Если у вас возникли сложности с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой - мы готовы помочь.
Предоплата всего
Подписываем
PAGE 49
ЛИПЕЦКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ
Кафедра прикладной механики
Курсовой проект
по прикладной механике
«Электропривод общего назначения»
Студент: ( )
Группа: ЭП -10-1
Руководитель ( Щеглов А.В.)
Липецк 2012г.
Задание №10
АННОТАЦИЯ
50 с., 15 рис., 7табл. , 6 библиограф. назв.
В курсовом проекте выполнен расчет электропривода, включающего в себя приводной двигатель, клиноременную передачу и цилиндрический прямозубый одноступенчатый редуктор. Выбран электродвигатель, выполнен расчет зубчатой передачи, определены диаметры валов и сделан их прочностной расчет, подобраны подшипники, приведена технология сборки редуктора.
Оглавление
1. Назначение и краткое описание привода………………………………..…….5
2. Выбор электродвигателя, кинематический и энергетический расчеты привода………………………………………………………………………..…….7
3. Расчет клиноременной передачи………………………………………….…...11
4 Проектирование редуктора ………………………………………………….....16
4.1 Расчет зубчатой передачи редуктора ………………………………………..16
4.2 Ориентировочный расчет валов редуктора……………………………… ... 25
4.3. Определение конструктивных размеров зубчатых колес……………… ....26
4.4 Выбор типа и схемы установки подшипников …………………………….. 27
4.5 Выбор смазки подшипников и зацепления ……………….……………...….28
4.6. Определение основных размеров корпуса редуктора ………………….....29
4.7. Первая компоновка редуктора……………………………………………….30
4.8 Проверка долговечности подшипников …………………………………….31
4.9.Проверка прочности шпоночных соединений ……………………………...36
4.10. Уточненный расчет валов…………………………………………………..38
4.11 Выбор уплотнений валов ………….…..……………………………………43
4.12 Выбор крышек подшипников........................................................................44
4.12.Сборка редуктора……………………………………………………….…...45
5. Выбор муфты.......................................................................................................47
4. Правила безопасной эксплуатации привода. ……………………….………..49
Библиографический список………………………………………………………50
Привод общего назначения включает в себя электродвигатель, клиноременную передачу, цилиндрический прямозубый одноступенчатый редуктор. От электродвигателя вращение через ременную передачу передается редуктору и далее рабочей машине. Ременная передача служит для предварительного понижения частоты вращения.
Основные достоинства ременной передачи: простота конструкции, сравнительно малая стоимость, способность передавать вращательное движение на большие расстояния и работать с высокими скоростями. Основные недостатки: невысокая долговечность ремня, большие радиальные габариты, значительные нагрузки на валы и опоры, непостоянство передаточного отношения.
В данном приводе ременная передача применяется в качестве быстроходной ступени, так как ведущий шкив установлен на вал двигателя.
Редуктор является главной частью данного привода. Редуктор – механизм, состоящий из зубчатой передачи, заключенной в корпус, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.
Назначение редуктора – понижение угловой скорости и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим. Редуктор состоит из литого чугунного корпуса, в котором помещены элементы передачи – зубчатые колеса, валы, подшипники, уплотнения и т.д.
Для уменьшения потерь мощности на трение и снижения интенсивности износа трущихся поверхностей в редукторе применена картерная система смазывания передачи.
Кинематическая схема привода показана на рис.1.
Рис.1. Кинематическая схема привода
1 – электродвигатель; 2 - клиноременная передача; 3 - редуктор цилиндрический прямозубый одноступенчатый
Мощность на выходном валу, Рвых =16 кВт
Частота вращения выходного вала, nвых = 115 мин-1
Угол наклона ременной передачи к горизонту, 60 град.
Срок службы, Lгод = 8 лет
Коэффициент годового использования по времени - Кгод=0,7
Коэффициент суточного использования по времени - Ксут= 0,3.
2. Выбор электродвигателя, кинематический и энергетический расчет
2.1 Определение требуемой мощности электродвигателя
Требуемая мощность электродвигателя определяется по формуле:
[2,c.4]
где Рвых – мощность на выходном валу привода, кВт;
ηобщ – общий КПД привода.
При последовательном соединении механизмов общий КПД привода определяется как произведение значений КПД входящих в него передач:
ηобщ= ηз.п.· ηр.п.· η.п.
где ηр.п – КПД ременной передачи, ηр.п=0,95; ηз.п– КПД зубчатой передачи в закрытом корпусе, ηз.п=0,98; η.п –КПД подшипников; η.п =0,99 [1,табл. 1.1];
ηобщ=
Мощность на выходном валу привода Ртр= 16 кВт, тогда
Ртр= 16 /0,912=17,54кВт.
2.2. Определение требуемой частоты вращения и выбор электродвигателя.
n дв.тр = nвых·iобщ, мин-1;
где nвых·- частота вращения выходного вала привода, мин-1, nвых·=115 мин-1;
iобщ- общее передаточное отношения привода
iобщ= iз.п.· iр.п.
где iз.п.- передаточное отношение зубчатой передачи. Принимаем предварительно iз.п.=4; iр.п.- передаточное отношение ременной передачи, iр.п.=3, [2,c.7], тогда
iобщ= 4.3=12
n дв.тр = 115 .12= 1380 об/мин.
По полученным значениям Ртр и nдв.тр подбираем электродвигатель трехфазный асинхронный короткозамкнутый серии 4А закрытый обдуваемый по ГОСТ 19528-81 типа 4А160М4 мощностью Рдв=18,5 кВт, с частотой вращения nдв.= 1465 мин-1 (рис.2) [3,табл. 18.36].
