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
Техническое задание №
Частота вращения вала двигателя ;
Частота вращения выходного вала ;
Вращающий момент на выходном валу ;
Срок службы редуктора (в годах) ;
Тип редуктора: конический (КР);
Коэффициенты нагрузки ; .
Введение
Большинство современных машин и механизмов технологического и транспортного оборудования имеют привод, содержащий электродвигатель и редуктор.
Конструктивно привод состоит из двигателя и редуктора, соединенные муфтой, которые смонтированы на общем основании: литой плите или раме. Выходной вал редуктора стыкуется с исполнительным агрегатом, рабочее сопротивление которого составляет нагрузку на привод.
Редуктор – это механизм, служащий для уменьшения частоты вращения и увеличения вращающего момента. Редуктор состоит из литого чугунного корпуса, в котором размещены зубчатые или червячные передачи, закрепленные на валах. Передача движения от колес к валам и наоборот производится с помощью шпонок. Валы опираются на подшипники качения, размещенные в гнездах корпуса. Подшипники удерживаются от осевого смещения крышками, которые с двух сторон привертываются винтами к корпусу редуктора.
Для уменьшения потерь на трение детали передач смазываются маслом. Уровень масла контролируется маслоуказателем. Масло заливается через смотровое окно. Это окно закрывается крышкой с пробкой-отдушиной через которую из редуктора улетучиваются пары разогретого масла. Загрязненное масло удаляется через сливное отверстие, закрываемое резьбовой пробкой. Для предотвращения выбросов масла из редуктора на входном и выходном валах устанавливаются уплотнения в виде резиновых манжет.
Все детали редуктора разделяются на оригинальные и стандартные. Оригинальные – это детали передач (шестерни, колеса, червяк), валы, корпус редуктора. Размеры валов и колес находят из проектных и проверочных расчетов. Размеры элементов корпуса принимают в основном конструктивно. Стандартные изделия (шпонки, подшипники, муфты) подбирают по размерам валов и для них выполняют только проверочные расчеты. Остальные детали (крышки, маслоуказатель, пробки, уплотнения и т.д.) не воспринимают нагрузку и их размеры назначают конструктивно.
Электродвигатель обеспечивает начальное вращательное движение с требуемой мощностью и частотой вращения. Стандартные двигатели общепромышленного применения серии 4А (ГОСТ 19523-81) имеют частоту вращения вала 750, 1000, 1500 и 3000 об / мин.
Мощность на выходном валу редуктора
Рвых=; кВт
Требуемая мощность двигателя определяется зависимостью:
; кВт
где - к.п.д. конического редуктора.
По таблице 1 выбирают тип электродвигателя с заданной частотой вращения и мощностью
Таблица 1
|
Рдв, кВт |
nдв, об/мин |
|||
|
3000 |
1500 |
1000 |
750 |
|
|
0,55 0,75 1,1 1,5 2,2 3,0 4,0 5,5 7,5 11 |
63В 71A 71B 80A 80B 90L 100S 100L 112M 132M |
71A 71B 80A 80B 90L 100S 100L 112M 132S 132M |
71B 80A 80B 90L 100L 112M 112M 132S 132M 160S |
80B 90L 90L 100L 112M 112M 132S 132M 160S 160M |
Таблица 2
|
Тип двигателя |
Основные размеры электродвигателей, исполнение М100 |
|||||||||||||
|
dдв |
l1 |
l30 |
h31 |
D |
h |
l31 |
l10 |
l0 |
l4 |
b10 |
b0 |
d10 |
h10 |
|
|
А50А(В) |
9 |
20 |
174 |
142 |
94 |
50 |
32 |
63 |
86 |
40 |
80 |
110 |
5,8 |
б |
|
А56А(В) |
11 |
23 |
194 |
152 |
105 |
56 |
36 |
71 |
94 |
45 |
90 |
120 |
5,8 |
7 |
|
А63А(В) |
14 |
30 |
216 |
164 |
120 |
63 |
40 |
80 |
108 |
70 |
100 |
135 |
7,0 |
7 |
|
71А(В) |
19 |
