Привод технологической машины

Тип работы:
Курсовая
Предмет:
Производство и технологии


Узнать стоимость

Детальная информация о работе

Выдержка из работы

КУРСОВАЯ РАБОТА

Привод технологической машины

Исходные данные для расчета

Мощность на ведомом валу. …Рm =6 кВт

Частота вращения ведомого вала… n2 = 55 об/мин

Продолжительность включения… ПВ%=60%

Срок службы передачи (в годах)…L=10 лет

Коэффициент использования привода:

в течение года… Kr=0,6

в течении суток… Kc=0,5

Режим работы… тяжелый

Реверсивность… … н/р

Вид передачи… прямозубая

Введение

клиноременной зубчатый передача редуктор

Привод — устройство, предназначенное для приведения в действие машин и механизмов. Привод состоит из источника энергии (двигатели электрические, тепловые, гидравлические и т. д.) и механизма для передачи энергии, движения.

В качестве механизмов чаще всего используют различные типы механических передач (зубчатые, цепные, ременные, винтовые…), которые обеспечивают преобразование одного вида движения в другое, понижение (повышение) крутящего момента и угловой скорости, регулирование скорости движения.

В данном проекте спроектирован одноступенчатый зубчатый цилиндрический редуктор. Редуктором называется механизм, состоящий из зубчатых и червячных передач, выполненных в виде отдельного агрегата, и служащих для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.

Назначение редуктора — понижение угловой скорости и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.

Проектирование механизмов и машин, отвечающих потребностям в различных областях промышленности должно предусматривать их наибольший экономический эффект, высокие технико-экономические и эксплуатационные качества.

Основные требования, предъявляемые создаваемому механизму: высокая производительность, надежность, технологичность, ремонтопригодность, экономичность, минимальные габариты и цена. Все выше перечисленные требования учитываются в процессе проектирования и конструирования.

Проектируемый редуктор предназначен для передачи крутящего момента от вала электродвигателя к выходному валу редуктора и далее к рабочему механизму. Рабочий механизм соединен с валом редуктора с помощью цепной передачи.

Привод должен обеспечить передачу крутящего момента от электродвигателя к исполнительному устройству с минимальными потерями и с заданной угловой скоростью на выходном валу редуктора.

1. Расчет кинематических и энергетических параметров

1. 1 Выбор электродвигателя и расчет кинематических параметров привода

Требуемая мощность электродвигателя

Pтр = ,

где P — мощность на валу исполнительного механизма, P = 6 кВт;

з0 — общий КПД привода,

з0 =0,877

здесь з1 — КПД ременной передачи, з2 — КПД одной пары подшипников качения, примем з1 = 0,97, з2=0. 99.

Тогда Pтр=6. 842

По требуемой мощности из табл. П. 1 [1] выбираем асинхронный электродвигатель 4А160S8 с ближайшей большей стандартной мощностью Pэ = 7.5 кВт, синхронной частотой вращения nс=750 об/мин и скольжением S = 2,5%.

1. 2 Частота вращения вала электродвигателя

n1= nс (1 —) =731. 25 об/мин

1. 3 Общее передаточное число привода

uo = = =13. 3

1. 4 Передаточное число зубчатой передачи

По ГОСТ 2185–66 принимаем uз. п2. = 4. 5

1.5 Передаточное число ременной передачи

up = = = 3

1. 6 Частоты вращения валов (индекс соответствует номеру вала на схеме привода)

n1 = 731. 25 об/мин,

n2 = = = 243. 75 об/мин

n3= = = 54. 167 об/мин

1. 7 Мощность на валах

Р1 = Ртр = 6. 852кВт,

Р2 = Р1з ремз п. п = 6. 852* 0,97 * 0,99 = 6. 570 кВт

Р3 = Р2 ззубз п. пз м= 6. 570 * 0,98 * 0,99 = 6. 309 кВт

1. 8 Крутящие моменты, передаваемые валами

Крутящий момент на волу определяется по формуле

Ti = 9550.

Отсюда

Т1 = 9550 = 9550 = 89. 355 Н*м,

Т2 = 9550 = 9550 = 257. 343 Н*м,

Т3 = 9550 = 9550 = 1112.3 Н*м.

