Привод механизма загрузки термических печей

Размещено на http://www.allbest.ru/

Введение

Совокупность двигателя и одной или нескольких механических передач, соединенных с помощью муфт, называется приводом. Привод сообщает движение ведущему звену рабочей машины.

В состав проектируемого привода входят электродвигатель, упругая муфта, червячный редуктор с нижним расположением червяка и открытая цилиндрическая прямозубая передача. Данный привод обеспечивает работу механизма загрузки термических печей с параметрами, которые указаны в техническом задании.

Редуктор - это механизм, состоящий из зубчатой или червячной передачи, помещенной в отдельный герметичный корпус, работающий в масляной ванне. Редуктор предназначен для понижения частоты вращения и соответственно повышения вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим валом.

Проектируемый редуктор - червячный с нижним расположением червяка. Корпус редуктора служит для размещения и координации деталей червячной передачи, защиты ее от загрязнения, организации системы смазки, а так же восприятия сил, возникающих в зацеплении редукторной пары, подшипниках, а так же для восприятия консольных сил со стороны открытой передачи и муфты.

Техническое задание

Спроектировать привод механизма загрузки термических печей по кинематической схеме (рис. 1). Мощность N3 на ведомом колесе зубчатой передачи и угловая скорость щ3 вращения этого колеса приведена ниже. Нагрузка, близкая к постоянной, одного направления, работа с периодическими остановками. Ресурс работы редуктора не менее 20 000 ч.



1. Мощность, на ведомом колесе, N3 = 4,6 кВт

Угловая скорость ведомого колеса щ3 = 0,65 рад/сек.

привод подшипник печь передача

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рисунок 1 - Кинематическая схема привода: 1 - электродвигатель, 2 - упругая муфта, 3 - редуктор червячный с нижним расположением червяка, 4 -открытая зубчатая передача



2. Выбор электродвигателя. Кинематический расчет привода

2.1 Выбор электродвигателя

Коэффициент полезного действия привода

(1)

где - КПД муфты [2, стр. 42, таб. 2.2].

- КПД червячного редуктора [2, стр. 42, таб. 2.2].

- КПД открытой зубчатой передачи [2, стр. 42, таб. 2.2].

- КПД одной пары подшипников качения [2, стр. 42, таб. 2.2]. Требуемая мощность электродвигателя, кВт:

(2)

Выбираем электродвигатель с номинальной мощностью из условия пригодности электродвигателя . Для оптимального выбора электродвигателя определяем частоту вращения ведомого вала открытой зубчатой передачи

(3)

Передаточное число привода для всех приемлемых вариантов типа двигателя при заданной номинальной мощности РНОМ приводится в таблице 1.



Таблица 1 - Диапазон мощностей трехфазных асинхронных двигателей серии А [2, стр. 410].

Тип двигателя	Номинальная мощность, кВт	Номинальная частота вращения, об/мин	Частота вращения приводного вала, об/мин	Передаточное число привода
4А100L2У3	5,5	2910	100.3	2.9
4А112М4У3	5,5	1450	100.3	14.5
4А132S6У3	5,5	950	100.3	9.5
4А132М8У3	5,5	710	100.3	7.1

Наиболее предпочтительным является двигатель 4А132М8У3 с параметрами: номинальная мощность РНОМ = 5,5кВт, номинальная частота вращения nНОМ = 720 об/мин, диаметр выходного вала d=38мм.

Передаточные числа ступеней привода: Передаточное число червячного редуктора uред = 25,0 [2, стр. 45]. Передаточное число открытой зубчатой передачи uЗП= (4)

2.2 Кинематический расчет привода

Мощность электродвигателя, кВт: РНОМ = 5,5 кВт;

Мощность на быстроходном валу редуктора, кВт:

(5)

Мощность на тихоходном валу редуктора:

(6)



Мощность на приводном валу, кВт:

(7)

Частота вращения электродвигателя, об/мин:

Частота вращения быстроходного вала редуктора, об/мин:

Частота вращения тихоходного вала редуктора, об/мин:

(8)

Частота вращения приводного вала, об/мин:

(9)

Угловая скорость электродвигателя, с-1:

(10)

Угловая скорость быстроходного вала редуктора, с-1:

Угловая скорость тихоходного вала редуктора, с-1:

(11)



Угловая скорость приводного вала, с-1:

(12)

Вращающий момент на выходном валу электродвигателя, Н*м:

(13)

Вращающий момент на быстроходном валу редуктора, Н*м:

(14)

Вращающий момент на тихоходном валу редуктора, Н*м:

(15)

Вращающий момент на приводном валу, Н*м:

(16)



3. Расчет открытой цилиндрической прямозубой передачи

3.1 Выбор материала зубчатых колес и определение допускаемых напряжений

Для равномерного изнашивания зубьев и лучшей их прирабатываемости твердость шестерни НВ1 назначаем больше твердости колеса НВ2. Разность твердостей рабочих поверхностей зубьев шестерни и колеса при твердости материала не более 350 НВ в передачах с прямыми и непрямыми зубьями составляет НВ1ср - НВ2ср=20…50.

Для шестерни выбираем сталь 45 с термообработкой улучшением до твердости 2351…1262 НВ.

