Федеральноеагентство по образованию и науке
Государственноеобразовательное учреждение высшего
профессиональногообразования «Санкт-Петербургский
государственныйполитехнический университет»
Механико-машиностроительныйфакультет
Кафедра«Машиноведение и детали машин»
ПРИВОД СИЛОВОЙ
Пояснительнаязаписка к курсовомупроекту
МДМ.082.00.00ПЗ
Выполнил студент МалыхинГ.Е.
Группа 3044/1
Руководитель Иванов Б.С.
СПбГПУ
2010
Содержание
Введение
1 Энергокинематический расчет и выбор элетродвигателя
2 Расчет червячной передачи
3 Расчет зубчатой передачи
4 Техническое предложение и выбор варианта
5 Расчет ременной передачи
6 Проектировочный расчет валов и выбор подшипников
7 Проектировочный расчет валов
8 Проверочный расчет промежуточного вала
9 Проверочный расчет подшипников валов
10 Расчет соединений вал-ступица
11 Проверочный расчет муфты выходного вала
12 Тепловой расчет редуктора
13 Выбор смазочный материалов
Заключение
Литература
ВВЕДЕНИЕ
В данном курсовом проекте объектом проектирования являетсясиловой привод.
На основании техническогозадания требуется разработать привод намоточного устройства. Основным узломпривода является червячно–цилиндрический двухступенчатый редуктор. Редукторсостоит из червячной (быстроходной) и косозубой зубчатой (тихоходной) передач.
Силовой привод состоит изасинхронного электродвигателя, клиноременной передачи и редуктора.Электрический двигатель установлен на салазках, а весь силовой привод на литойплите. Предварительное натяжение ремней клиноременной передачи осуществляетсяпутем перемещения электродвигателя относительно салазок посредством винта.
Работа приводаосуществляется следующим образом: вращение ротора электрического двигателяпосредством ремённой передачи передаётся на быстроходный вал. Зубчатыецилиндрические колеса установлены на тихоходном и промежуточном валах,червячное колесо — на промежуточном валу, а червяк расположен на быстроходномвалу. Валы установлены на подшипниках качения.
Смазка червячной передачиосуществляется окунанием и является картерной. Зубчатые передачи смазываются поливом.Смазка подшипников качения осуществляется с помощью пластичной смазки черезсоответствующие маслёнки.
В данном курсовом проектеследующие критерии расчётов и виды разрушений:
1) зубчатаяпередача: критерий работоспособности – контактная выносливость, вид разрушения– выкрашивание рабочих поверхностей зубьев;
2) червячнаяпередача: критерий работоспособности – контактная выносливость и изгибнаяпрочность, вид разрушения – износ и заедание;
3) цепная передача:критерий работоспособности – тяговая способность и долговечность, видразрушения – усталостное разрушение, износ;
4) подшипникикачения: критерий работоспособности – усталостное разрушение, вид разрушения –выкрашивание тел качения;
5) шпоночныесоединения: критерий работоспособности – статическая прочность на смятие;
6) муфта: проверяемзубья по контактной прочности, болты во фланцевом соединении на срез;
7) проверочныйрасчёт промежуточного вала: усталостная прочность с учётом изгиба и кручения.
Некоторые расчетыпроизводятся на ЭВМ, что облегчает работу над курсовым проектом и помогаетвыбрать оптимальный вариант для расчета. С целью выбора наиболее выгодных размеровпередач и, следовательно, привода производим расчет геометрических параметровдля трех вариантов и затем принимаем наиболее подходящий. Проверочные расчетына прочность производятся вручную, расчет подшипников на динамическуюгрузоподъемность выполняется на ЭВМ. Чертеж и разработка привода выполняетсятакже на ЭВМ. Это позволяет избежать ошибок при вычерчивании окончательноговарианта привода.
Исходя из результатоврасчетов, разрабатывается сборочный чертёж силового привода, эскизный итехнический проект редуктора, спецификации на силовой привод и редуктор ипояснительная записка.
1 ЭНЕРГОКИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ И ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ
Ниже приведенакинематическая схема механизма:
/>
Рис.1.1 Кинематическаясхема
Мощность электродвигателяопределяют из следующего выражения:
/>,
где Твых – вращающиймомент на валу привода, Нм;
wвых – угловая скорость вала, котораяопределяется по формуле:
/>;
h – коэффициент полезного действияпривода, определяется по формуле:
/>,
где hрем.п.= 0,96 – коэффициент полезногодействия ременной передачи,
hч.п.= 0,8 – коэффициент полезногодействия червячной передачи,
hз.п.= 0,98 – коэффициент полезногодействия зубчатой передачи,
hподш.= 0,99 – коэффициент полезногодействия пары подшипников качения,
hсм.= 0,98 – коэффициент полезногодействия смазки,
hмуф.= 0,98 – коэффициент полезногодействия муфты.
Определим мощность,развиваемую на тихоходном валу:
/> Вт
Определим требуемуюмощность электродвигателя:
/> Вт.
Мощность электродвигателя, подбираемого для проектируемогопривода должна быть не ниже, определённой требуемой мощности:
/>
Выбираем трехфазный асинхронный двигатель серии 4А ( ГОСТ19523-81).
