СевастопольскийНациональный Технический Университет
Курсовойпроект по дисциплине:
Деталиприборов
Выполнил: ст. гр П-31д
Майстренко К. В
Проверил:
Васютенко А. П
Севастополь2010
Расчёт и выборэлектродвигателя
При выборе типаэлектродвигателя следует руководствоваться следующими критериями:
─ тип привода, длякоторого подбирается электродвигатель, и режим его работы;
─ тип источникапитания;
─ характеристиканагрузки (максимальная величина нагрузки, уровень колебания нагрузки,максимальная угловая скорость);
─ эксплуатационныеусловия (температура, давление, влажность окружающего воздуха, воздействиевибрационных нагрузок, необходимый ресурс работы, максимально допускаемыегабариты и масса).
В приводах измерительныхприборов, роботизированных измерительных модулей, измерительных устройств,встроенных в ГПС в зависимости от характера решаемых задач применяются каксинхронные, так и асинхронные электродвигатели длительного действия. Визмерительных автоматах привод с помощью кулачковых, кулачково-рычажных,винтовых и других передаточных механизмов осуществляет установку деталей наизмерительные позиции, арретирование измерительных наконечников,транспортирование деталей, их сортировку и ряд других операций. В приводахизмерительных автоматов наиболее часто используются асинхронныеэлектродвигатели общего назначения питаемые электрическим током напряжением 220В,380 В, частотой 50 Гц. Отечественная промышленность выпускает электрическиедвигатели мощностью 0,06…400 кВт, с частотой вращения 750, 1500, 3000 мин-1.Чем ниже частота вращения вала электродвигателя, тем больше его габариты имасса, но с увеличением частоты вращения растет общее передаточное отношениепривода, а, следовательно, и его стоимость. Чаще всего в приводах с непрерывнымвращением применяют двигатели с угловой скоростью n эд = 1500 об/мин.
Примечание. Для волновой передачи целесообразноприменять высокоскоростные электродвигатели n эд = 3000 … 9000 об/мин.
Определение общегопередаточного отношения привода, iобщ.
/>,
/>
/>
Где, wэд ─ угловая скорость валаэлектродвигателя, с-1;
wрв ─ угловая скорость кулачковогораспределительного вала, с-1.
При известной скоростивращения вала электродвигателя, которая предварительно была принята равной, nэд = 1500 об/мин, wэд определяется по формуле:
wэд =(П nэд)/30,
wэд=(3,14*1500)/30
wэд=157,
Где, n – угловая скорость валаэлектродвигателя, мин-1. Угловая скорость распределительного валаили выходного вала редуктора (если она не задана) может быть рассчитана поформуле:
wрв = (2П)/tц
wрв = (6,28)/0,35;
wрв=17,94;
Где, tц ─ период цикла работы автомата, прибора,модуля, с.
Определение КПДпривода
Общий КПД приводаопределяется как произведение КПД отдельных передач привода.
Например, для привода сдвухступенчатым червячно-цилиндрическим редуктором общий КПД определяется поформуле
hобщ = hрп hзп hчп h4п hм
hобщ=0,96*0,96*(0,96)*0,96;
hобщ=0,8497;
где hрп = 0,96 ─ КПД ременнойпередачи;
hзп = 0,98 ─ КПД цилиндрическойзубчатой передачи;
hчп = 0,8 ─ КПД червячнойпередачи;
hвп = 0,85 – КПД волновой передачи;
hк = 0,96 ─ КПД конической передачи;
hм = 0,96 ─ КПД муфты;
hп = 0,99 ─ КПД пары подшипников.
Определение требуемоймощности двигателя, Pэд.Требуемая мощностьдвигателя, Pэд определяется по формуле
/>,
/>;
/>
где, Тн ─момент нагрузки на распределительном кулачковом валу или на выходном валупривода, Нм, задано в ТЗ;
Рэд ─мощность электродвигателя, Вт.
x — коэффициент запаса, учитывающийдинамические нагрузки в момент разгона.
x=1,05…1,1.
По расчетному значению Рэдпроизводится выбор электродвигателя, по табл.2.1. Техническую характеристикувыбранного электродвигателя занести в таблицу 2.2.ТИП
Мощность
N, Вт Число оборотов вала n, мин Габаритные размеры
ВЕС,
Кг
Диаметр вала на входе, d, Длинна от корпуса до вала, l, Наибольшая ширина корпуса, B Наибольшая длинна корпуса, L Наибольшая высота корпуса, H Расстояние от оси вала до основания, h АОЛ-011-4 50 1500 10 23 115 189 140 63 3
АОЛ-012-4
80 1500
10
23
115
203
140
63 3,5
АОЛ-11-4
120 1500
12
30
135
220
170
75 4,2
АОЛ-12-4
180 1500
12
30
135
236
170
75 5,6
АОЛ-21-4
270 1500
14
30
165
250
197
90 7,3
АОЛ-22-4
400 1500
14
30
165
270
197
90 8,9
/> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> />
Таблица 2.1 – Типоразмерыи техническая характеристика электродвигателей типа АОЛ.
Таблица 2.2. –Техническая характеристика выбранного электродвигателя
Тип
Электродвигателя
Мощность,
Вт
Частота вращения,
мин-1 /> />
АОЛ-22-4
400
1500 />
Кинематический и силовойрасчет привода
Привод прибора илиизмерительного автомата, как правило, содержит два передаточных механизма:редуктор и передачу гибкой связью ─ ременную или цепную.
Общее передаточноеотношение привода определяется произведением
iобщ = iрп iр ,
где iрп ─ передаточное отношениеременной передачи или передаточное отношение цепной передачи;
iр ─ передаточное отношение редуктора.
Согласно рекомендацийпринимаем передаточное отношение клиноременной передачи iрп =2, тогда передаточное отношениередуктора равно:
/>= iоб/2
/>
/>
Внимание! Для одноступенчатого редуктора полученное значение округляют доближайшего стандартного, и это значение будет соответствовать передаточномуотношению передачи редуктора.