2. Расчет прямозубой цилиндрической зубчатой передачи

Исходные данные

Тип зуба — прямой

Крутящий момент на шестерне Т1 = 257.3 Н*м

Частота вращения шестерни n1= 243.8 мин-1

Передаточное число u= 4. 5

Режим нагружения — тяжелый

Коэффициент использования передачи:

в течение года — Kг =0. 6

в течение суток — Kс =0. 5

Cрок службы передачи в годах — L = 10

Продолжительность включения — ПВ = 60%

2. 1 Выбор материалов зубчатых колес

Материалы выбираем по табл. 1.1 [1]

Шестерня

Материал — сталь 45

Термическая обработка — Улучшение

Твердость поверхности зуба — 269−302 НВ

Колесо

Материал — сталь 45

Термическая обработка — Улучшение

Твердость поверхности зуба — 235−262 НВ

2. 2 Определение допускаемых напряжений

Допускаемые контактные напряжения

HPj =

где j=1 для шестерни, j=2 для колеса;

Hlim j предел контактной выносливости (табл. 2.1 [1]),

Hlim1 =641

Hlim2=567

SHj коэффициент безопасности (табл. 2.1 [1]),

SH1= 1.1 SH2=1. 1

KHLj — коэффициент долговечности;

KHLj =1,

здесь NH0j — базовое число циклов при действии контактных напряжений (табл. 1.1 [1]),

NH01= 2. 306*108 NH02 =5. 112*107

Коэффициент эквивалентности при действии контактных напряжений определим по табл. 3.1 [1] в зависимости от режима нагружения: h =0. 5

Суммарное время работы передачи в часах

th = 365L24KгКсПВ =15 768

Суммарное число циклов нагружения

Nj = 60 nj c th,

где с — число зацеплений колеса за один оборот, с =;

nj — частота вращения j-го колеса, n1= мин-1, n2= мин-1;

N1= 1. 153*108 N2= 2. 562*107

Эквивалентное число циклов контактных напряжений, NHE j= h NУj;

NHE1= 2. 347*107 NHE2= 1. 682*107

Коэффициенты долговечности

KHL1= 1 KHL2=1

Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса

HP1=582.7 МПа HP2= 515.5 МПа

Для прямозубой передачи HP=HP2 =515.5 МПа

2. 3 Допускаемые напряжения изгиба

FPj=,

где F lim j предел выносливости зубьев при изгибе (табл. 4.1 [1]),

F lim 1 =499.6 F lim 2 =434. 9

SFj коэффициент безопасности при изгибе (табл. 4.1 [1]), SF1=1.1 SF2=1. 1

KFCj коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки, (табл. 4.1 [1]) KFC1=1, KFC2=1

KFLj коэффициент долговечности при изгибе:

KFL j=1.

здесь qj — показатели степени кривой усталости: q1 = 0. 3, q2 = 0.2 (табл. 3.1 [1]);

NF0 — базовое число циклов при изгибе; NF0 = 4*106.

NFEj — эквивалентное число циклов напряжений при изгибе; NFE j= Fj NУj.

Коэффициент эквивалентности при действии напряжений изгиба определяется по табл. 3.1 [1] в зависимости от режима нагружения и способа термообработки

F1 =0. 3, F2 = 0. 3,

NFE1 =2. 73* 108, NFE2 =6. 825*107

KFL1 = 1, KFL2 =1

Допускаемые напряжения изгиба:

FP1=293. 9МПа

FP2=255. 8МПа

2. 4 Проектный расчет передачи

Межосевое расстояние определяем из условия контактной прочности:

aw =(u + 1),

aw = 450 (4. 5+1) =210. 02 мм.

где — коэффициент вида передачи, =450

KН — коэффициент контактной нагрузки, предварительно примем KН =1.1.

Коэффициент ширины зубчатого венца шba = 0. 315 (ряд на с. 11 [1]).

Расчетное межосевое расстояние aw =210

Округлим aw до ближайшего большего стандартного значения225 мм (табл. 6.1 [1]). Модуль выберем из диапазона

m = (0. 01…0. 02) aw =2

Округлим m до стандартного значения (табл. 5.1 [1]): m =2

Суммарное число зубьев

Z'У = = =225

Значение Z округлим до ближайшего целого числа Z=225

Число зубьев шестерни

Z1 = = = 41

Число зубьев колеса

Z2 = ZУ — Z1 =225−41 = 184

Фактическое передаточное число

uф = =4. 488

Коэффициенты смещения шестерни и колеса: x1= 0 x2= 0

Ширинa венца колеса

bw2= шba aw =70 мм

Округлим bw2 до ближайшего числа из ряда на с. 14 [1].

