Проектирование привода к конвейеру из конического редуктора и цепной передачи
Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет. Определение коэффициента полезного действия привода передачи. Разбивка передаточного числа привода по ступеням. Частота вращения приводного вала. Выбор твердости, термообработки и материала колес.
Рубрика | Производство и технологии |
Вид | задача |
Язык | русский |
Дата добавления | 11.12.2010 |
Размер файла | 100,5 K |
Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже
Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.
Задание
Спроектировать привод к конвейеру по схеме (рис.1). Механизм привода состоит из конического редуктора и цепной передачи.
Исходные данные для проектирования:
1.Мощность на ведомой звездочке N2 = 2,5 кВт
2.Угловая скорость на ведомой звездочке ??= 8 рад/с
Рис.1
Выбор электродвигателя. Кинематический и силовой расчет.
1. Определяем общий КПД привода передачи:
?общ?? ?м ? ? 2оп ? ?цп ? ?кп = 0,98 ? 0,992 ? 0,92 ? 0,96 = 0,85
?м ? КПД муфты
?оп ? КПД подшипников
?цп ? КПД цепной передачи
?кп ? КПД конической передачи
2. Требуемая мощность электродвигателя будет равна:
Pэл = = = 2,94кВт
3. Выбираем электродвигатель:
трехфазный асинхронный электродвигатель серии 4АМ предназначенные для привода машин и механизмов общепромышленного применения.
Табл.1
тип электродвигателя |
Мощность кВт. |
Число оборотов об/мин |
|
4АМ90L2У3 |
3 |
2840 |
|
4АМ100S4У3 |
3 |
1435 |
|
4АМ112МA6У3 |
3 |
955 |
|
4АМ112MB8У3 |
3 |
700 |
4.Определяем частоту вращения выходного вала привода:
nвых = = = 76,43 об/мин
5.Определяем передаточное число привода для всех вариантов при заданной номинальной мощности:
iпер1 = = =37,16iпер2 = = =18,78
iпер3 = = = 12,5iпер4 = = =9,16
6.Производим разбивку передаточного числа привода по ступеням, принимая для всех вариантов передаточное число редуктора постоянным и равным iзп = 3,15.
цп1 = = =11,8iцп2 = = =5,96
iцп3 = = = 3,97iцп4 = = = 2,91
Табл.2
Передаточное число |
Варианты |
||||
1 |
2 |
3 |
4 |
||
привода iпер |
37,16 |
18,78 |
12,5 |
9,16 |
|
конического редуктора iзп |
3,15 |
3,15 |
3,15 |
3,15 |
|
цепной передачи iцп |
11,8 |
5,96 |
3,97 |
2,91 |
Анализируя полученные значения передаточных чисел, приходим к выводу:
a)первый вариант (i = 37,16; nном = 2840 об/мин) затрудняет реализацию принятой схемы двухступенчатого привода посредством конического редуктора
и цепной передачи из-за большого передаточного числа i всего двигателя.
б)во втором варианте (i = 18,78; nном = 1435 об/мин) получилось все таки большое значение передаточного числа цепной передачи, уменьшение которого за счет увеличения передаточного числа редуктора нежелательно.
в)четвертый вариант (i = 9,16; nном = 700 об/мин) не рекомендуется для приводов общего назначения ввиду того, что двигатели с низкими частотами оборотов весьма металлоемки.
г)из рассмотренных четырех вариантов предпочтительнее всего третий:
i = 12,5nном = 955об/мин.
7.Определяем максимально допустимое отклонение частоты вращения приводного вала рабочей машины ?nрм, об/мин
?nрм = = = 3,82 об/мин
8.Определяем допускаемую частоту вращения приводного вала рабочей машины с учетом отклонения [nрм], об/мин:
[nрм] = nвых + ?nрм = 76,43 + 3,82 = 80,25 об/мин
9. Определяем фактическое передаточное число привода iф:
iф = = =11,84
10.Уточняем передаточные числа закрытой и открытой передач в соответствии с выбранным вариантом разбивки передаточного числа привода (при этом неизменным оставим iзп = 3,15):
iоп = = =3,78
Таким образом, выбираем электродвигатель 4АМ112МA6У3 с nном = 955 об/мин и мощностью Рном = 3кВт.
1. Определим мощность, число оборотов и крутящий момент на быстроходном валу:
PБ = Pэл ? ?м = 3 ? 0,98 = 2,94 кВтnБ = nэл = 955 об/мин;
?Б = = = 100,01 рад/секMКБ = = = 29,4 H?м
на тихоходном валу:
PТ = PБ ? ?кп ? ?2оп = 2,94? 0,96 ? 0,992 = 2,77 кВт
nТ = = = 303,17 об/мин?Т = = = 31,75 рад/сек
MКТ = = = 92,6 H?м
Выбор твердости, термообработки и материала колес.