Определение погрешностипередаточного отношения редуктора
/>,
/>
/>
где Di – погрешность передаточногоотношения
iр – расчетное передаточное отношениередуктора.
i'р – передаточное отношение редуктора, приокруглении расчетных значений каждой ступени по стандартному ряду.
Определение угловыхскоростей вращения валов привода
Введем последовательноеобозначение валов двухступенчатого редуктора, присвоив входному валу номер 1,промежуточному – 2, выходному – 3.
Угловые скорости валовбудут определяться по формулам:
/> ,[c-1]
w2 = w3 iт ,[c-1]
w1 = w2 iб ,[c-1]
Примечание. Дляодноступенчатого редуктора вводим обозначения: для входного вала- 1, выходного-2.Угловые скорости определяются по формулам:
/>=17,94,[c-1]
w1 = w2 iр=17,94*4,375=78,48,[c-1]
Силовой расчет привода
Величина крутящихмоментов на валах привода находится, исходя из величин крутящего момента накулачковом валу Тн (выходном валу привода) и КПД соответствующихпередач.
/>, [Н·м];
/>, [Н·м];
/>, [Н·м].
Найденные значения w и Т заносятся в таблицу 3.1.
Примечание. Дляодноступенчатого редуктора крутящий момент определяется по формуле
/>, [Н·м];
/>, [Н·м];
/>[Н·м];
/>, [Н·м].
/>
/>[Н·м].
Расчет клиноременнойпередачи
Расчет клиноременнойпередачи проводим исходя из ранее рассчитанной мощности электродвигателя, Рэди принятого передаточного отношенияклиноременной передачи iр.п.=2.
Определение сеченияремня
Сечение ремня выбираетсяв зависимости от передаваемой мощности и предполагаемой окружной скорости ремняпо таблице 4.1.
Таблица 4.1. – Выбор сечения ремняПередаваемая мощность, кВт Рекомендуемые сечения при скорости ремня, м/с до 5 5-10 св. 10 До 1 (вкл.) 0, А 0, А 0, А Св. 1 до 2 0, А, Б 0, А 0, А > 2 > 4 А, Б 0, А, Б 0, А > 4 > 7,5 Б, В А, Б А, Б > 7,5 > 15 В Б, В Б, В
/>
Рисунок 4.1. Сечениеремня 0, А
Выбор диаметраменьшего шкива
Согласно рекомендациям поГОСТ 1284.3-80 принимаем d1=71 мм
Определение диаметраведомого шкива
d2 = iрп d1 = 2 · 71 = 142мм,
где iрп ─ передаточное отношениеклиноременной передачи.
Согласно ГОСТ 1284.3─80принимаем диаметр ведомого шкива равным d2 = 140мм.
Определениеуточненного значения передаточного числа
/>,
/>
/>
где e = 0,002 ─ коэффициентскольжения ремня.
Определение окружнойскорости на ведущем шкиве V1
/>, [/>];
/>[/>];
/>7 [/>];
где /> ─ угловая скоростьведущего вала электродвигателя, на который устанавливается ведущий шкив.
Определение длиныремня из условия долговечности
Условие долговечности
/>,
где L — длина ремня;
[n] = 10c-1 ─ допустимая частотациклонагружения клинового ремня.
Из условия долговечностиопределим длину ремня по формуле:
/>;
/>;
/>
Полученное значение длиныремня округляем по таблице 4.2.
Таблица 4.2. Расчетнаядлина клиновых ремней, мм.Расчетная длина ремня Сечение ремня А Б В Г Д Е 400; (425); 450; (475); 500; (530) Х Х
Х
Х
Х
Х
Х
Х
Х
Х
Х
Х
Х
Х
Х
Х 560; (600); 630; (670); 710; (750) 800; (850): 900; (950); 1000; (1060); 1120; (1180); 1250; (1320); 1400; (1500); 1600; (1700) /> /> /> /> /> /> /> /> /> />
Определение межосевогорасстояния а
/>
/>
/>;
/>;
/>;
/>
Расчет ремня потяговой способности
Определим число ремней Z по формуле
/>
/>
/>
где Кд ─коэффициент динамической нагрузки, Кд =(1,0…1,1);
Кa ─ коэффициент, учитывающийвлияние угла обхвата (см. таблицу 4.4.);
КL ─ коэффициент, учитывающийдлину ремня, КL=(0,9…1,3);
КZ ─ коэффициент, учитывающийнеравномерность распределения нагрузки между ремнями (см. таблицу 4.5.);
Р0─мощность передаваемая одним ремнём определяется по таблице 4.3.
Таблица 4.3. Мощность Р0передаваемая одним ремнемСечение ремня Расчетный диаметр меньшего шкива Мощность, кВт, при скорости ремня, м/с. 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10
63
71
80
90 и более
0,08
0,10
0,11
0,12
0,15
0,17
0,20
0,21
0,23
0,24
0,29
0,31
0,29
0,32
0,37
0,41
0,36
0,39
0,45
0,49
0,42
0,47
0,54
0,58
0,49
0,55
0,61
0,67
0,56
0,63
0,69
0,76
0,62
0,71
0,77
0,85
0,69
0,78
0,85
0,93 А
90
100
112
125 и более
0,22
0,22
0,22
0,29
0,37
0,37
0,37
0,44
0,52
0,52
0,52
0,59
0,66
0,66
0,66
0,74
0,74
0,81
0,81
0,96
0,88
0,96
0,96
1,10
1,03
1,10
1,10
1,25
1,10
1,18
1,25
1,40
1,25
1,33
1,40
1,54
1,33
1,40
1,47
1,69 Б
125
140
160
180 и более
-
-
-
-
0,59
0,66
0,74
0,81
0,74
0,81
0,96
1,10
0,96
1,08
1,18
1,33
1,10
1,25
1,40
1,55
1,33
1,40
1,62
1,77
1,47
1,62
1,84
1,99
1,69
1,84
1,99
2,20
1,92
2,06
2,20
2,50
2,06
2,23
2,50
2,72 В
200
224
250
280 и более
-
-
-
-
1,03
1,10
1,25
1,33
1,40
1,62
1,77
1,84
1,77
2,06
2,20
2,36
2,14
2,42
2,65
2,88
2,50
2,88
3,10
3,32
2,80
3,16
3,54
3,76
3,10
3,54
3,90
4,20
3,40
3,90
4,27
4,57
3,68
4,27
4,64
5,00 Г
315
355
400
450 и более
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
4,17
5,15
5,59
6,10
5,45
5,96
6,48
6,94
6,25
6,85
7,38
7,93
7,00
7,65
8,24
8,90
7,65
8,39
9,19
9,92
8,45
9,20
10,08
10,98 Д
500
560
630
710 и более
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
7,35
8,45
9,43
9,80
8,75
9,87
10,75
11,48
10,02
11,25
12,08
13,19
11,56
12,60
13,40
14,90
12,30
13,90
14,72
16,50
14,00
15,25
16,08
18,00 Е
800
900
1000 и более
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
11,75
13,10
14,35
13,80
15,45
16,90
15,90
17,80
19,50
17,90
20,20
22,10
19,80
23,10
24,60
21,80
25,20
27,20
Значение коэффициента Кa принимаются в зависимости от углаобхвата методом интерполяции по таблице 4.4.