Ширину венца шестерни bw1 примем на 5 мм больше чем bw2:

bw1=75 мм

Определим диаметры окружностей зубчатых колес.

Диаметры делительных окружностей dj = mZj,

d1 = 2* 41= 82 мм, d2 = 2* 184= 368 мм;

Диаметры окружностей вершин при x= 0: daj = dj + 2m (1 + xj):

da1 = 82 + 2*2 = 86 мм, da2 = 368 + 2*2 = 272 мм

Диаметры окружностей впадин dfj = dj — 2m (1. 25 — xj):

df1 = 82 -2*2=77 мм, df2 = 368 — 2*2= 363 мм.

Вычислим окружную скорость в зацеплении

V = = = 1. 05 м/с.

Степень точности передачи выбираем по табл. 8.1 [1] в зависимости от окружной скорости в зацеплении: nст=9

2. 5 Проверочный расчет передачи

Условие контактной прочности передачи имеет вид .

Контактные напряжения равны

уH =,

где Zу — коэффициент вида передачи, для прямозубых передач Zу = 9600;

KН — коэффициент контактной нагрузки,

KН = KHб KHв KНV.

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями

KHб =1+ A (nст — 5) Kw

где А = 0. 06 для прямозубых передач;

Kw — коэффициент, учитывающий приработку зубьев.

При НВ2 < 350

Kw = 0. 002НВ2 + 0. 036 (V — 9) =0. 211

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине колеса

KHв =1+ (K— 1) Kw,

где K — коэффициент распределения нагрузки в начальный период работы, определяемый по табл. 9.1 [1] в зависимости от коэффициента ширины венца по диаметру. шbd = 0.5 шba (u + 1)=0. 787

K= 1.1 KHв =1. 022

Динамический коэффициент определим по табл. 10.1 [1]

KНV=1. 052

Окончательно получим

KH=1. 201

Расчетные контактные напряжения

уH = = 520. 7МПа.

Допускается перегрузка по контактным напряжениям не более 5%, рекомендуемая недогрузка до 15%. Расчет перегрузки или недогрузки выполним по формуле

ДуH =100=1. 008

Перегрузка 1. 008%

Условия изгибной прочности передачи имеют вид Fj? FPj.

Напряжение изгиба в зубьях шестерни

, уF1 = 3. 792 = 185.7 МПа

где YF1 коэффициент формы зуба;

KF — коэффициент нагрузки при изгибе;

Напряжение изгиба в зубьях колеса

уF2 = = = 185. 9МПа

Коэффициенты формы зуба

YFj=3. 47 +

Zv1 =41, Zv2 = 184

YF1 = 3,47 + = 3. 792, YF2 = 3,47 + = 3,542

Коэффициент нагрузки при изгибе

KF = KFб KFв KFV.

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями

KFб =1

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине колеса

KFв = 0. 18 + 0. 82K=1. 027

Динамический коэффициент при НВ2 < 350

KFV = 1+ 1.5 (KHV — 1)=1. 14

Допускается перегрузка по напряжениям изгиба не более 5%, недогрузка не регламентируется.

Условия изгибной прочности передачи выполняются, поскольку F1?FP1 и F2? FP2.

2. 6 Силы в зацеплении

Окружная сила Ft = =6. 275 кН

Распорная сила Fr = Ft =2. 285 кН

Осевая сила Fа = 0 кН.

3. Расчет клиноременной передачи

Исходные данные

Крутящий момент на ведущем шкиве Т1 = 89.4 Н*м

Частота вращения ведущего шкива n1= 731.3 мин-1

Передаточное число u=3

Относительное скольжение = 0. 015

Требуемый срок службы ремня 5000 ч

Тип нагрузки — переменная

Число смен работы передачи в течение суток nc=2

Расчет передачи

Выбор ремня

По величине крутящего момента на ведущем шкиве выбираем ремень со следующими параметрами (табл. 1. 3) [1]:

тип сечения — В;

площадь поперечного сечения A= 138 мм2;

ширина нейтрального слоя bp= 14 мм;

масса погонного метра ремня qm=0. 18 кг/м.