1)В соответствии с рекомендациями из таблицы 3.1 [1] при мощности двигателя Р 7,5кВт выбираем материал для зубчатой пары колес. При этом будем учитывать, что разность средних твердостей рабочих поверхностей зубьев шестерни и колеса при твердости материала Н 350 НВ в передачах с прямыми зубьями составляет ?ср = НВ1ср ? НВ1ср = 20 ? 50 :
2)Из таблицы 3.2 [1] выбираем интервал твердости зубьев шестерни НВ1 и колеса НВ2,:
НВ1 = НВ2 = 179?262 НВ
3)Определяем среднюю твердость зубьев для шестерни и колеса:
Определение допускаемых контактных напряжений [?]к, H/мм2
Определяем допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни [?]H1 и колеса [?]H2 по формуле шестерни напряжения
[?]к =[?но]? , где
[SH] - коэффициент безопасности, равный 1,1для однородных материалов.
кНL - коэффициент долговечности, равный 1,8 при t =10000час
[?но]= Hвr ?1,8+67
Находим:
[?но]1 =193?1,8+67=414,40
[?к1]= [?но]1? =414,40 ? =678,11
Определение допускаемых напряжений изгиба [?]u
[?]u = [?ро]? ,
где крL =1,1,крС = 1,0 ? коэффициент приложения
нагрузки, [Sр]=1,75 ? для поковки, [?ро] ? предел направления изгиба.
[?ро] =1,03? =1,03? = 188,49 H/мм2
следовательно:
[?]uз = [?ро]? = 188,49 ? = 118,48H/мм2
Расчет закрытой конической зубчатой передачи.
1.Определим главный параметр ? внешний делительный диаметр колеса de2, :
de2 165 ? ,где кн? = 1 (для прямозубых передач)
?н = 1,0 ? коэффициент вида конических колес (прямозубые)
de2 165 ? =165 ? =150,63
округляем до de2 = 150 мм (ГОСТ 6636-69)
2.Определяем углы делительных конусов шестерни ???и колеса ?2:
?2 = arctg i = arctg 3,15 = 72,3874 o, ??????? o ???2 =?? o ?72,3874 o=17,6126 o
??Определение внешнего конусного расстояния Re, мм:
Re = = = 78,69
4.Определение ширины зубчатого венца шестерни и колеса b, мм:
b = ?R Re ,где ?R =0,285 ?коэффициент ширины венца
b = ?R Re = 0,285?78,69=22,42
округляем до b = 22мм (ГОСТ 6636-69)
5.Определение внешнего окружного модуля me, мм:
me = ,
где кF?=1 - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца (прямозубые).
?F =0,85 - коэффициент, вида конических колес (прямозубые).
me = = =3,9
6.Определение числа зубьев колеса z2и шестерни z1:
z2 = = =38,46z1 = = =12,2
так как в рекомендациях [1] по условиям уменьшения шума и отсутствия подрезания зубьев рекомендуется принять z1 18 (прямозубая пара колес), для силовых конических передач принимаем модуль me =2 [1].
Следовательно:
z2 = = =75z1 = = =24
7.Определение фактического передаточного числа iф и проверка его отклонения ?i от заданного i:
iф = = =3,125?iф = ?100% = ?100% =0,6% 4%
8.Определение действительных углов делительных конусов шестерни ?1 и колеса ?2:
?2 = arctg iф = arctg 3,125 =72,2553o ?1 = 90o -??2 = 90o - 72,2553o =17,7447o
9.Определение фактических внешних диаметров шестерни и колеса, мм:
de1 = me ? z1 =2?24 =48de2 = me ? z2 =2?75 = 150
10.Определение вершин зубьев, мм:
dbe1 = de1 + [2(1+ xe1)cos ?1]?me , где xe1 = 0
dbe1 = de1 + [2(1+ xe1)cos ?1]?me = 48 +[2(1+0)cos 17,7447o]?2 = 51,81
dbe2 = de1 + [2(1- xe1)cos ?2]?me , где xe2 = 0
dbe2 = de2 + [2(1 - xe2)cos ?2]?me = 150 +[2(1 - 0)cos 72,2553o]?2 = 151,22
11.Определение размеров впадин, мм:
dfe1 = de1 - [2(1,2 - xe1) cos ?1]? me, где xe1 = 0
dfe1 = de1 - [2(1,2 - xe1) cos ?1]? me =48 - [2(1,2 - 0)cos17,7447o]?2=43,43
dfe2 = de2 - [2(1,2 + xe1) cos ?2]? me, где xe2 = 0
dfe2 = de2 - [2(1,2 + xe2) cos ?2]? me =150 - [2(1,2 + 0)cos72,2553o]?2=148,54
12.Определение среднего делительного диаметра шестерни d1 и колеса d2, мм:
d1 ? 0,857?de1 = 0,857 ? 48 = 41,14 d2 ? 0,857?de2 =0,857?150=128,55
Проверочный расчёт.
