ,кВт	nэ, мин-1	uобщ
АИР 132 S4	7,5	1440	8,23
АИР 132 M6	7,5	960	5,49

1.2.3 Определяем передаточные числа иТ ступени редуктора.

Оптимальное значение при

Uред.= uобщ / uоп =5,49

Расчетные значения uТ, округляем до ближайшего стандартного (по значению передаточных чисел одноступенчатых редукторов) - uТ =5,6.

1.2.4 С учетом принятых значений uТ уточняем передаточное число

Д.= (uред - uобщ)*100% / uред =(5.6-5,49)* 100%/5,6=1.9%. (1.8)

Таблица 1.3 - Результаты расчета передаточных чисел передач

Электродвигатель	Передаточные числа
Рэ, кВт	nэ, мин-1	uобщ	UТ
7,5	960	5,49	5,6

1.3 Определяем частоту вращения, мощность, вращающий момент на валах привода:

1.3.1 Частота вращения

1) вал электродвигателя: nэ = 960 мин-1

2) быстроходный вал редуктора: nБ = nэ / uм. = 960,00/1,00 =960 мин-1

3) тихоходный вал редуктора: nт = nБ / uт. = 960 / 5,6 = 171,43 мин-1

4) вал машины (приводной вал): nВ = nТ /U о.п. =171,43/1,00= 171,43 мин-1

Полученное значение частоты nВ = 171,43 мин-1 практически совпадает

с величиной nВ = 175 мин-1, которую определяли выше по исходным данным.

1.3.2 Мощность

1) вал электродвигателя: Pэ = 6,51кВт

2) быстроходный вал редуктора: PБ = Pэ ·м = 6,51 · 0,99 = 6,44 кВт

3) тихоходный вал редуктора :PТ = PБ ·ц.б. = 6,44 · 0,97 = 6,12 кВт

4) вал машины (приводной вал): PВ = PТ ·м.т ·оп . = 6,12 · 0,99·0,99 =6,00 кВт

Полученное значение частоты PВ = 6,00 кВт совпадает с величиной PВ = 6,00 кВт, которую определяли выше по исходным данным.

1.3.3 Угловые скорости вращения валов

1) вал электродвигателя: 3,14*960,00/30=100,48 1/с

2) быстроходный вал редуктора: 3,14*960/30=100,48 1/с

3) тихоходный вал редуктора :3,14*171,43/30=17,94 1/с

4) вал машины (приводной вал): 3,14*171,43/30=23 1/с

1.3.4 Вращающие моменты:

1) вал электродвигателя: 6,51*1000/100,48 =64,79 Н·м

2)быстроходный вал редуктора: 6,44*1000/100,48 =64,09 Н·м

3) тихоходный вал редуктора: 6,12*1000/17,94 .. _= 341,14 Н·м

4) вал машины : 6,00 *1000/23 =334,35Н·м

Таблица 1.4 - Расчетные нагрузки на валах привода

Вал привода	,1/с	nэ, мин-1	Рэ, кВт	Т, Н·м
Вал двигателя	100,48	960,00	6,51	64,79
Быстроходный вал редуктора	100,48	960	6,44	64,09
Тихоходный вал редуктора	17,94	171,43	6,12	341,14
Вал машины	23	171,43	6,00	334,35

2. Расчет зубчатой конической передачи

2.1 Исходные данные

Исходные данные для расчета передачи определяем на основе технического задания и

результатов кинематические расчета привода.

Кинематические и силовые параметры

а) передаточное число u=5,6;

б) частота вращения шестерни n1=nБ = 960 мин-1;

в) вращающий момент шестерни Т1=ТБ= 64,09 Нм

Сведения о передаче: с прямым зубом.

Срок службы (долговечность) Lh в часах:

Lh = 10000

Режим работы: средний.

2.2 Выбор материала и твердости колёс

Согласно рекомендациям для прямозубой передачи при заданном объёме производства и вращающем моменте выбираем вариант материала колес передачи:

Зубчатое колесо	Сталь	Термообработка	Твердость	уТ, МПа
Шестерня	40X	Улучшение	285 HB	750
Колесо	40X	Улучшение	250 HB	640

2.3 Проектировочный расчет

2.3.1 Ориентировочное значение диаметра внешней делительной окружности колеса

30*3 64,09*5,62 /0.85 =399,67 мм

где Т1 - вращающий момент шестерни, Нм;

u - передаточное число;

К - коэффициент, значение которого выбираем (при твердости колес Н1?350HB, Н2?350HB): К=30;

- коэффициент для передач с прямым зубом. Его значение принимают = 0.85.