Диаметры шкивов

Диаметр ведущего шкива определим по формуле (1. 3) [1]:

d1 = 40=180 мм

Округлим d1 до ближайшего значения из ряда на с. 77 [1]: d1= 180 мм.

Диаметр ведомого шкива равен:

d2 = ud1 =560 мм

После округления получим: d2= 560 мм.

Фактическое передаточное число

uф ==3. 16

Предварительное значение межосевого расстояния

= 0.8 (d1 + d2)=592

Длина ремня

L = 2+ 0. 5(d1 + d2) + =2500

Округлим до ближайшего числа из ряда на с. 77 [1]:

L = 2500 мм.

После выбора L уточняем межосевое расстояние

= 0. 25 (L — W +)=640. 63

где W = 0. 5(d1 + d2)=907. 46

Y = 2 (d2 — d1)2=288 800

Угол обхвата на ведущем шкиве

= - 57. =146. 01

Скорость ремня

V = =6. 89

Окружное усилие равно

Ft = =993. 3

Частота пробегов ремня

==2. 76

Коэффициент, учитывающий влияние передаточного числа на напряжения изгиба в ремне,

Cu=1. 14 — =1. 14

Приведенное полезное напряжение для ремней нормального сечения

= - - 0. 001V2 =3. 93 МПа

Допускаемое полезное напряжение

[] =CCp=2. 68

где C- коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата,

C= 1 - 0. 44 ln=0. 91

Cp — коэффициент режима работы.

Cp = Cн — 0.1 (nc — 1)=0. 75

Cн — коэффициент нагружения, Cн =0. 85

Расчетное число ремней

Z = =3

где Сz — коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между ремнями (табл. 3. 3) [1], предварительно приняли Сz=0. 95.

Расчетное значение Z округлим до ближайшего большего целого числа Z=3

Сила предварительного натяжения одного ремня

S0 = 0. 75+ qmV2=0. 37

Сила, нагружающая валы передачи,

Fb = 2 S0 Z sin=2. 14

4 Расчет валов

4. 1 Расчет быстроходного вала

Предварительный расчет вала

Расчет выполняется на кручение по пониженным допускаемым напряжениям [k]= 25 МПа. Ориентировочно определим диаметр вала в опасном сечении по формуле 1.5 [1], мм

d==48. 8

где Т — крутящий момент в опасном сечении вала, T=257. 34Нм

Полученное значение округлим до ближайшего числа из ряда на с. 108 [1]:

d=50

Определение опорных реакций

Горизонтальная плоскость

R = 1. 14 кН

R = 1. 14 кН

Вертикальная плоскость

R =6. 59 кН

R = 1. 83 кН

Радиальные опорные реакции:

R1 ==6. 69 кН

R2 == 2. 48 кН

Уточненный расчет вала

1. Наименование опасного сечения —

2. Моменты и силы в опасном сечении

Суммарный изгибающий момент

M ==209. 55

где MГ — изгибающий момент в горизонтальной плоскости,

MГ =209. 55Нм;

MB — изгибающий момент в вертикальной плоскости MB = 0. Нм.

Осевая сила Fa = 0

3. Геометрические характеристики опасного сечения

Значения площади поперечного сечения A, осевого Wx и полярного Wp моментов сопротивлений для типовых поперечных сечений определяют по формулам.

Для сплошного круглого вала

A =, Wx =, Wp =;

Для сечения с одним шпоночным пазом

A = - bt1, Wx =-, Wp =- ,

где b — ширина; t1 — глубина шпоночного паза на валу (табл. 8.5 [1]),

b= 14 t1= 5. 5

A = 19. 63 Wx = 12. 27 Wp =24. 54

4. Суммарный коэффициент запаса прочности

Определяем по формуле (2.5 [1]):

S =

где Sу и Sф — коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям.

Условие прочности вала имеет вид

S[S]

где [S] - допускаемый коэффициент запаса прочности.

Рекомендуемое значение [S] =2…2.5.

