Зміст
1. Вибір електродвигуна. Кінематичний і силовийрозрахунок привода
1.1 Визначення загального КПД привода
1.2 Визначення необхідної потужності електродвигуна
1.3 Визначення загального передаточного числа приводай розбивка його по щаблях
1.4 Кінематичний і силовий розрахунок привода
2. Розрахунок зубчастих коліс редуктора
3. Попередній розрахунок валів редуктора
3.1 Швидкохідний вал
3.2 Тихохідний вал
4. Конструктивні розміри шестірні й колеса
5. Конструктивні розміри корпуса й кришки редуктора
6. Розрахунок ланцюгової передачі
7. Перший етап ескізного компонування редуктора
8. Перевірка міцності шпонкових з'єднань
8.1 Швидкохідний вал
8.2 Тихохідний вал
9. Вибір муфти
10. Другий етап компонування редуктора
11. Вибір основних посадок деталей
12. Вибір сорту масла
13. Опис складання редуктора
Література
1.Вибір електродвигуна. Кінематичний і силовий розрахунок привода
1.1Визначення загального КПД привода
Загальний КПДпривода дорівнює добутку КПД окремих передач і їхніх елементів.
ηобщ. =ηц.п.·ηз.п.·(ηп.к.)3·ηм. = />
1.2Визначення необхідної потужності електродвигуна
Потужність навалу робочого органа Рвих = 5 кВт
Необхіднапотужність електродвигуна
Ртр = />
/>кВт
По Ртрелектродвигуна вибираємо електродвигун відповідно до умови:
Рдв ≥ Ртр
Рдв = 7,5 кВт
1.3Визначення загального передаточного числа привода й розбивка його по щаблях
Частота обертанняробочого органа
nвих = 120 />
Приймаємосинхронну частоту обертання двигуна nс = 1000об/хв, тоді асинхронна частотаобертання вала електродвигуна
nдв = nс·(1-/>) = />/>
Загальнепередаточне число привода дорівнює добутку передаточних чисел окремих передач
Приймаємо дляланцюгової передачі uц.п= 3
Знаходимо:
uред = />= />
Приймаємонайближче стандартне значення uред.ст. = 2,5
Тоді фактичнезначення передаточного числа ланцюгової передачі буде дорівнює
Uц.п.ф. =/>= />
1.4Кінематичний і силовий розрахунок привода
Ртр = 5,81 кВт
nдв = 968об/хв
Кутова швидкість:
ωдв = />
/> />
Обертаючиймомент:
Тдв = />
/>Нм
2.Розрахунок зубчастих коліс редуктора
Вибираємоматеріали із середніми механічними характеристиками: для шестірні сталь 45,термічна обробка — поліпшення, твердість HB 230; для колеса — сталь 45,термічна обробка — поліпшення, але твердість на 30 одиниць нижче — HB 200.
Контактнінапруги, що допускаються
/> ,
/>=2HB+70
де /> — межа контактноївитривалості при базовому числі циклів.
KHL- коефіцієнтдовговічності; при числі циклів навантаження більше базового, що має місце притривалій експлуатації редуктора, приймають KHL=1; коефіцієнт безпеки /> =1,10.
Для косозубнихколіс розрахункова контактна напруга, що допускається:
/>;
/>МПа;
/>МПа
Тоді розрахунковаконтактна напруга, що допускається
/>/>МПа
Необхідна умова />виконана.
Коефіцієнт />=1,25.
Приймаємо длякосозубних коліс коефіцієнт ширини вінця по міжосьовій відстані
/>
Міжосьовавідстань із умови контактної витривалості активних поверхонь зубів по формулі
Нормальний модульзачеплення приймаємо по наступній рекомендації:
mn= />=/>
Приймаємо mn=1,25мм.
Приймемопопередній кут нахилу зубів />/> і визначимо числа зубів шестірній колеса
/>
Приймаємо z1=50,тоді z2=z1*u=/>
Уточнене значеннякута нахилу зубів
/>
/>
Основні розміришестірні й колеса:
ширина колесаb2=ψbaaw=/>мм;
ширина шестірніb1=b2+5мм =/>мм.