Рис.2. Эскиз электродвигателя 4А160М4
Основные размеры электродвигателя Таблица 1.
|
Типоразмер |
l1, мм |
l2, мм |
l3, мм |
L1, мм |
d1, мм |
h, мм |
b, мм |
H, мм |
D, мм |
|
4А160М4У3 |
110 |
105 |
210 |
667 |
42 |
160 |
254 |
430 |
358 |
По принятой частоте вращения вала электродвигателя при номинальной нагрузке nдв и частоте вращения выходного вала nвых определяется фактическое передаточное отношение привода по формуле:
Передаточное отношение ременной передачи:
iобщ/ iз.п.=12,73 /4=3,18
2.3 Определение частот вращения и угловых скоростей валов привода
а) угловая скорость вращения вала электродвигателя:
ДВ =nДВ/30= рад/с
б) частота вращения ведущего вала редуктора:
n1= nдв/ iр.п.= 1465/3,18 =460,6 мин-1
угловая скорость вращения ведущего вала редуктора:
1 =n1/30= рад/с
в) частота вращения ведомого вала редуктора:
n2=n1/iзп= 460,6/4=115,1 мин-1
угловая скорость вращения ведомого вала редуктора:
2=1/iзп= 48,18/4=12,04 рад/с
2.4. Определение вращающих моментов на валах привода.
а) Вращающий момент на валу электродвигателя:
ТДВ=РТР ДВ/ДВ= Нм
б) Вращающий момент на ведущем валу редуктора из условия постоянства мощности с учетом потерь:
T1=TДВ . iР. . рем =114,5.3,18.0,95.0,99=324,4 Нм
в) Вращающий момент на ведомом валу редуктора :
Т2= Т1.iзп.зп =324,4.4.0,98.0,99= 1328,8 H.м
2.5 Мощность на валах привода:
Мощность на валу электродвигателя:
РТР ДВ =17,54кВт
Мощность на ведущем валу редуктора:
Р1= РТР ДВ. рем ηподш.=17,5.0,95.0,99=16,45кВт.
Мощность на ведомом валу редуктора:
Р2= P1. зп ηподш.=16,45.0,98.0,99=15,96Вт.
Проверка:
Рвых=Т2.1328,8.12,04=16кВт.
Величина ошибки: ΔР=(16 -15,96)/16.100%=0,25 % .
В качестве аналога может быть использован редуктор цилиндрический одноступенчатый типа 1ЦУ-200 с крутящим моментом на выходном валу
Твых= 2000Нм (рис.3) [5, Т.3, с.485].
Рис.3. Редуктор цилиндрический одноступенчатый типа 1ЦУ-200
Таблица 2 Основные размеры редуктора, мм
|
Типоразмер редуктора |
Аw |
В |
В1 |
L |
L1 |
L2 |
L3 |
L4 |
L5 |
L6 |
H |
H0 |
|
1ЦУ-200 |
200 |
200 |
136 |
580 |
165 |
437 |
140 |
110 |
230 |
265 |
425 |
212 |
3.Расчет клиноременной передачи
При передаваемой мощности Р = 16 кВт и частоте вращения ведущего шкива n1= 1465 мин-1 принимаем ремень типа В ГОСТ 1284.1-80 с параметрами:
ширина ремня W =22 мм, высота Т0=13,5 мм, площадь поперечного сечения А=230 мм2 ,наименьший диаметр ведущего шкива d1= 200 мм. [1, табл.7.7].
3.1. Вращающий момент на ведущем шкиве: ТДВ= 114,5 Нм
3.2.Определение диаметра меньшего шкива:
По ГОСТ 17383-74 [1, табл.7.7] принимаем d1= 200 мм.
3.3. Определение диаметра большего шкива:
где iр – передаточное отношение ременной передачи;
ε – величина скольжения; ε =0,01
Округляем полученное значение по ГОСТ 17383-84 ; d2=630мм.
3.4.Уточняем передаточное отношение ременной передачи:
3.5. Межосевое расстояние:
.Принимаем а=850мм
3.6.Опеределение длины ремня.
Принимаем Lp= 3150 мм по ГОСТ 1284.1-80 [1, табл.7.7].
3.7.Уточняем межосевое расстояние:
где W = 0,5π(d1+d2)= 0,5.3,14(610+200)=1303 мм;
y=(d2 - d1)2 = (630-200)2 =184900 мм2.
Рис.4. Схема ременной передачи
3.8. Определение угла обхвата меньшего шкива:
3.9. Определение числа ремней
где Ср - коэффициент режима работы: Ср =1,2 [1, табл.7.10];
СL – коэффициент, учитывающий влияние длины ремня СL =0,95 [1, табл.7.9];
Сα – коэффициент угла обхвата Сα =0,96 [1, стр.135];
Сz – коэффициент, учитывающий число ремней в передаче :Сz =0,96 [1, с.135].
Р0-мощность, передаваемая одним ремнем; Р0=8,5 кВт[1, табл.7.8].
Принимаем, исходя из условия кратности числа ремней целому числу, z=3
3.12. Определение натяжения ветви ремня:
где скорость ремня:
Θ – коэффициент, учитывающий центробежную силу, (Н·с2)/м2 Θ =0,1 [1, с.136]
3.13. Определение силы, действующей на вал:
где α1 – угол обхвата меньшего шкива.
3.14. Определение рабочего ресурса передачи:
где Nоц- базовое число циклов [1, с.136]; Nоц= 4,7.106 циклов ;
L- длина ремня, мм; L= 3150 мм ;
σ-1 – предел выносливости материала ремня МПа; σ-1 =7 МПа [1, стр.139],;
σmax – максимальное напряжение в сечении ремня, МПа:
σmax = σ1 + σu + συ , МПа;
где σ1 – напряжение от растяжения ремня, МПа;
,
Где F1- натяжение ведущей ветви ремня;
F1= F0+ 0,5Ft;
Ft- сила тяги ремня; Ft=
F1=353,2+0,5.346=526,2Н
σu – напряжение от изгиба ремня, МПа:
,
где Еu=50 МПа [1, с. 123];
συ – напряжение от центробежной силы, МПа:
,
σmax =1,77+1,68+0,26 =3,71МПа
где ρ – плотность ремня, т/м3 ρ =1100 т/м3 [1, с. 123];
Сi – коэффициент, учитывающий влияние передаточного отношения:
;
Сн - коэффициент, учитывающий режим нагружения; Сн =1.
Полученная расчетная долговечность ремня больше требуемой [Но]=2 000 часов.