Значения и определяют по формулам

Sу ==5. 052

Sф ==13. 935

где у-1 и ф-1 — пределы выносливости материала при симметричном цикле изгиба и кручения; уa и фa — амплитуды напряжений цикла; уm и фm — средние напряжения цикла, и — коэффициенты перехода от пределов выносливости образца к пределам выносливости детали, шу и шф — коэффициенты чувствительности к асимметрии цикла.

Значения шу и шф равны:

шу = 0. 02 (1+0. 01)= 0. 22 шф = 0.5 шу =0. 11

Пределы выносливости материала при симметричном цикле изгиба и кручения определяются по следующим формулам:

для углеродистых сталей у-1= 0. 43 уb=430 МПа

ф-1= 0. 58 у-1=249 МПа

здесь уb — предел прочности материала вала (табл. 1.5 [1])

При вычислении амплитуд и средних напряжений цикла принимают, что напряжения изгиба меняются по симметричному циклу, а касательные по наиболее неблагоприятному отнулевому циклу. В этом случае

уa = = 17. 076 МПа уm = =0

фa = фm ==5. 242МПа

Коэффициенты

= (+KF -1)/KV, = (+KF -1)/KV,

где и — эффективные коэффициенты концентрации напряжений (посадка с натягом)

= 3.9 =2. 2

и — коэффициенты влияния размера поперечного сечения вала; == 0.8 ==0. 69

KF — коэффициент влияния шероховатости поверхности, определяется по табл. 5.5 [1] в зависимости от

= 0.8 мкм KF= 1. 11 мкм

KV — коэффициент влияния упрочнения.

При отсутствии упрочнения поверхности рассчитываемого участка вала принимают KV =1.

В результате расчета получили:

= 4. 985 =3. 298

= 5. 052 =13. 925

S =4. 749

4. 2 Расчет тихоходного вала

Предварительный расчет вала

Расчет выполняется на кручение по пониженным допускаемым напряжениям [k]= 19.5 МПа. Ориентировочно определим диаметр вала в опасном сечении по формуле 1.5 [1], мм

d==66. 7

где Т — крутящий момент в опасном сечении вала, T=1112.3 Нм

Полученное значение округлим до ближайшего числа из ряда на с. 108 [1]:

d=70

Определение опорных реакций

Горизонтальная плоскость

R = 1. 14 кН

R = 1. 14 кН

Вертикальная плоскость

R =10.3 кН

R = 0. 03 кН

Радиальные опорные реакции:

R1 ==10. 36 кН

R2 == 1. 14 кН

Уточненный расчет вала

1. Наименование опасного сечения —

2. Моменты и силы в опасном сечении

Суммарный изгибающий момент

M ==489. 17

где MГ — изгибающий момент в горизонтальной плоскости,

MГ =90. 3Нм;

MB — изгибающий момент в вертикальной плоскости MB = -490.5 Нм.

Осевая сила Fa = 0

3. Геометрические характеристики опасного сечения

Значения площади поперечного сечения A, осевого Wx и полярного Wp моментов сопротивлений для типовых поперечных сечений определяют по формулам.

Для сплошного круглого вала

A =, Wx =, Wp =;

Для сечения с одним шпоночным пазом

A = - bt1, Wx =-, Wp =- ,

где b — ширина; t1 — глубина шпоночного паза на валу (табл. 8.5 [1]),

b= 20 t1= 7. 5

A = 38. 48 Wx = 33. 67 Wp =67. 36

4. Суммарный коэффициент запаса прочности

Определяем по формуле (2.5 [1]):

S =

где Sу и Sф — коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям.

Условие прочности вала имеет вид

S[S]

где [S] - допускаемый коэффициент запаса прочности.

Рекомендуемое значение [S] =2…2.5.

Значения и определяют по формулам

Sу ==5. 039

Sф ==7. 531

где у-1 и ф-1 — пределы выносливости материала при симметричном цикле изгиба и кручения; уa и фa — амплитуды напряжений цикла; уm и фm — средние напряжения цикла, и — коэффициенты перехода от пределов выносливости образца к пределам выносливости детали, шу и шф — коэффициенты чувствительности к асимметрии цикла.