Средняя твердость НВ1 = 0,5*(1262+2351)=248,5[2, стр. 53]

Предел прочности ;[2, стр. 53]

Предел текучести ;[2, стр. 53]

Предел выносливости ;[2, стр. 53]

Для колеса выбираем сталь 45 с термообработкой улучшением до твердости 2351…1262 НВ

Средняя твердость НВ2 = 0,5*(1262+2351)=248,5 НВ

Предел прочности ;[2, стр. 53]

Предел текучести ;[2, стр. 53]

Предел выносливости ;[2, стр. 53]

Допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни, Н/мм2.

Допускаемые напряжения при числе циклов перемены напряжений NНО: й 

(17)

Число циклов перемены напряжений NНО определяем в зависимости от средней твердости зубьев шестерни НВ1: NНО1=25 млн. циклов [2, таб. 3.3, стр. 55]

Число циклов перемены напряжений за весь срок службы редуктора:

; (18)

где Lh = 20000 час - ресурс работы редуктора, час.

(п. 2.2)

Отсюда,

Коэффициент долговечности для зубьев шестерни , т.к.

[2,стр. 55]

Допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни, Н/мм2:

; (19)

Допускаемые контактные напряжения для зубьев колеса, Н/мм2.

Допускаемые напряжения при числе циклов перемены напряжений NНО:

Число циклов перемены напряжений NНО определяется в зависимости от средней твердости зубьев шестерни НВ2: NНО2=16,5 млн. циклов [2, таб. 3.3, стр. 55]

Число циклов перемены напряжений за весь срок службы редуктора:

;

где, (п. 2.2)

Коэффициент долговечности для зубьев колеса

(20)

Допускаемые контактные напряжения для зубьев колеса, Н/мм2:

;

Допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни, Н/мм2.

Допускаемые напряжения при числе циклов перемены напряжений NНО:

Коэффициент долговечности для зубьев шестерни , т.к. [2,стр. 56] (для всех сталей NFО1= 4*106 циклов [2,стр. 56]).

Допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни, Н/мм2.

Допускаемые напряжения изгиба для зубьев колеса, Н/мм2.

Допускаемые напряжения при числе циклов перемены напряжений NНО:

Коэффициент долговечности для зубьев шестерни , т.к. [2, стр. 56] (для всех сталей NFО2= 4*106 циклов [2,стр. 56]).

Допускаемые напряжения изгиба для зубьев колеса, Н/мм2.



3.2 Проектный расчет открытой цилиндрической прямозубой передачи

Определяем межосевое расстояние, мм:

(21)

где Ка = 49,5 - вспомогательный коэффициент для прямозубых передач, [2, стр. 61]

Ша = 0,28…0,36 - коэффициент ширины венца колеса; [2 , стр. 61]

u=uЗП =4,6 (п.2.1)

Т3 =7384 Н*м (п. 2.2)

[у]H2 = 586,5 Н/мм2 - допускаемое контактное напряжение зубьев колеса, Н/мм2(п. 3.1)

КНв =1 - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба для прирабатываемых зубьев [2, стр. 61]

Полученное значение межосевого расстояния округляем до стандартного значения по ГОСТ 2185-66. АW =420мм. [2, стр. 326, ряд Ra40].

Определяем делительный диаметр колеса, мм:

(22)

Определяем ширину венца колеса, мм:

b2 = Ша* АW =0,3*840=252мм



Определяем модуль зацепления, мм:

(23)

где Т2 =7384 Н*м (п. 2.2)

Кm = 6,8 - вспомогательный коэффициент для прямозубых передач [2 , стр. 61]

[у]F2 =256 Н/*мм2(п. 3.1)

Полученное значение модуля округляем в большую сторону до стандартного значения по ГОСТ 9563-60. Принимаем m = 2,0 мм. [2, стр. 62]

Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса:

(24)

Определяем число зубьев шестерни:

(25)

Определяем число зубьев колеса:

(26)

Определяем фактическое передаточное число и проверяем его отклонение от заданного по условию значения:



Определяем фактическое межосевое расстояние:

(27)

Основные геометрические параметры передачи, мм:

делительный диаметр шестерни, мм:

(28)

делительный диаметр колеса, мм:

диаметр вершин шестерни, мм:

(29)

диаметр вершин колеса, мм:

диаметр впадин шестерни, мм:

(30)

диаметр впадин колеса, мм:

Ширина венца колеса, мм: b2=252 мм

Ширина венца шестерни, мм:



(31)

Принимаем b1=255мм.

3.3 Проверочный расчет открытой цилиндрической прямозубой передачи

Проверяем межосевое расстояние, мм:

(32)

Определяем окружную силу в зацеплении, Н:

(33)

Определяем степень точности передачи в зависимости от окружной скорости колес, м/с:

(34)

где, (п. 2.2)

степень точности передачи - 9 [2, таб. 4.2, стр. 64]

Определяем фактические контактные напряжения и сравниваем их с допустимыми контактными напряжениями, Н/мм2:

(35)

где, К=436 - вспомогательный коэффициент для прямозубых передач;[2, стр. 64]

KHб= 1 - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями прямозубой передачи; [2, стр. 64]

KHв = 1- коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба; [2, стр. 64]

KHх = 1,05 - коэффициент динамической нагрузки; [2, таб. 4.3, стр. 65, 66]

Условие прочности выполняется.