Тип двигателя в данном случае: 4A80B2. Ниже приведены егохарактеристики:
/>Вт, n = 2850 об/мин.
/>
Рис.1.2 Электродвигатель
Габаритные размеры электродвигателя:
L1 = 320мм; L2 =375мм; Н = 218мм; D = 186мм; d1 = d2= 22мм; l1 = 50мм; l2 = 50мм;
l3 = 100мм; b =125мм; d = 10мм; h=120 мм.
Передаточное отношениепривода определяем по формуле:
/>.
Произведение частныхпередаточных отношений передач, входящих в привод равно общему передаточномуотношению:
/>
Значения передаточныхчисел изменяются в пределах:
/> /> />
Рассмотрим различныеварианты передаточных отношений. Будем изменять только передаточные отношениявнутри редуктора, при этом общее передаточное число самого редуктора будетоставаться неизменным во всех вариантах:
/>
Вариант №1.
Возьмём значенияпередаточных отношений:
/> /> />
Вычислим частотывращения:
/>
Вычислим значениямощностей:
/>
Вычислим вращающиемоменты:
/>
Таблица 1.1
Результатыэнергокинематического расчета (Вариант№1)вал i
Т
Н × м
n
об/мин
N
Вт /> эл. двигатель клинорем. передача 2 8,2 2850 2056,5 /> /> быстроходный 18,4 1425 1954,5 /> червячная передача 32 /> промежуточный 329,4 44 1517 /> зубчатая передача 4,4 /> тихоходный 1350 10 1413,45 /> муфта. 1 />
выходной,
вал привода 1350 10 1413,45 /> />
Вариант №2.
Для поиска рациональнойконструкции привода необходим анализ других вариантов разбивки i. Увеличимпередаточное отношение червячной передачи и уменьшим /> примерно на 25%, получив при этомтакое же общее передаточное отношение равное 285:
/> /> />
Вычислим частоты вращениявалов:
/>
Вычислим вращающий моментна валах:
/>
Таблица 1.2
Результатыэнергокинематического расчета (Вариант №2)вал i
Т
Н × м
n
об/мин
N
Вт /> эл. двигатель клинорем. передача 2 8,2 2850 2056,5 /> /> быстроходный 18,4 1404 1954,5 /> червячная передача 39 /> промежуточный 402,6 36 1517 /> зубчатая передача 3,6 /> тихоходный 1350 10 1413,45 /> муфта. 1 />
выходной,
вал привода 1350 10 1413,45 /> />
Вариант №3.
Уменьшим передаточноечисло на червячной передаче в пользу зубчатого зацепления, выполняя условие /> с цельюувеличения КПД редуктора.
/> /> />
Вычислим частотывращения:
/>
Вычислим вращающиймомент:
/>
Таблица 1.3
Результаты энергокинематическогорасчета (Вариант №3)вал i
Т
Н × м
n
об/мин
N
Вт /> эл. двигатель клинорем. передача 2 8,2 2850 2056,5 /> /> быстроходный 18,4 1421 1954,5 /> червячная передача 35 /> промежуточный 357 40,6 1517 /> зубчатая передача 4,06 /> тихоходный 1350 10 1413,45 /> муфта. 1 />
выходной,
вал привода 1350 10 1413,45 /> />
2 РАСЧЕТ ЧЕРВЯЧНОЙ ПЕРЕДАЧИ
Червячные передачирассчитываются по напряжениям изгиба и контактным напряжениям. Чаще всего вчервячных передачах наблюдается износ и заедание, а не выкрашивание поверхностизубьев. Для предупреждения заедания ограничивают контактные напряжения.Интенсивность износа также зависит от значения контактных напряжений.
Интенсивность износазависит также от значения контактных напряжений. Поэтому расчёт по контактнымнапряжениям для червячных передач является основным. Расчёт по напряжениямизгиба проводится при этом как проверочный.
Основное уравнениерасчёта на прочность по контактным напряжениям [3, стр.181]:
/>
где qч — удельнаянагрузка;
Епр и rпр. — приведённые модуль упругости ирадиус кривизны.
Расчёт на прочность понапряжениям изгиба проводится по формуле [3, стр.182]:
/>
где KF– коэффициент расчётной нагрузки;
YF– коэффициент формы зуба.
Цель расчета:определение контактных и изгибных напряжений и основных геометрических параметровчервячной передачи.
/>
Рис. 2.1 Червячнаяпередача
Материал для зубчатоговенца червячного колеса выбираем, исходя из скорости скольжения:
Вариант №1.
/>
Вариант №2.
/>
Вариант №3.
/>
Vs = 2…5 м/с — IIгруппа – безоловянные бронзы и латуни. Возьмем Бр А9Ж4.
Закалка дает твердость45..55НRC.
