Розрахунок двоступінчастого приводу технологічної машини

Размещено на http://www.allbest.ru/

8

1. ВИБІР ДВИГУНА

Розрахувати привід технологічної машини, що складається із зовнішньої передачі і передачі редуктора (див. кінематичну схему), якщо потужність на вихідному валі Р₃=6 кВт, а частота його обертання n₃=30 об/хв.

Передача нереверсивна. Навантаження спокійне. Термін роботи L_h=20·103 год.

Рисунок 1.1 - кінематична схема

Складаємо кінематичну схему привода і нумеруємо вали, починаючи з валу електродвигуна.

Визначаємо загальний коефіцієнт корисної дії привода з_заг, який дорівнює добутку к.к.д., послідовно з'єднаних передач. Приймаємо для черв'ячного редуктора з_ч =0,8, для ланцюгової передачі з_л=0,96.

привід редуктор вал

(1.1)

Визначаємо потрібну потужність електродвигуна діленням вихідної потужності на загальний коефіцієнт корисної дії.

 (1.2)

Вибираємо двигун типу 4А132M6 ГОСТ 19523 - 81 з синхронною частотою обертання n_с=1000об/хв, потужністю Р_дв.=7,5кВт, d₁=38мм, е = 3,2% , l = 80мм

Визначаємо асинхронну частоту обертання ротора двигуна:

(1.3)

Визначаємо загальне передаточне число (u_заг.) привода. Яке дорівнює асинхронній частоті обертання двигуна (n_дв.), поділений на частоту обертання вихідного вала привода:

(1.4)

Розподілимо загальне передаточне число між передачами привода. Загальне передаточне число дорівнює добутку передаточних чисел передач привода. Для черв'ячного редуктора приймаємо ич=12,5 тоді для ланцюгової:

(1.5)

Визначаємо частоту обертання валів привода об/хв.:

1-го n₁=n_дв=968 об/хв (1.6)

2-го (1.7)

3-го (1.8)

Визначаємо кутову швидкість валів привода рад/с:

1-го (1.9)

2-го (1.10)

3-го (1.11)

Визначаємо потужність на валах кВт:

1-го Р₁=Р_потр =6,510 кВт; (1.12)

2-го Р₂=Р₁?з_ч=6,510 ·0,8=5,208 кВт (1.13)

3-го Р₃=Р₂?з_л=5,208 ·0,96=5 кВт (1.14)

Знаходимо обертальні моменти на валах Н· м:

1-му (1.15)

2-му Т₂=Т₁?з_ч?U_ч=64,25 ·0,8·8=411,2 Н·м (1.16)

3-му Т₃=Т₂ ?з_л?U_л =411,2 ·0,96·3,025=1194,12Н·м (1.17)

Обчисленні значення не повинні відрізнятись від вихідних більш ніж на 4%.

(1.18)

Відхилення: (1.19)

Отримані результати записуємо в таблицю.

Таблиця 1.1- Результати розрахунку параметрів електродивгуна

Вал	Частота обертання п (об/хв.)	Кутову швидкість щ (рад/с)	Потужність Р (кВт)	Обертальні моменти Т (Н· м)
1.	968	101,317	6,510	64,25
2.	121	3	5,208	411,2
3.	40	4,29	5	1194,12

2. РОЗРАХУНОК ЛАНЦЮГОВЇ ПЕРЕДАЧІ

Розрахувати ланцюгову передачу при наступних даних:

момент обертання на ведучій зірочці - Т₁=121 Н•м;

передаточне число ланцюгової передачі - U_л=3,025

частота обертання ведучої зірочки - n₁=968 об/ хв

кутова швидкість ведучої зірочки - щ₁=101,317рад/с

Умови роботи (навантаження спокійне, лінії центрів зірочок горизонтальна).

Креслимо кінематичну схему передачі:

Рисунок 2.1 - схема передачі

Визначаємо кількість зубів меншої зірочки за таблицею 1:

При U_л=3…4, Z₁=25.