Значения шу и шф равны:

шу = 0. 02 (1+0. 01)= 0. 18 шф = 0.5 шу =0. 09

Пределы выносливости материала при симметричном цикле изгиба и кручения определяются по следующим формулам:

для углеродистых сталей у-1= 0. 43 уb=335 МПа

ф-1= 0. 58 у-1=195 МПа

здесь уb — предел прочности материала вала (табл. 1.5 [1])

При вычислении амплитуд и средних напряжений цикла принимают, что напряжения изгиба меняются по симметричному циклу, а касательные по наиболее неблагоприятному отнулевому циклу. В этом случае

уa = = 14. 527 МПа уm = =0

фa = фm ==8. 258МПа

Коэффициенты

= (+KF -1)/KV, = (+KF -1)/KV,

где и — эффективные коэффициенты концентрации напряжений

(табл. 2. 5…4.5 [1]); = 3. 35 =1. 88

и — коэффициенты влияния размера поперечного сечения вала; == 0. 75 ==0. 64

KF — коэффициент влияния шероховатости поверхности, определяется по табл. 5.5 [1] в зависимости от

= 0.8 мкм KF= 1. 11 мкм

KV — коэффициент влияния упрочнения.

При отсутствии упрочнения поверхности рассчитываемого участка вала принимают KV =1.

В результате расчета получили:

= 4. 576 =3. 047

= 5. 039 =7. 531

S =4. 188

5. Расчет подшипников

5.1 Расчет быстроходного вала

Исходные данные

Расчет подшипника выполняем для наиболее нагруженной опоры.

Подшипник № 310

Размеры подшипника: d = 50 мм, D = 90 мм, B = 20 мм

Динамическая грузоподъёмность C = 61.8 кН

Статическая грузоподъёмность C0 = 38 кН

Радиальная нагрузка на подшипник Fr = 2. 16 кН

Осевая нагрузка на подшипник Fa = 0 кН

Частота вращения кольца подшипника n = 243. 8 мин-1

Расчет

Эквивалентная динамическая нагрузка

P = Kб KТ (XVFr + YFa),

где X — коэффициент радиальной нагрузки;

Y — коэффициент осевой нагрузки;

Kб= 1.3 — коэффициент безопасности (табл. 1.6 [1]);

KТ — температурный коэффициент, KТ=1 при температуре подшипникового узла T < 100;

V — коэффициент вращения, V=1 при вращении внутреннего кольца подшипника относительно вектора нагрузки.

Для шарикоподшипников радиальных однорядных параметр осевого нагружения e определяют по формуле из табл. 2.6 [1]

е =0. 518=0. 19

Если e следует принять X=1, Y=0.

X = 1 Y = 0 P =8. 69

Долговечность подшипника при максимальной нагрузке, ч:

Lh==24 591. 5

где m=3 показатель степени кривой усталости для шарикоподшипников.

Если задан типовой режим нагружения, то эквивалентная долговечность подшипника

LE = ,

где h — коэффициент эквивалентности, определяемый по табл. 4.6 [1] в зависимости от типового режима нагружения:

h= 0. 5 LE =49 183

Для подшипников зубчатых редукторов должно выполняться условие LE 12 500 ч.

5. 2 Расчет тихоходного вала

Исходные данные

Расчет подшипника выполняем для наиболее нагруженной опоры.

Подшипник № 214

Размеры подшипника: d = 70 мм, D = 125 мм, B = 24 мм

Динамическая грузоподъёмность C = 60.5 кН

Статическая грузоподъёмность C0 = 45 кН

Радиальная нагрузка на подшипник Fr = 1. 14 кН

Осевая нагрузка на подшипник Fa = 0 кН

Частота вращения кольца подшипника n = 54. 3 мин-1

Расчет

Эквивалентная динамическая нагрузка

P = Kб KТ (XVFr + YFa),

где X — коэффициент радиальной нагрузки;

Y — коэффициент осевой нагрузки;

Kб= 1.3 — коэффициент безопасности (табл. 1.6 [1]);

KТ — температурный коэффициент, KТ=1 при температуре подшипникового узла T < 100;

V — коэффициент вращения, V=1 при вращении внутреннего кольца подшипника относительно вектора нагрузки.

Для шарикоподшипников радиальных однорядных параметр осевого нагружения e определяют по формуле из табл. 2.6 [1]

е =0. 518=0. 19

Если e следует принять X=1, Y=0.

X = 1 Y = 0 P =13. 47

Долговечность подшипника при максимальной нагрузке, ч:

Lh==27 812

где m=3 показатель степени кривой усталости для шарикоподшипников.