а ) Условия пригодности заготовок колёс:
Dзаг Dпред; Sзаг Sпред По табл.3.2 [1]. Dпред и Sпред для любых размеров.
б) Проверяем контактные напряжения по формуле:
?н = 470? [?]H где:
1) - окружная сила в зацеплении, F1 = =1440Н;
2) KH? = 1 ? коэффициент ,учитывающий распределение нагрузки между зубьями.
3) KH? ? коэффициент динамической нагрузки. Определяется по табл. 4.3 [1] в зависимости от окружной скорости колёс, где скорость колеса определяется по формуле:
???? = ????????м/с и степени точности передачи
определяем по табл. 4.2 и табл4.3[1]. KH? =1,08
4) KH? =1.
?н = 470? = 590Hмм2 619,2Hмм2
Допускаемая недогрузка передачи (?н [???????не более 10% и перегрузка
(?н [??????? до 5% . = 4,72%.
б) Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса по формулам:
?F2 = Y?Y и
?F1=??F2? [??F1; где :
1) значение b =22мм ; m=2мм;?F = 0,85 ; Ft=1440Н. КF? =1 .
2) КFa= 1 ? коэффициент ,учитывающий распределение нагрузки между зубьями прямозубых колёс.
3) КF??=1,08 ? коэффициент динамической нагрузки определяется аналогично коэффициенту ? KH?
4) YF1 и YF2 ? коэффициенты формы зуба и колеса. Определяются по табл. 4.7
интерполированием в зависимости от эквивалентного числа зубьев шестерни Z?? и колеса Z???:
Z??? = = =25,2 YF1 =3,67;
Z?? = = = 246,01 Y= 3,63;
5) Y? = 1 ? коэффициент, учитывающий наклон зуба.
6) [?]F1 и [?]F2 ? допускаемые напряжения изгиба шестерни и колеса.
[?]F2 =3,63 ? 1 ? ?1 ?1 ? 1,08 = 150,9 Нмм2
[?]F1 = 150,9 ? = 152,6 [?]F1; ?F1=152,6 Нмм2[?]F1=416 Нмм2
?F2 = 150,9Hмм2[?]F2 =455б8Hмм2 .
При проверочном расчёте ?F значительно меньше [??F, что это допустимо ,так как нагрузочная способность большинства зубчатых передач ограничивается контактной прочностью. Проверочный расчёт дал положительный результат.
Полученные результаты параметров конической зубчатой передачи сводим в таблицу №3:
Табл. 3
Проектный расчет |
||||
Параметр |
Значение |
Параметр |
Значение |
|
Внешнее конусное расстояние Re |
78,69 |
Внешний делительный диаметр: шестерни de1 колеса de2 |
48 150 |
|
Внешний окружной модуль me |
2 |
|||
Ширина зубчатого венца b |
22 |
Внешний диаметр окружности вершин: шестерни dbe1 колеса dbe2 |
51,81 151,22 |
|
Число зубьев: шестерни z1 колеса z2 |
24 75 |
|||
Вид зубьев |
прямой |
Внешний диаметр окружности впадин: шестерни dfe1 колеса dfe2 |
43,43 148,54 |
|
Угол разделительного конуса, град: шестерни ?1 колеса ?2 |
17,7447o 72,2553o |
Средний делительный диаметр: шестерни d1 колеса d2 |
41,14 128,55 |
Предварительное определение геометрических параметров валов и их расчет на прочность.
1. Выбор материала.
В проектируемых редукторах рекомендуется применять [1] термически обработанные среднеуглеродистые и легированные стали 45, 40Х, одинаковые для быстроходного и тихоходного вала. Выбираем по таблице 3.2 [1] сталь 40Х улучшенная со следующими механическими характеристиками:
Материал |
?В |
?Т |
?-1 |
|
Сталь 40X |
Н/мм2 |
|||
790 |
640 |
375 |
Проектный расчет валов выполняем по напряжениям кручения (как при чистом кручении) т.е. при этом не учитываем напряжения изгиба, концентраций напряжений и переменность напряжений во времени (циклы напряжений).