Визначаємо кількість зубів більшої зірочки:

Z₂ = U_л·Z₁ = 3,025·25 = 75,625 (2.1)

 Приймаємо Z₂= 75.

Визначаємо орієнтовно значення кроку ланцюга по формулі:

(2.2)

T₁- в Н • мм; Z₁-число зубів зірочки; m - кількість рядів;

Визначимо коефіцієнт, що враховує умови експлуатації К_e.

К_e = K_д•К_a•К_н•К_р•К_м•К_п

Приймаємо:

К_д=1 при спокійному навантаженні; (динамічний коефіцієнт)

К_a=1 при a= (30…50)t; (коефіцієнт регулювання)

K_н=1 при б?60° ; (коефіцієнт кута нахилу лінії центрів зірочок)

K_р = 1, 25 при періодичному регулюванні; (коефіцієнт регулювання натягу ланцюга)

Км=1.2 -при періодичному мащенні; (коефіцієнт мащення)

Кп=1 при однозмінній роботі; (коефіцієнт періодичності роботи)

К=1·1·1·1,25·1,2=1,5

Визначаємо розмір допустимого тиску [р], по таблиці 2. інтерполюванням, залежно, від частоти обертання n₁=968 об/хв, передбачаючи, що крок ланцюга перебуває у межах

t = 31,75...38,10мм.

50 Ї 34,3; 150 Ї 4,9 ;

200 Ї29,4; 79 Ї х;

[p]_n=121 = [p]_n=200 - x = 34,3- 2,58 = 31.72 МПа

Знаходимо крок ланцюга: m = 1.

; (2.3)

За таблицею 3. приймаємо t = 31,75мм .

Виконуємо перевірку ланцюга по частоті обертання .

По таблиці 4, залежно від кроку ланцюга t=31,75мм вибираємо допустиме значення частоти обертання [n₁] =800об/хв. і перевіримо умову n₁ =121 об/хв ? [n₁] =800об/хв.

Умова виконується.

Виконуємо перевірку ланцюга по тиску р в шарнірах

, МПа (2.4)

Попередньо визначаємо:

1. Лінійну швидкість ланцюга по ф-лі:



2. Колову силу

Площа проекції опорної поверхні шарніра ланцюга беремо з таблиці 3.

Аоп. = 362ммІ.

Тоді тиск в шарнірах рівний (2.7)

P=13,8МПа<[р]=32,98МПа.

Міцність забезпечена.

а = (30...50)31,75 = (952...1587,5)мм.

Приймаємо середнє значення a=1200 мм

Обчислюємо кількість ланок L_t ланцюга та його довжину L:

; (2.8)

Приймаємо= 125.

Довжина ланцюга L=L_t• t. L=125·31,75=3968,75мм. (2.9)

Уточнюємо між осьову відстань

 (2.10)

мм

Визначаємо силу ведучої вітки ланцюга

Q₁=F_t+F_v+F_g, Н, (2.11)

- відцентрова сила; (2.12)

F_g=m_L • g • a • k_g ; сила від провисання ланцюга ; (2.13)

де g=9,81м/с² ; k_g - коефіцієнт , що враховує розташування ланцюга(k_g=6- при горизонтальному ; k_g =1,5 - при похилому і k_g=1 при вертикальному).

3,80·1,6І =9,7Н;

;

Q₁=F_t+F_v+F_g=3341+9,7+259,23=3609,93Н.

Визначаємо навантаження на вали та їх опори

F=1,15F_t. F = 1,15·3341 = 3842,15H (2.14)

Перевіримо ланцюг на міцність за коефіцієнтом запасу міцності

 (2.15)

Де значення Q приймаємо по таблиці 3. Q = 88,5кН.

>[n] = 7…10 (2.16)

Міцність забезпечена.

Визначаємо геометричні параметри зірочок.