40 |
285 |
201 |
130 |
71 |
45 |
90 |
108 |
85 |
112 |
150 |
7,0 |
9 |
|
80А(В) |
22 |
50 |
320 |
218 |
150 |
80 |
50 |
100 |
140 |
90 |
125 |
175 |
10 |
10 |
|
90L |
24 |
50 |
350 |
243 |
160 |
90 |
56 |
125 |
165 |
90 |
140 |
190 |
10 |
11 |
|
100S |
28 |
60 |
362 |
263 |
190 |
100 |
63 |
112 |
160 |
95 |
160 |
220 |
12 |
12 |
|
100L |
28 |
60 |
392 |
263 |
190 |
100 |
63 |
140 |
188 |
95 |
160 |
220 |
12 |
12 |
|
112М |
32 |
80 |
452 |
310 |
210 |
112 |
70 |
140 |
188 |
125 |
190 |
250 |
12 |
12 |
|
132S |
38 |
80 |
480 |
350 |
250 |
132 |
89 |
140 |
188 |
140 |
216 |
280 |
12 |
13 |
|
132М |
38 |
80 |
530 |
350 |
250 |
132 |
89 |
178 |
226 |
150 |
216 |
280 |
12 |
13 |
|
160S |
42 |
110 |
624 |
430 |
300 |
160 |
108 |
178 |
238 |
190 |
254 |
330 |
15 |
16 |
|
160М |
42 |
110 |
667 |
430 |
300 |
160 |
108 |
210 |
277 |
200 |
254 |
330 |
15 |
16 |
2. Кинематический и силовой анализ
Передаточное отношение – основной параметр, характеризующий способность передаточного механизма изменять частоту вращения и вращающий момент ведомого звена по отношению к ведущему.
Передаточное отношение редуктора равно:
Частота вращения первого (входного) вала: , об/мин;
Частота вращения второго (выходного) вала: , об/мин.
Вращающий момент на выходном (втором) валу:
, Нм.
Вращающий момент на ведущем валу:
; Нм.
На кинематической схеме привода (рис. 3) следует указать параметры, рассчитанные в данном разделе.
для конических зубчатых колес.
Зубчатые колеса конических передач изготавливают из сталей, подвергаемых термической обработке. Марку стали выбирают в зависимости от назначаемой твердости НВ. Ориентировочно твердость стали можно определить по зависимости:
,
где - вращающий момент на входном валу редуктора, Нм;
- диаметр вала электродвигателя в мм, принимается из таблицы 2.
Величину округляем до целого числа (в большую сторону), кратного 10. Например, пусть расчетное значение . Тогда принимаем . По таблице 3 назначаем марку стали и выписываем её характеристики: предел прочности и предел текучести , а также вид термообработки.
Таблица 3
Допускаемые напряжения определяют в зависимости от видов повреждений зубчатых передач, режима нагружения, механических характеристик материала зубчатых колес и заданного срока службы передачи.
Основными видами повреждений зубчатых передач являются:
а) усталостное выкрашивание – разрушение рабочих поверхностей зубьев, вызываемое переменными контактными напряжениями .
б) поломка зуба – разрушение в результате развития усталостной трещины, образующейся под действием переменных изгибных напряжений .
Допускаемые напряжения на контактную и изгибную выносливость рассчитывают для наиболее слабого звена в передаче. Таким звеном для конических передач является шестерня, испытывающая наибольшее количество циклов нагружения в течение заданного срока службы привода. .
Фактическое число циклов нагружения ведущей шестерни за весь период эксплуатации определяется по зависимости:
,
где - частота вращения вала шестерни, об/мин;
- суммарное время работы передачи в часах:
, час.
Параметры , , приведены в техническом задании.
Допускаемые напряжения на контактную выносливость определяют по формуле:
, МПа;
где - предел контактной выносливости, МПа ;
;
- коэффициент запаса контактной прочности;
- коэффициент долговечности;
Здесь - базовое число циклов:
Диапазон значений коэффициента находится в пределах
Если при расчете получится, что , то следует принять .