Проверяем напряжение изгиба зубьев колеса, Н/мм2:

(36)

где YF2 = 3,63 [2,таб. 4.4, стр. 67]

Yв=1; КF=1; KF=1; KF=1,04[2, стр. 66]

Условие прочности выполняется.

Проверяем напряжение изгиба зубьев шестерни, Н/мм2:

(37)

Условие прочности выполняется.



3.4 Силы в зацеплении открытой цилиндрической прямозубой передачи

Окружная сила на шестерне и колесе, Н:

(п. 3.3)

Радиальная сила на шестерне и колесе, Н:

(38)



4. Расчет редуктора

4.1 Выбор материала. Определение допускаемых напряжений

Выбор материала и определение допускаемых напряжений витков червяка. Для червяка выбираем сталь 45, с термической обработкой: улучшение, до получения твердости 235…262 НВ[2, стр. 52, таб. 3.1].

Средняя твердость НВСР1 = 0,5*(235+262)=248,5[2, стр. 52, таб. 3.1].

Предел прочности [2, стр. 53, таб. 3.2].

Предел текучести [2, стр. 53, таб. 3.2].

Предел выносливости [2, стр. 53, таб. 3.2].

Определяем допускаемые контактные напряжения для витков червяка, Н/мм2

Допускаемые напряжения при числе циклов перемены напряжений NНО:

(39)

Число циклов перемены напряжений NНО1 определяем в зависимости от средней твердости витков червяка НВСР1=248,5: NНО1=16,5 млн. циклов [2, таб. 3.3, стр. 55]:

Число циклов перемены напряжений на червяке за весь срок службы редуктора:

; (40)

где Lh =20000 час - ресурс работы редуктора, час,

(п.2.2)

Следовательно

Коэффициент долговечности для витков червяка , т.к.

, [2,стр. 55]

Допускаемые контактные напряжения для витков червяка, Н/мм2:

; (41)

Определяем допускаемые напряжения изгиба для витков червяка, Н/мм2.

Допускаемые напряжения при числе циклов перемены напряжений NНО:

(42)

Для всех сталей NFO1 = 4*106 циклов=4млн.циклов [2,стр. 56].

Коэффициент долговечности для витков червяка т.к. [2,стр. 55].

Допускаемые напряжения изгиба для витков червяка, Н/мм2.

(43)

Выбор материала. Определение допускаемых напряжений для зубьев червячного колеса. Выбор материала зубчатого венца червячного колеса зависит от скорости скольжения, м/с:



(44)

где (п. 2.2)

(п. 2.2)

(п. 2.1)

Следовательно,

В соответствие со скоростью скольжения выбираем материал для зубчатого венца червячного колеса: III группа материалов - СЧ18, , [2, стр. 57, таб. 3.5].

Определяем допускаемые контактные напряжения изгиба для зубьев червячного колеса, Н/мм2.

(45)

Допускаемые напряжения изгиба зубьев червячного колеса, Н/мм2:

(46)

где - коэффициент долговечности при расчете на изгиб.

Принимаем N = 106 циклов [2, стр. 58, таб. 3.6]

Коэффициент долговечности

(47)

Допускаемые напряжения изгиба для зубьев колеса, Н/мм2.

(48)

4.2 Расчет червячной передачи

Определяем межосевое расстояние, мм:

(49)

где Т2 = 1700 Н*м (п. 2.2)

(п. 4.1)

Следовательно,

Полученное значение межосевого расстояния округляем до стандартного значения по ГОСТ 2144-93: AW =250 мм.

Число витков червяка назначаем в зависимости от передаточного числа червячной передачи u1 = 25, следовательно, z1 =2 [2, стр. 74].

Определяем число зубьев червячного колеса.

(50)

Определяем модуль зацепления, мм:

(51)

Полученное значение модуля округляем до стандартного значения по первому числовому ряду (ГОСТ 2144-93):

Определяем коэффициент диаметра червяка:

(52)

Полученное значение округляем до стандартного значения по первому числовому ряду (ГОСТ 2144-93): .

Определяем коэффициент смещения инструмента:

(53)

Определяем фактическое передаточное число:

(54)

Определяем фактическое межосевое расстояние, мм:

(55)

Определение основных размеров червяка, мм.

делительный диаметр, мм:

(56)

начальный диаметр, мм:

(57)

диаметр вершин витков, мм:



(58)

диаметр впадин витков, мм:

(59)

делительный угол подъема линии витков

(60)

длина нарезаемой части червяка, мм:

(61)

При значение С=0

Принимаем b1 = 140 мм в соответствие со стандартным значением по ряду Ra20 нормальных линейных размеров. [2, стр. 326].

Определение основных размеров червячного колеса.

делительный диаметр, мм:

(62)

диаметр вершин зубьев, мм:

(63)

диаметр впадин зубьев, мм:

(64)

наибольший диаметр колеса, мм:

(65)

ширина зубчатого венца, мм:

(66)

условный угол обхвата червяка венцом колеса, град:

(67)

Определяем КПД червячной передачи.