Таблица 2.1
Исходные данные длярасчета на ЭВМ№ п/п Наименование параметра Размерность Значение параметра экран 1 (эксплуатационные параметры) 1 2 3 1 ресурс передачи t час 3000 3000 3000 2 частота вращения вала колеса nпр об/мин 44 36 40,6 3 вращающий момент на червячном колесе Тпр н × м 329,4 402,6 357 4 передача - нереверсивная 5 режим нагружения - 8 экран 2 (технологические и конструктивные параметры) 6 степень точности - 7 7 твердость поверхности витков червяка - 45…55 HRC 8 материал венца червячного колеса - Бр А9Ж4 9 способ отливки - Отливка в землю 10 передаточное число i - 32 39 35 11 межосевое расстояние аw мм произвольное 12 прогиб червяка допускаемый - 0,005 модуля
Таблица 2.2
Результаты расчета варианты расчета 1 2 3 Число заходов червяка 1 2 1 2 1 2 Число зубьев червячного колеса 32 65 39 78 35 70 Передаточное число 32 32,5 39 39 35 35 Модуль осевой [мм] 8 4 6 3 6 3 Межосевое расстояние [мм] 160 155 144 148 132 135 Коэффициент полезного действия 0,78 0,78 0,77 0,78 0,80 0,81 Коэффициент смещения червяка Коэффициент диаметра червяка 8 12,5 9 16 9 16 Диаметр червяка [мм]: Делительный 64 50 54,0 50,4 54 50 Вершин 80 58 66 56,7 66 56 Впадин 44,8 40,4 39,6 42,8 39,6 40,4 Длина нарезанной части червяка [мм] 128 85 105 74 104 80 Диаметр колеса [мм]: Делительный 256 260 234 245,7 210 220 Вершин 272 268 246 252 222 226,8 Наибольший 288 274 258 256,7 234 230 Ширина зубчатого венца колеса [мм] 60 43,5 49,5 42,5 49,5 42 Условный объем венца колеса [куб.см] 1586 630 938 492 841 440 Cилы в зацеплении [Н]: Окружная червяка 487 600 687 727 472 697 Окружная колеса 3235 3185 4764 4537 3619 3570 Радиальная 1177 1159 1734 1651 1352 1299 Окружная скорость червяка [м/с] 4,7 3,7 2,9 2,7 4,0 3,7 Скорость скольжения [м/с] 4,8 3,8 2,9 2,7 4,0 3,8 Контактные напряжения [МПа]: При расчете на выносливость Расчетные 147 163 202 199 180 197 Допускаемые 181 205 228 233 199 233 При расчете на прочность Расчетные 207 231 286 282 255 278 Допускаемые 400 400 400 400 400 400 Изгибные напряжения в зубьях колеса [МПа]: При расчете на выносливость Расчетные 8 16 17 29 13 19 Допускаемые 77 77 75 75 78 78 При расчете на прочность Расчетные 16 33 34 57 26 38 Допускаемые 160 160 160 160 160 160 Прогиб червяка [мм] Расчетный 0,007 0,014 0,014 0,013 0,007 0,007 Допускаемый 0,040 0,020 0,030 0,016 0,030 0,020
3 РАСЧЕТ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ
/>
Расчет зубчатой передачипроизводится по контактной выносливости и по напряжениям изгиба.
Проверка зубчатойпередачи на выносливость по контактным напряжениям для косозубых передачвыполняется по формуле:
/>/>/> ,
где KH =КНβКНVКНa – коэффициентнагрузки. Значения КНβ зависят от твердости зубьев, а КНV — от твердости и окружной скорости. Коэффициент КНa учитывает условия монтажа косозубойпередачи и в зависимости от окружной скорости зубчатых колёс и степени точностиизготовления.
Межосевое расстояниеопределяется по формуле:
/> Рис. 3.1 Зубчатое зацепление
где коэффициент Ка — для косозубыхпередач принимается 43,0; [2, c 32]
u – передаточное число; Т2 – крутящий момент на колесе;[σН] – допускаемое контактное напряжение на поверхности зубьев колёс.
[σН]= σН lim bКНL / /> ,
где σН lim b = 2НВ + 70 – для ТО – улучшение или нормализация.
КНL – коэффициент долговечности работы зубчатой пары,рассчитываемый по формуле:
/>,
где /> - базовое число цикловнагружений, принимаемое для стали — 107;
/> - фактическое рассчитываемоечисло циклов нагружений.
/> — коэффициент безопасности:принимается (1,1-1,2) при нормализации или улучшении материала колёс.
/> - коэффициент ширины колеса кмежосевому расстоянию, на начальном этапе проектирования принимается 0,15-0,4.[2, c 33]
После расчёта [σН 1] дляшестерни и [σН2] для колеса определяется окончательно:
[σН ]= 0,45 ([σН 1]+[σН» ] ). [2, c 35]
Проверка зубчатойпередачи на выносливость по напряжениям изгиба выполняется по формуле:
/> ,
где Ft = 2T1 /d1 = 2T2 /d2 – окружная сила на колесе,
КF = KFβ KFv — коэффициент нагрузки,
KFβ — коэффициент,учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба; KFv –коэффициент динамичности, который выбирается в зависимости от окружной скоростии термообработки.
Для косозубых передачкоэффициент формы зуба ΥF следуетпринимать по эквивалентному числу зубьев ZV = Z / Cos3β, которое учитывает повышение несущей способностикосозубых передач. Коэффициент Υβ компенсирует погрешности принятой расчётной схемы: Υβ =(1-β0 ) / 140, где β0 – угол наклона делительной линии зуба.