Рис.5 Эскиз шкива клиноременной передачи
Таблица 3 Основные размеры шкивов
|
d, мм |
dВ, мм |
lcт, мм |
d ст, мм |
tp, мм |
c, мм |
f, мм |
e, мм |
в, мм |
|
|
Ведущий |
200 |
40 |
48 |
48 |
19 |
25 |
17 |
25,5 |
100 |
|
Ведомый |
630 |
42 |
50 |
63 |
19 |
25 |
17 |
25,5 |
100 |
Диаметр ступицы dст=1,5dв=1,5. 40=60мм
Длина ступицы lст=1,2 dв=1,2. 40=48мм
Длину ступиц принимаем по длине консольных участков валов 2, табл.7.1.
При выборе материала для шестерни и колеса следует ориентироваться на применение одной и той же стали, но с различной термической обработкой, чтобы твердость шестерни была не менее чем на 20…30 единиц НВ больше твердости колеса при прямых зубьях
Таблица 4 Механические характеристики сталей для зубчатых колес
|
Марка стали |
Вид термической обработки |
σв, МПа |
σт, МПа |
σ-1, МПа |
Твердость поверхности, НВ |
|
45 |
Улучшение |
780 |
540 |
350 |
260 |
|
45 |
Нормализация |
600 |
320 |
270 |
230 |
Определение допускаемых контактных напряжений [σ]н регламентировано ГОСТ 21354-75:
, [2,с.8]
где σно – предел контактной выносливости при базовом числе циклов нагружения, МПа;
Для шестерни: σно1 =2(НВ)+70=2.260+70=590 МПа;
Для колеса: σно2 =2(НВ)+70=2.230+70=530 МПа;
SH– коэффициент безопасности; SH=1,1 [1,табл. 2].
КНL – коэффициент долговечности;
Коэффициент долговечности определяется по формуле:
, [2,с.8];
где Nно – базовое число циклов нагружения, Nно=(НВ)3;
Nно1=(НВ1)3=3003=27.106 циклов нагружения;
Nно2=(НВ2)3= 17,57.106 циклов нагружения;
NНЕ- эквивалентное число циклов нагружения на весь срок службы передачи.
При постоянной нагрузке ,
где n – частота вращения шестерни (колеса), мин-1;
tΣ – срок службы передачи под нагрузкой, ч;
с – число зацеплений, с=1;
Срок службы определяется по формуле:
tΣ= Lг·365·24·Ксут· Кгод, ч,
где Lг·- срок службы, лет; Lг·=8; Ксут=0,3, Кгод=0,7; тогда
tΣ= 8.365.24.0,3.0,7 =14716 часов.
n1 – частота вращения шестерни, мин-1, n1 =460,6 мин-1,
Эквивалентное число циклов нагружения для шестерни:
циклов нагружения;
Эквивалентное число циклов нагружения для колеса :
NHE2=60·n2·tΣ=60.115,1.1.14716=101,5.106 циклов нагружения;
где n2- частота вращения колеса, мин-1, n2=115,1 мин-1.
Коэффициент долговечности для шестерни и колеса определяется по формуле :
,
Значение КHL, принимаемые к расчету, могут быть в пределах 1< КHL>2,3 для «мягких» колес (<350НВ). Принимаем КHL1=1; КHL2=1.
Допускаемые контактные напряжения:
[σ]н1= МПа; [σ]н2= МПа.
Допускаемые напряжения изгиба [σ]F определяются по формуле:
[σ]F=σFО·КFL/SF, [2,с.9]
где σFО- предел выносливости при изгибе при базовом числе циклов нагружения, МПа;
σFО1=1,35(НВ)+100=1,35.260+100=451 МПа; [2, табл.3]
σFО2=1,35(НВ)+100=1,35.230+100=410,5 МПа;
SF- коэффициент безопасности; SF=1,65, [2, табл.3].
КFL- коэффициент долговечности;
Коэффициент долговечности определяется по формуле:
,
где m – показатель степени, зависящий от твердости; m=6 при твердости <350НВ;
NFE1 = NНE1=405.106 циклов нагружения;
NFE2 = NНE2=101.106 циклов нагружения;
Определяем коэффициент долговечности для шестерни и колеса по формуле:
,
Значение КFL, принимаемые к расчету, могут быть в пределах 1< КFL <2,08 при твердости (<350НВ). Принимаем КFL1=1; КFL2=1.
Допускаемые контактные напряжения определяются по формуле:
[σ]F1= МПа; [σ]F2= МПа.
При кратковременных перегрузках предельно допускаемые напряжения определяются по эмпирическим зависимостям: при твердости <350НВ
[σ]Нпр=2,86·σт ; [2, с.11]
где σт – предел текучести, МПа, σт1=540МПа, σт2=420МПа,
[σ]Нпр1= 2,89.540=1560 МПа;
[σ]Нпр2= 2,86.420=1202 МПа
[σ]Fпр=0,8·σт ;
[σ] Fпр1= 0,8.540=432 МПа;
[σ] Fпр2= 0,8.420=336 МПа
, [2, с.11]
где u – передаточное число ступени редуктора , u=iз.п.=4;
А – численный коэффициент, А=310 для прямозубых передач;
[σ]Н – допускаемое контактное напряжение, МПа, [σ]Н=515,45МПа;
Т2 – вращающий момент на валу колеса, Н·мм, Т2=1328,8.103Н·мм;
ψba – коэффициент ширины зубчатого венца колеса, для прямозубой передачи принимаем ψba=0,25;
КН – коэффициент нагрузки, который определяется по формуле:
КН= КНα КНβ КНV [2, с.11]
где КНα- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями, для прямозубых передач КНα=1,0…1,15; принимаем КНα=1,09; КНβ - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатого венца, КНβ =1,08, [2, табл.4];
КНV – коэффициент динамичности нагрузки, КНV=1…1,1; принимаем КНV=1,1, [2, с.12]
КН= 1,09.1,08.1,1=1,29
.
Принимаем ближайшее стандартное значение аw по ГОСТ 2185-66: аw=280 мм.