Визначаємокоефіцієнт ширини шестірні по діаметрі:
ψbd=/>
Окружна швидкістьколіс і ступінь точності передачі
При такійшвидкості для косозубних коліс варто прийняти 8-ю ступінь точності.
Коефіцієнтнавантаження KH=KHβKHαKHν;
KHβ=1,08;KHα=1,08; KHν=1,0
KH =1,08∙1,08∙ 1,0=1,166
Перевіркаконтактних напруг
Сили, що діють узачепленні:
окружна />
радіальна />
осьова />
Перевіряємо зубина витривалість по напругах вигину:
/>
Тут коефіцієнтнавантаження KF=KFβKFν. При ψbd=0,78, твердості HB≤350 інесиметричному розташуванні зубчастих коліс щодо опор KFβ=1,17,KFν=1,3.KF=1,17∙ 1,3=1,52; YF – коефіцієнт, що враховує форму зуба йзалежить від еквівалентного числа зубів zν:
Напруга, щодопускається
/>
/>;
Для шестірні />/> МПа; для колеса />МПа.[SF]=[SF]'[SF]"- коефіцієнт безпеки, де [SF]'=1,75, [SF]"=1. Отже,[SF]=1,75.
Напруга, щодопускається:
для шестірні />
для колеса />
Знаходимовідносини
для шестірні />
для колеса />
Подальшийрозрахунок варто вести для зубів колеса, для якого знайдене відношення менше.Визначаємо коефіцієнти Yβ і KFα:
/>
для середніхзначень коефіцієнта торцевого перекриття εα=1,5 і 8-й ступеняточності KFα=0,92
Перевіряємоміцність зуба колеса:
/>МПа
Умови міцностівиконуються.
3.Попередній розрахунок валів редуктора
Попереднійрозрахунок проведемо на крутіння по зниженим навантаженням.
3.1Швидкохідний вал
діаметр вихідногокінця при навантаженні, [τдо]=25 МПа
/>
Тому що валредуктора з'єднаний муфтою з валом електродвигуна, то необхідно погодитидіаметри ротора dдв і вала dв1.
dв1=(0,75...1…1,15)dдв =(0,75...1…1,15)*38=(28,5…43,7)мм
У підібраногоелектродвигуна діаметр вала dдв =38мм.
Вибираємо МУВП заДСТ 21424-75 з розточеннями напівмуфт під dдв =38 мм, і dв1 =35мм. Приймемо підпідшипниками
dп1 = dв1+5=35+5=40 мм ,
dпер =/>мм, df1=60,88мм, d1=64мм, dа1=66,5 мм.
3.2Тихохідний вал
З огляду на впливвигину вала від натягу ланцюга, приймаємо [τдо]=20 МПа.
Діаметр вихідногокінця вала
/>
Приймаємонайближче більше значення dв2 =35 мм. Діаметр вала під підшипниками приймаємоdп2 = dв2 +5=35+5=40 мм, під зубчастим колесом
dк2 = dп2+5=40+5=45мм, dпер = dк2 +5=50 мм.
4.Конструктивні розміри шестірні й колеса
Шестірнювиконуємо за одне ціле з валом; d1 = 64мм; dа1 = 66,5мм; df1=60,88мм; b1 =50мм;
Колесо кута d2=160 мм; da2 = 162,5мм; df2 = 156,88мм; b2 = 45мм.
Діаметр маточиниdст = 1,6dк2 = 1,6*45=72мм; довжина маточини lcт = (1,2÷1,5) dк2=(1,2÷1,5)·45=54÷67,5 мм, lcт =65мм.
Товщина ободаδ0 =(2,5 ÷ 4)mn = (2,5 ÷ 4)·1,25=3,125÷5мм, δ0 = 8 мм.
Товщина диска З =0,3 ∙ b2 = 0,3·45=13,5мм, С = 14 мм
5.Конструктивні розміри корпуса й кришки редуктора
Товщина стіноккорпуса й кришки: δ = 0,025aw+1 = 0,025·112+1=3,8 мм, δ = 8 мм;δ1 = 0,02аw + 1 = 0,02·112 + 1=3,24 мм, δ1 = 8 мм.