(68)

где - угол трения, зависящий от фактической скорости скольжения.

Фактическая скорость скольжения, м/с:

(69)

где (п. 2.2)

Следовательно, угол трения [2, стр. 77, табл. 4.9]

Следовательно, Определяем окружную скорость колеса, м/с:

(70)

где (п. 2.3)

Следовательно,

Определяем окружной силы на колесе, Н:

(71)

Проверка контактных напряжений зубьев колеса, Н/мм2:

(72)

где К = 1 - коэффициент нагрузки.

(п. 3.1)

Следовательно,

Проверка напряжения изгиба зубьев колеса, Н/мм2:



(73)

где YF2 = 3,65 [2, стр. 67]

(74)

, условие прочности выполняется.

4.3 Определение сил, действующих на валы редуктора

Окружная сила на колесе, Н:

(3.2)

Окружная сила на червяке, Н:

(75)

где Т1 = 71 Н*м (п. 2.2)

d1 = 100 мм (п. 3.2)

Радиальная сила на червяке и червячном колесе, Н:

(76)

Осевая сила на червяке, Н:

Осевая сила на колесе, Н:

Консольная сила на выходной ступени быстроходного вала от действия муфты, Н:

(77)

где, Т1 = 71 Н*м (2.2)



5. Проектный расчет валов

5.1 Выбор материала валов

В проектируемом редукторе для изготовления быстроходного и тихоходного валов выбрана сталь 45, с термообработкой улучшением до твердости 269…302 НВ

Предел прочности ;[2, стр. 53, таб. 3.2].

Предел текучести ;[2, стр. 53, таб. 3.2].

Предел выносливости ;[2, стр. 53, таб. 3.2].

5.2 Выбор допускаемых напряжений на кручение

Принимаем допускаемые напряжения кручения []к=10…20 Н/мм2. [2, стр. 110].

5.3 Определение геометрических параметров быстроходного вала редуктора

Рисунок 2 - Конструкция быстроходного вала редуктора

1-я ступень для установки полумуфты:

диаметр, мм (78)

где МК = Т1 = 73 Н*м (п.2.2).

Принимаем d1 = 30 мм

Длина l1 =1,5*d1=1,5*30=45 мм. (79)

2 - я ступень для установки подшипника и крышки с отверстием и уплотнением:

диаметр, мм (80)

где t=2,5 мм [2, стр. 113, таб. 7.1]

длина l2 = 1,5*d2 = 1,5*35?38 мм.

3 - я ступень для червяка:

диаметр, мм (81)

длина ступени для червяка определяется графически при выполнении эскизной компоновки.

4 - я ступень для установки подшипника

диаметр, мм d4 = d2 =35 мм.

Длина ступени под подшипник соответствует ширине выбранного подшипника.



5.4 Определение геометрических параметров тихоходного вала редуктора

Рисунок 3 - Конструкция тихоходного вала редуктора

1 - я ступень под шестерню открытой зубчатой передачи

диаметр, мм

где МК = Т2 = 1700 Н*м (п.2.2).

принимаем d1 =75 мм

длина l1 =1,5*d1 =1,5*75?115 мм.

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

диаметр, мм

где t=3,3 мм [2, стр. 113, таб. 7.1]

принимаем d2 = 80 мм.

длина l2 = 1,5*d2 = 1,5*80=120мм.

3 - я ступень под червячное колесо

диаметр, мм

длина ступени под червячное колесо определяется графически при выполнении эскизной компоновки.

4 - я ступень под подшипник

диаметр, мм d4 = d2 =80 мм.

Длина ступени под подшипник соответствует ширине выбранного подшипника.

6. Предварительный выбор подшипников

В качестве опор для быстроходного вала редуктора выбираем роликовые конические однорядные подшипники средней серии № 7307, ГОСТ 27365-87 [4, стр. 108, табл. 8.10.4], с параметрами:

d = 35 мм; D =80 мм; Т = 23,0 мм; Cr = 48,1кН; С0r = 35,3 кН

В качестве опор для тихоходного вала редуктора выбираем роликовые конические однорядные подшипники легкой широкой серии № 7516, ГОСТ 27365-87 [4, стр. 108, табл. 8.10.4], с параметрами:

d = 80 мм; D = 140 мм; Т =33 мм; Cr = 133 кН; С0r = 126 кН

Конструирование червячного колеса.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рисунок 4 - Конструкция червячного колеса

Геометрические параметры обода червячного колеса.

Наибольший диаметр: (п. 4.2)

Диаметр внутренний, мм:

(82)

где

(п. 4.2)

Ширина, мм: (п. 4.2)

Толщина, мм: (83)

Геометрические параметры буртика обода червячного колеса.

Высота буртика, мм: (84)

Ширина буртика, мм:

Геометрические параметры ступицы червячного колеса.

Диаметр внутренний, мм (п. 5.4)

Диаметр наружный, мм: (85)

Толщина, мм: (86)

Длина, мм: (87)

Геометрические параметры диска червячного колеса.

Толщина, мм: (88)

, принимаем С = 25 мм.

Отверстия в диске червячного колеса

Радиусы закруглений и уклон.