При твердости зубьев шестерни и колеса <350НВ:
m=(0,01…0,02)aw =(0,01…0,02)280=2,8..5,6 мм
Принимаем стандартное значение модуля по ГОСТ 9563-80 m= 4 мм.
Для прямозубых передач :
zΣ=z1+ z2=2aw/mn, [2с.12]
zΣ=2. 280/4= 140
Число зубьев шестерни :
z1=zΣ/(u+1) =140/(4+1)=28
Число зубьев колеса:
z2= zΣ- z1= 140-28=112
4.1.8 Передаточное число уточняется по формуле:
u= z2/ z1= 112/28= 4,0
aw =0,5(z1+ z2) mn =0,5(28+112) 4=280мм
Проверим расчеты, определив делительные диаметры колес:
d1=z1· mn =28. 4= 112 мм
d2=z2· mn =112. 4=448 мм
aw =0,5(d1+ d2) =0,5(112+448)=280 мм
Диаметры вершин зубчатых колес:
dа1= d1+2 mn = 112+2.4=120 мм;
dа2= d2+2 mn =448+2.4=456 мм;
Диаметры впадин зубчатых колес, мм:
df1= d1-2,5 mn = 112-2,5.4=102 мм;
df2= d2-2,5 mn =448-2,5.4=138 мм;
Ширина зубчатого венца определяется по формуле:
b2=ψba· aw, мм [2, с.13]
где ψba – коэффициент ширины зубчатого венца, ψba=0,25; aw- межосевое расстояние, мм, aw=280 мм.
b2=0,25 .280=70 мм
Ширина зубчатого венца шестерни:
b1= b2+(5…10)мм
b1= 70+5=75 мм
Диаметр заготовки для шестерни:
dзаг1= dа1+(5…10)мм [2, с.13]
dзаг1= 120+5=125 мм
Ширина заготовки для зубчатого венца колеса:
bзаг2= b2+(5…10)мм
bзаг2= 70+5=75 мм
Толщина заготовки для обода колеса:
Sзаг2=5mn+(7…10)мм [2, с.13]
Sзаг2= 5. 4+10=30 мм
v=π·d1·n1/(60·1000) [2, с.14]
где d1 – делительный диаметр шестерни, мм, d1= 112 мм; n1 – частота вращения шестерни, мин-1; n1=460,6 мин-1.
v= 3,14.112.460,6/60000=2,7м/с
Для редукторов назначение степени точности ниже 8-й нецелесообразно. Предельная окружная скорость при степени точности 8 будет равна 10 м/с [2, табл.5].
Для проектируемой прямозубой передачи принимаем уточненное значение коэффициентов нагрузки.: КНα=1,09;КНβ=1,09; КНV=1,1[2, табл.6,7,8]
КН= КНα КНβ КНV=1,09.1,09. 1,1=1,306
Полученное значение расчетного напряжения должно находиться в пределах (0,8…1,05) [σ]Н=412,36….541,2 МПа, условие выполняется.
, [1, с.16]
где σН- расчетное контактное напряжение, МПа; σН=504,1 МПа. Тпик/Тном=1,4, [3, с.390],
.
, [2 с.16]
где Т2 – вращающий момент на валу колеса, Нмм, Т2 =1328800Нмм,
YF – коэффициент формы зуба, зависящий от числа зубьев;
YF1= 3,72; YF2= 3,6;
d2 – делительный диаметр колеса, мм; d2 =448 мм;
b2 – ширина зубчатого венца колеса, мм b2 =70мм;
mn – нормальный модуль, мм; mn=4мм.
KHL – коэффициент нагрузки, который определяется по формуле:
КFL= КFα КFβ КFV
где КFα – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями, КFα=0,9 при степени точности равной 8; [2 с.18];
КFβ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатого венца, КFβ=1,25 при степени точности равной 8; [1, табл.9];
КFV – коэффициент динамичности нагрузки КFV=1,1, [2 табл.10];
КFL= 0,9.1,25.1,1=1,24
Расчет выполняется для менее прочного из пары зубчатых колес, т.е. для того, у которого отношение [σ]F/YF имеет меньшее значение.
Значения [σ]F1=306МПа; [σ]F2=273, 3МПа,
Определим отношение:
[σ]F1/YF1= 306/3,71=82,47МПа,
[σ]F2/YF2= 273,3/3,6 =75,9МПа
Отношение:[σ]F1/YF1>[σ]F2/YF2, значит расчет будем вести для колеса
.
. [2 с.18]
где σF – расчетное напряжение изгиба; σF =72,4МПа; Тпик/Тном=1,4
.
4.1.19 Силы в зацеплении зубчатых колес:
Окружная:
Радиальная сила в зацеплении:
где α=20º, β=0; Осевая сила в зацеплении: Fa=0, т.к. передача прямозубая.
Таблица 5 Основные параметры зубчатой передачи
|
Наименование параметра |
Обозначение и численное значение |
|
|
1 |
Вращающий момент, Нм: на ведущем валу на ведомом валу |
Т1= 324,4 Т2=1328,8 |
|
2 |
Угловые6 скорости валов, рад/с |
ω1=48,18 ω2=12,04 |
|
3 |
Межосевое расстояние, мм |
аw=280 |
|
4 |
Модуль, мм: нормальный |
mn=4,0 |
|
5 |
Угол наклона зубьев, град |
β=0 |
|
6 |
Направление наклона зубьев шестерни |
правое |
|
7 |
Число зубьев: шестерни колеса |
z1=28 z2=112 |
|
8 |
Диаметр делительный, мм: шестерни колеса |
d1=112 d2=448 |
|
9 |
Диаметр вершин, мм: шестерни колеса |
dа1=120 dа2=456 |
|
10 |
Диаметр впадин, мм: шестерни колеса |
df1=102 df2=138 |
|
11 |
Ширина зубчатого венца, мм: шестерни колеса |
b1=75 b2=70 |
|
12 |
Cилы в зацеплении, Н: окружная радиальная осевая |
Ft=5932 Fr=2159 Fa=0 |
Диаметр dа выходного конца ведущего вала рассчитывается из условия прочности на кручение по формуле:
[3, с.35]
Принимаем dВ1 =40мм.