Ділильні діаметри зірочок

Діаметр виступів ведучої зірочки.

D_e1=t ·0.53+t/tg; мм (2.18)

3. РОЗРАХУНОК ЧЕРВ'ЯЧНОЇ ПЕРЕДАЧІ

Виконати розрахунок черв'ячної передачі за наступними даними:Обертальний момент T₂=411,2 Н•м; кутова швидкість ?₂=101,317 рад/с; передаточне число U=8; передача призначена для довготривалої роботи.

3.1 Вибір матеріалу для черв'яка і черв'ячного колеса

Для черв'яка приймаємо сталь 40Х із термообробкою - поліпшенням і загартуванням ТВ4 HRC 45…50. Витки шліфовані і поліровані.

Для виробу матеріалу колеса визначаємо орієнтовну швидкість ковзання:

(3.1)

Для колеса вибираємо бронзу БрАЖ9 - 4 у_т=200 МПа у_в=500 МПа

3.2 Допустиме напруження

Допустиме контактне напруження вибираємо за таблицею 2 [у]_н=167 МПа

Визначаємо допустиме напруження згину:

(3.2)

3.3 Міжосьова відстань

Визначаємо міжосьову відстань

(3.3)

Приймаємо а_щ =125 мм по ГОСТ 2144-76

3.4 Підбір основних параметрів передачі

Число заходів черв'яка при u=8 Z₁=4; число зубів колеса:

(3.4)

Коефіцієнт діаметра черв'яка

Приймаємо q=10

Модуль передачі

(3.5)

Приймаємо т=5 мм

3.5 Геометричні розміри черв'яка

Ділильний діаметр черв'яка: (3.6)

Діаметр вершин витків черв'яка: (3.7)

Діаметр впадин черв'яка: (3.8)

(3.9)

1.6. Геометричні розміри черв'ячного колеса

Діаметр ділильного кола черв'ячного колеса:

(3.10)

Діаметр кола вершин зубів черв'ячного колеса:

(3.11)

Максимальний діаметр черв'ячного колеса:

 (3.12)

Ширина зубчастого вінця черв'ячного колеса:

(3.13)

Діаметр впадин черв'ячного колеса:

d_f2=d₂-2,4m=160-12=148 мм (3.14)

3.7 Перевірочний розрахунок передачі на міцність

За таблицею 5 для Z₁=4 і q=10 кут г=22? 62ґ

Кутова швидкість черв'яка:

(3.15)

Уточняємо швидкість ковзання:

(3.16)

Уточняємо ККД передачі, с приймаємо із таблиці.

(3.17)

1.8 Сили в зачепленні

Колова сила на черв'ячному колесі і осьова сила на черв'яку:

(3.18)

Колова сила на черв'яку і осьова сила на черв'ячному колесі:

(3.19)

Радіальна сила:

(3.20)

1.9 Перевірка зубів передачі на згин

(3.21)

По таблиці коефіцієнт Y_F=1,55

При v₂=0,8 м/с коефіцієнт навантаження К=1

Розрахункове напруження по згину:

(3.22)

що менше допустимого



3.10 Перевірка жорсткості черв'яка

Рівнодійна колової та радіальної сил, що діють на черв'як

(3.23)

Осьовий момент інерції перерізу черв'яка

I_o=d_f1⁴/64=3,1438⁴/64=102301,985 мм⁴ (3.24)

Беремо наближену відстань між опорами черв'яка

L=0,8d₂=0,8160=128мм (3.25)

y=FL³/(48EI_o)=2791,663128³/(48210⁵102301,985)=0,005 (3.26)

Допустима стрілка прогину [y]=0,015=0,005мм (3.27)

Висота головки витка черв'яка та зубця колеса h_a=m=5мм

Висота ніжки витка та зубця h_f=1,2m=1,25=6мм (3.28)

Розрахункова товщина витка s=0,5m=0,53,145=7,85мм (3.29)