7. Определение реакций опор и подбор подшипников

7.1 Определение реакций опор и моментов для быстроходного вала

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рисунок 5 - Расчетная схема быстроходного вала

Ft1 = 2840 Н; (п. 4.3) Fr1 = 3094Н; (п. 4.3) Fa1 =8500 Н; (п. 4.3)

FМ =843 Н. (п. 4.3)

lМ = 140мм (п. 5.3); lб = 262 мм (п.7); d1 = 100 мм (п. 4.2)

Вертикальная плоскость.

Определяем реакции опор, Н:

;

;

Проверка: -2406+3094+688=0

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси ОХ, Н*м:

МХ1=0 Н*м

МХ2=RАY*0,131=2406*0,131= 315 Н*м

МХ2=RВY*0,131=688*0,131=90Н*м

МХ3=0 Н*м

МХ4=0 Н*м

Горизонтальная плоскость.

Определяем опорные реакции, Н:

;

;

Проверка: ; -970+2840-2713+843=0

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси ОY, Н*м:

МY1 = 0 Н*м

МY2 = RАX*0,131=970*0,131= 127Н*м

МY3 = FМ*0,140=843*0,140= 118 Н*м

МY4 = 0 Н*м

Строим эпюру крутящих моментов. Н*м:

Определяем суммарные реакции опор, Н:

Определяем суммарные моменты в опасных сечениях вала, Н*м:



Рисунок 6 - Эпюры изгибающих и крутящих моментов быстроходного вала

7.2 Определение реакций опор и моментов для тихоходного вала

Рисунок 7 - Расчетная схема тихоходного вала

lМ =0,100 м(п. 5.4); lт =0,174 м (п. 8);

Ft1= 10701Н; Fr1 = 3895 Н; (п. 3.4)

Ft2 = 8500 Н; Fr2 = 3094 Н; Fa2 = 2840 Н; (п. 4.3) d2 = 0,400 м (п. 4.2)

Вертикальная плоскость.

Определяем опорные реакции, Н

; ;

;

Проверка ; Fr1-RCY-Fr2+RDY=0;

3895-7851-3094+7050=0

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси ОХ, Н*м:

Горизонтальная плоскость.

Определяем опорные реакции, Н

Проверка: ; ;

10701-12601-8500+10400=0

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси ОY, Н*м:

Строим эпюру крутящих моментов. Н*м:

Определяем суммарные реакции опор, Н:

Определяем суммарные моменты в опасных сечениях вала, Н*м:

Рисунок 8 - Эпюры изгибающих и крутящих моментов тихоходного вала



8. Проверочный расчет подшипников

8.1 Проверочный расчет подшипников на быстроходном валу

Проверке подлежит роликовые конические однорядные подшипники средней широкой серии № 7307, ГОСТ 27365-87 [4, стр. 108, табл. 8.10.4], с параметрами: d = 35 мм; D =80 мм; Т = 23,0 мм; Cr = 48,1кН; С0r = 35,3 кН

Для радиально-упорных шарикоподшипников эквивалентная нагрузка Re рассчитывается для каждого подшипника на валу с целью определения наиболее нагруженной опоры. Эквивалентная нагрузка Re учитывает характер и направление нагрузок, действующих на подшипники, условия их работы и зависит от типа подшипника.

Эквивалентную динамическую нагрузку определяют по одной из формул, Н:

при › е (89)

при (90)

где Rr - суммарная реакция подшипника, Н

Ra - осевая нагрузка подшипника, Н

Х=0,4 - коэффициент радиальной нагрузки для конических роликоподшипников[2, стр. 141, таб.9.1];

Y - коэффициент осевой нагрузки для радиально-упорных шарикоподшипников;

е - коэффициент влияния осевого нагружения.

Выбираем схему установки подшипников враспор.



Размещено на http://www.allbest.ru/

Рисунок 9 - Схема нагружения подшипников на быстроходном валу (враспор)

(п.8.1); (п. 8.1) Fa = Fa1 = 8500 Н (п. 4.3)

Осевая составляющая радиальной нагрузки подшипников, Н:

(91)

Осевая нагрузка, Н:

Ra1 = Rs1 = 602

Ra2 = Ra1 + Fa = 602+8500=9102 Н

Определяем отношения:

(92)

По результатам сопоставлений и выбираем формулы для определения динамической эквивалентной нагрузки каждого подшипника.



Расчетную динамическую грузоподъемность и долговечность определяем для большего значения эквивалентной динамической нагрузки.

Расчетная динамическая грузоподъемность, Н:

(93)

где Re = Re2 = 11173 H

щ = щ1 = 75,4 c-1 (п. 2.2)

Lh = 20000 часов (п.1)

Следовательно,

Условие не выполняется.

Т.к. на 2-ю опору действует большая часть нагрузки, устанавливаем 2 подшипника № 7607 с параметрами:

d = 35 мм; D =80 мм; Т = 31,0 мм; Cr = 71,6кН; С0r = 61,5 кН

Проверка на долговечность, час:

(94)

Условие выполняется.

8.2 Проверочный расчет подшипников на тихоходном валу

Проверке подлежит роликовые конические однорядные подшипники легкой широкой серии № 7516, ГОСТ 27365-87 [4, стр. 108, табл. 8.10.4], с параметрами:

d = 80 мм; D = 140 мм; Т =33 мм; Cr = 133 кН; С0r = 126 кН

Расчеты проводим по формулам и расчетной схеме п.8.3.