По выбранному значению dВ1 назначают остальные посадочные диаметры вала.
Диаметр вала под подшипники определяют по формуле:
где f=2,5 мм [3, с. 37]. ,
Диаметр вала под подшипник выбирают из стандартного ряда внутренних диаметров подшипников качения, принимаем 50 мм, т.к.этот диаметр должен быть кратен пяти.
Диаметр бурта под подшипник:
,
где r- радиус фаски подшипника, r = 2 мм [3. c. 37]
мм. Принимаем dbп1= 58 мм
Рис.6 Эскиз ведущего вала- шестерни.
Диаметр выходного конца ведомого вала при Т2= 1328,8 Н·м
Принимаем dв2= 55 мм
Диаметр вала под подшипниками: dn2=db2+4f2,
где f2 =3 мм[3,c.37]
dn2= 55+4.3 =67 мм; принимаем dn2= 70 мм.
Диаметр вала под колесом:
dK2=dn2+ (5…10)=75…80 мм; Принимаем dK2= 80 мм
Диаметр бурта под колесо :
dn2=dn2+3,2r,
где r=2,5мм [1,c 37]. dn2= 80+3,2.2,5= 88 мм. Принимаем dbп2= 90мм.
Рис.7 Эскиз ведомого вала.
4.3. Определение конструктивных размеров зубчатых колес.
В одноступенчатых редукторах ведущие валы выполняется за одно целое с шестерней; получаем конструкцию в виде вала – шестерни, колеса выполняют со ступицей, выступающей в обе стороны.
При диаметре da≈150…500мм колеса выполняют кованными или штампованными [1, табл.10.1].
Толщина обода колеса:
δо=(2,5…3)m= (2,5…3)4 =10…12мм .Принимаем δо=12мм
Толщина диска колеса:
с=(0,2…0,3)b2 =(0,2…0,3)70 =14…..21мм. Принимаем с=20мм
Диаметр ступицы колеса:
dст=1,6dк2= 1,6.80=128мм;
Длина ступицы колеса:
lcт=(1,2…1,5) dк2 = (1,2…1,5).80=96… 120мм. Принимаем lcт=96мм
Рис.8 Эскиз зубчатого колеса
В проектируемом редукторе нет осевых сил, поэтому выбираем подшипники шариковые радиальные однорядные (рис.6, табл.5).
Для исключения защемления вала в опорах из-за температурных деформаций предусматривается осевой зазор а=0,2…0,5 мм.
Рис.9 Подшипник шариковый радиальный однорядный ГОСТ 8338-75
Таблица 6 Параметры радиальных однорядных шарикоподшипников
|
Легкая серия |
||||||
|
Условное обозначение |
Размеры, мм |
Грузоподъемность, кН |
||||
|
d |
D |
В |
r |
Динамическая С |
Статическая Со |
|
|
210 |
50 |
90 |
20 |
2 |
35,1 |
19,8 |
|
214 |
70 |
125 |
24 |
2,5 |
61,8 |
37,5 |
Так как окружная скорость в зацеплении υ<12 м/с применяется картерное смазывание – окунанием зубчатых колес в масло, заливаемое внутрь корпуса.
При окружной скорости в зацеплении υ=2,7м/с, величине контактного напряжения кинематическая вязкость масла для смазывания зубчатых передач при 50ºС равна28.10-6 м2/с при 1000С[1,табл.10.9]. [4,табл.6].
По найденному значению вязкости выбираем масло индустриальное (без присадок) – И-30А. Этим же маслом производится смазывание подшипников.
Объём масла, заливаемого внутрь корпуса:
V = (0,25...0,5) · РTP = ( 0, 25...0,5).16=4 …8 л.
Этот объем масла должен помещаться внутри корпуса редуктора и определяется размерами: В х L х H.
где В – ширина внутренней части корпуса: В=105 мм;
L –длина внутренней части корпуса; L =580 мм;
H – высота уровня масла, заливаемого внутрь корпуса. H =70 мм.
В х L х H=0,105.0,58.0,0,7=4,3л.
Уровень масла в редукторе контролируется жезловым маслоуказателем.
Толщина стенок корпуса и крышки: [1, табл.10.2]
δ =0,025a+lмм>8мм; δ = 0,025 . 280 +1 = 8,0 мм Принимаем δ =10 мм.
δ1 =0.02a+l δ1 = 0,025 . 280+1 =8,0 мм. Принимаем δ1 =10 мм.
Bерхний пояс корпуса и пояс крышки
b=1,5 δ= 12 мм ;b1 =1,5 δ1 = 15 мм
нижний пояс корпуса
р= 2,35 δ1; р = 2,35 .10= 23,5мм. Принимаем р=24 мм.
Диаметры фундаментных болтов:
d1 =(0,03-0,036)а+12
d1 = (0,03 – 0,036) 280+12= 20,4…22,08мм. Принимаем болты с резьбой М24.
Диаметры болтов, крепящих крышку к корпусу у подшипников:
d2=(0,7…0, 75) d1= =(0,7…0, 75)24=16,8…..18 мм.
Принимаем болты с резьбой М16.
Диаметры болтов ,соединяющих крышку с корпусом :
d3=(0.5…0.6) d1= (0.5…0.6)24=12…14,4 мм.
Принимаем болты с резьбой M12.
Наименьший зазор между наружной поверхностью колеса и стенкой корпуса:
По диаметру А=(11,2)= 10 мм ;по торцам А1А= 10 мм
Диаметр штифта:dШdЗ= 10 мм
Длина штифта:lШ= b+b1+10= 40 мм
Длина гнезда под подшипник: l*=+c2+R+(35)
R1,1. d2= 17,6 мм Принимаем R= 18 мм, l*= 10+21+18+3= 52 мм . Принимаем l*=52мм.
Первый этап компоновки редуктора проводится для приближенного определения положения зубчатых колес относительно опор для последующего расчета реакций и проверки долговечности подшипников.
Компоновочный чертеж редуктора выполняется на миллиметровой бумаге в масштабе 1:1 в одной проекции .
Последовательность выполнения компоновки зубчатого цилиндрического редуктора сводится к следующему.