Поэтому для компенсации приближенности этого метода расчета допускаемые напряжения на кручение применяем заниженными: [??]к =10…20 Н/мм2. При этом меньшие значения [??]к - для быстроходных валов, большие [??]к - для тихоходных.
2.Определение сил действующих в зацеплении.
Окружные силы на шестерне и колесе:
Ft1 = Ft2 = = =1440 H
Радиальная сила на шестерне:
Fr1 = Ft1?r,
где ?r???- коэффициент радиальной силы
?r= 0,44cos????- 0,7sin?? =?0,44?cos17,7447 - 0,7sin17,7447=0,206
Fr1 = Ft1?r =1440 ? 0,206 =296,2Н
Осевая сила на шестерне:
Fa1 = Ft1?a,
где ?a???- коэффициент осевой силы
?a= 0,44sin????+ 0,7cos?? =?0,44 sin17,7447 + 0,7cos17,7447=0,801
Fa1 = Ft1?r =1440 ? 0,801=1153H
Радиальная сила на колесе:
Fr2 = Fa1 = 1153H
Осевая сила на колесе:
Fa2 = Fr1 = 296,2Н
3.Определение размеров ступеней быстроходного вала, мм.
Согласно таблицы №7.1 [1], диаметр d1 выходного конца быстроходного вала, соединенного с двигателем через муфту, определяется по формуле:
a)d1 = = = 24,5
d1 выбираем равным 30мм.
б)d2 = d1 + 2t =30 + 2?2,2 = 34,4мм, где t ? высота буртика
d5 определяем в зависимости от d2 по табл. 10.11[1] для регулирующей гайки с мелкой метрической резьбой d5 = 36мм.(М36 ? 1,5).
в)для быстроходного вала конического редуктора на 4-й ступени устанавливаются два подшипника и диаметр d4 равен диаметру d внутреннего кольца подшипника:
d4 = d5 + (2…4) = 36 +4 = 40мм
г) d3 = d4 + 3,2r = 40+3,2?2 =46,4мм,
где r ? координата фаски внутреннего кольца подшипника.
д)под полумуфту длина выходного конца быстроходного вала:
l1 = (1,0…1,5)d1 = 1?30 = 30мм
е)l2 = 0,6 ?d4 = 0,6?40 =24мм
ж)l3 =23,56мм , l4 = 53,64ммопределено графически.
з)l5 = 0,4 ? d4 = 0,4 ? 40 = 16мм
4.Определение размеров ступеней тихоходного вала, мм.
Согласно таблицы №7.1 [1], диаметр d2 выходного конца тихоходного вала, соединенного цепной передачей с исполнительным механизмом, определяется по формуле:
dt1 = = = 28,5
d1 выбираем равным 30мм.
d2 = d4 = 40мм,d3 = 48мм,d5 = 43мм,L1 = 30мм,
L2 = 37,5мм,L3 - определено графически,L4 = 36мм,L5 = 16мм.
5.Конструктивные размеры шестерни и колеса
Шестерню выполняем за одно с валом. Коническое зубчатое колесо кованное. Его размеры:
диаметр ступицы dст ?(1,55…1,6)d ? 48?1,55 = 76мм
длина ступицы Lст ? (1,1…1,5)d3 =54мм
толщина обода ?o ? (34)?m =8мм
толщина диска С =(0,10,17)Re = 14 мм
6.Первый этап компоновки редуктора.
Разработка чертежа общего вида редуктора.
а)Из исходных данных Re, de1, de2, ?1, ?2, me, hae = me, hfe = 1,2me. Строим коническую пару зубчатой передачи.
б)Прочерчиваем контур внутренней поверхности стенок корпуса редуктора с зазором x от вращающихся поверхностей колеса для предотвращения задевания;
x = + 3 мм (x должен быть > 8 мм)
x = 9 мм
Расстояние y между дном и шестерней принимаем y 4x будет 36 мм.
в)Вычерчиваем ступени вала на соответствующих осях по размерам d и L, полученным в проектном расчете валов.