Допускаемое напряжение на изгибную выносливость определяют по формуле:
, МПа;
где - предел изгибной выносливости определяется в зависимости от твердости материала НВ:
, МПа.
- коэффициент запаса изгибной прочности;
- коэффициент долговечности;
Здесь - базовое число циклов.
Диапазон значений коэффициента находится в пределах:
Если при расчете получится, что , то следует принять .
Конические зубчатые колеса применяют для передачи вращения между валами, оси которых пересекаются. Угол пересечения оси может быть от 10 до 170°. Чаще всего оси пересекаются под углом 90°.
Изготовление и монтаж конических колес сложнее, чем цилиндрических. Используются они, как правило, в быстроходной ступени, имеющей меньшую нагрузку. При сборке требуется точная регулировка.
Ниже приводится методика расчета и проектирования прямозубых передач с углом пересечения осей 90°.
4.1. Расчет чисел зубьев передачи.
Передаточное отношение u реализуется в зубчатых механизмах за счет соотношения чисел зубьев ведомого и ведущего звеньев.
Расчетное число зубьев шестерни определяют по зависимости:
Значение округляют до целого числа .
Расчетное число зубьев колеса , необходимое для реализации передаточного отношения u, определяют по зависимости:
Полученное значение округляют до целого числа .
4.2. Проектный расчет передачи.
Рассчитывают основные геометрические параметры (с точностью до 0,01мм) из условия контактно-усталостной выносливости активных поверхностей зубьев.
Расчетный внешний делительный диаметр шестерни:
, мм
где = 1,1 – коэффициент нагрузки, учитывающий неравномерность её распределения.
Расчетный внешний модуль зацепления
, мм
Полученную величину следует округлить в большую сторону по ряду:
1 1,25 1,5 2 2,5 3 4 5 6 8.
Внешнее конусное расстояние
, мм.
Углы делительных конусов
колеса: ,
шестерни: .
Внешний диаметр делительной окружности шестерни:
, мм.
Внешний диаметр делительной окружности колеса:
, мм.
Внешние диаметры окружностей вершин зубьев шестерни и
колеса :
, мм
, мм
Ширина зубчатого зацепления
.
Величину следует округлить в большую сторону до четного числа.
Внешняя высота зуба:
4.3. Проверочный расчет передачи.
Проверяют условия контактной и изгибной выносливости зубьев шестерни, как наиболее слабого звена зубчатой передачи.
Рабочее контактное напряжение :
, МПа.
Условие контактной выносливости: .
Если это условие не выполняется, то увеличивают модуль зацепления, принимая следующее большее стандартное значение, и повторяют расчет.
Рабочее напряжение изгиба в зубьях шестерни:
, МПа
где = 1,3 – коэффициент нагрузки при изгибе, учитывающий неравномерность распределения нагрузки и её динамический характер;
– коэффициент формы зуба, равный:
.
Условие изгибной выносливости:
Если условие изгибной выносливости не выполняется, то увеличивают модуль зацепления, принимая следующее большее стандартное значение, и повторяют расчет.
4.4. Усилия в зацеплении.
Для последующих расчетов по оценке работоспособности валов и подшипников определяют силы, возникающие в зацеплении при передаче вращающего момента и действующие на колесо (обозначено индексом 2).
- окружная сила , Н:
,
- радиальная сила , Н:
,
где = 20 - угол зацепления.
- осевая , Н:
,
Подбор подшипников
Валы предназначены для поддержания вращающихся деталей и передачи крутящих моментов. Ведущий вал получает движение от двигателя и большинство из них изготавливаются заодно с шестерней.
При проектном расчете валов используют основное уравнение прочности при кручении и определяют диаметры консольных участков входного и выходного валов по заниженным касательным напряжениям
мм; …мм.
где , - крутящие моменты на входном и выходном валах редуктора, Нм;
- допускаемое касательное напряжение в МПа. Им предварительно задаются в пределах 2040 МПа для валов, на которых установлены зубчатые колеса.
