Оглавление
TOC o «1-3» h z Оглавление… PAGEREF _Toc63784013 h 2
ТЕХНИЧЕСКОЕЗАДАНИЕ… PAGEREF _Toc63784014 h 3
Основнаячасть… PAGEREF _Toc63784015 h 4
1.Выбор электродвигателя, кинематический расчет привода… PAGEREF _Toc63784016 h 4
1.1Необходимая мощность электродвигателя… PAGEREF _Toc63784017 h 4
1.2Выбор электродвигателя, передаточное отношение редуктора, частоты вращениявалов… PAGEREF _Toc63784018 h 4
2.Расчет редукторной передачи… PAGEREF _Toc63784019 h 5
2.1Мощности, передаваемые валами, крутящие моменты… PAGEREF _Toc63784020 h 5
2.2Расчет цилиндрической передачи… PAGEREF _Toc63784021 h 5
3.Расчет валов, подбор подшипников… PAGEREF _Toc63784022 h 9
3.1Предварительный расчет валов… PAGEREF _Toc63784023 h 9
3.2.Эскизная компоновка валов… PAGEREF _Toc63784024 h 9
3.3Проверочный расчет валов… PAGEREF _Toc63784025 h 10
3.4Расчет подшипников… PAGEREF _Toc63784026 h 14
4Подбор и проверка шпонок… PAGEREF _Toc63784027 h 16
5Подбор муфты… PAGEREF _Toc63784028 h 17
6.Подбор смазки редуктора… PAGEREF _Toc63784029 h 17
Списоклитературы… PAGEREF _Toc63784030 h 18
ТЕХНИЧЕСКОЕ ЗАДАНИЕ
Спроектировать привод элеватора
Исходные данные:
Усилие на ленте элеватора F = 3 кН
Скорость ленты элеватора v = 1,3 м/с
Диаметр барабана элеватора D = 275 мм
Основная часть1. Выбор электродвигателя, кинематический расчетпривода1.1 Необходимая мощность электродвигателя
КПД редуктора:
h = hпк2hзцhк= 0,9952*0,98*0,95 = 0,92
Где
hпк = 0,995 — КПД пары подшипников качения [2,с. 304]
hзп = 0,98 — КПД зубчатой цилиндрическойзакрытой передачи
hк = 0,95 — КПД клиноременной передачи [2, с.304]
Необходимаямощность электродвигателя [1, ф. (2.1)]
N = F×v/h= 3 *1,3 / 0,92 = 4,24 кВт1.2 Выбор электродвигателя, передаточное отношениередуктора, частоты вращения валов
4А ГОСТ 1923-81:
Номинальная мощность Nном = 5,5 кВт,
Частота вращения при номинальной нагрузке
nном= 730 об/мин.
1.3.2 Передаточное отношениепривода:U=nном/nт=730/90,28=8,09
Где
Частота вращения тихоходного вала редуктора —
nт= 60v/(pD) = 60 ×1,3 /(p×0,275 ) = 90,28 об/мин
Принимаем из стандартного ряда Up = 3,55 [1, с. 51]. Принимаем передаточное отношениеклиноременной передачи Uк = 2,24
Фактическоепередаточное отношение редуктора
Uф= Up×Uк= 3,55×2,24=7,95»U
1.3.3 Действительные частоты вращения валов редуктора:
nб= nном/Uк= 730 / 2,24 = 325,89 об / мин
nт= nб/Uр= 325,89 / 3,55 = 91,80 об / мин2. Расчет редукторной передачи2.1 Мощности, передаваемые валами, крутящие моменты
2.1.1Мощности, передаваемые валами
Nб = N*hк = 4,24 * 0,95 = 4,03 кВт
Nт = N*h = 4,24 * 0,92 = 3,90 кВт
2.1.2 Крутящиемоменты на валах определяем по формуле:
Т= 9555 N/n [2, с. 129]
Где N — передаваемая мощность, кВт
n — частота вращения, об/мин
Тб = 9555 ×4,24 / 325,89 = 118,08 Нм
Тт = 9555 ×4,24 / 91,80 = 405,93 Нм2.2 Расчет цилиндрической передачи
2.3.1Материалы колес, допускаемое напряжение, коэффициенты долговечности
Для обеспечения лучшейприрабатываемости выбираем материалы шестерни и колеса согласно рекомендациям[2, §8]
Шестерня: 35 ХМ — термообработка — улучшение + закалка ТВЧ
Колесо: 40 Г — термообработка — улучшение
Механические свойства сталейпосле указанной термообработки [1, табл. 4.5]:
Сталь
НВ сердцевины
HRC поверхности
sв, МПа
sт, МПа
35 ХМ
269 — 302
48 -53
920
790
40 Г
235 — 262
50 — 60
850
600
Т. к. график нагрузки передачи незадан, принимаем коэффициенты долговечности KHД = 1; KFД = 1. Т. к. разница между среднимитвердостями материалов шестерни и колеса не превышает 100 единиц по шкалеБринеля, лимитирует колесо [1].