2.3.2.Расчет окружной скорости передачи :

3,14*0,857*399,67*960 / 60000*5,6 = 3,07м/с

где - частота вращения шестерни, мин-1;

Степень точности принимаем nст=8.

2.3.3 Определение допускаемых напряжений

Допускаемые контактные напряжения Н

Для расчета допускаемых контактных напряжений определяем:

Пределы контактной выносливости колес передачи :

уН lim1 = 2*HHB+70 =2*285+70 = 640 МПа

уН lim2 = 2*HHB+70 =2*250+70 = 570 МПа

Коэффициенты запаса прочности : SH1= SH2 = 1,1

Для расчета коэффициентов долговечности определяем:

базовое число циклов напряжений: NHG1 = 23400000 ; NHG2 =17100000

эквивалентное число циклов нагружения колес передачи:

действительное число нагружений

=60*960*1*10000=576000000

=576000000/5,6=102857142,9

NHE1=60n1cLhм =60960110000 ·0,18 =103680000

где с - число вхождений зубьев колеса в зацепление за оборот, с = 1; м- коэффициент эквивалентности.

NHE2= NHE1/ u= 103680000 / 5,6= 18514285,71

Коэффициенты долговечности:

0,78

0,99

Примем Zn1= 1 Zn2= 1

Коэффициенты шероховатости: zR1 = zR2 = 0,95.

Коэффициенты окружной скорости: zV1 = zV2, = 1.

Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса:

640 * 1 *0,95* 1,065 / 1,1= 552,73МПа;

570 *1 * 0,95*1 / 1,1 = 492,27МПа

Для расчета передачи принимаем []H =492,27 МПа.

2.3 Допускаемые напряжения изгиба

Для расчета допускаемых напряжений изгиба определяем:

Пределы выносливости зубьев колес при изгибе: []Flim1=498,75 МПа; []Flim2=437,5 МПа

Коэффициенты запаса прочности: SF1=1,75; SF,2=1,75;

Для расчета коэффициентов долговечности определяем:

показатели степени кривой усталости: q =6; q =6;

эквивалентное число циклов нагружения зубьев колес:

576000000*0,065=37440000циклов

102857142,9*0,065= 6685714,29циклов

0,7

0,9

Принимаем:YN1=1,YN2=1

Коэффициенты шероховатости переходной поверхности между зубьями принимаем YR1,2=1 (полагаем, что Rz< 40 мкм).

Коэффициент влияния реверсивности нагружения принимаем Ya = 1 (при одностороннем приложении нагрузки).

Допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни и колеса:

498,75*1*1*1 /1,75 =285МПа

437,5*1*1*1 / 1,75 =250МПа

2.4 Внешний делительный диаметр колеса

Для расчета делительного диаметра колеса определяем:

Коэффициент внутренней динамики нагружения :

KHV= 1,15

Коэффициент ширины венца:

= 0,166*5,62 +1 =0,944

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине зубчатого венца в

начальный период работы K 0 Hв = 1,04 (для консольно расположенной шестерни, с

твердостью 350 HB , коэффициентом ширины венца =0,944)

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки после приработки для колес с прямым зубом:

= =1,04

Внешний делительный диаметр колеса по формуле :

387,02 мм

Расчетное значение округляем , принимаем = 390 мм

2.5 Модуль зубчатых колес

Для расчета внешнего торцового модуля определяем:

Коэффициент для колес:

Коэффициент внутренней динамики нагружения

=1,12

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине зубчатого венца

KFв = 0,18 + 0,82 * K 0 HB = 0.18+0.82*1,12=1,18

Предварительное значение внешнего конусного расстояния:

198,085 мм

Ширина зубчатого венца колеса:

198,085=56,45 мм

Расчетное значение b округляем , принимаем b=56мм

Внешний торцовый модуль :

14000*1,12*1,18*64,09*5,6 / 390*56*250*0,85=1,43

Округляем , до =1,5 мм

2.6 Определение основных размеров передачи

Число зубьев колес

Число зубьев шестерни и колеса конической передачи:

390/1,5=260

260/5,6=46

Фактического передаточное число:

U=260/46=5,65

Углы делительных конусов:

Шестерни: arctg(1/5,65)=10,04

Колеса: =90-10,04=79,9673.31

Коэффициенты смещения:

Коэффициент радиального смещения для шестерни

=0

Где угол наклона средней линии зуба для колес с прямым зубом

Коэффициент радиального смещения для колеса x2=-x1=-0

Внешнее конусное расстояние:

198,03 мм

2.7 Основные диаметры колес передачи

Диаметры шестерни и колеса передачи

2.7.1 Делительный

de1=me*Z1=1,5*46=69,00 мм

de2=me*Z2=1,5*260=390,00 мм

2.7.2 Вершин зуб:

dae1=d1e+2*(1+X1)*me*cos =69,00 +2*(1+0)*1,5*cos10,04=72,05 мм

dae2=d2e+2*(1+X2)*me*cos = 390,00+2*(1+0)*1.5*cos79,96= 407,21 мм

2.7.3 Впадин зуба:

dfe1=d1e-2*(1.2-X1)*me*cos = 69,00-2*(1.2-0)* 1* cos10,04=65,34 мм

dfe2=d2e-2*(1.2-X2)*me*cos =390,00 -2*(1.2-0)*1* cos79,96=369,35 мм

2.7.4 Средний делительный:

dm1=0.857*d1e=0.857*69,00=59,13 мм

dm2=0.857*d2e=0.857*390,00=334,23 мм

2.8 Проверочный расчет передачи

2.8.1 Расчет на контактную прочность

Контактные напряжения определяем

462,61 МПа

Контактная прочность обеспечена:H=462,61МПа < []H = 492,27МПа,

недогрузка составляет 7%, что допускается.

2.8.2 Расчет на прочность при изгибе

Для расчета напряжений изгиба определяем:

Эквивалентное число зубьев колес:

Zv1=Z1/ cos=46 / cos10,04=47

Zv2=Z2/ cos=260 / cos 79,96=1491

Коэффициенты формы зуба:

3.47 + (13.2-27.9* ) / 47 = 3,16

3.47 + (13.2-27.9* ) / 1491 = 3,48

Напряжение изгиба для зубьев колеса и шестерни :

2720*5,6*1,12*1,18*3,48*64,09 / 56*1*390,00*0.85=161,2 МПа

161,2*3,16 / 3,48=146,4 МПа

Прочность зубьев на изгиб обеспечена:

=161,2 МПа ? 250 МПа; = 146,4? =285 МПа.

Допускается любая недогрузка передачи по напряжениям изгиба.

2.9 Силы в зацеплении

Определяем силы зацеплении по формулам :

Окружная сила:

2000*64,09 / 59,13 = 2168 Н

Радиальная сила на шестерне:

2168*tg20 * cos 10,04 = 777 Н

Осевая сила на шестерне:

2168* tg20*sin 10,04 = 138 Н

Силы на колесе соответственно равны

3. Выбор муфты (быстроходная)

Тр=Кр*Т,

Где Кр - коэффициент режима работы

Т - номинальный вращающий момент, Н*м

Тип машин-Конвейеры ленточные, (Кр=1,25….1,5)

Конвейеры цепные, (Кр=1,5….1,8)

Тр=Кр*Т=1,5*64,07=96,105Н*м

Рисунок 3.1 Муфта упругая

Упругие муфты работают при больших оборотах и сравнительно небольших вращающих моментах, зубчатые муфты наоборот применяют при небольших частотах вращения и большом крутящем моменте.

Упругие муфты компенсируют несоосность валов, смягчают толчки и удары за счёт деформации упругого элемента. Муфта компенсирует радиальное смещение вала до 0,6 мм, угловое смещение до 1' и небольшое осевое смещение вала для проверки прочности рекомендуется поводить расчёт пальца по напряжениям изгиба, а резину по напряжениям смятия.