По этим значениям определяют только приблизительные значения входного и выходного концов валов. Затем диаметр входного вала согласовывают со стандартной муфтой таким образом, чтобы можно было соединить этой муфтой вал двигателя и вал редуктора. Часто принимают диаметр вала под муфту равным диаметру вала двигателя. .
Валы выполняют ступенчатыми для удобства фиксации устанавливаемых на них деталей.
5.1. Входной вал.
Предварительный диаметр выходного участка вала равен:
, мм
где [] = 20 МПа – допускаемое напряжение кручения.
Принимаем dв1 = dдв мм.
Диаметр ступени под уплотнение:
dу1 = dв1 + (35) мм
Значение диаметра dу1 принять по ряду: 20 22 24 25 28 30 32 35 36 38 40 42.
Диаметр резьбы цилиндрической гайки:
мм
Диаметр ступени под подшипники:
dп1 = dр + (15) мм
Значение диаметра dп1 принять по ряду: 20 25 30 35 40 45.
Диаметр упорного буртика:
dб1 = dп1 + 10 мм
В опорах валов устанавливаем конические роликоподшипники легкой серии. Габаритные размеры берутся из каталога на роликоподшипники (см. таблицу 3).: d = dп1 = мм, D = мм, Т = мм.
Динамическая грузоподъемность подшипника Н.
Таблица 3
|
Обозначение |
d |
D |
Т |
Cr, Н |
|
7204 7205 7206 7207 7208 7209 7210 7211 7212 7213 |
20 25 30 35 40 45 50 55 60 65 |
47 52 62 72 80 85 90 100 110 115 |
15,5 16,5 17,5 18,5 20 21 21,75 23 24 25,5 |
21000 24000 31000 38500 46500 50000 56000 65000 78000 86000 |
5.2. Выходной вал.
Предварительный диаметр выходного участка вала равен:
, мм
Если , то принимаем dв2 = dв1 + 6 мм
Диаметр ступени под уплотнение:
dу2 = dв2 + (35) мм
Значение диаметра dу2 принять по ряду: 30 32 35 36 38 40 42 45 48 50 52 55.
Диаметр ступени под подшипники:
dп2 = dу2 + (15) мм.
Значение диаметра dп2 принять по ряду: 20 25 30 35 40 45 50 55 60.
Диаметр ступени под коническое колесо:
dк2 = dп2 + 5 мм.
Диаметр упорного буртика:
dб2 = dк2 + 10 мм.
В опорах валов устанавливаем конические роликоподшипники легкой серии
Габаритные размеры подшипников берутся по ГОСТ 333-79 (см. таблицу 3):
d = dп2 = мм, D = мм, Т = мм
Динамическая грузоподъемность подшипников Сr = Н
Толщина стенки корпуса
, мм
Принимаем = мм (значение округлить в большую сторону по ряду: 6 8 10)
Диаметр стяжных болтов
, мм
Принимаем dБ = 8 мм.
Ширина фланца корпуса
К = 3dБ, мм
Толщина фланца корпуса и крышки корпуса
фл = 1,5, мм
Толщина фланца основания корпуса
осн = 2, мм
Толщина ребер жесткости
ж = 5 мм
Диаметр фундаментных болтов
dФ = dБ + 2 мм
Ширина фланца основания корпуса
Кл = 3dФ, мм
Диаметр винтов крышек подшипников
dв = 6 мм
По результатам расчетов п. 4…6 следует выполнить эскизную компоновку сборочного чертежа редуктора. После уточнения линейных размеров отдельных деталей продолжается дальнейший расчет.
Шпонки предназначены для передачи вращающих моментов в соединениях вал-ступица. В редукторах широко применяют призматические шпонки с закругленными концами, которые устанавливают на консольных участках входного и выходного валов и в местах установки на валах зубчатых колес.
Боковые грани шпонки испытывают деформацию смятия. Для стальных шпонок МПа.