Товщина фланцівпоясів корпуса й кришки:
верхнього поясакорпуса й пояса кришки
b = 1,5 δ =1,5·8=12 мм; b1 = 1,5 δ1 = 1,5·8=12 мм;
нижнього поясакорпуса
p = 2,35? =2,35·8=18,8 мм; p = 19 мм.
Діаметри болтів:
фундаментнихd1=(0,03 ÷ 0,036)aw+12=(0,03 ÷ 0,036)·112 +12=15,36 ÷16,03мм; беремо болти М16;
кришку до корпусав підшипників d2=(0,7÷0,75)d1=(0,7÷0,75)·16=11,2÷12 мм; беремоболти М 12;
з'єднуючу кришкуз корпусом d3=(0,5÷0,6)d1= (0,5÷0,6)·16=8÷9,6 мм; беремоболти с різьбленням М10.
6.Розрахунок ланцюгової передачі
Вибираємоприводний роликовий однорядний ланцюг.
Обертаючий моментна провідній зірочці Т2 = 133,55·103Н∙мм.
Передаточне числобуло прийнято раніше uц =3,22
Число зубів:провідної зірочки z3=31-2uц =31-2·3,22=24,56;
веденої зірочкиz4= z3uц =25·3,22=80,5.
Приймаємо z3=25 іz4 =81
Тоді фактичне
/>
Відхилення
/> % = -0,621%, щоприпустимо.
Розрахунковийкоефіцієнт навантаження
Kэ=kдkаkнkрkсмkп=1·1·1·1,25·1·1=1,25,
де kд =1-динамічний коефіцієнт при спокійному навантаженні; kа =1 ураховує впливміжосьової відстані; kн =1- ураховує впливи кута нахилу лінії центрів; kрураховує спосіб регулювання натягу ланцюга; kр=1,25 при періодичномурегулюванні натягу ланцюга; kсм=1 при безперервному змащенні; kп ураховуєтривалість роботи в добу, kп=1
Для визначеннякроку ланцюга треба знати тиск у шарнірах ланцюга. Провідна зірочка має частотуобертання
n2 =387,2 о/хв.Середнє значення тиску, що допускається, при n? 400про/хв [p] =19 Мпа.
Підбираємо за ДСТ13568-75, t =19,05 мм; руйнівне навантаження Q ≈ 31,8 кН; маса q=1,9кг/м; Аоп =105,8 мм2.
Швидкість ланцюга
/>м/с.
Тиск у шарніріперевіряємо по формулі
Уточнюємо тиск, щодопускається, [p]=20 [1+0,01(z3-17)]= 20[1+0,01(25-17)]=21,6 МПа. Умова p
Визначаємо числозубів ланцюга:
/>
де />; /> />
Тоді
/>.
Округляємо допарного числа />154.
Уточнюємоміжосьова відстань ланцюгової передачі
/>
Визначаємодіаметри ділильних окружностей зірочок
/>;
/>.
Визначаємодіаметри зовнішніх окружностей зірочок
/>
де d1=11,91 мм –діаметр ролика ланцюга;
/>
/>
Сили, що діють наланцюг:
окружна Ftц= />;
від відцентровихсил Fv=qv2=1,9·3,072 =18 H;
від провисання Ff=9,81kfqaц= 9,81·1,5·1,9·946,29·10-3 =26,46Н, де kf = 1,5 при куті нахилупередачі />.
Розрахунковенавантаження на вали
Fв=Ftц + 2Ff =/>Н.
Перевіряємокоефіцієнт запасу міцності
/>
Це більше, ніжнормативний коефіцієнт запасу [s]? 8,9; отже, умова s > [s] виконана.
Розміри провідноїзірочки: маточина зірочки dст= 1,6·35=56мм; lcт = (1,2÷1,6)·35=42÷56 мм; беремо lcт = 50 мм;
товщина дисказірочки 0,93Ввн = 0,93·12,7=11,81 мм, де Ввн – відстань між пластинками внутрішньоїланки.
7.Перший етап ескізного компонування редуктора
Компонуваннязвичайно проводять у два етапи. Перший етап служить для наближеного визначенняположення зубчастих коліс і зірочки щодо опор
a) приймаємо зазор між торцемматочини колеса й внутрішньою стінкою корпуса А1 = 1,2δ =1,2*8=9,6 мм,приймаємо А1=10мм;
b) приймаємо зазор відокружності вершин зубів колеса до внутрішньої стінки корпуса А =? = 8 мм;
c) приймаємо відстань міжзовнішнім кільцем підшипника провідного вала й внутрішньою стінкою корпуса А=?=8 мм.