а) принимается зазор между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса А1=1,2δ, где δ=0,03 аw+1 (но не менее 8мм) – толщина стенки корпуса редуктора: δ=10 мм, принимаем δ=10 мм; А1=10 мм;
б) принимается зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса А= δ, А1=12 мм;
в) принимается расстояние между наружным кольцом подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса А= δ, А1=12 мм.
где В –ширина подшипников: а1=20/2=10 мм; а2=24/2=12мм.
Для проверки долговечности подшипников составляем пространственную схему действия сил (рис.10).
Рис.10 Пространственная схема сил .
На основе пространственной схемы составляем схемы нагружения каждого из валов и определяем нагрузку на подшипники с учетом внешних сил и сил в зацеплении.
4.8.1 Ведущий вал.
Усилия в зацеплении: окружная сила: Ft1= 5932 H; радиальная сила Fr1= 2159 H; Fв- нагрузка от ременной передачи; Fв=2056Н
Угол наклона ременной передачи , составляющие нагрузки:
Fвх= Fвcos 600=2056.0,5 =1028 Н
Fву= Fвsin 600=2056.0,866 =1780 Н
Схема нагружения ведущего вала показана на рис.11. Расстояния между точками приложения реакций получены из первого этапа эскизной компоновки редуктора: l1= 80 мм l2= 80 мм, l3= 98 мм.
Определяем опорные реакции из уравнений статики в плоскости XОZ :
Σ М (1 ) =0;
Fву· l3+Ft1 l2- Rx2 ( l1 + l2)=0
Rx2 = Fву. l3+Ft1. l2/( l1 + l2)=
Σ М ( 2 ) =0;
Fву (l1 + l2 + l3)- Rxl ( l1 + l2)- Ft1 l1=0;
Rxl = Fву. (l1 + l2 + l3)- Ft1 .l1/ (l1 + l2)=
Проверка: Rx1 - Rx2 – Fву + Ft1 =0
В плоскости YОZ:
Σ М (1 ) =0;
Fвх l3 +Fr1 l2-Rу2 ( l1 + l2)=0
Rу2= Fвх l3 +Fr1 l2/( l1 + l2)=
Σ М ( 2 ) =0; Fвх. (l1 + l2 + l3)+ Ry1. ( l1 + l2)-Fr1. l1;
Ry1= -Fвх. (l1 + l2 + l3)+Fr1. l1/ ( l1 + l2) =
Проверка: Ryl -Ry2 - Fвх. +Fr1 =0
Суммарные радиальные реакции опор определяются по формулам:
Рассмотрим более нагруженный подшипник № 2:
Рис.11 Схема нагружения ведущего вала
Эквивалентная нагрузка: PЭ = (X · v · Prl + Y · Fа1) · Kб · KT,
где Х- коэффициент радиальной нагрузки; Х= 1,0
Y- коэффициент осевой нагрузки; У= 0
v – коэффициент вращения кольца; при вращающемся внутреннем кольце подшипника v =1,0.
Kб – коэффициент безопасности; для редукторов всех типов Kб=1,4 [1, табл. 9.19].
КT = температурный коэффициент. При температуре подшипника менее 100 С0 КT =1,0.
PЭ =1.4397 .1,4=6156 Н
Расчетная долговечность подшипника в часах:
Lh = 106(С/Рэ)3/60n1,
где n 1- частота вращения ведущего вала ; n 1=460,6 мин-1;
С- динамическая грузоподъемность подшипника № 210, Н.
Полученная долговечность меньше требуемой по ГОСТ 16162-85, которая для зубчатых редукторов составляет 10000 часов , поэтому выбираем подшипники № 310 средней серии , для которых динамическая грузоподъемность С = 65,8 кН.
Полученная долговечность больше требуемой по ГОСТ 16162-85, поэтому выбранные подшипники № 310 подходят для ведущего вала редуктора.
4.8.2.Ведомый вал.
Окружная сила: Ft2= 5932 H; радиальная сила Fr2= 2159 H.
Fм2- консольная нагрузка от муфты; Fм2=125
Расстояния между точками приложения реакций получены из первого этапа эскизной компоновки редуктора: l1= 84 мм l2= 84 мм, l3= 136 мм.
Определяем опорные реакции из уравнений статики в плоскости XОZ :
Σ М (4 ) =0;
Рис.12 Схема нагружения ведомого вала
Fм2· l3+Ft2 l2- Rx3 ( l1 + l2)=0
Rx3 = Fм2. L1+Ft1. l2/( l1 + l2)=
Σ М ( 3 ) =0; Fм2 (l1 + l2 + l3)- Rx4 ( l1 + l2)- Ft2 l1=0;
Rx4 = Fм2. (l1 + l2 + l3)- Ft2 .l1/ (l1 + l2)=
Проверка: -Rx4 + Rx3 + Fм2 – Ft2 =0
В плоскости YОZ: Σ М (3 ) =0;
-Fr2 l1+Rу4 ( l1 + l2)=0
Rу4= Fr2 l2/( l1 + l2)=
Σ М ( 4 ) =0; -Ry3. ( l1 + l2)+Fr2. l2;
Ry3 =Fr2. l2/ ( l1 + l2 )=
Проверка: Ryl +Ry2 - Fr2 =0
Суммарные радиальные реакции опор определяются по формулам:
Рассмотрим более нагруженный подшипник №3:
Эквивалентная нагрузка: PЭ = (X · v · Prl + Y · Fа1) · Kб · KT
PЭ =1. 6900.1,4=9660Н
Расчетная долговечность подшипника в часах:
Lh = 106(С/Рэ)3/60n1,
где n 2- частота вращения ведомого вала ;
С- динамическая грузоподъемность подшипника № 214, Кн.
Полученная долговечность больше требуемой по ГОСТ 16162-85, которая для зубчатых редукторов составляет 10000 часов, поэтому выбранные подшипники № 214 подходят для ведомого вала редуктора.
Для соединения валов с деталями, передающими вращение, применяют шпонки. На ведущем и ведомом валах применяем шпонки призматические с плоскими торцами по ГОСТ 23360-78 (рис.13), [1, табл. 8.9].