Допускаемое контактное напряжение [1 ф. (4.21)]: [sН]= sНlim b/SН
Где sНlim b2 = 2 НВср+ 70 — базовый предел контактной выносливости
SН= 1,1 — коэффициент безопасности [1, табл. 4.6]
[sН]= (2*248,5+70)/1,1 = 515,45 МПа
Допускаемое напряжение изгиба [1, ф. (4.24)]
[sF] = sFlim b/SF
Где sFlim b = 1,8 НВср — предел длительной выносливости понапряжениям изгиба
SF = 1,75 — коэффициент безопасности по изгибу По[1, табл. 4.6, с. 90]
[sF]=1,8 НВср2/SF = 1,8*248,5/1,75 = 255,6 МПа2.3.2 Коэффициенты нагрузки
Kh = Kha Khb Khv
Kf= KfaKfbKfv
Предварительное значение окружной скорости:
Где Cv =15 [1, табл. 4.9, с. 95]
ya= 0,4 — коэффициент ширины зубчатого колеса [1, табл. 3.3, с. 53]
Степень точности передачи — 9 [1, табл. 4.10, с. 96]
Kha= 1,1 [1, рис.4.7, с.92]; Kfa= 1 [1, с.92]
b/d1= Ya(Uр+1)/2 = 0,4*(3,55 +1)/2 = 0,91; Khb0= 1,2 [1, табл. 4.7, с.93]
Согласно [1, ф. 4.30, с. 92]: Khb = Khb0= 1,2
Согласно [1, табл. 4.8, ф. 4.30, с. 94] Kfb= Kfb0= 1,2
Khv = 1,01; Kfv = 1,01 [1, табл. 4.11,4.12, с. 96, 97]
Коэффициенты нагрузки
Kh = 1,1* 1,2 *1,01 » 1,33
Kf = 1* 1,2 *1,01 » 1,212.3.3 Основные параметры цилиндрической передачи
Расчетный крутящий момент [1] с. 98:
Tp= Tт KhДKh = 405,93*1*1,33 »541,18 Нм
Межосевое расстояние[1, ф. (4.38), с. 98]
где К = 270 — длякосозубых передач
103 — численныйкоэффициент согласования размерностей
Принимаем согласно единого рядаглавных параметров [1, с. 51],
а = 140 мм
Ширина колеса: b2 = a Ya = 140 *0,4 = 56 мм
Принимаем b2 = 56 мм
Фактическая окружная скорость:
V = 2apn1 / ((Uр+1) 60) = 2* 140*p* 325,89/(3,55+1)60 = 1,05м/c
Уточняем Kh по [1, рис. 4.7, с. 92]: Kha» 1,1
Проверка по контактным напряжениям [1] ф. (4.41) с. 98
условие контактной прочности выполняется
Окружная сила [1, ф.(4.44), с.99]:
Модуль [1, ф. (4.45), с. 99]:
Где К = 3,5 [1] с. 99
Принимаем согласно рекомендациям [1 с. 53] mn =1,125 мм
Принимаем угол наклона линии зуба b=12°
Суммарное число зубьев [1, ф. (4.49), с. 100]:
Zå= Z1+Z2 =(2a/mn)cos(b) = (2* 140 / 1,125 )*cos(12°) = 243,45
Принимаем Zå=244; Число зубьев шестерни и колеса:
Z1 = Zå/(U+1) = 244/(3,55+1) = 53,63; Принимаем Z1=54;
Z2= Zå — Z1 = 244 — 54= 190
Уточняем угол наклона линии зуба:
Фактическое напряжение изгиба [1, ф. (4.54), с. 101]:
sf= Yf YbFt KfД Kf / (b mn)