г)При установке радиально-упорных подшипников необходимо учитывать, что радиальные реакции считают приложенными к валу в точках пересечения нормалей, проведенных к середине контактных площадок. Для однородных конических подшипников по формуле
a1 = 0,5 ?(T + l)
a1 = 0,5 ?(20 + ?0,38) = 17,6 мм
a2 2,5 ? a1 = 2,5 ?17,6 = 44 мм
д)Вал тихоходный вычерчивается впоследствии от 5-й к 1-й ступени, при этом длины 5-й и 3-й ступени (L5, L3) вала получают конструктивно. Третью ступень вала d3 c насиженным колесом следует расположить противоположно от выходного конца вала d, что обеспечить более равномерное распределение сил между подшипниками.
е)Выбираем способ смазывания. Зацепление зубчатой пары - окунание зубчатого колеса в масло. Для подшипников в пластичный смазочный материал. Раздельное смазывание принято потому, что один из подшипников ведущего вала удален и это затруднит попадание масляных брызг.
7.Выбор подшипников
По таблице К-29 [1] для конической передачи при n 1500 об/мин применяется подшипник роликовый конический однорядный. Выбираем типоразмер подшипника по величине диаметра внутреннего кольца, равного диаметру d =40мм.
Это подшипник легкой широкой серии 7208 (ГОСТ 27365 - 87).
d =40мм;D = 80мм;T = 20мм;угол контакта 14o;Cr = 42,4 кН.
8.Определение реакций опор быстроходного вала.
Данные из предыдущего расчета:
Fr1 = Fa2 = 296,2H;Fr2 = Fa1 = 1153H;Ft1 = Ft2 = 1440H;
Первый этап компоновки дал:
L1 =17,6ммL2 = 44мм L3 = 100мм
Определяем нагрузку на опоры быстроходного вала:
а)вертикальная плоскость
МXB = 0; Fa? + Fr(l1 +l2) - RBYl2 = 0
RBY = = = 953,70 H
Мxа = 0;Fa? + FrL1 - RAYl2 = 0
RAY = = = 657,5H
X =0 - RAY + RBY - Fr = 0- 657,5 + 953,7 - 296,2 = 0
Строим эпюру изгибающих моментов в характерных сечениях рисунок 2.
Мxc = Fa = 1153 ? 20,57 = 237717,21 H мм = 237,72 H м
Мxc = Fa - Frl1 =1153 ?20,57 -296,2 ? 17,6 =232504,09 Hмм =232,5Нм
б)горизонтальная плоскость.
МYA = 0; Ft ?Fr(L1+L2) - RBXL2 =0 RBX = = =2016H
МYB =0; FtL1 - RAXL2 =0RAX = = =576H
Проверка:Y = 0Ft - RBX +RAX =0;1440 -2016 +576 = 0
в)Строим эпюру изгибающих моментов в характерных сечениях (рис. 2)
MYC =0;
MYB = Ft ?L1 =1440 ?17,6 =25,3Hм
MYA = 0
г)Строим эпюру крутящих моментов в характерных сечениях (рис. 2)
Mк = Mz =Ft ? =1440? =296,2Hм
д)Определяем суммарные реакции опор.
RA = = =887H
RB = = = 2230H
е)Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженном сечении В.
MИВ = = =2242 Н м
ж)Определяем приведенный момент.
МПР = = = 2242 Н м
9.Проверочный расчет подшипников.
9.1Пригодность подшипников определяется сопоставлением расчетной динамической грузоподъемности с базовой. В результате расчетов имеем:
угловая скорость вала ?2 =100,01рад/сек
осевая сила в зацеплении Fa =1153H
реакция в подшипникахRXB = 953,7H; RYB = 2016H;
R = 887H; R = 2230H
Подшипники установлены в растяжку: обе опоры фиксирующие, крышки торцовые, регулирование подшипников круглой шлицевой гайкой. Эквивалентная динамическая нагрузка рассчитывается для каждого подшипника (RE1;RE2) с целью определения наиболее нагруженной опоры.
9.2Определяем коэффициент влияния осевого нагружения e по табл. К-29 [1] e =0,38.
9.3Определяем осевые составляющие радиальной нагрузки по формуле RS=eRГ
RS1 = 0,83eRA = 0,83 ? 0,38 ?887 =279,8H
RS2 = 0,83eRB = 0,83 ? 0,38 ?2230 =703,3H
9.4 Определяем осевые нагрузки подшипников Ra1 , Ra2.
По таблице 9.6 [1] в случае RS1RS2, тогда Ra1 = Ra2, т.е. Ra1 =279,8Н,
Ra2 = Ra1+ Fa = 279,8 + 1153 = 1432,8H.
Вычисляем отношение , и сравниваем с коэффициентом «е»,
где V? коэффициент вращения.
При вращающемся внутреннем кольце подшипника согласно таб. 9.1[1] V =1.