(п.8.2); (п. 8.2) Fa = Fa2 = 2840 Н (п. 4.3)

Осевая составляющая радиальной нагрузки подшипников, Н:

Осевая нагрузка, Н:

Ra1 = Rs1 = 4928 H

Ra2 = Rs1 + Fa2 = 4928+2840=7768 Н

Определяем отношения:

По результатам сопоставлений и выбираем формулы для определения динамической эквивалентной нагрузки каждого подшипника.

Расчетную динамическую грузоподъемность и долговечность определяем для большего значения эквивалентной динамической нагрузки.

Расчетная динамическая грузоподъемность, Н:

где Re = Re2 = 19919 H

щ = щ2 = 3 c-1 (п. 2.2)

Lh = 20000 часов (п. 4.1)

Условие выполняется.

Проверка на долговечность, час:

Условие выполняется.



9. Уточненный расчет валов

9.1 Уточненный расчет быстроходного вала

Нормальные напряжения в опасных сечениях вала изменяются по симметричному циклу и определяем, Н/мм2:

(95)

где М - момент изгиба в опасном сечении вала, Н*м;

WНЕТТО - осевой момент сопротивления сечения вала, мм3.

На быстроходном валу моменты изгиба испытывают 2 и 3 сечения.

М2 =340 Н*м; М3 = 118 Н*м (п. 8.1)

Для 2-го сечения (96)

где df1 =80 мм (п. 4.2)

Следовательно,

Для 3-го сечения (97)

где d2 = 35 мм (п. 5.3)

Следовательно,

Нормальные напряжения во 2-м сечении вала, Н/мм2:

Нормальные напряжения в 3-м сечении вала, Н/мм2:

Касательные напряжения изменяются по отнулевому циклу и определяются:

(98)

где Т - вращающий момент на валу, Н*м

WНЕТТО - полярный момент инерции сопротивления сечения вала, мм3.

Т = Т1 =71 Н*м (п. 2.2)

Для 2-го сечения (99)

Для 3-го сечения (100)

Касательные напряжения для 2-го сечения, Н/мм2:

Касательные напряжения для 3-го сечения, Н/мм2:

В третьем сечении нормальные напряжения имеют наибольшее значение по сравнению с другими сечениями вала. Дальнейший расчет ведется только для третьего сечения вала, которое называем расчетным.

Коэффициент концентрации нормальных напряжений в расчетном сечении вала определяем:

(101)

где Ку - коэффициент концентрации нормальных напряжений.

Ку = 2,25- т.к. ; [2, стр. 271, табл.11.2]

Кd = 0,89 - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения [2, стр. 272, табл.11.3]

КF = 1, 5 - коэффициент влияния шероховатости. [2, стр. 272, табл.11.4]

КУ = 2,8 - коэффициент влияния поверхностного упрочнения. [2, стр. 272, табл.11.5]

Следовательно,

Коэффициент концентрации касательных напряжений в расчетном сечении вала определяем:

(102)

где Кф = 1,75 - коэффициент концентрации касательных напряжений [2, стр. 271, табл.11.2]

Следовательно,

Пределы выносливости по нормальным напряжениям в расчетном сечении определяем, Н/мм2:

(103)

где ; - предел выносливости [2, стр. 53, табл. 3.2]

Следовательно,

Пределы выносливости по касательным напряжениям в расчетном сечении определяем, Н/мм2:

(104)

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям определяем:

(105)

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям определяем:

(106)

Общий коэффициент запаса прочности в расчетном сечении определяем:

(107)



Условие прочности выполняется.

9.2 Уточненный расчет тихоходного вала

Расчеты ведем по формулам п.9.1

Нормальные напряжения в сечении 2 вала, Н/мм2:

где М= М2 =1139Н*м (п. 8.2)

WНЕТТО = 0,1d3 = 0,1*803=51200 мм3

Нормальные напряжения в сечении 3 вала, Н/мм2:

;

где М = М3 = 1093Н*м (п. 8.2)

WНЕТТО = 0,1d3 = 0,1*903=72900 мм3

Касательные напряжения в сечении 2, Н/мм2:

Т=Т2 = 1700 Н*м (п. 2.2)

WНЕТТО = 0,2d3 = 0,2*803=102400 мм3

Касательные напряжения в сечении 3, Н/мм2:

WНЕТТО = 0,2d3 = 0,2*903=102400 мм3

В сечении 2 нормальные и касательные напряжения имеют наибольшее значение по сравнению с другими сечениями вала. Дальнейший расчет ведем только для сечения 2 вала, которое называем расчетным.

Коэффициент концентрации касательных напряжений в расчетном сечении вала для гладких валов без термоупрочнения определяем:

(108)

Коэффициент концентрации нормальных напряжений Ку = 2,2, т.к. ; [2, стр. 271, табл.11.2]. Коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения: Кd = 0,8 [2, стр. 272, табл.11.3]. Коэффициент влияния шероховатости: КF = 1,5 [2, стр. 272, табл.11.4].

