Сдам Сам

ПОЛЕЗНОЕ


КАТЕГОРИИ







Мощности передаваемые валами





Кинематический расчет

1.1 Общий КПД привода:

η = η1η2 η32

где η1 = 0,99 – КПД муфты [1c.5]

η2 = 0,97 – КПД конической передачи

η3 = 0,995 – КПД пары подшипников

η = 0,99·0,97·0,9952 = 0,951

Выбор электродвигателя

Требуемая мощность электродвигателя

Nтр = N/η = 5,6/0,951 = 5,89 кВт

Рассмотрим асинхронные электродвигатели серии 4А

Типоразмер электродвигателя синхронная частота вращения , об/мин угловая скорость ω, рад/с Передаточное отношение
112M2 314,2 9,0
132S4 157,1 4,49
132M6 104,7 2,99
160S8 78,5 2,24

Использование электродвигателей 112M2, недопустимо, так как передаточное число выходит за допустимые значения. Двигатель с частотой вращения 750 об/мин имеет большие габариты. Исходя из этого выбираем асинхронный электродвигатель 4А132M6 [1c.391]:

мощность - 7,5 кВт

синхронная частота – 1000 об/мин

скольжение – 3,2%

рабочая частота 1000(100 – 3,2)/100 = 968 об/мин.

Угловая скорость

w1 = nπ/30 = 968π/30 = 101,4 рад/с

1.3 Передаточное число:

u = ω12 =101,4/35,0 = 2,89

Принимаем передаточное число редуктора u1 = 2,80

1.4 Числа оборотов валов и угловые скорости:

n1 = nдв = 968 об/мин w1 = 968π/30 =101,4 рад/с

n2 = n1/u1 = 968/2,8 = 346 об/мин w2 = 346π/30 = 36,2 рад/с

отклонение w2 от wт составляет 3,3%

Мощности передаваемые валами

N1 = Nтрη1η3 = 5,89∙0,99∙0,995 = 5,80 кВт

N2 = N1η2η3 = 5,80∙0,97∙0,995 = 5,60 кВт

1.6. Крутящие моменты:

Т1 = N1/w1 = 5,80·103/101,4 = 57,2 Н·м

Т2 = T12η3 = 57,2·2,80·0,97·0,995 =154,6 Н·м

 

Результаты расчетов сводим в таблицу

 

Вал Мощность кВт Число оборотов об/мин Угловая скорость рад/сек Крутящий момент Н·м
Быстроходный 5,80 101,4 57,2
Тихоходный 5,60 36,2 154,6

 

 


Расчет закрытой конической передачи



Выбор материалов зубчатой пары и допускаемые напряжения

принимаем сталь 45, термообработка – улучшение:

колесо НВ200;

шестерня НВ230.

Допускаемые контактные напряжения

H] = (2HB+70)KHL/[SH]

где [SH] = 1,15 – коэффициент безопасности [1 с.33]

KHL = 1 – коэффициент долговечности, при длительной эксплуатации

Полное число часов работы передачи за расчетный срок службы

t = 5·300·2·7 = 21000 час

где 5 – срок службы в годах;

300 – число рабочих дней в году;

2 – число смен за сутки;

7 – длительность смены в часах;

H] = (2·200+70)1/1,15 = 409 МПа

Допускаемые напряжения изгиба

F] = 1,8HB/[SF]

где [SF] – коэффициент безопасности

[SF] = [SF] `[SF]`

где [SF]` = 1,75 – коэффициент нестабильности свойств материала

[SF]`` = 1 – коэффициент способа получения заготовки [1c44]

[SF] = 1,75·1,0 = 1,75

шестерня

F]1 = 1,8·230/1,75 = 236 МПа

колесо

F]2 = 1,8·200/1,75 = 205 МПа

2.2. Внешний делительный диаметр колеса:

где Кd = 99 – для прямозубых передач [1c.49]

ψbR = 0,285 – коэффициент ширины венца

КНβ = 1,3 – при консольном расположении колес [1c.32]

de2 = 99[154,6∙103∙1,3∙2,80/(4092(1 – 0,5∙0,285)2∙0,285)]1/3 = 249 мм

Принимаем по ГОСТ 12289-76 de2 = 250 мм [1c.49].

Число зубьев.

Примем число зубьев шестерни z1 = 20,

число зубьев колеса: z2 = z1u1 = 20×2,80 = 56

Основные геометрические размеры передачи

Внешний окружной модуль:

me = de2 / z2 = 250/56 = 4,46 мм

Углы делительных конусов:

сtgd1 = u1 = 2,80® d1 = 19,65°,

d2 = 90o – d1 = 90o – 19,65° = 70,35°.