Коэффициент KFa учитываетнеравномерность распределения нагрузки между зубьями и определяется по формуле
KFa = /> ,
где εа — коэффициентторцового перекрытия, n — cтепень точности.
Допускаемое напряжение изгибарассчитывается по формуле:
[σF] = σ 0Flimb/ [SF],
где, [SF] — коэффициент безопасности, а σ 0Flimb = 1,8НВ. [2, с 46]
Для изготовления колесаи шестерни возьмем Сталь 40Х, термообработка – улучшение, твердость зубьевколеса – 180НВ, а шестерни – 210НВ.
Для определения межосевого расстояния тихоходнойступени редуктора используем формулу:
/> ,
где dБ– диаметр червячного колеса быстроходной ступени редуктора;
/>=/> — диаметр тихоходновала; Т- вращающий
момент на валу, Нм; />=20 МПа — допускаемые напряжения при расчете тихоходного вала на кручение;/>-зазор между колесомбыстроходной ступени и валом тихоходной передачи.
Вариант 1: />
Вариант 2: />
Вариант 3: />
Таблица 3.1
Исходные данные длярасчета на ЭВМ№ Наименование параметра Размерность параметра Варианты расчёта 1 2 3 Экран 1 (Эксплуатационные параметры) 1 Требуемый ресурс Час 3000 2 Частота вращения быстроходного вала передачи об/мин 44 36 40,6 3 Номинальный вращающий момент на быстроходном валу передачи Н*м 164,7 201,3 178,5 4 Передача - нереверсивная 5 Вариант режима нагружения - 8 Экран 2 (Технологические параметры) 6 Степень точности - 7 7 Шестерня Термообработка - улучшение 8 Материал - Сталь 40Х 9 Твёрдость поверхности зубьев HB 280 10 Заготовка - прокат 11 Колесо Термообработка - улучшение 12 Материал - Сталь 40Х 13 Твёрдость поверхности зубьев HB 250 14 Заготовка - прокат Экран 3 (Конструктивные параметры) 15 Схема передачи - 7 16 Передаточное число - 4,4 3,6 4,06 17 Межосевое расстояние - 174,48 165,98 152,63 18 Ряд модулей - 1 19 Угол наклона зуба град 35 20 Коэффициент смещения - Передача без смещения
Таблица 3.2
Результаты расчета. Вариант1напряжения при расчете на контактную при расчете на изгибную выносливость прочность выносливость прочность шестерня колесо шестерня колесо расчетные 700 990 230 219 460 438 допускаемые 715 1540 278 308 1040 929
МОДУЛЬ 1.500 мм МЕЖОСЕВОЕРАССТОЯНИЕ 174.480 мм
ЧИСЛО ЗУБЬЕВ: шестерни 27колеса 120 ПЕРЕДАТОЧНОЕ ЧИСЛО 4.44
УГОЛ НАКЛОНА ЗУБЬЕВ[град.мин.сек.] 34 55 58
КОЭФФИЦИЕНТ СМЕЩЕНИЯ:шестерни 0.000 колеса 0.000 суммарный 0.000
ШИРИНА ЗУБЧАТОГО ВЕНЦА[мм]: шестерни 65.0 колеса 62.0
ОТНОСИТ. ШИРИНА ЗУБЧАТОГОВЕНЦА: в долях d1 1.255 в долях aw 0.461
КОЭФФИЦИЕНТ ПЕРЕКРЫТИЯ:торцового 1.30 осевого 7.53 суммарный 8.84
CИЛЫ В ЗАЦЕПЛЕНИИ [Н]:окружная 8380 радиальная 3721 осевая 5853
ДИАМЕТР ШЕСТЕРНИ [мм]:делительный 49.401 вершин 52.40 впадин 45.65
ДИАМЕТР КОЛЕСА [мм]:делительный 219.559 вершин 222.56 впадин 215.81
УСЛОВНЫЙ ОБЪЕМ КОЛЕС 1768куб.см ОКРУЖНАЯ СКОРОСТЬ 0.11 м/с
Таблица 3.3
Результаты расчета.Вариант 2напряжения при расчете на контактную при расчете на изгибную выносливость прочность выносливость прочность шестерня колесо шестерня колесо расчетные 733 1037 252 242 503 484 допускаемые 752 1540 292 306 1040 929
МОДУЛЬ 3.000 мм МЕЖОСЕВОЕРАССТОЯНИЕ 165.980 мм
ЧИСЛО ЗУБЬЕВ: шестерни 30колеса 106 ПЕРЕДАТОЧНОЕ ЧИСЛО 3.53
УГОЛ НАКЛОНА ЗУБЬЕВ[град.мин.сек.] 34 58 40
КОЭФФИЦИЕНТ СМЕЩЕНИЯ:шестерни 0.000 колеса 0.000 суммарный 0.000
ШИРИНА ЗУБЧАТОГО ВЕНЦА [мм]:шестерни 38.0 колеса 34.0
ОТНОСИТ. ШИРИНА ЗУБЧАТОГОВЕНЦА: в долях d1 0.505 в долях aw 0.223
КОЭФФИЦИЕНТ ПЕРЕКРЫТИЯ:торцового 1.31 осевого 3.38 суммарный 4.68
CИЛЫ В ЗАЦЕПЛЕНИИ [Н]:окружная 7612 радиальная 3381 осевая 5326
ДИАМЕТР ШЕСТЕРНИ [мм]:делительный 73.226 вершин 77.23 впадин 68.23
ДИАМЕТР КОЛЕСА [мм]:делительный 258.734 вершин 262.73 впадин 253.73
УСЛОВНЫЙ ОБЪЕМ КОЛЕС 1534куб.см ОКРУЖНАЯ СКОРОСТЬ 0.14 м/с
Таблица 3.4