Где Yf — коэффициент формы зуба
Yb — коэффициент наклона зуба
Эквивалентное число зубьев для колеса [1] ф. (4.55) с. 101:
Zv= Z2 / cos3b =190 /cos3(11,38°) =201
Тогда: Yf = 3,6 [1, табл. 4.13, с. 101]
Yb= 1 — b/160= 1 – 11,57 /160 = 0,93
Где b — в градусах и десятичных долях градуса
sf= 3,6YbFt 1Kf / (b2 mn)
sf= 3,6 * 0,93 * 3716 *1* 1,21 / ( 56 *1,125 ) = 238,77 МПа
Условие прочности выполняется.2.3.4 Геометрический расчет цилиндрической передачи
Таблица 2.1 Параметры колес цилиндрической передачи
Наименование
Расчетная формула
Величина (мм)
Делительный диаметр
d = mnZ / cos b
d1
61,97
d2
218,03
Диаметр окружности
вершин
da = d + 2mn(1 + X)
da1
64,22
da2
220,28
Диаметр окружности
впадин
df = d — 2mn(1,25 — X)
df1
59,16
df2
215,22
Т. к. колеса нарезаны безсмещения исходного контура, для шестерни и колеса Х = 0.2.3.5 Силы в зацеплении цилиндрической передачи
Силы в зацеплении цилиндрическойпередачи определяем согласно
[1] § 4.9 с. 109
Осевая сила Fa = Ft tg(b)= 3716 * tg( 11,38 °) =747,64 H
Радиальная сила
Fr= Ft tg(a)/cos(b) = 3716*tg(20°)/cos( 11,38 °) = 1380 H
3.3.6 Силы в ременной передаче
Скорость движения ремня придиаметре быстроходного шкива
D =100 мм: Vр =p nномD/60 = p×730 ×0,1/60 = 3,82 м/с.
Угол охвата a1 = 150°,число ремней Z = 3,масса 1 м длины ремня Б: q= 0,18 кг/м.
Коэффициент длины ремня CL = 0,92 [2,табл. 6.14, с 215].
Коэффициент охвата Сa= 0,92 [2, табл. 6.13].
Коэффициентрежима работы Ср = 1 [2, табл. 6.5].
Сила натяженияодного клинового ремня:
F0= 780 NCL/(Vр CaCpZр)+ qVр 2 =
= 780×4,24 ×0,92 /( 3,82×0,92×1×3)+ 0,18×3,822= 288,36 Н
Сила, действующая на вал:
Fp= 2 F0Z sin(a1/2) = 2×288,36 ×3×sin(150/2) = 1671 Н3. Расчетвалов, подбор подшипников3.1 Предварительный расчет валов
Определяем диаметры выходныхконцов валов из расчета на кручение. Материал валов — сталь 40Х ГОСТ 4543-88.
d = (T*10 3/0,2[tk]) 0,33 (5.1)
Где [tk] = 45 МПа — допускаемое касательное напряжение [2, стр. 249]
d — в мм
Хвостовик первичного вала:
dхв.1= (118,08*10 3/0,2*45) 0,33 = 23,59 мм. Принимаем диаметрхвостовика быстроходного вала равным 0,8 диаметра вала электродвигателя
d1= 25 мм.
Хвостовик тихоходного вала:
dхв.3= (405,93*10 3/0,2*45) 0,33 = 35,60 мм. Принимаем диаметрхвостовика тихоходного вала 38 мм.