= = 0,29 0,38; = =0,45 0,38
По соотношениюа)0,29 0,38 б)0,45 0,38 согласно таб. 9.1 [1] выбираем формулу:
а) RE = V Rr K????,
где K? ? коэффициент безопасности по таб. 9.4 ??K? =1,1
?? ? температурный коэффициент по таб. 9.5 температура до 100oС ? KТ =1,тогда:
RE = V Rr K??? = 1?953,7?1,1?1 =1049H
б)RE = (X V Rr + Y Ra)?K???
???где по таб. 9.1 X =0,4; по таб. К-29 Y = 1,56;
K?????????????
RE = (X V Rr + Y Ra)?K????????????1+1,56?1432,8)?1,1?1 =2849H
10. Определяем динамическую грузоподъемность по формуле:
Сгр = RE ,
где m =3,33 показатель степени для роликовых подшипников, a1 ? коэффициент надежности. При безотказной работе подшипников =90% a =1.
a23 ? коэффициент учитывающий влияние качества подшипников a23 =0,6
n ? частота вращения внутреннего кольца (об/мин)
Сrр = RE = 2849? =22366H
Cr = 42,4 Cr Crр , значит подшипник пригоден к применению.
11.Определяем реакция опор подшипников тихоходного вала.
Данные из предыдущих расчетов:
Ft = 1440H Fr = 1153HFa = 296,2H
Первый этап компоновки дал следующие результаты:
L1 = 40мм,L2 = 108мм
Для тихоходного вала определяем подшипники:
это подшипник легкой широкой серии 7208 (ГОСТ 27365 - 87).
d =40мм;D = 80мм;T = 20мм;угол контакта 14o;Cr = 42,4 кН.
а)Плоскость XZ- RX3 ?(L2 + L1)+Ft?L2 = 0
RX3 = = =389,2H
RX1?(L2 + L1) - Ft ?L2 = 0
RX1 = = =1050,8H
Проверка : RX3 + RX1 - Ft =0389,2 + 1050,8 - 1440 = 0
Определяем изгибающий момент:
MX =Ft ?
Cтроим эпюру изгибающих моментов
б)Плоскость YZ- RY3 ?(L2 + L1) - Fr ?L1 + Fa? = 0
RY3 = = = - 182,94H
- RY1?(L2 +L1)+ Fr ?L1 +Fa? = 0
RY1 = = = 970,06H
Проверка: RY3 - RY1 + Fr =0-182,94 -970,06 + 1153 = 0
Cтроим эпюру изгибающих моментов
Определяем суммарную реакцию опор:
R1 = = = 1045H
R3 = = = 1066,6H
Определяем суммарные изгибающие моменты в сечении 2:
MИ2 = = = 185,2 H м
MПР = = = 185,22 H м
12. Конструктивные размеры корпуса редуктора.
Толщина стенок корпуса и ребер жесткости в проектируемых малонагруженных редукторах (Т2 500 Нм) с улучшенными передачами, определяется по формуле
=1,8? 6мм
где Т2 - вращающий момент на тихоходном валу
=1,8? 6мм
толщина стенок крышки и основания корпуса принимают такими же.
Взаимное расположение подшипников на быстроходном вале фиксируется установочной гайкой М36?1,5 с предохранительной шайбой. Подшипники размещаем в стакане, толщина которого ст=10мм. Между шестернею и
внутреннем подшипником устанавливается шайба для предотвращения попадания жировой смазки в корпус редуктора. Очерчиваем всю внутреннюю стенку корпуса, сохраняя величины зазоров принятые в первом этапе компоновки Х=9 ,У=36.
На тихоходном валу устанавливается зубчатое колесо. Соединение с валом шпоночное. Колесо зафиксировано. С одной стороны оно упирается в утолщение вала, с другой стороны внутреннюю обойму подшипника.
На валу установлена распорная втулка. Одним концом опирается в ступицу колеса, другим во вращающуюся кольцо подшипника. Определяем глубину гнезда под подшипник.
L r = 1.5 T2;
где Т2 ширина подшипника Т2 = 20 мм
L r = 1.5 ? 20 = 30мм
По таблице 10.17 лит.1 определяем диаметры болтов для корпуса редуктора.
d1 =M14; d2=M12; d3=M10 ; d4=M8 ; d5=M5.
Длина L определяем конструктивно.
13. Определение геометрических размеров шпонок и проверка прочности шпоночного соединения.
По табл. 42 лит. 1определяем размер шпонок.Быстроходный вал:d =30мм b=10; h=8;фаска 0,5мм.
Для тихоходного вала d =48мм b=14 h=9 фаска 0,5мм.