Результаты расчета.Вариант 3напряжения при расчете на контактную при расчете на изгибную выносливость прочность выносливость прочность шестерня колесо шестерня колесо расчетные 665 941 182 171 364 343 допускаемые 698 1540 271 305 1040 929
МОДУЛЬ 3.000 мм МЕЖОСЕВОЕРАССТОЯНИЕ 152.000 мм
ЧИСЛО ЗУБЬЕВ: шестерни 25колеса 100 ПЕРЕДАТОЧНОЕ ЧИСЛО 4.00
УГОЛ НАКЛОНА ЗУБЬЕВ[град.мин.сек.] 34 40 39
КОЭФФИЦИЕНТ СМЕЩЕНИЯ:шестерни 0.000 колеса 0.000 суммарный 0.000
ШИРИНА ЗУБЧАТОГО ВЕНЦА[мм]: шестерни 44.0 колеса 40.0
ОТНОСИТ. ШИРИНА ЗУБЧАТОГОВЕНЦА: в долях d1 0.592 в долях aw 0.237
КОЭФФИЦИЕНТ ПЕРЕКРЫТИЯ:торцового 1.30 осевого 3.26 суммарный 4.56
CИЛЫ В ЗАЦЕПЛЕНИИ [Н]:окружная 6340 радиальная 2825 осевая 4476
ДИАМЕТР ШЕСТЕРНИ [мм]:делительный 60.800 вершин 64.80 впадин 55.80
ДИАМЕТР КОЛЕСА [мм]:делительный 243.200 вершин 247.20 впадин 238.20
УСЛОВНЫЙ ОБЪЕМ КОЛЕС 1287куб.см ОКРУЖНАЯ СКОРОСТЬ 0.13 м/с
4 ТЕХНИЧЕСКОЕ ПРЕДЛОЖЕНИЕ И ВЫБОР ВАРИАНТА
Сравним варианты расчетапередач по основным критериям.
Таблица 4.1
Сравнительная оценкапередач редуктора по вариантамКритерии Номер варианта расчета 1 2 3 Выполнение условий прочности выполняются выполняются выполняются
Габаритные размеры передач редуктора,LхBхH,
мм 389х166,5х261 369,5х174,5х308,7 402х192х340 Условный объем зубчатых колес, см3 2306 1687 1287 Условный объем венца червячного колеса, см3 630 492 440 КПД привода 0,78 0,78 0,81 Смазываемость Перегрев* Есть (80,2˚С) Нет (74,4˚С) Нет (59˚С)
* Условие работыредуктора без перегрева:
/>
где/> — мощностьбыстроходного вала, Вт;/> — КПД привода; А=2LB+2ВН+2LH–площадь теплоотдающей поверхности корпуса редуктора, м2;/> — коэффициенттеплоотдачи,17 />.
По полученным даннымпострои соответствующие эскизы:
Вариант 1: Вариант 2:
/>/>
Вариант 3:
/>
вал подшипникпередача муфта
Сравнив полученныеварианты, выберем третий вариант, так как он имеет наилучшие конструктивныепараметры и лучший КПД червячной передачи.5 РАСЧЕТ РЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ
/>
Основными критериямиработоспособности ременных передач являются тяговая способность, определяемаясилой трения между ремнем и шкивом, долговечность ремня, которая в условияхнормальной эксплуатации ограничивается разрушением ремня от усталости.
В настоящее времяосновным расчетом ременных передач является расчет по тяговой способности.Долговечность ремня учитывают при расчете путем выбора основных параметровпередачи в соответствии с Рис.5.1Схема ременной передачи рекомендациями,выработанными практикой.
Методика расчета клиноременной передачи:
1) Сечение ремнявыбирается в зависимости от передаваемой мощности и частоты вращения шкива пономограмме.
2) Диаметр меньшегошкива: />
3) Диаметр большегошкива: /> коэффициент скольжения;
4) Передаточноеотношение (уточненное): />
5) Межосевоерасстояние: /> />
6) Длина ремня: />
7) Уточненноемежосевое расстояние: />
8) Угол обхвата: />
9) Число ремней: />
10) Натяжение ветвиремня: />
11) Сила, действующаяна вал: />
12) Полезныенапряжения в ремне: расчетные:/>
допускаемые: />
13) Рабочийресурс передачи:
/>
В современноммашиностроении наибольшее распространение имеют клиновые ремни. Применениеплоских ремней старой конструкции значительно сократилось. Применение клиновогоремня позволило увеличить тяговую способность передачи путем повышения трения. [2,c 314]
Таблица 4.1
Исходные данные длярасчета на ЭВМ Наименование параметра Размерность Значение параметра Частота вращения быстроходного вала об/мин 2850 Ресурс передачи час 3000 Вращающий момент на быстроходном валу Н*м 8,2 Передача - нереверсивная Режим нагружения - 8 Регулировка натяжения ремней - Периодическая Передаточное отношение - 2 Межосевое расстояние мм 350
Результаты расчета
Проведем расчет для двухтипов ремней (нормальный клиновый и узкий клиновый) и определим наиболееподходящий.