Диаметры участков валов в месте посадкизубчатых колес определяем согласно [1, §11.2]:
d > (16 T / p[t]) 1/3
Где Т — крутящиймомент в Н/мм
[t] =16 МПа [1]
d1 > (16* 118,08 /p*16)1/3 = 33,50 мм,принимаем d1= 38 мм
d2 > (16* 405,93/p*16)1/3 = 50,56 мм,принимаем d2= 55 мм3.2. Эскизная компоновка валов
Выполняем эскизную компоновкувалов при разработке сборочного чертежа редуктора. Принимаем предварительно длябыстроходного вала подшипники 7207 ГОСТ 333-79, для тихоходного вала редуктораподшипники 7210 ГОСТ 333-79.3.3 Проверочный расчет валов
3.3.1 Схемаприложения сил к валам
3.3.2 Определяем реакции опор иизгибающие моменты быстроходного вала
Реакции опор:
RAH = (Fp(a+b+c)+Fr1*c-Fa1*0.5 d1)/(b+c) =
=(1671(0,094+0,061+0,061)+1380*0,061-747,64*0,5*0,062)/(0,061+0,061)= 3459 Н
RAV = Ft1*c/(b+c) = 3716*0,061/(0,061+0,061) = 1858 Н
RBH = (Fp*a-Fr1*b-Fa1*0,5d1)/(b+c) =
= (1671*0,094-1380*0,061-747,64*0,5*0,062)/(0,061+0,061) =407,91Н
RBV = Ft1*b/(b+c) = 3716*0,061/(0,061+0,061) = 1858 Н
RBr = Fa1= 747,64 Н
Радиальноедавление на подшипники:
FrA= (RAH2+ RAV2)0,5= ( 34592 + 18582)0,5 = 3926 Н
FrB= (RВH2 + RВV2)0,5= ( 407,912 + 18582)0,5 = 1902 Н
Изгибающие моменты:
МАН = Fp*a= 1671* 0,094 = 157,09 Нм
МСН1 = RBH*c= 407,91* 0,061 = 24,88 Нм
МСН2 = RBH*c+ Fa*0,5*d1=407,91*0,061+747,64*0,5*0,062 = 48,05 Нм
МСV = RBV*c = 1858*0,061 = 113,35 Нм
Эпюры изгибающих моментов вгоризонтальной и вертикальной плоскостях:
3.3.3 Определяем реакции опортихоходного вала
RAH= (0,5*d2*Fa2 — Fr*b) /(a+b) =(0,5*218,03*747,64-1380*0,061)/(0,062+ +0,062) = 5894 Н
RВH= (0,5*d2*Fa2 + Fr*a)/(a+b) = (0,5*218,03*747,64-1380*0,062)/(0,062+ +0,062) = 7263 Н
RAV= Ft*b/(a+b) =3716 *0,062/(0,062+0,062) = 1858 Н
RAV= Ft*а/(a+b) = 3716*0,062/(0,062+0,062) = 1858 Н
RBr= Fa2= 747,64 Н
Радиальноедавление на подшипники:
FrA= (RAH2+ RAV2)0,5= (58942 +18582)0,5 = 6180 Н
FrB = (RВH2 + RВV2)0,5 =(72632 +18582)0,5 = 7497 Н
3.3.4 Выполняем проверочныйрасчет быстроходного вала
Принимаем материал вала сталь 45 ГОСТ 1050 — 88
sв= 800 МПа; sт= 650 МПа; tт= 390 МПа; s-1= 360 МПа; t-1= 210 МПа;
ys= 0,1; yt= 0,05 [3]Проверяем сечение вала в месте посадки зубчатого колеса
Осевой моментинерции вала в месте посадки зубчатого колеса:
Wос= 0,1dзк3= 0,1* 383 = 5487 мм3
Максимальноенормальное напряжение:
smax = (MСН22+МСV2) 0,5/ Woc + 4Fa1/pdзк2 =
= (48,052+113,352)0,5*103/5487мм3+4*747,64/p*(38мм)2= 47,49 МПа
Полярныймомент инерции вала в месте посадки зубчатого колеса:
WР= 0,2dзк3= 0,2* 383 = 10970 мм3
Максимальноекасательное напряжение:
tmax = Тб / WР = 118,08*103/10970 = 10,76 МПа
В местешпоночного паза по табл. [2, табл. 8.15, 8.17]
Кs= 2,15; Кt= 2,05 для изгиба Кd= 0,85; для кручения Кd= 0,73
Коэффициент влияния шероховатости поверхности: Кf = 1,08 [2, табл.8.18], коэффициент влияния поверхностного упрочнения КV = 1 (без упрочнения).