Таблица 4.4. Значениекоэффициента Кa.a, град 180 170 160 150 140 130 Кa 1 0,98 0,95 0,92 0,89 0,86
Значение коэффициента КZ принимается в зависимости отвеличины тяговой способности Z потаблице 4.5.
Определение усилияпредварительного натяжения ремня Q
/>
/>
/>
где F0= d0А, — силапредварительного натяжения;
d0= 1,2…1,5Н/мм2 ─ напряжениепредварительного натяжения;
А ─ площадьпоперечного сечения ремня, для ремня 0 сечения А=47мм2.
Расчет коническойзубчатой передачи.
Перед началом расчётапередачи необходимо систематизировать исходные данные для расчёта, подставивчисленные значения для каждого буквенного обозначения.
Примечание. Передаточноечисло i и передаточное число u конической передачи должно быть выбрано потаблице 5.7.
Выбор материала итермической обработки конических зубчатых колес
Выбор материала итермической обработки конических зубчатых передач производится в зависимости отокружной скорости и степени точности [σн]2 смотрипункт 5.1.2.
Таблица 5.8.Материалы шестерни и колеса в зависимости отокружной скорости
Скорость,
м/с Тип передачи Степень точности Материал Шестерни Колеса до 3 коническая 7 Сталь 45 Сталь 35, 15 До 1 коническая 8 Сталь 15, 35 Латунь ЛС59-1
Определениедопускаемого контактного напряжения для колеса
/>,
/>
/>
где/>– предел контактнойвыносливости, соответствующий базовому числу циклов перемен напряжений, иопределяется оп формуле для термообработки, нормализации или улучшения при НВ
/> = 2НВ + 70
/> = 2*240+70
/> = 550
[SH] – допускаемое напряжениекоэффициента запаса прочности. Для термообработки, нормализации или улучшениепри НВ
ZR – коэффициент, учитывающийшероховатость рабочих поверхностей зубьев.
При Ra = 1,25, …, 0,63 принимаем ZR = 1
При Ra = 2,5, …, 1,25 принимаем ZR = 0,95
Для 7 и 8 степениточности изготовления колёс шероховатость поверхности Ra= 2,5, …, 1,25
ZV–коэффициент, учитывающий влияниеокружной скорости. При v≤5м/с принимаем ZV = 1.
KHL – коэффициент долговечности,определяется по формуле:
/>,
где NHO – базовое число циклов перемены напряжений;
если NHO > 12 · 107, то следуетпринять NHO = 12 · 107
NNE – действительное число цикловперемены напряжений, определяется по формуле:
NNE = 60 · n2 · с · tn,
где n2 – число оборотов вала колеса, мин –1
с – число колес,находящихся в зацеплении с рассчитываемым, в нашем случае с = 1.
tn – срок службы передачи, час. tn = 36000 час.
В случае, если NNE > NHO, KHL = 1.
Определение внешнейделительной окружности колеса, dе2
/>
/>,
/> где
T2 – крутящий момент на колесе, Н · м
u – передаточное число
KHb – коэффициент концентрации нагрузки.Определяется по графикам или по таблице 5.9, в зависимости от коэффициенташирины колеса по диаметру Yb, которыйопределяется по формуле и округляется по ряду чисел, приведенному после формулы
/>
0,1; 0,15; 0,2; 0,25; 0,315;0,4; 0,5; 0,63; 0,71; 0,8; 0,9; 1; 1,2
Таблица 5.9. — Значениекоэффициента Ybв зависимости от положения колесаотносительно опор
Yb
Yb = 0,5Ya (U ± 1) 0,2 0,4 0,6 0,8 1,2 Симметричное при НВ ≤ 350 1,01 1,02 1,03 1,04 1,07 Несимметричное при НВ ≤ 350 1,03 1,05 1,07 1,12 1,29 Консольное при НВ ≤ 350 1,08 1,17 1,28 – –
Полученное значениевнешнего делительного диаметра, dе2 округляют в большую сторону поряду чисел из таблицы 5.10.
Таблица 5.10. Нормализованные значения внешнегоделительного диаметра, dе21 ряд 50; 63; 80; 100; 125; 160; 200; 250; 280; 315; 355; 400; 450 2 ряд 56; 71; 90; 112; 140; 180; 225
Определение угловделительных конусов шестерни δ1 и колеса δ2
δ2 = arctg u
δ2 = arctg 5
δ2 = 0,99
δ1 = 90°– δ2,
δ1 = 90°– 0,99,
δ1 =89,01°;
где u – передаточное число.
Определение внешнегоконусного расстояния Re
/>
/>
/>
Определение шириныколеса b2. b2 = b1
b2 = 0,285 · Re
b2 = 0,285 · 0,4488
b2 = 0,127
Полученное значениеокруглить до ближайшего целого числа по нормальному ряду чисел
Определение внешнеготорцевого модуля передачи me
/>
/>
где, [σF]2-допускаемое напряжениеизгиба, предварительно [σF]2 определяется по формуле:
[σF]2 ≈ 1,03HB2
Полеченное значениемодуля me округлить по стандартному ряду чиселиз таблицы 5.11.