Шпонки призматические, со скругленными торцами. Материал шпонок: сталь 45 нормализация. Проверка ведётся на смятие. Проверяем соединение вала с колесом на тихоходном валу по формуле:
?см = [?см ] где,
а) Ft - окружная сила
б) Асм =(0,94h-t1)Lр - площадь смятия в мм2
в) Lр= L - b -рабочая длина шпонки со скруглёнными торцами L - полная длина шпонки определена на конструктивной компоновке.
[?см ] =110… 190 Н/мм2
Асм =(0,94 х 9- 5,5 )26 =76,96.
?см = =19[?см ]
14. Выбор способа смазывания ,сорта масла и его количества.
Тихоходный вал:
Для редукторов общего назначения применяют непрерывное смазывание жидким маслом картерным непроточным способом (окунанием). Сорт масла по табл. 10.29 лит.1 И-Г-С-68.
Количество масла: из расчёта 0,4…0,8л масла на один киловатт
Быстроходный вал:
Подшипники смазываем пластичной смазкой ,которую закладывают в подшипниковые камеры при сборке . Периодически смазку пополняют шприцом через прессмаслёнку. Сорт смазки ? солидол УС-2.
15.Проверочный расчёт стяжных болтов подшипниковых узлов.
Стяжные болты рассчитывают напрочность по эквивалентным напряжениям на совместное действие растяжения и кручение по формуле:
???????????????????????????????????экв.?? = [? ]
а) Fр ? расчётная сила затяжки винтов ,обеспечивающая нераскрытие стыка под нагрузкой
Fр = [ К3 ( 1- х ) + х ]Fв
Здесь Fа = 0,5Rу ? сила воспринимаемая одним болтом, где Rу-большая из реакций в вертикальной плоскости в опорах реакций в вертикальной плоскости в опорах подшипников. К3=1,25…2-коэффициент затяжки. Х=0,4… 0,5
б) А ? площадь опасного сечения болта.
А =
где dр = d2 - 0.94р ? расчётный диаметр болта, d2 ? наружный диаметр болта, р ? шаг резьбы.
В[? ] ? допускаемое напряжение при некоторой затяжке до 16мм [?]( 0,2…0,25) сигма т а) Определяем силу, приходящуюся на один болт:
Fв = = 525 Н
Определяем площадь опасного сечения болта:
б) Принимаем К3 =1,5 (постоянная нагрузка ); х = 0,27 ( соединение чугунных деталей без прокладок ).
в) Определяем механические характеристики материала болтов: предел прочности [?в] =500 н / мм2 в квадрате; предел текучести ?T =300 Нмм2; допускаемое напряжение [?] =0,25х=75Н/мм2.
г) Определяем расчётную силу затяжки болтов :
Fр = [ К3( 1- х) + х] Fв = [1,5?(1- 0,27) + 0,27]? 525 =716,6 Н.
г) Определяем площадь опасного сечения болта:
А= = = 84,2 мм2
д) Определяем эквивалентные напряжения:
??экв?? = 11,1Н / мм 2< [?]
Расчёт болтов удовлетворяет нужного запаса прочности.
16. Уточняющий расчёт валов.
Наиболее опасный участок на быстроходном валу это точка №1, место приложений реакций внутреннего подшипника, поэтому расчёт будем вести на этом участке вала.
Данные из предыдущих расчётов:
Быстроходный вал.
MX =25,3 Н/мMу=232,5 Н/м Мк = 2240 Н/м
Находим суммарные изгибающие моменты:
М = = 233,9Н/м
а) Определяем момент сопротивления сечения вала.
W = 0,1d 3 = 0,1?403 =6400мм3
б) Определяем напряжения в опасном сечении вала.
???????а =??и? =?????= ???=?36,5Н/мм2
в) Определяем касательные напряжения, они изменяются по от нулевому циклу, при котором амплитуда цикла ?? равна половине расчётных напряжений кручения ?к:
??= = =306,8Н/мм2
г) Определяем коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений для расчётного сечения вала. Для валов без поверхностного упрочнения коэффициенты концентрации нормальных и касательных напряжений определяют по формуле:
(К??)D =+ КF -1; (К??)D =+ КF -1?;
где К??и?К? ? эффективные коэффициенты. Они определяются по таблице 11.2 [1] .
Кd - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения по табл. 11.3 [1] .
КF - коэффициент влияния шероховатости таб.11.5 [1].