Материал шпонок - сталь 45 – нормализация.
Соединение проверяем на смятие:
,
где Т – крутящий момент на валу;
d – диаметр вала в месте установки шпонки, мм;
h – высота шпонки, мм;
t1 – глубина паза под шпонку в валу, мм;
[σ]см – допускаемое напряжение смятия, [σ]см =120 МПа, т. к. привод является нереверсивным;
l – рабочая длина шпонки, мм
Рис.13 Эскиз шпоночного соединения
4.9.1 Расчет шпонки выходного конца быстроходного вала:
Принимаем длину выходного конца быстроходного вала 82 мм
Т1=324,4·103 Н·мм; bxh=12х8мм; l=70мм; t1=4,0 мм; d=40мм;
σсм =2·324,4·103/40·(8-4)·70 =57,9МПа<[σ]см.
4.9.2 Расчет шпонки выходного конца тихоходного вала:
Принимаем длину выходного конца тихоходного вала 82 мм
Т2=1328,8.103 Н·мм; bxh=16х10мм; l=70мм; t1=5,0 мм; d=55мм;
тихоходного вала σсм =2·1328,8.103/55·(10-5)·70=138 МПа>[σ]см.
Поскольку напряжения смятии превышают допустимые, на выходном конце тихоходного вала устанавливаем две шпонки под углом 1800 , тогда:
σсм =138/2=69 МПа<[σ]см.
Т2=1328,8.103 Н·мм; bxh=22х14мм; l=92мм; t1=9,0 мм; d=80мм;
σсм =2·1328,8.103 /80(14-9)·92 =72,2 МПа<[σ]см.
Прочность всех шпоночных соединений достаточна.
Уточнённый расчёт состоит в определении коэффициентов запаса прочности S для опасных сечений и сравнении их с требуемыми значениями [S]. Прочность соблюдена при S[S]=2,5.
4.10.1 Ведущий вал:
Предел прочности материала вала - стали 45, σВ=780 МПа [2, табл.1];
Предел выносливости при симметричном цикле напряжений изгиба σ-1=350 МПа. Найдем предел выносливости при цикле касательных напряжений:
τ-1=0,58·σ-1= 203МПа.
Опасное сечение ведущего вала- сечение А-А( рис.11). Это сечение при передаче вращающего момента от электродвигателя и ременной передачи рассчитываем на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки. Коэффициент запаса прочности определяется по формуле:
,
где β – коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности, β=0,97;
ετ – масштабный фактор для касательных напряжений, ετ=0,83 [1, табл.8.8];
kτ – эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений, kτ=1,9 [1, табл.8.5];
ψτ=0,1 [1, c.166, 164] ;
τυ и τm – амплитуда и среднее напряжение от нулевого цикла;
τυ = Т/Wк,
где Wк – момент сопротивления кручению;
Т- крутящий момент, Т1=324,4·103 Н·мм.
Момент сопротивления кручению определяется по формуле:
,
где d=40 мм, b=12 мм, t1=5 мм.
τυ = 324,4·103/12,18.103= 26,6МПа,
S =
Сечение Б-Б.
В этом сечении концентратором напряжений является посадка подшипника опоры №1 с натягом (см. рис.11).
Коэффициент запаса прочности по напряжениям кручения:
,
где τ-1=203МПа; β=0,95; kτ/ετ=2,56 [1, табл.8.7]. d=50 мм.
τυ = Т1/Wк,
где Т1=324,4·103 Н·мм.
Момент сопротивления кручению определяется по формуле:
,
где - момент сопротивления изгибу:
,=25.103мм3
τm=τυ = 324,4·103/25.103=12,9МПа,
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям определяется по формуле:
,
где σ-1=350 МПа; kσ/εσ=3,6 [1, табл.8.7]; ψs=0,27 [1, c.166, 164];
Изгибающий момент в сечении Б-Б:
Ми=.103Н·мм (см. рис.11).
sυ= Ми/Wи=201,4.103/12,5.103=16,21 МПа.
.
Результирующий коэффициент запаса прочности:
.
Рассмотрим сечение в середине пролета под шестерней (сечение В-В). Концентратор напряжений – зубья шестерни. К = 1,5; = 0,73 εσ =1,6; Кσ =1, 6; β=0,97.
Момент сопротивления кручению поперечного сечения вала:
=
Амплитуда напряжений кручения :
τа =τm=
Wx- момент сопротивления изгибу поперечного сечения вала -шестерни: Wx=29,03.103мм3
Мизг – суммарный изгибающий момент в сечении под опорой №4 (см. рис.11):
Мизг =
Коэффициент запаса прочности по напряжениям изгиба:
Результирующий коэффициент запаса прочности:
4.10.2 Ведомый вал:
Рассмотрим сечение на входном участке вала (А –А, рис.12). Концентратор напряжений обусловлен наличием шпоночной канавки, вал испытывает напряжения кручения. Коэффициенты концентрации напряжений по кручению: К = 1, 9 [1, табл. 8.5]
Масштабный фактор: = 0,73 [1, табл. 8.8]
β – коэффициент , учитывающий качество обработки; β=0,97; [1,с162.].
Wк нетто- момент сопротивления кручению поперечного сечения вала:
=
Амплитуда напряжений кручения τа =τm=
Второе опасное сечение Б-Б - участок вала под подшипником, ослабленный посадкой с натягом (см. рис.12).
τ-1=203 МПа; β=0,95; kτ/ετ=2,95 [1, табл.8.7]; d=45 мм.
τυ = Т/Wк,
где Т2=1328,8·103 Н·мм.
Момент сопротивления кручению: ,
где - момент сопротивления изгибу.
,
;
τυ = 1328,8·103/68600= 19,3 МПа,
.
σ-1=350 МПа; kσ/εσ=4,25 [1, табл.8.7]; ψs=0,27 [1, c.166, 164]; d=35 мм.
Изгибающий момент в сечении В-В: Ми=619,6 Н·м (см. рис.12);
sυ= Ми/Wи=619600/34300=20,16МПа;
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
.