Сечение шпонки bh выбирается по диаметру вала, длина l назначается на 510 мм меньше длины соответствующей ступени вала L и принимается по ряду длин стандартных шпонок (см. таблицу 4). В обозначении шпонки указываются ее размеры: bh l мм.
7.1. Входной вал
По диаметру dв1 и длине выходного участка L = 2dв1 (см. эскизную компоновку) выбираем шпонку ……… мм.
Проверочный расчет на смятие:
,
где t1 – глубина паза на валу (см. таблицу 4).
7.2. Выходной вал
Для выходного участка по диаметру dв2 и его длине L = 2dв2 (см. эскизную компоновку) выбираем шпонку ……… мм.
Проверочный расчет на смятие:
Для ступени под колесо сечение шпонки bh выбираем по диаметру dк2 , а длину – по длине ступицы колеса L = lст (см. эскизную компоновку): ……… мм.
Проверочный расчет на смятие:
Параметры шпоночного соединения по ГОСТ 23360-78
Таблица 4
|
Диаметр вала |
b |
h |
Глубина паза вала, t1 |
Глубина паза отверстия, t2 |
|
17…22 23…30 31…38 39…44 45…50 51…58 59…65 |
6 8 10 12 14 16 18 |
6 7 8 8 9 10 11 |
3,5 4 5 5 5,5 6 7 |
2,8 3,3 3,3 3,3 3,8 4,3 4,4 |
Стандартный ряд длин: 20 22 25 28 32 36 40 45 50 56 63 70 80 90 100 110
Под действием сил в зацеплении колес в поперечных сечениях вала возникают повторно-переменные напряжения, которые приводят к усталостному разрушению. Проверочный расчет на усталостную прочность ведется в опасном сечении вала. Оно определяется при помощи эпюр внутренних силовых факторов.
Вал считается прочным, если выполняется условие:
,
где - расчетный коэффициент запаса усталостной прочности;
- допускаемый коэффициент запаса усталостной прочности.
Расчет ведется в следующей последовательности:
8.1. Расчет и построение эпюр изгибающих моментов
Расчет на усталостную прочность ведется в наиболее опасном сечении, которое определяется по эпюре моментов. Для их построения определим реакции в опорах для каждой плоскости.
Нагрузкой на вал являются усилия в зацеплении колес (см раздел 4.4.).
Ft2 = H; Fr2 = H; Fa2 = H;
l1 = мм; l2 = мм; d2 = 0,875·de2, мм.
Расстояния и измеряются на эскизной компоновке между внутренним торцом роликоподшипников и серединой ширины конического колеса (см. ниже расчетную схему). Внешний делительный диаметр de2 рассчитан в п. 4.2.
Горизонтальная плоскость Аxz. Действует сила .
Определим реакции в опорах:
, Н; , Н
Проверка:
Изгибающие моменты для построения эпюр:
В сечении х1 : 0 х1 l1
x1 = 0 MY1 = 0
x1 = l1 , Н·мм
В сечении х2 : 0 х2 l2
x2 = 0 MY = 0
x2 = l2 , Нмм
Вертикальная плоскость Аху. Действующие нагрузки: Fr2 и Fa2.
Определим реакции в опорах:
;
, Н
, Н
Проверка:
Рассчитываем изгибающие моменты МZ и строим эпюру:
В сечении х1 : 0 х1 l1
x1 = 0 MZ1 = 0
x1 = l1 , Нмм.
В сечении х2 : 0 х2 l2
x2 = 0 Mz2 = 0
x2 = l2 , Н·мм.
Если реакция получилась отрицательной, то при и соответствующая эпюра изгибающего момента изображена пунктирной линией.
Суммарный изгибающий момент равен:
, Нмм
, Н·мм
Плоскость Ауz. Действует момент , Нмм.
Крутящий момент , Нмм.
Анализ эпюр показывает, что наиболее опасным, с точки зрения усталостной прочности, является сечение вала под зубчатым колесом, в котором действует наибольший изгибающий момент Мu и крутящий момент .