(3.2)

D1	90
Z	6
D п	14
l р	28

Таблица3.1 Данные муфты

где lп-длина пальца

D1-диаметр центров пальцев

z- число пальцев

dп- диаметр пальца

Lв- длина втулки

[уcm] и [уи]- допускаемые напряжения смятия и изгиба [уcm]=1,8…2 МПа [уи]=80…90 МПа

= 2*96,105*1000 / 90*6*14*28=0,91 МПа

=10*96,105*28*1000 / 90*6*143 =18,16 МПа

Выбранная муфта МУВП 250-32-38 ГОСТ 21424-75

4. Выбор муфты (тихоходная)

Тр=Кр*Т,

Где Кр - коэффициент режима работы

Т - номинальный вращающий момент, Н*м

Тип машин-Конвейеры ленточные, (Кр=1,25….1,5)

Конвейеры цепные, (Кр=1,5….1,8)

Тр=Кр*Т=1,5*341.14=511.71Н*м

Рисунок 4.1 Муфта упругая

Упругие муфты работают при больших оборотах и сравнительно небольших вращающих моментах, зубчатые муфты наоборот применяют при небольших частотах вращения и большом крутящем моменте.

Упругие муфты компенсируют несоосность валов, смягчают толчки и удары за счёт деформации упругого элемента. Муфта компенсирует радиальное смещение вала до 0,6 мм, угловое смещение до 1' и небольшое осевое смещение вала для проверки прочности рекомендуется поводить расчёт пальца по напряжениям изгиба, а резину по напряжениям смятия.

(4.2)

D1	120
Z	8
D п	14
l р	28

Таблица3.1 Данные муфты

где lп-длина пальца

D1-диаметр центров пальцев

z- число пальцев

dп- диаметр пальца

Lв- длина втулки

[уcm] и [уи]- допускаемые напряжения смятия и изгиба [уcm]=1,8…2 МПа [уи]=80…90 МПа

= 2*511.71*1000 / 120*8*14*28=2.1 МПа

=10*511.71*28*1000 / 120*8*143 =54.39 МПа

Выбранная муфта МУВП 500-42-42 ГОСТ 21424-75

5. Эскизная компоновка редуктора

Таблица 5.1 - Параметры для эскизной компоновки

Параметр	Расчет
1) д- толщина стенки корпуса	д д?1,8 (T)1/4 ?6.75 мм примем 6.75 мм
2) д- толщина стенки крышки	д=0,9•д=0,9•6,75=7,2 мм, примем 8 мм
3) b - толщина фланца корпуса и крышки	b =1,5•д=1,5•6,75=12 мм, примем 12 мм
4) b- толщина фундамент. лап	b= 2•д=2• 6,75=16 мм, примем 16 мм
5) размер болтов
а) болт фундам. ( 4шт.)	?1,25 (T)1/3 =16,56 мм примем 180 мм
б) у бобышек	=0,7•=0,7• 18 = 12,6 мм, примем 14 мм
в) на фланце	=0,7•=0,7• 18 = 12,6 мм, примем 14 мм
г) болты смотрового люка	=0,35•=0,35• 18 = 6,3 мм, примем 6 мм
6)толщина ребер корпуса и крышки	m=1,0• д=6,75 мм
7) диаметр прилива
крышка привинтная	=D+ 4 D= D+ 4•d
8) расстояние между стяж. болтами	<10*
9) диаметр штифта	= 0,7•=0,7• 12 = 8,4 мм, примем 10 мм

5.1 Конструирование валов

5.1.1 Быстроходный вал

d (5.1)

где Т - вращающий момент быстроходного вала, Т=64,09 Н*м

d 27,75мм,.

согласуем с валом двигателя d1= (0,8…1)*dэ=(0,8..1)*38=30,4…38

принимаем d=32 мм

d= d= d+2·t(5.2)

d> d+3·r(5.3)

где d-диаметр ступени под уплотнение, d- диаметр ступени под подшипник, d- диаметр ступени буртика подшипника, t- высота заплечника, r- радиус фаски подшипника; t=3,5 мм, r =2,5 мм.

d= d=32+2·3,5= 39мм, принимаем d= d=40 мм,

d>40+3·2,5=47,5 по ГОСТ 6636-69 округляем до ближайшего значения: d=48 мм.