Нормальный клиновыйремень:
ЧАСТОТА ВРАЩЕНИЯб.ход.вала 2850.0 об./мин. РЕСУРС ПЕРЕДАЧИ 3000 ч
ВРАЩАЮЩИЙ МОМЕНТ наб.ход.валу 8.2 Н*м ПЕРЕДАЧА нереверсивная
РЕЖИМ НАГРУЖЕНИЯ типоваяциклограмма нагружения N 8 КОЭФФ.ПЕРЕГР.2.00
ТИПОРАЗМЕР СЕЧЕНИЯ ремней0 РАСЧЕТНАЯ ДЛИНА 1000 мм
КОЛИЧЕСТВО РЕМНЕЙ вкомплекте (или ребер поликлинового ремня) 4
РЕГУЛИРОВКА НАТЯЖЕНИЯРЕМНЕЙ периодическая
РЕСУРС комплекта ремней 1000ч МАССА комплекта ремней 0.24 кг
КОЛИЧЕСТВО КОМПЛЕКТОВремней на весь срок службы передачи 3
ПЕРЕДАТОЧНОЕ ОТНОШЕНИЕ2.00 МЕЖОСЕВОЕ РАССТОЯНИЕ 332 (+ 18/- 7 ) мм
РАСЧЕТНЫЕ ДИАМЕТРЫ шкивов[мм]: меньшего 71 большего 140
ШИРИНА шкивов 52 мм УСЛОВНЫЙОБЪЕМ шкивов 1006 куб.см
СИЛА, действующая на валы[Н]: в покое 559 при работе передачи 523
СИЛА предварительногонатяжения комплекта ремней 281 Н
ПОЛЕЗНЫЕ НАПРЯЖЕНИЯ ВРЕМНЕ [МПа]: расчетные 1.57 допускаемые 1.66
Узкий клиновый ремень:
ЧАСТОТА ВРАЩЕНИЯб.ход.вала 2850.0 об./мин. РЕСУРС ПЕРЕДАЧИ 3000 ч
ВРАЩАЮЩИЙ МОМЕНТ наб.ход.валу 8.2 Н*м ПЕРЕДАЧА нереверсивная
РЕЖИМ НАГРУЖЕНИЯ типоваяциклограмма нагружения N 8 КОЭФФ.ПЕРЕГР.2.00
ТИПОРАЗМЕР СЕЧЕНИЯ ремнейУ0 РАСЧЕТНАЯ ДЛИНА 1000 мм
КОЛИЧЕСТВО РЕМНЕЙ вкомплекте (или ребер поликлинового ремня) 2
РЕГУЛИРОВКА НАТЯЖЕНИЯРЕМНЕЙ периодическая
РЕСУРС комплекта ремней 1000ч МАССА комплекта ремней 0.14 кг
КОЛИЧЕСТВО КОМПЛЕКТОВремней на весь срок службы передачи 3
ПЕРЕДАТОЧНОЕ ОТНОШЕНИЕ2.00 МЕЖОСЕВОЕ РАССТОЯНИЕ 332 (+ 18/- 7 ) мм
РАСЧЕТНЫЕ ДИАМЕТРЫ шкивов[мм]: меньшего 71 большего 140
ШИРИНА шкивов 28 мм УСЛОВНЫЙОБЪЕМ шкивов 542 куб.см
СИЛА, действующая на валы[Н]: в покое 544 при работе передачи 523
СИЛА предварительногонатяжения комплекта ремней 273 Н
ПОЛЕЗНЫЕ НАПРЯЖЕНИЯ ВРЕМНЕ [МПа]: расчетные 2.50 допускаемые 2.99
Из расчетов видно, чтоузкий клиновый ремень имеет лучшие характеристики, следовательно, его и следуетиспользовать в дальнейшем.6 ПРОЕКТИРОВОЧНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ И ВЫБОР ПОДШИПНИКОВ
Задачей данного разделаявляется предварительное определение диаметров валов редуктора. Допускается,что валы гладкие, круглые стержни, испытывающие только статическое кручение.Критерием при расчёте является статическая прочность.
/>
Рис. 6.1 Эпюра крутящегомомента на валу
Запишем условиепрочности:/>
Принимаем следующиедопускаемые значения напряжений:
для промежуточного вала />2=15….20 Н/мм2;для тихоходного вала />3=20….30 Н/мм2.
/> где Т – крутящий момент, Н×мм; Wк – момент сопротивлению кручению, мм3.
/>
где dв – диаметр вала, мм.
Проведя преобразованиянад формулами, получим:
/>
Определим диаметры валов:
Для быстроходного валадиаметр принимаем по диаметру вала электродвигателя dэл=22 мм: dБ =(0.8…1.1) dэл .
Промежуточный вал (Т2=357Н×м):
/>
Тихоходный вал (Т3=1350 Н×м):
/>
Диаметр вала под муфтувыберем, исходя из номинального крутящего момента:
/>.