Висота витка і зубця h=2,2m=2,25=11мм (3.30)

Діаметри впадин d_f1=d₁-2,4m=50-12=38мм (3.31)

d_f2=d₂-2,4m=160-12=148мм (3.32)

Найбільший діаметр черв'ячного колеса

 d_ан2=d_a1+1,5m=170+7,5=177,5мм (3.33)

Довжина нарізної частини черв'яка b₁=(11+0,06z₂)m=12,925=64,6 (3.34)

Ширина вінця черв'ячного колеса b₂=45

4. РОЗРАХУНОК ВАЛІВ РЕДУКТОРА

Попередній розрахунок валів редуктора

Орієнтовний розрахунок валів проводимо з умови міцності на кручення. По заниженими допустимими напруженнями визначаємо мінімально необхідний діаметр вала.

Для виготовлення швидкохідного вала призначаємо нормалізовану сталь45, для якої =360 МПа. Допустиме дотичне напруження приймаємо .

Обертаючий момент для швидкохідного вала =64,25 Н•м

? (4.1)

Згідно ГОСТ1280-66 приймаємо =38; l=64,5 мм

Діаметр вала під підшипник d=30мм, то шестерню виконуємо заодно з валом

Компонування швидкохідного вала

Навантаження від колеса вважаємо, що прикладена по середині, і, саме колесо розміщене симетрично відносно опор.

d=27

d?=30

d??=35

d???=38

l=55

l?=40

l??=72,5

l???=64

Розрахунок

Розраховуєм реакції епюр в горизонтальній площині

=5140;=2076.56;=1865,82

•0.115-•0.230 (4.2)

2076,56•0.115-•0.230

=238,80

==1038,28 (4.3)

•0.230-•0.115 (4.3)

=238,80

==1038.28

Перевірка

=1038,23-2076,56+1038,28=0 (4.4)

Будуємо епюри поперечних сил в горизонтальній площині

=0; =•d=5140•19=97,660 (4.5)

Розраховуєм реакції епюр в вертикальній площині

•0.115-M•0.230 (4.6)

=0

-214,56-97,660+0.230=0

-312,22+0,230=0

0,230=312,22

==1357.47

-0.115-M-0.230 (4.7)

214,56-97,660-0,230

116,9=0,230

==508,26

Перевірка

-+=1357,47-1865,82+508,26=0 (4.8)

Будуємо епюри поперечних сил в горизонтальній площині

=0

=•0.115=1357,47•0,115=156,1 (4.9)

=•0.115-M=1357,470.115-97,660=58,44 (4.10)



Компонування тихохідного вала вала

Обертаючий момент тихохідного вала =411,2

Визначаємо діаметр кінця вихідного вала

(4.11)

Згідно ГОСТ12080-66 приймаємо =60; =50

Діаметр вала під підшипник d?=55

Діаметр вала під маточину колеса d??=50

Компонування тихохідного вала

d=50

d?=55

d??=60

l=120

l?=60

l??=50

Розрахунок

Розраховуєм реакції епюр в горизонтальній площині

=2076,56; =5140; =1865,82

•0.055-M+•0.110 (4.12)

===-573,6 (4.13)

==955,7 (4.14)

Перевірка

=0 (4.15)

3842,15-9555,7+5140+573,6=0

M=•d=2076,56•19=39,454 (4.16)

Будуємо епюри поперечних сил в горизонтальній площині

=0

=F•0.145-=1865,82-255,01 (4.17)

=F•0.09=1865,82•0.09=167,9 (4.18)

Розраховуєм реакції епюр в вертикальній прощині



•0.55+M-•0,11 (4.19)

=142,07

==1291,5

•0.055+M+0,11 (4.20)

1865,82+39,454+0,11

0,11

==574,23

Перевірка

+-=1865,82-1291,5-574,23=0 (4.21)

Будуємо епюри поперечних сил в горизонтальній площині

=0

=•0.055=1291.5•0.055=71,03 (4.22)