Попередньонамічаємо радіальні шарикопідшипники середньої серії;
габаритипідшипників вибираємо по діаметрі вала в місці посадки
підшипників dп1=40 мм, dп2 =40 мм.
Таблиця 7.1Умовна позначка підшипника d D B Вантажопідйомність, кН Розміри, мм C C0 208 40 80 18 32 17,8
Вирішуємо питанняпро змазування підшипників. Змащення підшипників здійснюється розбризкуванняммасла з ванни редуктора. Відстань від внутрішньої стінки редуктора допідшипників приймаємо рівним y = 2 мм. Виміром знаходимо відстань на ведучомувалу l1=53,5мм і на веденому валу l2 = 53,5 мм.
8.Перевірка міцності шпонкових з'єднань
Шпонкипризматичні з округленими кінцями. Розміри перетинів шпонок і пазів і довжинишпонок — за ДСТ 23360-78
Матеріал шпонок — сталь 45 нормалізована.
Напруги зминанняй умова міцності по формулі:
/>
Напруги зминання,що допускаються, при сталі /> маточині Мпа, при /> чавунної Мпа.
8.1Швидкохідний вал
d = 35мм;
b/>h = 10×8 мм;
t1= 5 мм;
довжина шпонки l= 50 мм (при довжині маточини напівмуфти МУВП 58 мм);
момент нашвидкохідному валу Т1=/>Нмм;
Матеріалнапівмуфт МУВП — чавун марки СЧ 20.
8.2Тихохідний вал
d= 45мм;
b/>h=14×9 мм;
t1=5,5 мм;
довжина шпонкиl=56 мм (при довжині маточини колеса 65 мм);
момент натихохідному валу Т2=133,55·103 Н·мм;
Матеріал колеса — сталь 45
d=35 мм;
b/>h= 10×8мм;
t1=5 мм;
довжина шпонкиl=40мм (при довжині маточини зірочки 50мм);
момент натихохідному валу Т2=/>Нмм;
/>
Звичайно зірочкивиготовляють із легованих сталей.
Умова /> виконана.
9. Вибір муфти
Для з'єднанняшвидкохідного вала редуктора з валом електродвигуна вибираємо муфту по величинірозрахункового крутний моменту:
/>,
де /> — розрахунковий крутниймомент,
/> — номінальний момент,
К — коефіцієнтрежиму роботи привода,
[T] — макрорельєфмомент, що допускається.
При постійномунавантаженні приймаємо ДО =1,5
Номінальниймомент Т1 = 55,63Нм />=1,5·55,63=83,45 Нм
Вибираємонапівмуфту пружну втулочно-пальцеву за ДСТ 21424-75 для діаметра вихідногокінця швидкохідного вала dв1 =35 мм і із крутний моментом [T] =250 Hм.
/>=83,45
10.Другий етап компонування редуктора
Другий етапкомпонування має на меті конструктивно оформити зубчасті колеса, вали, корпус,підшипникові вузли й підготувати дані для перевірки міцності валів і деякихінших деталей.
Конструюємо вузолшвидкохідного вала:
a) наносимо осьові лінії,вилучені від середини редуктора на відстань l1. Використовуючи ці осьові лінії,вичерчуємо в розрізі підшипники кочення;
b) вичерчуємо кришки підшипниківз ущільнювальними прокладками (товщиною ~ 1мм) і болтами. Болт умовнозаводиться в площину креслення, про що свідчить виривши на площині рознімання.
c) Перехід вала (40мм доприєднувального кінця (35мм виконують на відстані 10-15мм від торця кришкипідшипника так, щоб маточина напівмуфти не зачіпала за головки болтів кріпленнякришки.
Довжинаприєднувального кінця вала ( 35 мм визначається довжиною маточини напівмуфти.