По ГОСТ Р 50895-96 дляТмуф = 2500 Нм d = 60мм.
Окончательно выбираем изстандартного ряда диаметры валов под подшипники: быстроходный вал — dв1=35мм; промежуточный — dв2=40 мм; тихоходный — dв3=65 мм.
Теперь, исходя иззначений диаметров валов, подберем подшипники. Для быстроходного вала:роликоподшипники конические однорядные (по ГОСТ 333-79) – 7307 и радиальный однорядныйшарикоподшипник (по ГОСТ 8338-75) — 307; для промежуточного — радиально-упорныеоднорядные шарикоподшипники (по ГОСТ 831-75) — 46308. Для тихоходного вала — радиальные однорядные шарикоподшипники (по ГОСТ 8338-75) легкой серии — 213. 7ПРОЕКТИРОВОЧНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ
БЫСТРОХОДНЫЙ ВАЛ
/>
Рис. 7.1 Схема силбыстроходного вала
Известные из расчетачервячной передачи силы, действующие на червяк:
Окружная сила: Pt1 = 697H; Радиальная сила: Pr1 = 1299H; Осевая сила ( равна окружной силеколеса): Pa1 = 3570Н.
Реакции на шкиве равны: />
/>
где S – силапредварительного натяжения ремней.
/>
Рис. 7.2 Определениереакций на шкиве
Реакции опор определим изусловий равновесия вала:
/>
/>
/>
/>
Следовательно:
/>Н;
/>Н;
/>Н;
/>Н.
Проверка:
/>;
/>.
Суммарные реакции:
/>Н;
/>Н.
ПРОМЕЖУТОЧНЫЙ ВАЛ
/>
Рис. 7.4 Схема силпромежуточного вала
Известные из расчетачервячной передачи силы, действующие на червячное колесо:
Окружная сила: Pt2 = 3570H; Радиальная сила: Pr2 = 1299H; Осевая сила ( равна окружной силечервяка): Pa2 = 697Н.
Из расчета зубчатойпередачи:
Окружная сила: P``t3 = P`t3 = 6340 H;
Радиальная сила: P``r3 = P`r3 = 2825H;
Осевая сила: P``a3 = P`a3 = 4476Н.
Реакции опор определим изусловий равновесия вала:
/>
/>
/>
/>
Следовательно:
/>
/>
/>
/>
Проверка:
/>;
/>.
Суммарные реакции:
/>Н;
/>Н.
ТИХОХОДНЫЙ ВАЛ
/>
Рис. 7.5 Схема силтихоходного вала
Из расчета зубчатойпередачи:
Окружная сила: P``t4 = P`t4 = 6340H; Радиальнаясила: P``r4 = P`r4 = 2825H; Осеваясила: P``a4 = P`a4 = 4476Н.
Реакции опор определим изусловий равновесия вала:
/>
/>
/>
/>
Следовательно:
/>
/>
/>
/>
Проверка:
/>;
/>.
Суммарные реакции:
/>Н;
/>Н. 8ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ПРОМЕЖУТОЧНОГО ВАЛА
Задачей данного раздела является определение фактическогокоэффициента запаса в опасных сечениях вала и выбрать материал вала или егоразмеры. Критерием при расчётах является усталостная прочность с учётом изгибаи кручения.
Условие прочности можно записать:
/>
где S — фактический коэффициент запаса; [S]=2,5 — допускаемый коэффициент запаса.
Так как вал подвергается изгибу и кручению фактическийкоэффициент запаса определяется по формуле:
/>
где Sσ- коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;
Sτ — коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям.
Коэффициенты запаса прочности Sσ и Sτможно определить по формулам:
/>/>
где σ-1 и τ-1 — пределы выносливости стали присимметричном цикле изгиба и кручения;
kσ и kτ- эффективный коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжении;
εσ и ετ — масштабный коэффициент касательныхи нормальных напряжений;
σа и τа – амплитуда цикла нормальных икасательных напряжений;
σm и τm– среднее напряжение цикла нормальных и касательных напряжений;
/>
для углеродистых сталей, имеющих σB = 650 – 750 МПа; принимают />длялегированных сталей />для упомянутых выше сталей />
Выбираем в качестве материала вала:
Легированная сталь 40Х улучшенная (dвала до 120 мм), тогда σB = 930 МПа;
Определим σ-1 и τ-1:
/>
/>
Будем производить расчет для каждого из предположительноопасного сечения. Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются посимметричному циклу, а касательные от кручения — по отнулевому (пульсирующему).
Осевой момент сопротивления (изгибу):
/>
Полярный момент сопротивления (кручению):
/>
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:
/>
Амплитуда нормальных напряжений:
/>
Построим эпюры моментовдля промежуточного вала. Для этого необходимо разбить вал на 3 участка иопределить на каждом момент в двух плоскостях, а затем найти суммарный момент.
/>
Рис. 8.1 Расчетная схемапромежуточного вала
Крутящий момент Mх
/>
/>
/>Нмм
/>
/>
/>Нмм;
/>Нмм.
/>
/>Нмм;
/>
Изгибающий момент MY
/>
/>
/>Нмм;
/>Нмм.