Таблица 5.11. Стандартныйряд чисел модуля me.1 ряд 1,0; 1,6; 2; 2,5; 3; 4; 5; 6; 8 2 ряд 1,25; 1,75; 2,25; 3,5; 4,5; 5,5; 7,9
Определение числазубьев колеса Z2
/>
/>
/>
Полученное значениеокруглить до ближайшего целого числа.
Определение числазубьев шестерни Z1
/>
/>
/>
Z1 > Z1minZ1 min = 17
Определениефактического передаточного числа и иго погрешности
uф= Z2 / Z1
uф= 85 / 17
/>,
/>
/>
Примечание. Смотри пункт5.1.9
Определениегеометрических параметров шестерни и колеса конической передачи. Делительныедиаметры шестерни d1иколеса d2
d1 = m · Z1
d1 = 1· 17
d1 = 17
d2 = m · Z2
d2 = 1 · 85
d2 = 85
Определить внешниедиаметры окружностей выступов шестерни dae1, колеса dae2
dae1= de1 + 2me · coss1
dae1= 17+2*1*89, 01°
dae1= 17,02
dae2= de2 + 2me · coss2
dae2 = 85 + 2*1*0, 99°
dae2 = 87
Определить среднийнормальный модуль mn
mn= me (1 ─ 0,5b/Re)
mn= 1*(1-0,5*0,127/0,4488)
mn= 0,859
Определить средниедиаметры шестерни dm1и колеса dm2
dm1= mn · Z1dm2 = mn · Z2
dm1= 0,859*17 dm2 = 0,859*85
dm1 = 14,6 dm2 = 73
Определение сил,действующих в зацеплении
В коническом зубчатомзацеплении действуют следующие силы:
─ окружная нашестерни Ft1 и колеса Ft2;
─ радиальная нашестерни Fr1 и колеса Fr2;
─ осевая нашестерни Fа1 и колеса Fа1;
Ft1= Ft2 = 2T1/(dm1·103)
Ft1= Ft2 = 2*2,85/(14,6 ·103)
Ft1= Ft2 =0,000039
Fr1= Fa2 = Ft1 · tga · coss1
Fr1= Fa2 = 0,000039* tg106,5* cos89,01
Fr1= Fa2 =-0,000002274
Fa1= Fr2 = Ft1 · tga · sins1
Fa1= Fr2 =-0,000039* tg106,5* sin89,01
Fa1= Fr2 =-0,00013
Проверка зубьев колеспо напряжениям изгиба, σF2
/>
/>
/>
где,/> ─коэффициент концентрации нагрузки, определяется по таблице 5.12.
Таблица 5.12. Значениякоэффициента концентрации нагрузкиРасполож. колес относит. опор. Твердость зубьев
Yb 0,2 0,4 0,6 0,8 1,2
Консольное
Симметричное
Несимметричное
НВ = 350
НВ > 350
HB = 350
HB > 350
HB = 350
HB > 350
1,16
3,33
1,01
1,02
1,05
1,09
1,37
1,7
1,03
1,04
1,1
1,18
1,64
─
1,05
1,08
1,17
1,3
─
─
1,07
1,14
1,25
1,43
─
─
1,14
1,3
1.42
1,73
KFV ─ коэффициент динамическойнагрузки, для прямозубой передачи при НВ ≤ 350
KFV = 1,4
YF2 ─ коэффициент формы зуба, определяется дляконической передачи по эквивалентному числу зубьев ZV по таблице 5.13.
Определениедопускаемого напряжения изгиба,[sF]
[sF] = (d’’lima / [SF’]) · KFC · KFL ,
[sF] = (572,5 / 1,65) · 1 · 1 ,
[sF] = 346,9
где, d’’Flima ─ предел выносливости зубьев наизгиб, соответствующий базовому числу циклов перемен напряжений; при R ─ коэффициент симметрии цикла напряжений, R=0.
Термообработка длянормализации, улучшения sFlimв определяется по формуле:
sFlimв = 1,35HB + 100
sFlimв = 1,35*350 + 100
sFlimв = 572,5
[S’F] ─коэффициент безопасности, учитывающий нестабильность свойств материалазубчатого колеса и ответственность зубчатой передачи, принимаем:
[S’F] = 1,65
KFC ─ коэффициент, учитывающийвлияние двухстороннего приложения нагрузки. При нереверсивной передачепринимаем:
KFC = 1.
KFL ─ коэффициент долговечностиопределяется по формуле:
При твердости НВ ≤350
/>
При твердости НВ > 350
/>,
Принимаем NFO = 4 · 106
NFE = NHE, в случае NFE > NFO, то KHL = 1.
Расчет валов
Дляобеспечения вращательного движения подвижные системы приборов располагаются надеталях, которые в зависимости от вида нагружения называются валами или осями.Валом называется деталь, которая служит для передачи вращательного момента иодновременно является базой подвижной вращающейся системы.
Оси и валы дляоптимизации габаритных размеров, массы и прочности выполняются ступенчатойформы.
Участки осей и валов,соприкасающиеся с опорами, называют цапфами.
Для фиксации деталей навалах в осевом направлении служат буртики, высота заплечиков, h которых ориентировочно должна бытьпринята следующих размеров при диаметре вала:
до 20ммh = 0,5 … 3мм
20 … 40ммh = 2,5 … 5мм
40 … 60ммh = 4,5 … 8мм
/> />
Рисунок 6.1. Основныеконструктивные элементы валов
Концы валов следует заканчивать фасками. Местаперехода от меньшего диаметра вала к большему называется галтелью. Галтелимогут быть как постоянного, так и переменного радиусов. Радиус галтели, длянесопряженных поверхностей, следует принимать по следующей рекомендации:
При разности диаметров:
(D ─ d)>2,…,4мм R»1,…,2 мм.
(D ─ d)>4,…,6мм R»2,…,3 мм.
При неподвижномсоединении вала и насаженной на него детали (например, колесо, шкив, червяк ит. д.) вал имеет галтель, радиус которой R, а насаженная деталь ─ фаску размером С. Причем, катетфаски должен быть больше радиуса галтели С > R, что обеспечивает плотное прилегание ступицы к буртику вала.