Внешнее конусное расстояние Re и длина зуба b:

= 0,5×4,46(202 + 562)1/2 = 132 мм,

b = ybR × Re = 0,285×132 = 38 мм.

Внешний и средний делительный диаметры шестерни:

de1 = me × z1 = 4,46×20 = 89 мм,

d1 = 2(Re – 0,5b)sind1 = 2(132 – 0,5×38)sin19,65° = 76 мм.

Средний окружной модуль:

m = d1/z1 = 76/20 = 3,8 мм.

Средний делительный диаметр колеса:

d2 = mz2 = 3,8×56 = 213 мм.

Коэффициент ширины шестерни:

ybd = b/d1 = 38/76 = 0,50.

Средняя окружная скорость.

V = pd1n1/6×104 = p×76×968/6×104 = 3,9 м/с.

Принимаем 7 – ую степень точности.

2.6. Уточняем коэффициент нагрузки:

KH = KHa × KHb × KHV = 1,0 × 1,24 × 1,05 = 1,30

где KHa = 1,0 – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями [1c. 39],

KHb = 1,24 – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца [1c. 39],

KHV = 1,05 – динамический коэффициент [1c. 40].

2.7. Расчетное контактное напряжение:

 

=

= 335/(132–0,5×38){154,6×103×1,30[(2,802+1)3]1/2/(38×2,802)}1/2 = 395 МПа

Недогрузка (409 – 395)100/409 = 3,4% (допустимо 15%)

Расчет при действии максимальной нагрузки

sНmax = sH

T1max/T1 = 1,9 – коэффициент перегрузки

σHPmax = 2,8σт = 2,8·340 = 952 МПа

sНmax = 395·1,90,5 = 544 МПа < sНPmax = 952 МПа

следовательно, нормальная работа передачи при максимальных нагрузках обеспечена

 

Силы, действующие в зацеплении.

- окружная Ft = 2T1/d1 = 2×57,2×103/76 =1505 Н

- радиальная для шестерни, осевая для колеса

Fr1 = Fa2 = Ft tgacosd1 =1505tg200×cos19,65° = 516 H

- осевая для шестерни, радиальная для колеса

Fa1 = Fr2 = Ft tgasind1 = 1505tg200×sin19,65° =184 H

Предварительный расчет валов

Диаметр вала

где Т – передаваемый момент;

[tк]=15÷25 МПа – допускаемое напряжение на кручение [1c.161]

Быстроходный вал

d1 = (16·57,2·103/π20)1/3 = 24 мм

Чтобы ведущий вал редуктора можно было соединить с помощью стандартной упругой втулочно-пальцевой муфты МУВП (Допускаемый момент у муфты 250 Н·м, диапазон диаметров, соединяемых валов 32÷38 мм) с валом электродвигателя диаметром dдв = 32 мм, принимаем:

диаметр выходного конца dв1 = 32 мм;

диаметр под уплотнением dу1 = 35 мм;

диаметр под подшипником dп1 = 40 мм.

Для конических шестерен должно выполняться условие: минимальное расстояние от впадины зуба до шпоночной канавки должно быть больше 1,6me. Минимальный диаметр впадин зубьев dfmin=56,1 мм (по чертежу), при диаметре вала под колесом 32 мм высота шпоночного паза t2 = 3,3 мм, тогда условие 56,1/2 – (32/2+3,3) = 8,7 мм >1.6me = 1,6∙4,46 = 7,1 мм выполняется, следовательно вал выполнен отдельно от шестерней


Тихоходный вал

d3 = (16·154,6·103/π20)1/3 = 34 мм

принимаем:

диаметр выходного конца dв3 = 35 мм;

диаметр под уплотнением dу3 = 38 мм;

диаметр под подшипником dп2 = 40 мм.

диаметр под колесом dк2 = 45 мм.

4.4. Конструктивные размеры колеса:

диаметр ступицы dст = 1,6d = 1,6·45 = 72 мм

длина ступицы lст = (1,2…1,7)d = (1,2…1,7)45 = 54…76 мм

принимаем lст = 50 мм

толщина обода d = 4m = 4·3,4 =14 мм

толщина диска С = 0,3b = 0,3·38 = 12 мм


Эквивалентная нагрузка.