Коэффициент концентрации касательных напряжений в расчетном сечении вала для гладких валов без термоупрочнения определяем:

(109)

Коэффициент концентрации касательных напряжений: Кф = 1,75 [2, стр. 271, табл.11.2]

Пределы выносливости по нормальным напряжениям в расчетном сечении определяем, Н/мм2:

Пределы выносливости по касательным напряжениям в расчетном сечении определяются, Н/мм2:



Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям определяем:

Общий коэффициент запаса прочности в расчетном сечении определяем:

.

Условие прочности выполняется.



10. Подбор и проверочный расчет шпоночных соединений

Условие прочности соединения, Н/мм2:

(110)

где, [2, стр. 266]

Условие прочности шпоночного соединения на срез:

(111)

где kA - коэффициент внешней динамической нагрузки.

допускаемое напряжение среза.

Принимаем kA=1,1для нагрузок средней неравномерности.

Для соединения быстроходного вала редуктора с полумуфтой принимаем призматическую шпонку ГОСТ23360-78, t1 = 4 мм [2, стр.450, табл. К42]; d = d1 = 30 мм (п. 5.3); Т=Т1= 71Н*м (п. 2.2)

Проверяем прочность шпоночного соединения на смятие.

Условие прочности соединения выполняется.

Проверяем прочность шпоночного соединения на срез.

Прочность соединения обеспечена.

Для соединения тихоходного вала с червячным колесом принимаем призматическую шпонку ГОСТ23360-78, t1 =9мм. [2, стр.450, табл. К42];

d = d3 = 90 мм (п. 5.4); Т = Т2=1700 Н*м (п. 2.2)

Проверяем прочность шпоночного соединения на смятие.

Условие прочности соединения выполняется.

Проверяем прочность шпоночного соединения на срез.

Прочность соединения обеспечена.

Для выходной ступени тихоходного вала редуктора под шестерню открытой зубчатой передачи принимаем призматическую шпонку 20*12*90 ГОСТ 23360-78, t1=7,5мм [2, стр. 450, табл. К42]; d=d1 = 75 мм (п. 5.4.);

Т=Т2 =1700 Н*м (п. 2.2)

Проверяем прочность шпоночного соединения на смятие.

Условие прочности соединения выполняется.

Проверяем прочность шпоночного соединения на срез.

Прочность соединения обеспечена.



11. Расчет и подбор посадки червячного колеса на тихоходный вал редуктора

Определяем среднее контактное давление на посадочную поверхность

(112)

где К=3 - коэффициент запаса сцепления деталей [2, стр.194];

f - коэффициент трения сцепления;

Т 2 = 1700 Н*м (п. 2.2)

L=LСТ =120 мм (п.6)

d =d3 = 90 мм (п. 5.4)

Колесо и вал изготовлены из стали, поэтому f=0,08 [2,стр.196, табл.10.13]

Определяем коэффициенты жесткости материала колеса и вала:

(113)

(114)

где d =90 мм

d1 - диаметр отверстия посадочной детали.

d2 =130 мм - диаметр ступицы колеса (п.6)

м=0,3 - коэффициент Пуассона для стали, [2,стр.196, табл.10.14]

Так как вал сплошной, то d1=0;

Определяем деформации деталей Д, мкм:

(115)

где Е1 = Е2 = 2,15*105 Н/мм2 - модуль упругости стали, [2,стр.196, табл.10.14]

Определяем поправки на обмятие микронеровностей, мкм:

(116)

где Ra1 и Ra2 - среднее арифметическое отклонение профиля микронеровностей посадочных поверхностей отверстия и вала, мкм. [2, стр.324, табл. 13.13]

Определяем минимальный требуемый натяг [N]min, для передачи вращающего момента:

(117)



Определяем максимальное контактное давление, допускаемое прочностью охватывающей детали, Н/мм2:

(118)

где уТ2 =540 Н/мм2 - предел текучести материала ступицы червячного колеса.

Определяем максимальную деформацию соединения, допускаемую прочностью охватывающей детали [Д]max, мкм:

(119)

Определяем максимально допустимый натяг соединения, гарантирующей прочность охватывающей детали, мкм:

(120)

Выбираем стандартную посадку по условию прочности:

[N]minстанд > [N]min=92,2мкм

[N]maxстанд < [N]max=226,2 мкм

Выбираем стандартную посадку [2, стр.198, табл. 10.15].



Определяем давление от максимального натяга выбранной посадки, Н/мм2:

(121)

Для выбранной посадки определяем силу запрессовки Н:

(122)

где fП - коэффициент трения при запрессовке, fП=0,2;



12. Расчет элементов корпуса и крышки редуктора

Корпус редуктора служит для размещения и координации деталей передачи, защиты их от загрязнения, организации системы смазки, а так же восприятия сил, возникающих в зацеплении редукторной пары и в подшипниках.

Материал корпуса выбираем: серый чугун СЧ-15, способ изготовления - литьем. Корпус редуктора неразъемный. Для демонтажа и монтажа червячного колеса с боков корпуса предусмотрены крышки, в которых имеются подшипниковые бобышки.

Толщина стенки корпуса, мм:

(123) где Т= Т2=1700 Н*м (п. 2.2)

Следовательно,

Фундаментный фланец.