Находимкоэффициенты снижения пределов выносливости по формулам (8.4) [2]:
КsD = (Кs/Кd + Кf -1)/КV = (2,15 / 0,85 + 1,08- 1)/1 = 2,61
КtD = (Кt/Кd + Кf -1)/КV = (2,05 / 0,73 + 1,08- 1)/1 = 2,89
Принимаем, чтонормальные напряжения изменяются по симметричному циклу, т. е. sа= smax = 47,49 МПа,
а касательные напряжения по отнулевому, т. е.
tа= tm =0,5tmax =0,5*10,76 = 5,38 МПа
Используяформулы (8.1)…(8.4) [2], определяем коэффициент запаса прочности по нормальнымнапряжениям
Ss= s-1/(KsDsa+yssm) = 360/(2,61*51,77+0,1*47,49) = 2,57
Коэффициент запаса покасательным напряжениям
St= t-1/(KtDta+yttm) = 210/(2,89*5,38+0,05*10,76) = 13,06
Результирующий коэффициентзапаса прочности
S = SsSt/(Ss2+St2)0,5 = 2,57*13,06/(2,572+13,062)0,5 = 2,52
Для обеспечения прочностикоэффициент запаса должен быть не меньше [S] = 1,5…1,8. Таким образом, прочность и жесткость промежуточноговала обеспечены.
Проверяемсечение вала в месте посадки подшипника
Осевой момент инерции вала вместе посадки подшипника:
Wос= 0,1dп3= 0,1*353 = 4287 мм3
Максимальноенормальное напряжение:
smax=MАН/WОС+4Fa1/pdзк2=157,090,5*103/4287+4*747,64/p*352= 37,42 МПа
Полярныймомент инерции вала в месте посадки зубчатого колеса:
WР= 0,2dп3= 0,2*353 = 8575 мм3
Максимальноекасательное напряжение:
tmax = Тб / WР = 118,08*103/8575= 13,77 МПа
В местепосадки подшипника табл. [2, табл. 8.20] определяем интерполированием значенияотношений Кs/Кd = 3,49; Кt/Кd = 2,9. Коэффициентвлияния шероховатости поверхности: Кf = 1,08 [2, табл. 8.18], коэффициент влиянияповерхностного упрочнения КV= 1 (без упрочнения).
Находимкоэффициенты снижения пределов выносливости по формулам (8.4) [2]:
КsD = (Кs/Кd + Кf -1)/КV = (3,49 + 1,08 — 1)/1= 3,57
КtD = (Кt/Кd + Кf -1)/КV = (2,9 + 1,08 — 1)/1= 2,98
Принимаем, чтонормальные напряжения изменяются по симметричному циклу, т. е. sа= smax = 37,42 МПа,
а касательные напряжения по отнулевому, т. е.
tа= tm =0,5tmax =0,5*13,77 = 6,89 МПа
Используяформулы (8.1)…(8.4) [2], определяем коэффициент запаса прочности по нормальнымнапряжениям
Ss= s-1/(KsDsa+yssm) = 360/(3,57* 37,42+0,1* 47,49) = 2,62
Коэффициент запаса покасательным напряжениям
St= t-1/(KtDta+yttm) = 210/(2,89*6,89+0,05*13,77) = 10,20
Результирующий коэффициентзапаса прочности
S = SsSt/(Ss2+St2)0,5 = 2,62*10,20/(2,622+10,202) 0,5 = 2,54
Для обеспечения прочностикоэффициент запаса должен быть не меньше [S] = 1,5…1,8. Таким образом, прочность и жесткость промежуточноговала обеспечены.3.4 Расчет подшипников
3.4.1 Расчет подшипниковбыстроходного вала
Вычисляем базовый расчетныйресурс принятого роликоподшипника 7207 ГОСТ 8328-75
Исходные данные:
FrA= 3926 Н; FrB= 1902 Н; Fa1= 747,64 Н; nб= 325,89 об/мин;
Базовая динамическая грузоподъемность [3, табл. П.10]: Cr = 38500 кН
Факторы нагрузки [2, табл. П.10]: e = 0,37; Y = 1,62
При установке подшипников в распор осевые составляющие:
FaA=0,83 е FrA =0,83*0,37* 3926= 1206 Н
FaB = 0,83 е FrВ =0,83*0,37* 1902= 584,22 Н
Расчетная осевая сила для опоры А: FaАр = FaА= 1206 Н
Так как FaАр/FrА
Эквивалентная динамическая нагрузка для опоры А:
PrА = X FrА + Y FaАр = 1*3926+0* 1206 = 3926 Н
Расчетная осевая сила для опоры В:
FaBр= Fa1+ FaB = 747,64 +584,22 =1332 Н
Так как FaВр/FrВ= 1332 / 1902 = 0,7 > е, то X= 0,4; Y = 1,62
Эквивалентная динамическая нагрузка для опоры В:
PrВ = X FrВ + Y FaВр = 0,4*1902 + 1,62 * 1332 = 2919 Н
Расчет ведем по наиболее нагруженной опоре
Базовыйрасчетный ресурс подшипника:
Полученное значение значительно больше минимальнодопустимого — 20 000 час. Однако, использование подшипника меньшего типоразмеранецелесообразно по конструктивным соображениям.