P = (XVFr + YFa)KбКТ

где Х – коэффициент радиальной нагрузки;

Y – коэффициент осевой нагрузки;

V = 1 – вращается внутреннее кольцо;

Fr – радиальная нагрузка;

Y – коэффициент осевой нагрузки;

Fa – осевая нагрузка;

Kб = 1,9 – коэффициент безопасности;

КТ = 1 – температурный коэффициент.

Осевые составляющие реакций опор:

SA = 0,83eA = 0,83×0,38×2708 = 854 H,

SB = 0,83eB = 0,83×0,38×1119 = 353 H.

 

Результирующие осевые нагрузки:

FaA = SA = 854 H,

FaB = SA + Fa = 854 +184 =1038 H.

Проверяем подшипник А.

Отношение Fa/Fr = 854/2708= 0,32< e, следовательно Х=1,0; Y=0.

Р = (1,0×1,0×2708 +0)1,9×1,0 = 5145 Н.

Проверяем подшипник В.

Отношение Fa/Fr =1038/1119= 0,92> e, следовательно Х=0,4; Y=1,56.

Р = (1,0×0,4×1119+ 1,56·1038)1,9×1,0 = 3927 Н.

Дальнейший расчет ведем по наиболее нагруженному подшипнику А

 

Эквивалентная нагрузка

Осевые составляющие реакций опор:

SC = 0,83eC = 0,83×0,38×1215 = 383 H,

SD = 0,83eD = 0,83×0,38·493 = 155 H.

Результирующие осевые нагрузки:

FaC = SC= 383 H,

FaD = SC + Fa = 383 + 516 = 899 H.

Проверяем подшипник C.

Отношение Fa/Fr = 383/1215= 0,31< e, следовательно Х=1,0; Y=0.

Р = (1,0×1,0×1215+0)1,9×1,0 = 2309 Н.

Проверяем подшипник D.

Отношение Fa/Fr = 899/493 = 1,82> e, следовательно Х=0,4 Y=1,56

Р = (1,0×0,4×493 +1,56·899)1,9×1,0 = 3039 Н.

Дальнейший расчет ведем по наиболее нагруженному подшипнику D.

Выбор шпонок

Выбираем шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78.

Материал шпонок – сталь 45 нормализованная.

Напряжение смятия и условие прочности

τ = 2T/dlb < [τ]cp = 0,6[σ]см

где h – высота шпонки; t1 – глубина паза; l – длина шпонки

b – ширина шпонки.

Быстроходный вал.

Шпонка на выходном конце вала 10×8×40

σсм = 2·57,2·103/32(8-5)(40-10) = 39,7 МПа

τср = 2·57,2·103/(32·40·10) = 9,0 Мпа

Шпонка под шестерней 10×8×40

σсм = 2·57,2·103/32(8-5)(40-10) = 39,7 МПа

τср = 2·57,2·103/(32·40·10) = 9,0 МПа

Тихоходный вал.

Шпонка под колесом 14×9×40

σсм = 2·154,6·103/45(9-5,5)(40-14) = 75,5 МПа

τср = 2·154,6·103/(45∙40·14) =12,2 МПа

Шпонка на выходном конце 10×8×50

σсм = 2·154,6·103/35(8-5,0)(50-10) = 73,6 МПа

τср = 2·154,6·103/(35·50·10) =17,7 МПа

Условие σсм < [σсм] = 100 МПа выполняется во всех случаях.


УТОЧНЕННЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ

Быстроходный вал.

Рассмотрим сечение А-А. Концентрация напряжений обусловлена подшипником посаженным с гарантированным натягом.

Материал вала сталь 45 улучшенная: σв = 690 МПа

Пределы выносливости:

- при изгибе σ-1 = 0,43σв = 0,43·690 = 297 МПа

- при кручении t-1 = 0,58σ-1 = 0,58·297 = 172 МПа

Суммарный изгибающий момент

Ми = (81,32+20,92)0,5 = 83,9 Н∙м.

Коэффициенты:

kσσ = 3,2 [1c.166]

kττ = 0,6 kσσ + 0,4 = 0,6∙3,2+0,4 = 2,3; yt = 0,1.

Осевой момент сопротивления:

W = πd3/32 = π403/32 = 6,3∙103 мм3

Полярный момент сопротивления

Wp = 2W = 2∙6,3∙103 =12,6∙103 мм3.

Амплитуда нормальных напряжений:

σv = Mи/W = 83,9∙103/6,3∙103 =13,3 МПа; σm = 0.