=•0.055-M•=1291,50.055-34,454=31,57 (4.23)

5. ДОБІР ШПОНОК ТА ПЕРЕВІРКА ШПОНКОВИХ З'ЄДНАНЬ

5.1 Добираємо призматичну шпонку із округленими торцями за допомогою якої зубчасте колесо передає обертовий момент Т=411,2Нм; валу діаметром d=60мм

і визначити довжину маточини ?_м за умови міцності з'єднання на зминання. З'єднання нерухоме, матеріал маточини - чавун, навантаження - ударне. Перевірити умову міцності на зріз. Допустиме напруження на зріз

[у_зр] = 60…90 МПа .

В залежності від діаметра вала по таблиці ГОСТ 23360 - 78 добираємо розміри шпонки bЧh =(18Ч11)мм.

Глибина паза вала t₁=7мм

Записуємо умову міцності на зминання:

(5.1)

Для чавуну [у_зм]=50МПа при ударному навантаженні.

З умови міцності визначаємо робочу довжину шпонки:

 (5.2)

Довжина шпонки:

?=?+b=70+18=88 мм (5.3)

Згідно ГОСТу 23360 - 78 приймаємо довжину шпонки ?=70мм а довжину маточини приймаємо на (5…10) мм більшу.

?_{м =} ?+5…10=70+3=83 мм (5.4)

Приймаємо ?_м=83мм

Перевіряємо умову міцності на зріз:

; <[у_зр] (5.5)

Це задовольняє умові міцності на зріз.

Приймаємо шпонку 18Ч11Ч70 ГОСТ23360-78.

5.2 Добираємо призматичну шпонку із округленими торцями за допомогою якої сталева зірочка передає обертовий момент Т=314,5Нм, валу діаметром d=50мм,

довжина маточини ?_м =88мм . З'єднання нерухоме, матеріал маточини - сталь, навантаження - спокійне.

Для вихідного кінця тихохідного вала при d_в=50мм згідно ГОСТ 23360 - 78 добираємо призматичну шпонку із заокругленими торцями bЧh=14Ч9; при t₁=5,5мм.

Визначаємо довжину шпонки

l=?_м -(3....10)мм=88-10=78мм (5.6)

приймаємо довжину шпонки ГОСТ 23360-78 ?=80 мм.

Визначаємо робочу довжину шпонки

?=l-b=80-14=66мм (5.7)

Допустимі напруження зминання при сталевій зірочці

[у_зм] = 100…130 МПа

Обчислюємо розрахункове напруження зминання і порівнюємо його із допустимим:

(5.6)

- міцність забезпечена.

Приймаємо шпонку 14Ч9Ч80 ГОСТ233-78.

5.3 Дібрати призматичну шпонку із округленими торцями за допомогою якої зубчасте колесо передає обертовий момент Т=1194,12Нм; визначити довжину маточини ?_м та діаметр вала d заумови міцності з'єднання на зминання. З'єднання нерухоме, матеріал маточини - чавун, навантаження - ударне. Перевірити умову міцності на зріз. Допустиме напруження на зріз

[у_зр] = 60…90 МПа .

Розраховуємо діаметр вала:

 = (5.7)

Розраховуємо довжину маточини:

lм= d(2…3)=134…201 (5.8)

В залежності від діаметра вала по таблиці ГОСТ 23360 - 78 добираємо розміри шпонки bЧh =(22Ч14)мм.

Глибина паза вала t₁=7,5мм

Записуємо умову міцності на зминання:

(5.9)

Для чавуну [у_зм]=50МПа при ударному навантаженні.

З умови міцності визначаємо робочу довжину шпонки:

(5.10)

Довжина шпонки:

?=?+b=110+22=132 мм (5.11)

Згідно ГОСТу 23360 - 78 приймаємо довжину шпонки ?=140мм а довжину маточини приймаємо на (5…10) мм більшу.