Рекомендации по выборурадиуса галтели и фаски:
При d = 10…15мм; R = 1мм С = 1,5мм
d = 15…40мм; R = 1,5мм С = 2мм
d = 40…80мм; R = 2мм С = 3мм
Для плотного прилеганияторца подшипника качения фланцу вала делают проточки, размеры которойнормализуются в зависимости от применяемого инструмента, см. раздел 8.4.
Радиус закруглениявнутреннего кольца подшипника «r»должен быть также больше радиуса галтели вала R1 в местах посадки подшипников.
Валы изготавливают изуглеродистых и легированных сталей. Обычно применяют сталь 35, 40, 45, 40Х стермообработкой ─ нормализация или улучшение. Для неответственных валовСт5, Ст3. Расчет валов производят по следующим этапам:
Проектный расчет валов
На ранней стадии проектирования при отсутствии данныхоб изгибающих моментах. Весьма приближенно диаметр выходного конца вала можетбыть найден по величине крутящего момента и по заниженным значениямдопускаемого напряжения кручения [t] » 20…35Мпа поформуле:
/>, (6.1)
/>
/>
/>
/>
Где К ─коэффициент, учитывающий послабление вала шпоночным пазом. К = 1,1.
/> — крутящий момент на i – том валу.
Полученное значение округляется доцелого числа. Каждая последующая ступень определяется увеличиванием предыдущейна величину от 2 до 5мм — di = di– 1 + (2…5), (6.2)/> />
Диаметр вала под подшипникиокруглить до стандартного значения диаметра внутреннего кольца подшипника.
Рисунок 6.2. Пример оформления эскиза вала.
Проектный расчёт валовпроводить в следующей последовательности:
Разработка эскиза вала
Эскиз вала разработать всоответствии с базовой конструкцией редуктора.
Диаметральные размерыопределять по формулам (6.1), (6.2).
Расчёт ступеней вала d1,d2, d3 по формуле (6.2).
I. Предварительный проектный расчет иконструирование. В результате выполнения этого этапа определяют наименьшийдиаметр вала и разрабатывают его конструкцию. При конструировании учитывают дляобеспечения сборки возможность свободного продвижения деталей вдоль вала доместа их посадки, а также осевую фиксацию этих деталей на валу.
II. Проверочный расчёт вала. Этот этаппроводится после эскизного проектирования всего узла, определения точекприложения нагрузки и реакции опор, построение эпюр изгибающих и крутящихмоментов, определения опасного сечения вала .
III. Уточнённый проверочный расчет. Этотэтап проводится после окончательной разработки конструкции и служит дляопределения коэффициента запаса прочности для опасного сечения вала или длянескольких предположительно опасных сечений.
Проверочный расчетвалов
Примеры нагружения дляразличных схем редукторов.
/>
Рисунок 6.5. Схеманагружения коническо-цилиндрического редуктора с прямозубыми колёсами.
Fr ─ радиальные силы.
Ft ─ окружные силы.
Fа ─ осевая сила.
/>
Рисунок 6.6.Пример схемынагружения и эпюры изгибающих и крутящих моментов входного валаконическо-цилендрического редуктора
Расчёт реакций опор ввертикальной и горизонтальной плоскостях
Принимаем момент,действующий против часовой стрелки со знаком «+», а по часовой стрелки — «─».
Расчет сил реакций опор ввертикальной плоскости.
Принимаем Σ Мау = 0
Q · K + Rby ·m (m + n) · Fr1·/>/2 =0;
/>. -0,000002272·(125)- 1- 0,00013· 18,5/2
/>-0,999
Для быстроходного вала:
Q · K + Rby ·m (m + n) · Fr1·/>/2 = 0;
/>. -0,000002272·(125)- 1- 0,00013· 8,5/2
/>-0,997
Принимаем Σ Мву = 0
Q (k+m)- Rby ·m- Fr1 ·n· Fa2·/>/2 = 0;
/>.( 1(150)+ 0,000002274 ·25· 0,00013·37/2)/100
/>6,4
Для быстроходного вала
Q (k+m)- Rby ·m- Fr1 ·n· Fa2·/>/2 = 0;
/>( 1(150)+ 0,000002274 ·25· 0,00013·17/2)/40
/>1,49
Расчет и построение эпюризгибающих моментов.
Расчет сил реакций опор вгоризонтальной плоскости.
Принимаем Σ Мах = 0.
Q · K ─ Ft1· m + Rbx · (m + n) = 0
/>
/>
/>
Принимаем Σ Мвх = 0;
Q(k + m + n) ─ Rax · (m +n) + Ft1 · n = 0
Rax=Ft1 · n+ Q(k + m + n)/ (m +n)
Rax= 0,000039*175/125
Rax= 0,0000546
Для быстроходно вала:
Q · K ─Ft1 · m + Rbx · (m + n) = 0
/>
/>
/>
Принимаем Σ Мвх = 0;
Q(k + m + n) ─ Rax · (m +n) + Ft1 · n = 0
Rax=Ft1 · n+ Q(k + m + n)/ (m +n)
Rax= 0,000039*100/75
Rax= 0,000052
Определениеэквивалентного момента опасного сечения вала
Наиболее часто опасным сечениемявляется сечение вала, на котором устанавливают колесо. Т.к., обычно, в местепосадки вал имеет послабление сечения за счет шпоночного паза. В случаенеопределённости выбора опасного сечения, просчитываются два наиболее
нагруженные сечения, и выбираетсянаибольший эквивалентный момент />, [Нмм].
/>
/>
/>
Определение диаметраучастка вала под зубчатой шестерней,/>., [мм]
/>
/>
/>3,5
[su] ─ допускаемое напряжениеизгиба. Для валов, выполненных из материала Сталь 45,
[du] = 45,…,50Мпа
Расчет подшипников надолговечность
Под долговечностьюподшипника L, понимают такой срок службы втечение которого подшипники, проработавшие при данных условиях нагружения безобъявления признаков усталости материала, составляют 90% общего числа.