Аналогічноконструюємо вузол тихохідного вала. Оборотний увага на наступні на наступніособливості:
a) для фіксації зубчастогоколеса в осьовому напрямку передбачаємо стовщення вала з однієї сторони йустановку розпірної втулки — з іншої; місце переходу вала від ( 45 мм до ( 40мм зміщаємо на 2-3 мм усередину колеса, щоб гарантувати притиснення розпірноївтулки до торця колеса;
b) відклавши від серединиредуктора відстань l2, проводимо осьові лінії й вичерчуємо підшипники;
c) Вичерчуємо кришки підшипниківіз прокладками й болтами;
На швидкохідномуй тихохідному валах застосовуємо шпонки призматичні з округленими торцями заДСТ 23360-78. вичерчуємо шпонки, приймаючи їхньої довжини на 5-10 мм меншедовжин маточини.
11.Вибір основних посадок деталей
Посадказубчастого колеса на вал /> за ДСТ 25347-82.
Посадка зірочкиланцюгової передачі на вал редуктора />.
Шейку валів підпідшипники виконуємо з відхиленням вала k6. відхилення отворів у корпусі підзовнішні кільця по H7.
Посадкарозпірного кільця на вал />.
12.Вибір сорту масла
Змазуваннязубчастого зачеплення виробляється зануренням зубчастого колеса в масло, що заливаєтьсяусередину корпуса до рівня, що забезпечує занурення колеса приблизно на 10 мм.Обсяг масляної ванни V визначаємо з розрахунку 0,25 дм3 масла на 1 кВтпереданій потужності: V =0,25дм3·5,81=1,45дм3
Установлюємов'язкість масла. При контактних напругах /> і швидкості v = 3,24м/с в'язкістьмасла повинна бути приблизно 28∙ 10-6 м2/с. Приймаємо масло індустріальнеі-30А (за ДСТ 20799-75).
Камерипідшипників заповнюємо пластичним мастильним матеріалом УТ-1.
13.Опис складання редуктора
Перед складаннямвнутрішню порожнину корпуса редуктора ретельно очищають і покривають фарбою.
Складання роблятьу відповідності зі складальним кресленням редуктора, починаючи з вузлів валів:
на швидкохіднийвал надягають шарикопідшипники, попередньо нагріті в маслі до 80-100? З;
у тихохідний валзакладають шпонку й зубчасте колесо до упору в бурт вала; потім надягаютьрозпірну втулку й установлюють шарикопідшипники, попередньо нагріті в маслі.
Зібрані валиукладають у підставу корпуса редуктора й надягають кришку корпуса, покриваючипопередньо поверхні стику кришки й корпуси спиртовим лаком. Для центруваннявстановлюють кришку на корпус за допомогою двох конічних штифтів; затягуютьболти, кріплять кришку до корпуса. Після цього на тихохідний вал надягаютьрозпірне кільце, у підшипникові камери закладають пластичне змащення, ставлятькришки підшипників з комплектом металевих прокладок для регулювання.
Перед постановкоюнаскрізних кришок у проточки закладають манжетні ущільнення. Перевіряютьпровертанням валів відсутність заклинювання підшипників (вали повинніпровертатися від руки) і закріплюють кришки гвинтами.
Далі на кінецьтихохідного вала в шпонкову канавку закладають шпонку, установлюють зірочку йзакріплюють її торцевим кріпленням; гвинт торцевого кріплення стопорятьспеціальною планкою.
Потім ввертаютьпробку отвору із прокладкою. Заливають у корпус масло й закріплюють оглядовийотвір кришкою із прокладкою з технічного картону; закріплюють кришку болтами.
Зібраний редукторобкатують і випробовують на стенді по програмі, установлюваної технічнимиумовами.
Література
1. Чернавський С.А., Боків К.Н. Курсове проектуваннядеталей машин: Навчальний посібник. – К., 2005
2. Дунаєв П.Ф., Леліков О.П. Конструювання вузлів ідеталей машин: Навчальний посібник. – К., 2004
3. Іванов М.М. Деталі машин:Підручник для студентів машинобудівних спеціальностей вузів. – К., 1998.
4. Кудрявцев В.Н. Деталімашин: Підручник для студентів машинобудівних спеціальностей вузів. – К., 2000
5. Деталі машин: Атласконструкцій / Під ред. Д.Н. Решетова. У двох частинах. – К., 1998