Если задан типовой режим нагружения, то эквивалентная долговечность подшипника

LE = ,

где h — коэффициент эквивалентности, определяемый по табл. 4.6 [1] в зависимости от типового режима нагружения:

h= 0. 5 LE =55 624

Для подшипников зубчатых редукторов должно выполняться условие LE 12 500 ч.

6. Расчет элементов корпуса редуктора

Толщина стенки корпуса редуктора

д = 1. 12 ,

где Tт — крутящий момент на тихоходном валу редуктора, Н·м.

Полученное значение округляем до целого числа с учетом того, что толщина стенки должна быть не меньше 6 мм. Примем = 7 мм

Диаметр фундаментного болта

dб1 =? 17 мм.

округлим расчетное значение до стандартного диаметра резьбы:

dб1=20 мм (табл. 5 [2]).

Диаметры болтов крепления крышки корпуса к основанию равны:

у подшипников dб2 = 0.8 dб1 =16 мм

на фланцах dб3 = (0. 5…0. 6) dб1 = 12 мм

Расстояние от внутренней стенки корпуса до края лапы

L1= 3 + д + b1 =58 мм

где b1 = 48 мм, определяется по табл. 5 в зависимости от диаметра болта dб1.

Расстояние от внутренней стенки корпуса до оси фундаментного болта

P1 = 3 + д + a1 =35 мм

где a1 =25 мм, определяется по табл. 5 в зависимости от диаметра болта dб1.

Ширина фланцев у подшипников

L2 = 7 + д + b2 =54 мм

где b2 =40 мм, определяется по табл. 5 в зависимости от диаметра болта dб2.

Расстояние от внутренней стенки корпуса до оси болта с диаметром dб2

P2 = 3 + д + a2 =31 мм

где a2 =21 мм, определяется по табл. 5 в зависимости от диаметра болта dб2.

Ширина боковых фланцев

L3 = 3 + д + b3 = 43 мм

где b3 =33 мм, определяется по табл. 5 в зависимости от диаметра болта dб3.

Расстояние от внутренней стенки корпуса до оси болта с диаметром dб3

P3 = 3 + д + a3 =28 мм

где a3 = 18 мм, определяется по табл. 5 в зависимости от диаметра болта dб3.

Толщина лапы

h= 2.5 д =17 мм

Толщина верхнего фланца

h1= 1.6 д = 12 мм

Минимальное расстояние от окружности вершин зубчатого колеса до стенки корпуса редуктора

f = 1.2 д =8.4 мм

Толщина ребер жесткости

C = д =7 мм

7. Расчет шпонок

7.1 Расчет шпонок быстроходного вала

Расчет выполняется как проверочный на смятие по формуле

=[],

где T — крутящий момент на участке вала со шпоночным пазом, Нм;

h — высота шпонки; t1 — глубина паза на валу; lр — рабочая длина шпонки, для шпонок со скругленными торцами lр =l - b, здесь l — длина шпонки; b — ширина шпонки, [] - допускаемое напряжение смятия. Для стальных ступиц при нереверсивном приводе []=150 МПа, при реверсивном приводе []=120 МПа. Результаты расчета шпонок представлены в виде таблицы.

Размеры шпонки, мм

t1, мм

T, Нм

, МПа

b

h

l

lр

12

8

56

44

5

257. 3

97. 5

7. 2 Расчет шпонок тихоходного вала

Расчет выполняется как проверочный на смятие по формуле

=[],

где T — крутящий момент на участке вала со шпоночным пазом, Нм;

h — высота шпонки; t1 — глубина паза на валу; lр — рабочая длина шпонки, для шпонок со скругленными торцами lр =l - b, здесь l — длина шпонки; b — ширина шпонки, [] - допускаемое напряжение смятия. Для стальных ступиц при нереверсивном приводе []=150 МПа, при реверсивном приводе []=120 МПа. Результаты расчета шпонок представлены в виде таблицы.

Размеры шпонки, мм

t1, мм

T, Нм

, МПа

b

h

l

lр

18

11

100

82

7

1112. 3

113

Размеры шпонки, мм

t1, мм

T, Нм

, МПа

b

h

l

lр

20

12

80

60

7. 5

1112. 3

109. 9

8. Смазка редуктора

8. 1 Выбор сорта масла

Для редукторов общего назначения применяют непрерывное смазывание жидким масло картерным непроточным способом (окунанием). Этот способ применяют для зубчатых передач при окружных скоростях от 0.3 до 15 м/с.