/>, где/>;Lh ─ долговечность, час.
L ─ долговечность, количествооборотов
n ─ угловая скорость, мин –1/>
С ─ динамическаягрузоподъемность, Н
Р ─ наибольшая идвух опор вала эквивалентная нагрузка.
y – степенной коэффициент; дляшариковых подшипников качения y=3;для роликовых подшипников качения y=3,3.
Долговечность подшипникане должна привышать 10tn, т. е. 350000 час.
3600
В случае, если Lh
В случае, если Lh> 360000 час, то необходимоуменьшить грузоподъёмность или уменьшить диаметр вала под подшипник согласноусловия в п. 6.2.2.7 по отношению и диаметру подшипника.
Эскизный проектредуктора
Эскизный проект является наиболее ответственной частьюкурсовой работы, где принимаются основные конструктивные решения. Привыполнении эскизного проекта студент пользуется примерами конструкцийредукторов, представленных в атласах конструкций.
На этапе выполнения эскизного проекта проводитсяпроработка конструкции зубчатых колес, валов, элементов корпуса редуктора,подшипниковых узлов. Соотношения конструктивных элементов зубчатых колес,крышек подшипниковых узлов, корпусов редукторов.
Конструирование зубчатых,червячных колес, червяков.
По результатам расчета в эскизном проектевычерчиваются контуры зубчатых, червячных колес и червяков. Следующим шагомявляется конструктивная отработка их формы.
Конические зубчатые колеса
Конструктивные формы конических зубчатых колес свнешним диаметром вершин зубьев dae£120 мм показаны нарис. 8.3. При угле делительного конуса d³30° колеса выполняютпо рис. 8.3, а, а при угле d³45° — рис. 8.3, б. Еслиугол делительного конуса находится между 30 и 45°, то допускаютсяобе формы конических колес. Размер ступицы определяют по формуле:
/>
/>
/>
На рис.8.4 показана форма конического зубчатого колесапри внешнем диаметре зубьев dae>120 мм. При относительно небольших диаметрах колеса изготавливают из прутка, при больших диаметрахзаготовки получают свободной ковкой с последующей токарной обработкой.
/>
Рисунок 8.3.Конструктивные размеры конических колёс
/>
Рисунок 8.4.Конструктивные размеры конических колёс.
При любой форме колес внешние углы зубьев притупляютфаской f, обрабатывая колеса по внешнему диаметру dae параллельно осипосадочного отверстия. Торец зубчатого венца используют для установки заготовкипри нарезании зубьев. Для уменьшения объема точной механической обработкивыполняют выточки глубиной 1…2 мм.
Конструированиестаканов
Конструкция стаканаопределяется схемой расположения подшипников. На рисунке 8.14., а –б показаныварианты, наиболее часто встречающиеся на практике. Стаканы обычно выполняютлитыми из чугуна марки СЧ15. Толщину стенки δ принимают в зависимости отдиаметра отверстия D под подшипник потаблице 8.14.
/>
Рисунок 8.14.Конструктивные особенности стаканов
Таблица 8.14. Толщина стенки стакана .D До 52 Свыше 52 до 80 δ 4…5 6…8
Толщина упорного буртика δ1толщина фланца δ2 (см. рисунок 8.14)
/>
Высоту упорного буртика t согласуют с размером фаски наружногокольца подшипника и возможностью его демонтажа винтовым съемником.
Диаметр d и число винтов для крепления стаканак корпусу берут по таблице 8.4.
Таблица 8.4. Размеры стаканов подшипника.D 40…62 63…95 d 6 8 Число винтов 4
Минимальный диаметр фланцастакана Dф получается, если принять:
/>
/>
Чтобы обеспечитьсопряжение торцов фланца стакана и корпуса по плоскости, на наружнойцилиндрической поверхности стакана перед торцом фланца делают канавку. Нарисунке 8.14, а показан профиль канавки на наружной поверхности стакана, аразмеры ее элементов приведены в таблице 8.4.
Конструирование крышекподшипников
Крышки подшипниковизготавливают из чугуна марки СЧ15. Различают крышки накладные и закладные.
На рисунке 8.15, а-гпоказаны основные конструкции накладных крышек, на рисунке 8.15, а, б, г – такназываемых глухих, а на рисунке 8.15, в – с отверстием для выходного концавала.
Форма крышек зависит отконструкции опоры вала. Чаще всего торец вала не выступает за пределыподшипника. Поэтому наружная поверхность крышки – плоская (рисунок 8.15, а –в). Если торец вала выступает за пределы подшипника, то крышку выполняют порисунку 8.15, г.
Положение крышки присборе определяется ее фланцем. Поэтому поясок с центрирующей цилиндрическойповерхностью делают небольшим, чтобы он не мешал установке крышки по торцукорпуса. Обычно принимают
/>,
/>8=12
где b – ширина канавки
Расчет призматическихшпонок.
Соединения в которых рольсоединительной детали выполняют шпонки, установленные в пазах вала или втулки ислужащие для передачи крутящего момента, как с вала на сопрягаемую с нимдеталь, так и наоборот.
/>
Рис. — Выбор шпонокосуществляем в зависимости от диаметра вала
Таблица 9.1. Выбор шпонокДиаметр вала Сечение шпонки bxh Глубина паза Радиус закругления r или фаска s·45°
t1
t2
Св. 10 до 12
>>12>>17
>>17>>22
>>22>>30
4x4
5x5
6x6
8x7
2.5
3
3.5
4.0
1.8
2.3
2.8
3.3
0.08-0.16
0.16-0.25
0.16-0.25
0.16-0.25
Св. 30 до 38
>>38>>44
>>44>>50
>>50>>58
>>58>>65
10x8
12x8
14x9
16x10
18x11
5.0
5.0
5.5
6.0
7.0
3.3
3.3
3.8
4.3
4.4 0.25-0.4
Св. 65 до 75
>>75>>85
>>85>>95
>>95>>110
>>110>>130
20x12
22x14
25x14
28x16
32x18
7.5
9.0
9.0
10.0
11.0
4.9
5.4
5.4
6.4
7.4 0.4-0.6
Длину шпонок выбирают из ряда:6-8-10-12-14-16-18-20-25-28-32-36-40-45-50-56-63-70-80-90-100-110-125-160-180-200-250.