8.2. Расчет коэффициента запаса усталостной прочности
Вал изготавливаем из стали 40 (ГОСТ 1054-74) с пределом прочности в = 620 МПа и пределами выносливости на изгиб -1 и кручение -1:
МПа
МПа
Коэффициенты концентрации напряжений:
Коэффициенты, учитывающие масштабные факторы:
Коэффициент шероховатости:
Коэффициенты асимметрии цикла: ;
Осевой W и полярный Wр моменты сопротивления:
, мм3
, мм3
где b, t1 – ширина и глубина шпоночного паза на валу (см. раздел 7).
Напряжения в опасном сечении:
, МПа; ;
, МПа
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям изгиба:
.
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям кручения:
.
Общий коэффициент запаса усталостной прочности:
Проверка условия прочности .
Подшипники обеспечивают плавность вращения и фиксированное положение (в радиальном и осевом направлениях) вращающихся деталей в механизме. В редукторе наиболее нагруженные подшипники рассчитывают на долговечность. Они считаются выбранными правильно, если обеспечивается условие ,
где - долговечность подшипника в часах, - суммарное время работы передачи
Рассчитаем нагрузку на подшипник.
Реакции опор (см. раздел 8.1):
RAz = Н
RAу = Н
RВz = Н
RВу = Н
Осевая сила Н
Динамическая грузоподъемность подшипников (см. раздел 5):
Сr = Н
Полные реакции опор
, Н
, Н
Параметр осевого нагружения:
Осевые составляющие реакций опор
, Н
, Н
Результирующие осевые нагрузки на опоры
Так как , то
Н;
Н.
Коэффициенты радиальной Х и осевой У нагрузок
и ;
и ;
Приведенная радиальная нагрузка на каждой опоре
, Н
, Н
где V = 1 – коэффициент вращения;
Kб = 1,4 – коэффициент безопасности;
Kт = 1 – температурный коэффициент.
Долговечность наиболее нагруженного подшипника
, час
где F – большее из значений и
Проверка условия долговечности подшипников
,
Для соединения электродвигателя и редуктора преимущественно используют компенсирующие муфты. Они снижают ударные нагрузки и компенсируют небольшие погрешности установки осей соединяемых валов.
Выбираем муфту упругую со звездочкой по ГОСТ 14084-76 по диаметру соединяемых валов и проверяем её на передаваемый момент Тр:
, Нм
где Кн = 1,5 – коэффициент режима работы; Т1 – момент на входном валу (см. раздел 2);
[T] – момент, передаваемый стандартной муфтой (см. таблицу 5)
Таблица 5
|
dв1, мм |
14 |
19 |
22, 24 |
28 |
32 |
38 |
|
[T], Нм |
16 |
31,5 |
63 |
125 |
250 |
400 |
Зубчатые передачи смазывают минеральными маслами, которые заливают в корпус редуктора так, чтобы зубья колес были утоплены в масляной ванне. Смазка снижает трение в зацеплении и уменьшает износ рабочих поверхностей зубьев. Важнейшей характеристикой смазочных масел является кинематическая вязкость. Она выбирается в зависимости от окружной скорости зубчатых колес и от контактных напряжений в зацеплении.
Окружную скорость в зубчатых передачах находят по зависимости:
, м/с
где , - частота вращения (об/мин) и делительный диаметр шестерни (мм).
При контактных напряжениях МПа, вязкость масла выбирается по таблице 6, а сорт масла - по таблице 7.
Таблица 6
|
Окружная скорость vокр, м/c |
< 2 |
2 5 |
> 5 |
|
Кинематическая вязкость , мм2/c |
34 |
28 |
22 |
Таблица 7
|
Кинематическая вязкость , мм2/c |
17 23 |
24 27 |
28 33 |
35 45 |
|
Cорт масла |
Индустриальное |
|||
|
Марка масла |
И-20А |
И-25А |
И-30А |
И-40А |
Для уплотнений валов выбираем резиновые манжеты по ГОСТ 8752-79.
PAGE 2