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

τv = τm = τmax/2 = T1/2Wp = 57,2∙103/2∙12,6∙103 = 2,3 МПа

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

sσ = σ-1/(kσσv = 297/3,2∙13,3 = 7,0

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

sτ = τ-1/[(kττv + ψττm] = 172/(2,3∙2,3+0,1∙2,3) = 31,1

Общий коэффициент запаса прочности

s = sσst/(sσ2 + st2)0,5 = 7,0·31,1/(7,02 +31,12)0,5 = 6,9 > [s] = 2,5

 

Рассмотрим сечение, проходящее через выходной конец вала. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки. Эта часть вала работает только на кручение.

 

Момент сопротивления кручению:

Wк нетто = πd3/16 – bt1(d-t1)2/2d =

= π323/16 – 10·5(32-5)2/2·32 = 5,86·103 мм3.

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

tv = tm = T1/Wк нетто = 57,2·103/5,86·103 = 9,8 МПа

Коэффициенты:

kt = 1,5; et =0,76; yt = 0,1 [2c166]

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям равный общему коэффициенту запаса прочности

s = st = t-1/(kttv/et +yt tm) = 172/(1,5·9,8/0,76+0,1·9,8) = 8,4 > [s] = 2,5

 


Тихоходный вал

Рассмотрим сечение Б-Б проходящее под коническим колесом

Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки

Материал вала сталь 45 нормализованная: σв = 570 МПа

Пределы выносливости:

- при изгибе σ-1 = 0,43σв = 0,43·570 = 245 МПа

- при кручении t-1 = 0,58σ-1 = 0,58·245 = 142 МПа

Суммарный изгибающий момент

Ми = (45,72+ (35,1)2)1/2 = 58,0 Н·м

Момент сопротивления изгибу,

Wнетто = πd3/32 – bt1(d-t1)2/2d =

= π453/32 – 14·5.5(45-5,5)2/2·45 = 7,61·103 мм3

Момент сопротивления кручению

Wк нетто = πd3/16 – bt1(d-t1)2/2d =

= π453/16 – 14·5.5(45-5,5)2/2·45 = 16,5·103 мм3

Амплитуда нормальных напряжений

σv = Mи/Wнетто = 71,4·103/7,61·103 = 7,6 МПа

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

tv = tm = T2/2Wк нетто =154,6·103/2·16,5·103 = 4,7 МПа

Коэффициенты:

kσ= 1,6; eσ =0,87; kt = 1,5; et =0,75; yt = 0,1 [2c166]

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

sσ = σ-1/(kσσv/eσ) = 245/(1,6·7,6/0,87) =17,6

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

st = t-1/(kttv/et + yt tm) = 142/(1,5·4,7/0,75 + 0,1·4,7) =14,4

Общий коэффициент запаса прочности

s = sσst/(sσ2 + st2)0,5 =17,6·14,4/(17,62 +14,42)0,5 =11,2 > [s] = 2,5

 

Выбор посадок

Посадки назначаем согласно рекомендациям [1c.263]

Посадка зубчатых колес на вал Н7/р6;

Посадка полумуфт на вал Н7/n6;

Посадка внутренних колец подшипника на валы k6;

Посадка наружных колец подшипника в корпус Н7

 


Смазка редуктора

Смазка зубчатого зацепления

Смазка зубчатого зацепления осуществляется путем окунания зубчатых колес в масляную ванну. Объем масляной ванны

V = (0,5¸0,8)N = (0,5¸ 0,8)5,89 »4,0 л

Рекомендуемое значение вязкости масла:

при v = 3,9 м/с ® n =28·10-6 м2

По этой величине выбираем масло индустриальное И-30А

ГОСТ 20799-75

Смазка подшипников

Смазка подшипниковых узлов пластичная - смазочным материалом УТ-1 ГОСТ 1957-73

 


Выбор и проверка муфты

Для передачи вращающего момента с вала электродвигателя на ведущий вал редуктора выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую по ГОСТ 21424-75 допускаемым передаваемым моментом [T] = 250 Н·м и с внутренним диаметром полумуфт 32 и 38 мм.

Расчетный вращающий момент передаваемый муфтой

Тр = kТ1 = 1,9·57,2 = 108,7 Н·м < [T]

Условие выполняется


Сборка редуктора

Перед сборкой внутреннюю поверхность корпуса тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.

Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов:

- на ведущий вал насаживают мазеудерживающее кольцо, втулку и роликоподшипники, предварительно нагретые в масле до 100 ºС, затем весь

узел вставляют в стакан;

- в ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают колесо до упора в бурт вала, затем надевают распорную втулку, мазеудерживающие

кольца и предварительно нагретые, подшипники.

Собранные валы укладывают в основание корпуса и редуктора и закрывают крышкой корпуса. Для центровки устанавливают крышку с помощью двух конических штифтов, затем затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.

После этого в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку, устанавливают регулирующие прокладки и ставят крышки подшипников. Перед постановкой сквозных крышек в них вставляют манжетные уплотнения.

На выходной конец ведущего вала в шпоночную канавку закладывают шпонку надевают и закрепляют полумуфту.

Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия и жезловый мас-

лоуказатель. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие.

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

 

Список литературы

1. Курсовое проектировании деталей машин. /С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин и др. – М.: Машиностроение, 1988. – 416 с.

2. Чернилевский Д.В. Проектирование деталей машин и механизмов. – М.: Высш. шк. 1980.

3. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин. – М.: Высш. шк., 1991.–432 с.

4. Леликов О.П. Курсовое проектирование. – М. 1990 г.

5. Дунаев Н.В. Детали машин. Курсовое проектирование. – М. 2002 г.

6. Альбом деталей машин.

7. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. Т.1-3 – М.:Машиностроение, 1978.

7. Федоренко В.А., Шошин А.И. Справочник по машиностроительному черчению. – Л.: Машиностроение, 1988.


Содержание

Техническое задание

1 Кинематический расчет

2 Расчет закрытой конической передачи

4 Предварительный расчет валов

5 Конструктивные элементы корпуса

6 Первый этап компоновки редуктора

7 Подбор и проверка подшипников

8 Проверка прочности шпоночных соединений

9 Уточненный расчет валов

10 Выбор посадок

11 Смазка редуктора

12 Выбор и проверка муфты

13 Сборка редуктора

Список литературы

 

Кинематический расчет

1.1 Общий КПД привода:

η = η1η2 η32

где η1 = 0,99 – КПД муфты [1c.5]

η2 = 0,97 – КПД конической передачи

η3 = 0,995 – КПД пары подшипников

η = 0,99·0,97·0,9952 = 0,951

Выбор электродвигателя

Требуемая мощность электродвигателя

Nтр = N/η = 5,6/0,951 = 5,89 кВт

Рассмотрим асинхронные электродвигатели серии 4А

Типоразмер электродвигателя синхронная частота вращения , об/мин угловая скорость ω, рад/с Передаточное отношение
112M2 314,2 9,0
132S4 157,1 4,49
132M6 104,7 2,99
160S8 78,5 2,24

Использование электродвигателей 112M2, недопустимо, так как передаточное число выходит за допустимые значения. Двигатель с частотой вращения 750 об/мин имеет большие габариты. Исходя из этого выбираем асинхронный электродвигатель 4А132M6 [1c.391]:

мощность - 7,5 кВт

синхронная частота – 1000 об/мин

скольжение – 3,2%

рабочая частота 1000(100 – 3,2)/100 = 968 об/мин.

Угловая скорость

w1 = nπ/30 = 968π/30 = 101,4 рад/с

1.3 Передаточное число:

u = ω12 =101,4/35,0 = 2,89

Принимаем передаточное число редуктора u1 = 2,80

1.4 Числа оборотов валов и угловые скорости:

n1 = nдв = 968 об/мин w1 = 968π/30 =101,4 рад/с

n2 = n1/u1 = 968/2,8 = 346 об/мин w2 = 346π/30 = 36,2 рад/с

отклонение w2 от wт составляет 3,3%

Мощности передаваемые валами

N1 = Nтрη1η3 = 5,89∙0,99∙0,995 = 5,80 кВт

N2 = N1η2η3 = 5,80∙0,97∙0,995 = 5,60 кВт

1.6. Крутящие моменты:

Т1 = N1/w1 = 5,80·103/101,4 = 57,2 Н·м

Т2 = T12η3 = 57,2·2,80·0,97·0,995 =154,6 Н·м

 

Результаты расчетов сводим в таблицу

 

Вал Мощность кВт Число оборотов об/мин Угловая скорость рад/сек Крутящий момент Н·м
Быстроходный 5,80 101,4 57,2
Тихоходный 5,60 36,2 154,6

 

 









Не нашли то, что искали? Воспользуйтесь поиском гугл на сайте:


©2015- 2018 zdamsam.ru Размещенные материалы защищены законодательством РФ.