Рисунок 5.1 - Вал быстроходный

d> d+ (7…9)·m(5.4)

где m - модуль зацепления;

5.1.2 Тихоходный вал

d (5.5)

где Т - вращающий момент тихоходного вала, Т=341,14 Н*м

d 40,86мм, принимаем d=42 мм.

d= d> d+2·t(5.6)

d> d+3·r(5.7)

d =d(5.8)

где d-диаметр ступени под уплотнение, d- диаметр вала под колесом, d- диаметр ступени под подшипник, d- диаметр ступени буртика подшипника, t- высота заплечника, r- радиус фаски подшипника; t= 3,5 мм, r = 2,5 мм.

d= d> 42+2·3,5=49 мм, принимаем d= d= 50 мм,

d>50+3·2,5= 57,5мм, принимаем d= 58 мм,

d =d=58м.

5.2 Конструирование зубчатых колёс

Рисунок 5.3 - Колесо зубчатое

Таблица 5.2 - Параметры для конструирования зубчатых колес

	Ступень редуктора
d2	390.00
da2	407.21
df2	369.35
b2	56
dK	58
S	7
C	36
dст	89

b2 = lступ - из расчёта передачи

dK - из расчётов валов

da2, df2, d2 - из расчёта передачи

C ? 0,3·b2

S ? 2,5·m + 2 мм, где m - модуль передачи

dст = 1,55·dK



Рисунок 5.4 - Подшипник роликовый радиально-упорный

5.3 Конструирование подшипниковых узлов

Таблица 5.3 - Данные для конструирования подшипников

Вал редуктора и обозначение подшипника	Размеры, мм
	d	D	B
Быстроходный 7308	40	90	23
Тихоходный 7310	50	110	27

5.4 Конструирование корпусных деталей

Для установки и крепления подшипников в корпусе применяются приветные крышки. В качестве уплотнений используются манжеты.

Основные размеры крышек:

Для быстроходного вала:

D=90 мм; д=6мм; d=8 мм; z=4; д1=7,2 мм; DФ=122мм; с=8 мм.

Для тихоходного вала:

D=110 мм; д=7 мм; d=10 мм; z=6; д1=8,4 мм; DФ=150 мм; с=10 мм.

6. Расчёт тихоходного вала на прочность

6.1 Расчёт вала на прочность по напряжениям изгиба и кручения

Рисунок 6.1 - Эпюры моментов на тихоходном валу

а =50 мм, b = 115 мм , c =120 мм , l=165 мм- размеры с чертежа;

Ft =2168 Н, Fr = 777 H, Fa=138 H, d= 334,23 мм;

341,14 = 923,5 Н

Плоскость YOZ

= (777*50-138*334,23/2 )/(50+115) =95,69Н

-95,69+777=681,31 Н

Плоскость XOZ

(2168*115-923,5*(50+115+120)) /(115+115) =-938 Н

2168--938-923,5= 2183 Н

2287 Н

943 Н

Определение крутящих моментов

Плоскость YOZ относительно оси Х

0<Z1<50

My1=Rax*Z1=2183*50*0.001=109 Н*м

0<z2<115

Mx2=Rax*(a+z2)-Ft2*z2=2183*(50+115)*0.001-2168*115*0.001=111 Н*м

0<z3<120

Mx3=Fm*z3=923,5 *120 *0.001=111 Н*м

Плоскость XOZ относительно оси Y

MFa2=Fa2*d/2=138*334,23/2=23 Н*м

0<z1<50

My1=Ray*z1=681,31*50*0.001=34 Н*м

0<z2<115

My2=Ray*(a+z2)-Fr*z2-MFa2=681,31 *(50+115)*0.001- 777*115*0.001-23= 0 Н*м

Крутящий момент Мкс=Мкв=Т=341,14 Н*м

114 Н·мм

111 Н·мм

6.2 Расчёт быстроходного вала на прочность

6.2.1 Расчёт вала на прочность по напряжениям изгиба и кручения

Рисунок 6.1 - Эпюры моментов на быстроходном валу

XAZ, представляя его в виде балки на двух опорах - А и В [рис. 1] . Определяем величину изгибающего момента Ми, возникающего в результате действия осевой силы Fa:

где d = 59 мм - диаметр делительной окружности колеса (взят из расчета закрытой передачи)

Рассчитываем реакции опор в точках А и В из условий равновесия:

отсюда:

отсюда:

Определяем изгибающие моменты по нагруженным участкам вала в вертикальной плоскости XAZ:

Строим эпюру изгибающих моментов в вертикальной плоскости

Вычерчиваем схему нагружения вала в горизонтальной плоскости YAZ

Определяем реакции опор в плоскости YAZ:

Поводим проверку:

Рассчитываем изгибающие моменты по нагруженным участкам вала в горизонтальной плоскости YAZ:

По полученным значениям строим эпюру изгибающих моментов

Определяем величины суммарных изгибающих моментов в сечениях вала (точки 1...5) по формуле

1152 Н

1220 Н

По полученным значениям строим эпюру изгибающих моментов

Строим эпюру крутящих моментов Т, определяя по схеме привода нагруженные участки вала

Находим опасное сечение по величине Ми, и Т на эпюрах.

Эквивалентный момент в этом сечении равен:

Уточняем диаметр вала в опасном сечении зубчатым колесом принимая допускаемое напряжение при изгибе [] = 50 МПа:

6.3 Расчёт тихоходного вала на выносливость

, (6.1)

Материал вала сталь 40X, 40XH, для которой 1600МПа, 1400МПа, 410МПа, 250МПа

Сечение 1 (шпоночная канавка)

Для сечения 1 моменты сопротивления вала при изгибе и кручении с учётом ослабления шпоночной канавкой

Определяем моменты сопротивления:

3,14 *583 / 32 - 18*7*(58-7)2 / 2*58 =16320 мм3 (6.2)

3,14 *583 / 16 - 18*7*(58-7)2 / 2*58 = 35466 мм3 (6.3)

где b- ширина шпоночной канавки

t- высота (по ГОСТу 23360-78)

Находим амплитуды циклов уа , фа и средние составляющие уm , фm циклов напряжений при изгибе и кручении.

Напряжения изгиба:

= 114*1000 /16320 =7 МПа (6.4)

Напряжение кручения

341140 / 2*35466 = 4,8 МПа (6.5)

В сечении 2:

0,1*503=12500 МПа

0,2*503=25000 МПа

Где dп - диаметр под подшипник;

Напряжения изгиба:

=111*1000/12500 =8,88 МПа

Напряжение кручения

341140/2*25000=6,8МПа

Концентрация напряжений в сечении 1 обусловлена шпоночной канавкой для которой

и

Коэффициенты снижение предела выносливости по изгибу для шпоночной канавки:

Коэффициенты снижение предела выносливости по кручению для шпоночной канавки:

Коэффициент влияния асимметрии цикла:

Коэффициенты запаса прочности вала по напряжениям изгиба и кручения

=144,37/7 =20,62

=81,43 / (4,8 + 0,03*4,8) = 16,96

Коэффициент запаса усталостной прочности вала в сечении 1

13,1 > [S]=2

Сопротивление усталости в сечении 1 обеспечено.

Сечение 2:

Концентрация напряжений в сечении обусловлена натягом от посадки подшипника для которого

4,75

МПа

МПа

Коэффициент влияния асимметрии цикла:

Коэффициенты запаса прочности вала по напряжениям изгиба и кручения

=86,32/8,88 = 9,72

=88,34 / (6,8 + 0,03*6,8) = 12,99

Коэффициент запаса усталостной прочности вала в сечении 1

7,78 > [S]=2

Сопротивление усталости в сечении 2 обеспечено

6.4 Расчёт быстроходного вала на выносливость

,

Материал вала-шестерни сталь 45, для которой 600МПа, 320МПа, 320МПа, 210МПа

Сечение 1 (Галтель)

Находим амплитуды циклов уа , фа и средние составляющие уm , фm циклов напряжений при изгибе и кручении.

76000 /6280 =12,03

=64000 / 2*17880 = 1.78

где и - осевой и полярный моменты сопротивления сечения вала

3,14 *403 / 32 =6280 мм3

3,14 *403 / 16 =12560 мм3

Суммарные коэффициенты КуD и КфD , учитывающие влияние всех факторов на сопротивление усталости соответственно при изгибе и кручении

где , - эффективные коэффициенты концентрации напряжений для скруглённой галтели ( =2,25 =1,85 )

, - коэффициенты абсолютных размеров ( = 0,85 =0,75 )

-коэффициент влияния шероховатости поверхности (для шлифованного вала=1)

- коэффициент влияния упрочнения (=1)

=2,65

= 2,4

Коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям (по изгибу и кручению)

Сечение 2

=320 / 12,03*2,65 = 9,8

=210 / (2,4*1.78 +1.78*0,05) = 47,15

Коэффициент запаса усталостной прочности вала в сечении 2

8.7 > [S]=2

6.5 Расчет на статическую прочность

Возможную перегрузку в приводе условно принимаем равной перегрузке при пуске приводного электродвигателя: КП=2,2 - коэффициент перегрузки.