Устанавливаем вязкость масла: при контактных напряжениях уН= 520.7 МПа и скорости v=1. 05 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть равна 34 мм/с. Принимаем масло индустриальное И-Г-А-32 (по ГОСТ 17 479. 4−87), где И — индустриальное, Г — для гидравлических систем, А — масло без присадок, 32 — класс кинематической вязкости.

В цилиндрических редукторах наиболее простой и распространенный способ смазки элементов передач — погружение их в масло, залитое в нижнюю часть корпуса. Он оправдывает себя для зубчатых передач при окружных скоростях до 15 м/с. Глубина погружения цилиндрического колеса составляет (0. 5…5) mn соответственно нижнему и верхнему уровням смазки, но не менее 10 мм.

Уровень масла, находящегося в корпусе редуктора, контролируют с помощью различных маслоуказателей (жезловые, фонарные и т. д.). При работе передач масло постепенно загрязняется продуктами износа деталей передач. Для слива масла служит отверстие у дна корпуса, закрываемое резьбовой пробкой с цилиндрической или конической резьбой.

8.2 Смазка подшипников

При окружных скоростях более 2-х м/с смазка подшипников осуществляется за счет масляного тумана. На быстроходный вал редуктора при косозубой передаче устанавливаются маслоотражательные кольца. На тихоходный вал такие кольца не устанавливаются, так как при разбрызгивании масло с колеса летит в стенку редуктора, а не на подшипники.

8.3 Смазка колес

На дно корпуса редуктора заливается масло, в масляную ванну погружается зубчатое колесо (глубина погружения составляет 10 — 15 мм). Этот способ называется картерным непроточным. Но существуют и другие способы смазки — струйный, комбинированный. Смазка данного редуктора осуществляется картерным способом.

9. Сборка редуктора

Перед сборкой внутреннюю полость редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная со сборки валов:

На ведущий вал надевают маслоотражательные кольца и напрессовывают шарикоподшипники предварительно нагретые в масле до температуры (80…100)?С;

В ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала, затем надевают распорную втулку и напрессовывают нагретые в масле подшипники.

Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхность стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для фиксации крышки корпуса относительно корпуса используют два конических штифта, затем затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.

Далее на валы ставят крышки подшипниковых узлов с комплектом металлических прокладок для регулировки. Перед установкой крышек в сквозные отверстия вставляют манжетные уплотнения.

Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки). Крышки закрепляют болтами. Ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой. Устанавливают маслоуказатель. Заливают в корпус масло и закрывают смотровой люк крышкой с прокладкой из технического картона, закрепляют крышку болтами.

Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.

Заключение

клиноременной зубчатый передача редуктор

Спроектирован одноступенчатый зубчатый цилиндрический редуктор с мощностью 6 кВт. Техническая характеристика редуктора: крутящий момент на тихоходном валу -1112. 3, частота вращения ведомого вала243,75 об/мин, передача нереверсивная. Был выполнен рабочий чертеж тихоходного вала и зубчатого колеса. Выполнен сборочный чертеж общего вида горизонтального редуктора и сборочный чертеж разреза по плоскости разъема горизонтального редуктора. Были выбраны подшипники валов: шарикоподшипник радиальный однорядный средней серии № 310 — для быстроходного вала и шарикоподшипник радиальный однорядный легкой серии № 214 — для тихоходного вала. Для смазывания зубчатой передачи предусматривается применение масла И-Г-А-32.

Камеры подшипников заполняются жидкой смазкой УТ-34. Проект выполнен в соответствии с заданием.

Библиографический список

1. С. А. Чернавский. Курсовое проектирование деталей машин. М.: «Машиностроение» 1988.

2. Расчет деталей машин. Учебное пособие. /Г.Л. Баранов. Екатеринбург: УГТУ, 2007.

3. Проектирование одноступенчатого цилиндрического редуктора: методические указания по курсам «Детали машин и основы конструирования» и «Механика"/Г.Л. Баранов. Екатеринбург: УрФУ, 2010

ПоказатьСвернуть
Заполнить форму текущей работой