Редуктор крепится к плите или раме болтами М16-8g*60.66.029 ГОСТ 7798-70. d1=16 мм.

Высота фланца: h1 = 1,5d1= 1,5*16=24 мм. (124)

Ширина платика: b1 = 2,4d1+д = 2,4*16+12?50 мм (125)

Высота ниши: (126)

Параметры элементов фланца [2, стр. 233, табл. 10.18]

К=43 мм; С=19 мм; D0= 28 мм; b0=1 мм; d0 =18 мм.

Размеры бобышек на крышках подшипниковых узлов.

Отверстия подшипниковых узлов быстроходного и тихоходного валов закрываются крышками.

Диаметр подшипниковых бобышек определяется, мм:

(127)

Для подшипниковых бобышек быстроходного вала, мм:

Для подшипниковых бобышек тихоходного вала, мм:

Фланец для крышки смотрового люка.

Размеры фланца устанавливаются конструктивно. Люк крепится к верхней части корпуса винтами А.М6-6g*25.48 ГОСТ 17473-84



13. Подбор стандартной муфты и её проверка

Для соединения вала электродвигателя с быстроходным валом редуктора выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую 250-38-1 ГОСТ 21424-93 [4, стр. 252], номинальный момент ТНОМ=250 Н*м, посадочный диаметр d1=38 мм, длина L = 121 мм.

Проверочный расчет муфты упругой втулочно-пальцевой:

(128)

где Т = Т1 = 73 Н*м.

К=1,5 - коэффициент режима нагрузки муфты [4, стр. 251].

Следовательно, .

Проверочный расчет пальцев и упругих колец.

Окружное усилие, приложенное к пальцам, Н:

(129) где МК = Т2 = 73 Н*м (п. 2.2)

D0 = 100 мм - диаметр окружности, по которой расположены пальцы.

Следовательно,

Напряжение изгиба для одного пальца, Н/мм2:

(130)

где z = 6- количество пальцев;

d = 14 мм - диаметр пальца, мм;

l2 = 45 мм - длина пальца без резьбы, мм.

-допускаемое напряжение изгиба

Следовательно,

Условие прочности выполняется.

Напряжение смятия упругих колец определяем по их внутреннему диаметру и длине.

Напряжение смятия для одного кольца рассчитываем, Н/мм2:

(131)

где lв = 28 мм - длина втулки, мм

Следовательно, условие выполняется.

Муфта пригодна.



14. Тепловой расчет

Допускаемая температура масла в редукторе 80…95о. Температура воздуха вне корпуса редуктора tв = 20о. Температура масла при непрерывной работе редуктора, град:

(132)

где Р1 = 5,36кВт (п. 2.2)

- (п. 2.1)

Кt - коэффициент теплопередачи, Вт/(м-2*град);

А=1,0м2 - площадь поверхности охлаждения [2, стр. 274]



15. Смазка редуктора

Для рассчитываемого редуктора применяем смазывание жидким маслом картерным способом (окунанием).

Для смазки червячной передачи выбираем масло И-Т-Д-460 ГОСТ 17479.4-87 [2, стр. 10.29., стр.255], т.к. Н2 = 156 Н/мм2 , =0,6 м/с (п.4.2),

Уровень масла определяем по формуле:

(133)

где d2 = 400 мм (п. 4.2)

m = 8 мм (п. 4.2)

Принимаем hМ = 60 мм.

Для смазывания подшипников применяем пластичную смазку: солидол жировой ГОСТ 1033-79. [2, стр. 254]



16. Технический уровень редуктора

Масса редуктора, кг.

(134) (134)

где - коэффициент заполнения [2, стр. 278, рис. 12.3]

- плотность чугуна

Критерий технического уровня редуктора.

(135)

- редуктор средний, в большинстве случаев производство экономически не оправдано.

Заключение

В результате работы определены основные технические характеристики одноступенчатого червячного редуктора:

Вращающий момент на быстроходном валу: 71 Н*м.

Вращающий момент на тихоходном валу: 1700 Н*м.

Передаточное число редуктора: 25.

Частота вращения быстроходного вала 720 об/мин.

Частота вращения тихоходного вала 29об/мин.

Выбраны следующие стандартные изделия:

Электродвигатель 4А132М8У3, номинальная мощность 5,5кВт, номинальная частота вращения 720 об/мин.

Подшипники роликовые радиально-упорные однорядные № 7607 и № 7516 ГОСТ 27365-87.

Муфта упругая втулочно-пальцевая 250-38-1 ГОСТ 21424-93

Червячная передача смазывается картерным способом. В качестве смазки выбрано масло индустриальное И-Т-Д-460ГОСТ 17479.4-87.



Литература

1. Иванов М.Н., Иванов В.Н. Детали машин. Курсовое проектирование. М: «Высшая школа» 2014.

2. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин. Учеб. пособие. Калининград: Янтарный сказ,2009, 454 с.

3. Чекмарев А.А., Осипов В.К. Справочник по машиностроительному черчению.М: Высшая школа, 2001.

4. Курмаз Л.В., Скобейда А.Т. Детали машин. Проектирование. Справочное учебно-методическое пособие. Высшая школа, 2014.

Размещено на Allbest.ru