3.4.2 Рассчитываем подшипникитихоходного вала
Вычисляем базовый расчетныйресурс принятого роликоподшипника 7210ГОСТ 8328-75
Исходные данные:
FrA= 6180 Н; FrB= 7497 Н; Fa2= 747,64 Н; nт= 91,80 об/мин;
Базовая динамическая грузоподъемность [3, табл. П.10]: Cr = 57000 кН
Факторы нагрузки [2, табл. П.10]: e = 0,37; Y = 1,6
При установке подшипников в распор осевые составляющие:
FaA = 0,83 е FrA =0,83*0,37*6180 = 1898 Н
FaB = 0,83 е FrВ =0,83* 0,37 * 7497 = 2302 Н
Расчетная осевая сила для опоры А: FaАр = FaА= 1898 Н
Так как FaАр/FrА
Эквивалентная динамическая нагрузка для опоры А:
PrА = X FrА + Y FaАр =1*6180 + 0*1898 = 6180 Н
Расчетная осевая сила для опоры В:
FaBр= Fa2+ FaB = 747,64+2302 = 3050 Н
Так как FaВр/FrВ= 3050/7497 = 0,41 > е, то X= 0,4; Y = 1,6
Эквивалентная динамическая нагрузка для опоры В:
PrВ = X FrВ + Y FaВр =0,4*7497+1,6*3050 = 7879 Н
Расчет ведем по наиболее нагруженной опоре
Базовый расчетныйресурс подшипника:
Полученное значение значительно больше минимальнодопустимого — 20 000 час. Однако, использование подшипника меньшего типоразмеранецелесообразно по конструктивным соображениям.
4 Подбор и проверка шпонок
Размерыпоперечного сечения шпонки выбираем в зависимости от диаметра вала.
Для крепления шестерни выбираемпризматическую шпонку
10 х 8 х 63 по ГОСТ 23360 — 78[2, табл. 7.7]
Размерышпонки:
Высота h = 8 мм; глубина паза вала t1= 4,5 мм;
длина L=63 мм; ширина b= 10 мм
Расчетнаядлина шпонки: Lр=L — b = 63 — 10 = 53 мм
Проверяемвыбранную шпонку на смятие
Допускаемое напряжение смятия [sсм] = 50…60 МПа [2, с. 252]
Где Т — передаваемыймомент, Н/м, остальные размеры вмм
Для крепления колеса выбираемпризматическую шпонку
18 х 11 х 63 по ГОСТ 23360 — 78[2, табл. 7.7]
Размерышпонки:
Высота h = 11 мм; глубина паза вала t1= 5 мм;
длина L=63 мм; ширина b= 18 мм
Расчетнаядлина шпонки: Lр=L — b = 63 — 18 = 45 мм
Проверяемвыбранную шпонку на смятие
5 Подбор муфты
По таблице 9.2 [2] подбираемупругую втулочно-пальцевую муфту ГОСТ 21424-93 по значению момента натихоходном валу Тт = 405,93 Нм иконструктивным соображениям с диаметром под вал 45 мм.
Муфта втулочно-пальцевая М=500Нм, d=45мм, ГОСТ21424-75.6. Подбор смазки редуктора
Принимаем, чтоцилиндрическая передача редуктора смазывается погружением колеса в маслянуюванну на глубину 20…30 мм, а подшипники — масляным туманом.
Выбираем маслоИТП — 200 с кинематической вязкостью 220…240 мм2/с [2, табл. 8.30].Согласно рекомендациям [2, с. 333] принимаем объем масляной ванны 0,35…0,7 л на1 кВт передаваемой мощности. Принимаем объем масляной ванны 2 л.Список литературы
1.
2.