Материал шпонок – сталь чистотянутая для шпонок с sв=990 МПа.
Проверка на смятие:
/>,
/>
/>
где Т – передаваемыймомент, Н×м;
dв — диаметр вала;
l – рабочая длина шпонки;
h — высота шпонки
(h-t1)=0,4×h — при одинаковых материалах вала и втулки;
t1 — высота шпоночного паза вала;
[sсм] — допускаемое напряжение на смятие,Мпа;
Эскизный проект
Эскизный проект является наиболее ответственной частьюкурсового проекта, где принимаются основные конструктивные решения. Привыполнении эскизного проекта студент пользуется примерами конструкцийредукторов, представленных в атласах конструкций.
Эскизный проект редуктора выполняетсяв соответствии с требованиями ЕСКД на миллиметровой бумаге в масштабе 1:1.
На этапе выполнения эскизного проектапроводится проработка конструкций зубчатых колес, валов, элементов корпусаредуктора, подшипниковых узлов (см. п. 8). После согласования эскизного проектаредуктора с руководителем студент может переходить к выполнению техническогопроекта.
На сборочном чертежередуктора приводятся следующие данные:
Размеры:
- габаритные,необходимые для определения размеров места установки, изготовления тары,транспортировки;
- установочные иприсоединительные, необходимые для установки изделия на месте монтажа, а такжеопределения размеров и места положения элементов, которые присоединяются кданному изделию. К присоединительным размерам относятся размеры выступающихконцов входного и выходного валов;
- исполнительные(сборочные) размеры. Например, размеры отверстий под штифты, если ониобрабатываются в процессе сборки, размеры зазоров между подшипниками и упорнымиторцами крышек, если они контролируются при сборке;
- посадочные,определяющие характер сопряжении;
Техническую характеристику изделия:
- передаточноеотношение;
- частоту вращениявалов;
- вращающий моментна тихоходном валу.
Техническую характеристику размещаютна сборочном поле чертежа над основной надписью. При этом над текстовой частьюхарактеристики, выполненной в виде таблицы, помещают заголовок «Техническаяхарактеристика».
Технические требования к изделию, где указывают:
- требования,предъявляемые к сборке, настройки и регулировке изделия (например, «Расточкуотверстий корпуса проводить в сборе корпуса», «Плоскость разъема перед сборкойпокрыть герметиком»);
- требования к отделке(например, «Необработанные поверхности внутри редуктора красить маслостойкойкраской, снаружи – серой нитроэмалью»);
- требования кэксплуатации (например, по смазке редуктора «В редуктор залить 3,5 л масла И-50А»).
Общий вид редукторадолжен содержать:
- необходимое числовидов;
- разрезраспределительного вала;
- виды,раскрывающие конструкции крепления шкивов и муфты на валы;
- техническуюхарактеристику.
МУФТЫ
Муфтами называютустройства, с помощью которых соединяют между собой валы или валы снаходящимися на них деталями для передачи вращающего момента.
Классификация муфт
Из большогоконструктивного разнообразия можно выделить следующие группы муфт:
Глухие– соединяют два вала так, что полученное соединение работаеткак одно целое. Наиболее распространены глухие муфты втулочные и фланцевые(поперечно-свертные). Продольно-свертные муфты применяли для соединенияотдельных частей длинных трансмиссионных валов. В настоящее время они имеютограниченное применение.
Компенсирующие– соединяют валы, имеющие незначительные смещения –осевые, радиальные и угловые. Компенсирующие муфты жесткие не смягчают толчков;компенсирующие муфты упругие смягчают толчки за счет деформации упругихэлементов, передающих вращающий момент.
К жестким компенсирующиммуфтам относятся кулачковые расширительные муфты, кулачково-дисковые, зубчатые,цепные, шарнирные и др.
К упругим компенсирующиммуфтам относятся муфты со змеевидными пружинами, муфты с гильзовыми пружинами,втулочно-пальцевые с упругой оболочкой и др.
Управляемые илисцепные муфты –соединяют и разъединяют валы во время работы при помощи механизма управления. Вэтих муфтах используется кулачковое или зубчатое зацепление – кулачковые муфты,или трение – фрикционные муфты.
Самоуправляемые – автоматически действующие муфтыпредназначаются для предохранения привода от перегрузок, передачи момента лишьв одном направлении, ограничения скорости, осуществления плавного пуска приводаи т. д.
К этой группе относятсямуфты со срезным штифтом, фрикционные предохранительные, центробежные и др.
Расчет муфт
На работу муфтысущественно влияют толчки, удары и колебания, обусловленные характером работыприводимой в движение машины. Поэтому расчет муфт ведут не по номинальномумоменту М, а по расчетному моменту Мр:
/>,
где kр –коэффициент режима работы (таблица 11.1);
/> - вращающий момент, Нм;
/>=290/157=1,8
N – мощность, Вт;
/> — угловая скорость, рад/с;
n – частота вращения,об/мин.
Муфты, имеющиераспространение, стандартизованы. Основными характеристиками муфт являютсявеличина момента, на передачу которого муфта рассчитана, и диаметры соединяемыхвалов.
Диаметр вала под муфтуможет быть определен расчетом на чистое кручение по пониженным допускаемымнапряжениям [τ]=20-35 Н/мм²:
Таблица 11.1 –Коэффициент режима работы />дляпривода от электродвигателяНаименование машин
Коэффициент режима /> Динамомашины 1,0-2,0 Вентиляторы центробежные и воздуходувки 1,25-1,5 Насосы центробежные 1,5-2,0 Насосы и компрессоры поршневые 2,0-3,0 Конвейеры ленточные 1,25-1,5 Конвейеры винтовые, скребковые и цепные 1,5-2,0 Станки металлообрабатывающие с непрерывным движением 1,25-1,5 Станки металлообрабатывающие с возвратно-поступательным движением 1,5-2,5 Станки деревообделочные 1,5-2,0 Мельницы шаровые, дробилки, ножницы, молоты 2,0-3,0 Элеваторы, подъемники, краны 3,0-4,0
Примечание. Для привода от поршневых двигателейзначения /> следует увеличить на50-70%.