Результирующий коэффициент запаса прочности:
.
Рассмотрим сечение в середине пролета под колесом (сечение В-В). Концентратор напряжений –шпоночная канавка. К = 1,5; = 0,73 εσ = 1, 6; Кσ = 1, 6; β=0,97.
Wк нетто- момент сопротивления кручению поперечного сечения вала:
=
Амплитуда напряжений кручения :
τа =τm=
Wx- момент сопротивления изгибу поперечного сечения вала: Wx=50,3.103мм3
Мизг – суммарный изгибающий момент в рассматриваемом сечении:
Мизг =
Коэффициент запаса прочности по напряжениям изгиба:
Результирующий коэффициент запаса прочности:
Таким образом, в наиболее опасных сечениях валов , т.е. прочность ведущего и ведомого валов достаточна.
4.11 Выбор уплотнений валов.
Уплотнительные устройства применяют для предохранения от вытекания смазки из подшипниковых узлов, а так же для защиты их от попадания извне пыли и влаги. В качестве уплотнений для валов используются манжетные уплотнения, т.к. они широко применяют при жидкой смазке подшипников.
Манжета (рис. 14) состоит из корпуса, изготовленного из бензомаслостойкой резины, каркаса, представляющего собой стальное кольцо Г- образного сечения, и браслетной пружины. Каркас придает корпусу манжеты жесткость. Браслетная пружина стягивает уплотняющую часть манжеты, вследствие чего образуется рабочая кромка шириной b=0,4…0,6 мм, плотно охватывающая поверхность вала. Манжеты применяют при скорости скольжения до20м/с.
Рис.14 Резиновая армированная манжета ГОСТ 8752-79.
Размеры манжеты для ведущего вала: d х D х h=50х 70 х10мм
Размеры манжеты для ведомого вала: d х D х h=70х 95х12мм
Скорость скольжения ведущего вала:
Vcк1= ,
где n1- частота вращения ведущего вала редуктора; n1=460,6мин-1;
dв1 – диаметр вала под манжетой; dв1 =50мм
Vcк1=
Скорость скольжения ведомого вала:
Vcк2= ,
где n2- частота вращения ведущего вала редуктора; n2=115,1мин-1;
dв1 – диаметр вала под манжетой; dв1 =70мм
Vcк1=
Поскольку рабочая скорость в зоне контакта кромки манжеты меньше допускаемой, выбранные манжеты подходят в качестве уплотнений для проектируемого редуктора.
4.12. Выбор крышек подшипников
Выбираем закладные крышки подшипников (рис.15). Эти крышки не требуют крепления к корпусу винтами. Кольцевой выступ, выполненный на наружней поверхности крышки, препятствует вытеканию масла из корпуса. Размеры крышек определяют в зависимости диаметра подшипника D [2, с.114].
Для ведущего вала: Крышка сквозная: S - толщина кольцевого выступа: S =8 мм; D=90мм, Do =100мм; d=80 мм.
Крышка глухая: S - толщина кольцевого выступа: S =8 мм; D=90мм, Do =100мм; d=80 мм.
Для ведомого вала: Крышка сквозная: S - толщина кольцевого выступа: S =8 мм; D=125мм, Do =135мм; d=115 мм.
Рис.15 Крышки подшипника закладные: глухая и сквозная
Крышка глухая: S - толщина кольцевого выступа: S =8 мм; D=125мм,
Do =135мм; d=115 мм.
Перед сборкой внутреннюю поверхность корпуса редуктора тщательно обрабатывают, очищают и покрывают маслостойкой краской.
Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов:
- на ведущий вал напрессовывают подшипники, предварительно нагретые в масле до 80-100 градусов;
- в ведомый вал закладывают шпонки и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала, затем надевают распорную втулку и напрессовывают подшипники, предварительно нагретые в масле.
Собранные валы укла дывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса герметиком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью 2-х конических штифтов; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу. Проверяют проворачивание валов, отсутствие заклинивания подшипников от руки и закрепляют крышку.
На конец ведомого вала в шпоночную канавку закладывают шпонку. Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель, заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой из технического картона, закрепляют крышку болтами.
Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.
5 Выбор муфты
Для соединения тихоходного вала редуктора с валом рабочей машины применим муфту зубчатую по ГОСТ 5006-83. Диаметр соединяемых валов d=55 мм; наружный диаметр муфты D=220 мм; общая длина муфты l =170 мм Предельно допустимый передаваемый момент [T] =3150 Н·м. (рис.16).
Допускаемое радиальное смещение валов: r=0,5 мм
Допускаемое угловое смещение валов до 1,50.
Твёрдость рабочих поверхностей зубьев HRC 40-45.
Рис.16 Муфта зубчатая МЗ-55-3150 ГОСТ 5006-83.
Таблица 7 Основные размеры муфты МЗ-55-3150
|
Крутящий момент, Нм |
d,мм |
D,мм |
L,мм |
Частота вращения, мин-1 |
|
3150 |
55 |
220 |
170 |
4000 |
Расчетный момент на ведомом валу:
Тр=Т2 Кр, [4, с.422],
где Т3 – вращающий момент на ведомом валу привода:
Кр - коэффициент режима работы:
Кр=К1 К2 К3
К1- учитывает ответственность работы – коэффициент безопасности, К1=1,2;
К2- коэффициент динамичности, К2=1,5 для среднего режима работы привода;
К3- коэффициент углового смещения валов; К3=1,25 при смещении осей валов до1,5º.
Расчетный момент на ведомом валу;
Тр= 1328,8.1,2.1,5.1,25 = 2989 Нм.
Величина Тр<[T] = 3150 Нм, т.е. муфта подходит по передаваемому моменту.
Предельная частота вращения муфты [n]=4000мин-1, частота вращения выходного вала nвых=115 мин-1 <[n]=4000мин-1, т.е. муфта подходит по частоте вращения.
4.Решетов Д.Н. Детали машин. Атлас конструкций. – М.: Машиностроение, 1979. – 367 с., ил.
6. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. Т3.,М.Машиностроение-1985г.
EMBED AutoCAD.Drawing.15