?_{м =} ?+5…10=140+5=145 мм (5.12)

Приймаємо ?_м=145мм

Перевіряємо умову міцності на зріз:

; <[у_зр] (5.13)

Це задовольняє умові міцності на зріз.

Приймаємо шпонку 18Ч11Ч140 ГОСТ23360-78.

6. ДОБІР РАДІАЛЬНО-УПОРНИХ ПІДШИПНИКІВ КОЧЕННЯ

Радіально упорні підшипники кочення добираємо залежно від діаметра вал і розраховуємо їх за динамічною вантажопідйомністю.

Швидкохідний вал. Відомо: частота обертання вала =928об/хв.; осьова сила=5140Н; діаметр вала під підшипник =30мм.

Визначаємо еквівалентні реакції опор.

(6.1)

(6.2)

Розрахунок ведемо по більш навантаженій опорі

Визначаємо відношення <25%. (6.3)

Приймаємо роликові радіально упорні підшипники. Згідно ГОСТ333-79 для вала=30 мм добираємо підшипник типу7306, е = 0,337. Визначаємо осьові складові реакцій опор.

 (6.4)

Оскільки > і > 0; то ==478,02Н.

=+=478,02+5140=5618,02Н. (6.5)

Маючи довговічність=36·10ігод; V=1(оскільки обертається внутрішнє кільце); =1- при спокійному навантаженні; =1 при робочій температурі до 100є.

Так як відношення (6.6)

е=0337; по таблиці П43(1) приймаємо Х=1; У=0.

Визначаємо потрібну динамічну вантажопідйомність.

(6.7)

. Остаточно приймаємо роликопідшипник типу 7306, для якого d=30мм; Д= 72мм; =39,2кН ;=19мм; >5·10і

< =39,2кН.

Тихохідний вал.

Відомо: частота обертання вала =121об/хв.; осьова сила=2076,56Н; діаметр вала під підшипник =55мм.

Визначаємо еквівалентні реакції опор.

(6.8)

(6.9)

Розрахунок ведемо по більш навантаженій опорі Визначаємо відношення <25%. (6.10)

Приймаємо роликові радіально упорні підшипники.

Згідно ГОСТ333-79 для вала=55мм добираємо підшипник типу 7311,

е = 0,332. Визначаємо осьові складові реакцій опор. (6.11)

Оскільки > і > 0; то ==2657,1Н.

=+=2657,1+2076,56=4733,66Н. (6.12)

Маючи довговічність=36·10ігод; V=1(оскільки обертається внутрішнє кільце); =1- при спокійному навантаженні; =1 при робочій температурі до 100є.

Так як відношення (6.13)

е=0,332; по таблиці П43(1) приймаємо

Х=1; У=0.

Визначаємо потрібну динамічну вантажопідйомність.

(6.14)

. Остаточно приймаємо роликопідшипник типу 7311, для якого d=_55мм; Д= 120мм; =100кН ;=29мм; >5·10і

< =100кН.

7. ДОБІР МУФТИ

Для з'єднання двох валів між собою застосовують муфти. Для нашого випадку призначимо пружну втулково-пальцеву муфту.

Відомо: момент, що передається валом Т = 64,25 Н·м.

За таблицею П.58 (2) приймаємо коефіцієнт режиму роботи К = 2 і обчислюємо розрахунковий момент

=К·Т = 2·64,25 = 128,5 Н·м. (7.1)

За таблицею П.59 (2) ГОСТ21424-75 добираємо муфту для якої допустимий розрахунковий момент = 128,5 Н·м, при діаметрі вала =38мм. Випишемо розміри вибраної муфти: =100мм; діаметр пальців =14 мм; довжина втулки =28 мм; кількість пальців z=6.

Визначаємо колову силу (7.2)

Площа зминання =14·28=392ммІ; (7.3)

Напруження зминання (7.4)

Де =2МПа допустиме напруження зминання гуми.

Размещено на Allbest.ru