(К??)D =+ КF ?1 =3,95 +1,10 ?1=4,05; (К??)D = + КF ?1 =2,8+1,10?1=2,9
д) Определяем пределы выносливости в расчётном сечении вала по формуле:
(??-1?)D =??; (? 1)D =?; где (??-1?) и ? 1 = 0.58?-1 ? пределы
выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения.
(??-1?)D = =37,2; (?? 1?)D =? =51,8;
е) Определяем коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:
S???? ; S????
S????? = 6,5 ; S????????????
ж) Определяем общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении:
s = [s];
где [s]= 1,3…1,5 высокая достоверность расчёта;[S]=1,6…2,1 менее точная достоверность расчёта.
s = = 6,3; S[S]; Проверочный расчёт на прочность дал удовлетворительные результаты.
17. Сборка редуктора.
Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку производят в соответствии с чертежом общего вида редуктора, начиная с узлов валов:
? на быстроходный вал одевают мазеудерживающую шайбу, затем устанавливают внутренний подшипник, потом наружный, предварительно нагретые в масле до 80-100 С;
? в тихоходный вал закладывают шпонку, затем напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала;
? далее надевают распорную втулку и устанавливают подшипники, предварительно нагретые в масле.
Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу. После этого на тихоходный вал надевают распорное кольцо, в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку, ставят крышки подшипников. Регулирующим болтом бугеля, регулируют зазор между шестерней и колесом, при этом проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами. Затем фиксируют стопорной шайбой и винтами.
Затем ввертывают пробку масло спускного отверстия с прокладкой и жезловый масло указатель. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой; закрепляют крышку болтами. Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.
Подобные документы
Разработка кинематической схемы привода к цепному подвесному конвейеру, выбор двигателя; определение передаточного числа и ступеней привода. Расчет зубчатой цилиндрической передачи редуктора, допускаемой нагрузки валов; выбор твердости материала колес.
курсовая работа [138,4 K], добавлен 15.01.2012Кинематический расчет привода, определение мощности и частоты вращения двигателя, передаточного числа привода и его ступеней, силовых параметров. Выбор материала, расчет зубчатой конической передачи, открытой клиноременной передачи, компоновка редуктора.
курсовая работа [3,0 M], добавлен 27.06.2010Выбор материала, назначение термообработки и твердости рабочей поверхности зубьев колес. Коэффициент полезного действия червячной передачи. Расчет цилиндрической зубчатой передачи. Конструктивная разработка валов. Подбор шпонок, сборка редуктора.
курсовая работа [211,9 K], добавлен 21.03.2014Кинематический расчет привода редуктора. Выбор и проверка электродвигателя с определением передаточного числа привода и вращающих моментов на валах. Расчет закрытой цилиндрической передачи привода. Выбор материала зубчатых колес и допускаемых напряжений.
курсовая работа [377,6 K], добавлен 16.04.2011Кинематический и силовой расчет привода, выбор материала и определение допускаемых напряжений. Проектировочный расчет зубчатой передачи конического редуктора. Расчет и подбор корпуса редуктора, валов, подшипников, зубчатых колес, муфты, цепной передачи.
курсовая работа [379,1 K], добавлен 04.06.2019Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя. Определение параметров приводного вала. Расчет цилиндрических зубчатых передач на прочность. Выбор материала и вида термообработки зубчатых колес. Расчет валов; выбор подшипников, шпонок, муфты.
курсовая работа [177,3 K], добавлен 13.02.2016Кинематический и силовой расчет привода. Расчет мощности электродвигателя. Определение общего передаточного числа привода и вращающих моментов. Выбор материала для изготовления зубчатых колес. Проектный расчет валов редуктора и шпоночного соединения.
курсовая работа [654,1 K], добавлен 07.06.2015Кинематический и силовой анализ привода, выбор электродвигателя, передаточных отношений для редуктора и цепной передачи. Выбор материалов и допускаемых напряжений для зубчатых колес. Расчет конической прямозубой передачи, определение усилий в зацеплении.
дипломная работа [508,6 K], добавлен 03.01.2010Энергетический и кинематический расчёты привода конического редуктора. Выбор электродвигателя и определение придаточного числа привода и разбивка его по отдельным передачам. Конструктивные моменты зубчатых колес, корпуса и крышки, компоновка редуктора.
курсовая работа [262,8 K], добавлен 02.11.2014Энерго-кинематический расчет привода, выбор схемы привода, редуктора и электродвигателя. Расчет значения номинальной частоты вращения вала двигателя. Выбор параметров передач и элементов привода. Определение тихоходной цилиндрической зубчатой передачи.
методичка [3,4 M], добавлен 07.02.2012