Напряжения и коэффициенты запаса прочности в опасных сечениях при действии максимальных нагрузок:

Сечение 1:

*2,2= 114*1000 *2,2/ 16320 =15,4 МПа

=341140*2,2/2*35466=10,6МПа

=650/48,8 =42,21

=390/10,6=36,79

27,73 >(St=1.5)

Запас статической прочности в сечении 1 обеспечен.

Сечение 2:

*2.2=111*1000*2.2/12500=19,5 МПа

*2.2=341140*2.2/2*25000=15 МПа

=650/19,5 =33,33

=390/15=26

20,5 >(St=1.5)

Запас статической прочности в сечении 2 обеспечен.

7. Расчёт на долговечность подшипников

7.1 Расчёт подшипников тихоходного вала

7.1.1 Подготовка исходных данных

- Lh = 10000 часов

- n2 =171,43 мин-1

- RA=Fr1=2287 Н, RB=Fr2=943 Н

- Fа = 138 Н

- подшипники № 7310

- dВН = 50 мм

- Cr= 117 кН, Cor= 90 кН

- e = 0,35 X=0,4 Y=1,7

7.1.2 Составление расчётной схемы

Рисунок 7.1 - Схема подшипников

7.1.3 Определение коэффициентов радиального и осевого нагружения

SA=e*RA= 0,35*2287=800,45 Н

SB=e*RB=0,35*943= Н

Fa A=SB+FA= +138=800,45 Н

Fa B=SB=938,45 Н

800,45 / 1*2287 =0,35 (7.1)

e >0,35 X=1, Y=0

938,45 / 1*943 = 1,00 (7.2)

e > 1,00 X=1, Y=0

7.1.4 Определение эквивалентной нагрузки

(7.3)

P1=(1*1*2287 + 138*0)*1.8*1= 4117Н

P2=(1*1*943 + 138*0)*1.8*1=1101 Н

7.1.5 Определение приведенной эквивалентной нагрузки

600 Н (7.4)

(7.5)

где - коэффициент напряжённости

1897240,67часов ? Lh=10000 выбранный подшипник обеспечивает оптимальный ресурс работы в оптимальных условиях эксплуатации.

7.2 Расчёт на долговечность подшипников быстроходного вала

7.2.1 Подготовка исходных данных

- Lh = 10000 часов

- n2 =960 мин-1

- RA=Fr1=1152 Н, RB=Fr2=1220 Н

- Fа = 777 Н

- подшипники № 7308

- dВН = 40 мм

- Cr= 80,9 кН, Cor= 56 кН

- e = 0,35 X=0,4 Y=1,7

7.2.2 Составление расчётной схемы

Рисунок 7.2 - Схема подшипников

7.2.3 Определение коэффициентов радиального и осевого нагружения

SA=e*RA= 0,35*1152=403 Н

SB=e*RB=0,35*1220=427 Н

Fa A=SB+FA=427+777=1204 Н

Fa B=F a=777 Н

1204 / 1*1152 =1,03

X=0.4, Y=1.7

777 / 1*1220 = 0,63

X=0.4, Y=1.7

7.4 Определение эквивалентной нагрузки

P1=(1*0.4*1152 + 777*1.7)*1.8*1= 3205 Н

P2=(1*0.4*1220 + 777*1.7)*1.8*1=3256 Н

7.2.5 Определение приведенной эквивалентной нагрузки

где - коэффициент напряжённости

145580,04часов ? Lh=10000 выбранный подшипник обеспечивает оптимальный ресурс работы в оптимальных условиях эксплуатации.

8. Расчёт шпоночных соединений

МПа,(8.1)

где Т - момент на валу, d - диаметр вала, h - высота шпонки, t - глубина паза, l - рабочая длина шпонки.