Муфта с упругойоболочкой (рисунок11.10) характерна тем, что в качестве упругого элемента используется резиноваяоболочка, напоминающая автомобильную шину. Для облегчения сборки иногдаприменяют разъемную, состоящую из двух половин оболочку или заменяют последнююнесколькими упругими хомутами, имеющими такую же форму сечения.
/>
Рисунок11.10 – Муфта с упругой оболочкой
Резиновая оболочкаобладает большой упругостью, что придает муфте высокие компенсирующие свойства:осевое смещение от 3 до 6 мм, радиальное – от 2 до 6 мм и угловое – от 2 до 6º. Кроме того, одна полумуфта может повернуться относительно другой наугол до 30º.
Условие прочностиоболочки на сдвиг в сечении около зажима:
/>,
где Мр –расчетный момент, Нмм;
/> — окружная сила в сечении околозажима, Н;
/> - диаметр окружности в сечении околозажима, мм;
/> - длина окружности, мм;
τ – толщинаоболочки, мм;
/>Н/мм² — допускаемое напряжениена сдвиг для материала оболочки.
В таблице 11.6 приведеныосновные размеры муфт с упругой оболочкой.
Таблица 11.6 — Основныеразмеры муфт с упругой оболочкой, ммДиаметр вала d
Допускаемый расчетный момент Мр, Нм
/>, об/мин Размер, мм от до D L
Dо
d1 l
l1 B H δ 10 18 15 400 84 62 ---- 32 26 16 23 14 5 12 22 30 4000 104 64 50 34 28 16 28 18 6 18 30 80 4000 136 88 65 45 35 18 38 24 6 25 35 150 3000 178 125 85 60 47 35 50 31 10 30 50 300 3000 210 150 110 80 59 38 60 37 12
Особенности смазки редуктора
В местах сопряжения подвижных деталеймеханических передач неизбежно возникают силы трения, на преодоление которыхрасходуется часть передаваемой полезной мощности. Лучшим средством, позволяющимрезко снизить отрицательное действие сил трения, является смазка сопряженныхдеталей и узлов смазочными маслами и мазями. В отдельных случаях, когдамеханизм долгое время находится в бездействии (в резерве, ремонте и т. д.),смазывают не только места сопряжений, но и все детали и поверхности механизма,подвергающиеся коррозии (обычно техническим вазелином или пушечной смазкой). Взакрытых передачах смазка деталей, как правило, производится непрерывно, а воткрытых — периодически. Смазка благоприятно влияет на работу зацеплений,смягчает удары в зубчатых и других передачах, снижает шум и нагрев механизма вовремя работы и защищает открытые места деталей от коррозии. Подбор сорта маслаи его качества является серьезной задачей, от.правильности решения которой вомногих случаях зависит нормальная работа механической передачи.
Важнейшими свойствами смазочных масел являютсямаслянистость и вязкость. Маслянистостью называют способность смазки прилипатьк поверхности металла, обеспечивающая, в частности, образование натрущихся поверхностях сплошной и прочной адсорбированной пленки.
Вязкостью масел называется сила взаимногосцепления между отдельными частицами, определяющая способность масла сопротивлятьсяперемещению и выдавливанию его из зазоров между твердыми поверхностями.Различают вязкость динамическую и кинематическую.
Отношение динамической вязкости масла к егоплотности при той же температуре называется кинематической вязкостью.
Вприборостроении широко распространено применение растительных масел (льняное,касторовое и др.), а также масел животного происхождения (костное,спермацетовое). Наиболее распространено касторовое масло, имеющее высокуюмаслянистость и значительную вязкость. Масла животного происхождения обладаютболее высокой маслянистостью, но малой вязкостью.
Эти масла часто применяют для смазки точныхприборов и механических передач очень малой мощности (часовые механизмы,самопишущие приборы и т. д.).
Если подача жидкого масла на трущиеся поверхностизатруднена, для смазки этих узлов используют консистентные смазки, составленныеиз минеральных масел с небольшими добавками растительных или масел животногопроисхождения. Загущение этой смеси достигается путем добавок к ней кальциевогоили натрового мыла.
В условиях работы механических передач малоймощности для смазывания поверхностей трения применяют как жидкие, так иконсистентные смазки (мази), при этом смазка должна быть нейтральна, т. е. недолжна действовать на металл химически и не создавать условия для образованиякоррозии и по своим физическим и химическим свойствам устойчива на длительноевремя.
Жидкие масла применяют при высоких угловыхскоростях машины и при большом диапазоне температуры окружающего его воздуха,например, масло приборное, которое имеет температуру вспышки в закрытом тиглене ниже 120°, а температуру застывания не выше —60° С. Вместе с этим необходимоучитывать, что жидкие масла имеют и существенные недостатки. Так, например, всвязи с быстрым вытеканием масла из мест сопряжения деталей, необходимоприменение сортов масла, имеющих большую маслянистость или применение болеесложных уплотнительных устройств.
Консистентные смазки обычно закладывают в корпусузла при его сборке и сложных уплотнений не требуют.
Смена консистентной смазки производитсязначительно реже, примерно один раз за 6—8 месяцев. Добавка мази производится спомощью шприца через пресс-масленки или масленки колпачкового типа.
Из консистентных смазок для шарикоподшипниковнаибольшее распространение в приборостроении получили смазки ГОИ-54,ЦИАТИМ-202, ОКБ и смеси из разных соотношений масел ГОИ-54 и МВП. Из маловязкихмасел наибольшее применение находит приборное вазелиновое масло МВП испециальные смазки ОКБ и ВНИИНП.
В механических передачах наиболее тщательно приходитсяосуществлять смазку вращающихся деталей, зубчатых или других видов зацеплений,при этом требования к смазочным материалам как в первом, так и во второмслучаях различны.
Определение минимального объёма масла в редукторе
Минимальный объём масла находится по следующей формуле:
/>,
/>
/>
где N –передаваемая мощность, кВт;
η– КПД редуктора