вал	d мм	b мм	h мм	T1 мм	L мм
Тихоходный	58	18	14	7	60
	42	12	8	5	80
Быстроходный	32	8	7	4	40

8.1 Тихоходный вал

2* 341,14 *1000 / 58* (11-7)* 60 =58 МПа

2*341,14*1000 / 58*60*18=13,89 МПа

8.2 Тихоходный вал (хвостовик)

2* 341,14*1000 / 42* (8-5)* 80 =68 МПа

2*341,14*1000 / 42*80*12=16,92 МПа

8.3 Быстроходный вал (хвостовик)

2* 64,09*1000 / 32* (7-4)* 40 = 33 МПа

2*64,09*1000 / 32*40*8=12,52 МПа

Рисунок 8.1 - Шпоночное соединение

9. Конструирование основания привода (рама сварная)

Рама сварная изготовлена из швеллера №16( h=160 мм, b=52 мм)

Ширину и длину платиков на раме принимают большими, чем ширина и длина опорных поверхностей электродвигателя и редуктора. Высоту платиков принимают 5…6 мм.

Т. к. между редуктором и электродвигателем ременная передача, то ставятся салазки под электродвигатель.

Для крепления рамы к полу цеха применяют фундаментные болты, их расположение определяют при проектировании рамы. Диаметр и число фундаментных болтов принимают в зависимости от длины рамы. В данном проекте число фундаментных болтов 8. В местах расположения фундаментных болтов к внутренним поверхностям нижних полок швеллеров накладывают косые шайбы.

10. Выбор посадок и сопряжений

а) VТИХ = 3 м/с > 1,0 м/с - смазка разбрызгиванием

hзуба < h ? 0,25 dK

б) выбор марки масла

Масло Индустриальное И-Г-А-4 ГОСТ 20799-88

в) уплотнения:

- прокладки для пробки сливной и смотрового люка

- манжеты

Для замены масла в корпусе предусматривают сливное отверстие, закрываемое пробкой с цилиндрической или конической резьбой. Цилиндрическая резьба не создаёт надёжного уплотнения, поэтому под пробку с цилиндрической резьбой ставят уплотняющие прокладки.

Для наблюдения за уровнем масла в корпусе устанавливают маслоуказатели жезловые (щупы).

Рисунок 11.2 - Маслоуказатель

11. Техника безопасности

1) Перед пуском установки:

а) произвести осмотр установки

б) проверить крепёжные элементы

в) проверить уровень масла

2) Предусмотреть ограждающие устройства для вращающихся деталей (кожух), муфту допускается использовать без кожуха, но тогда её красить в жёлтый или красный цвет, ременная передача закрыта кожухом

3) Привод не должен нагружаться больше установленных норм. Основные элементы привода рассчитаны на прочность, определены запасы прочности.

4) Безопасная эксплуатация и обслуживание привода:

- корпус электродвигателя должен быть заземлён

- пусковые устройства рекомендуется располагать как можно ближе к электродвигателю

- на корпусе электродвигателя должна быть нанесена стрелка, указывающая направление вращения ротора

5) Ремонт привода (замена ремней в ременной передаче):

- произвести необходимое отключение и принять меры, препятствующие ошибочному или самопроизвольному включению привода

- на приводе управления вывешивают запрещающие плакаты «Не включать! Работают люди.», «Не включать! Работают на линии.»

6) Двигатель должен быть немедленно остановлен:

- при несчастном случае

- при появлении дыма или огня

- при появлении стука в механизме или при появлении вибрации в подшипниках

- при температуре корпуса сверх допустимой нормы (60є).

Литература

[1] Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для студ. техн. спец. вузов. - 8-е изд., перераб. и доп. - М.: Издательский центр «Академия», 2003. - 496 с.

[2] Детали машин: Атлас конструкций: Учеб. Пособие для студентов машиностроительных специальностей вузов. В 2-х ч. Под общ. ред. д-ра. техн. наук проф. Д.Н. Решетова. - 5-е изд., перераб. и доп. М.: Машиностроение, 1992. - 352 с: ил.

[3] Ковалёв И.М. Технические требования для деталей и узлов машин. Методические указания к курсовому проектированию по деталям машин и основам конструирования / Алтайский государственный технический университет им. И.И. Ползунова. - Барнаул: 2007. - 36 с

Размещено на Allbest.ru