/>
/>Нмм;
/>Нмм.
/>
/>Нмм;
/>
Суммарный изгибающиймомент:
/>;
/>Нмм;
/>Нмм;
/>Нмм;
/>Нмм;
/>Нмм;
/>0Нмм;
/>Нмм.
/>
Рис. 8.2 Эпюрыизгибающего, крутящего и суммарного моментов
Расчет проведем в двухнаиболее опасных сечениях, т. е. в тех сечениях, где суммарный моментнаибольший. Первое сечение – МΣ = 695626 Нм, второе — МΣ = 523740 Нм.
Целью расчета являетсяопределение коэффициента запаса прочности для проверки прочности вала. Величиназапаса прочности вала в опасном сечении должна превышать нормативное значениезапаса прочности, иначе произойдет усталостная поломка вала.
Условие прочности имеетвид: S>[S],
где [S] – допускаемый коэффициент запасапрочности, [S]=2,5.
Коэффициент запасапрочности S определяется по формуле:
/>,
где /> - коэффициент запасапрочности по нормальным напряжениям; /> - коэффициент запаса прочности покасательным напряжениям.
/>,
где /> - предел выносливости, дляуглеродистых конструкционных сталей вычисляется по формуле/>, возьмем Сталь 45: /> ; /> - эффективныйкоэффициент концентрации нормальных напряжений(для />/>=1.75 [2, c 165 ]); />-масштабный фактор для нормальных напряжений (/>=0,82 (0,835) для вала Ø 50(45) мм [2, c 166]); /> - амплитуда цикла нормальныхнапряжений, равная наибольшему напряжению изгиба в рассматриваемом сечении
/>/> - среднее напряжение цикланормальных напряжений,
первое сечение:/>;
второе сечение:/>
/> - коэффициент чувствительностиматериала к асимметрии цикла, для углеродистых сталей />.
/>,
где /> - предел выносливости стали присимметричном цикле кручения, для конструкционных сталей /> ; /> - эффективныйкоэффициент концентрации касательных напряжений (/>для/>[2, c 165]); /> -масштабный фактор для касательных напряжений (/>(0,715)для вала Ø 50(45)мм [2, c 166]); /> - амплитуда цикла касательныхнапряжений, равная наибольшему напряжению изгиба в рассматриваемом сечении ;/> — среднеенапряжение цикла касательных напряжений; /> - коэффициент чувствительности касимметрии цикла для касательных напряжений, принимаем равным 0,1.
Рассмотрим первое сечение– МΣ = 695626Нм.
Момент сопротивленияизгибу опасного сечения вала:
/>
Амплитуда нормальныхнапряжений изгиба в опасном сечении:
/>
Коэффициент запасапрочности по нормальным напряжениям:
/>
Полярный моментсопротивления опасного сечения вала:
/>
Амплитуда и среднеенапряжение цикла касательных напряжений:
/>
Коэффициент запасапрочности по касательным напряжениям:
/>
Результирующийкоэффициент запаса прочности для опасного сечения:
/>
S = 6,6> [S] = 2.5, следовательно, условие прочности выполняется.
Рассмотрим второе сечение- МΣ = 523740 Нм.
Момент сопротивленияизгибу опасного сечения вала:
/>
Амплитуда нормальныхнапряжений изгиба в опасном сечении:
/>
Коэффициент запасапрочности по нормальным напряжениям:
/>
Полярный моментсопротивления опасного сечения вала:
/>
Амплитуда и среднеенапряжение цикла касательных напряжений:
/>
Коэффициент запасапрочности по касательным напряжениям:
/>
Результирующийкоэффициент запаса прочности для опасного сечения:
/>
S = 3,6> [S] = 2.5, следовательно, условие прочности выполняется.9 ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ ВАЛОВ
Основными причинамиутраты работоспособности подшипников являются усталостное выкрашивание рабочихповерхностей тел качения или беговых дорожек колец, их абразивный износ,разрушение сепараторов, расклинивание колец и тел качения, образованиенедопустимых пластических деформаций на беговых дорожках.
В данном курсовом проектерассматривается как основной вид разрушения – выкрашивание тел качения.Признаками начала процесса усталостного разрушения (выкрашивания) деталейподшипника являются повышение шумности, потеря точности вращения вала,возникновение вибрации. Целью расчета является долговечность подшипников.
Под динамическойгрузоподъёмностью С радиально-упорных подшипников понимают постоянную нагрузку,которую группа идентичных подшипников может выдержать в течении расчётногосрока службы
/>
где Lh – ресурсподшипника; n – частота вращения данного из колец подшипника; С – динамическаягрузоподъёмность; m – показатель кривой выносливости, для шариковых m=3 и дляроликовых m=10/3.
Ресурс подшипника :
/>
где Rп – приведённаянагрузка на подшипник.
Приведённая нагрузка длярадиально-упорных подшипников рассчитывается по следующей формуле :
/>
где X и Y – коэффициентырадиальной и осевой нагрузок; Rr и Ra – радиальная и осевая нагрузкиподшипника; V – коэффициент вращения; Кs — коэффициент безопасности; Kт – температурный коэффициент.
/>
где Ra – полная осеваянагрузка; SA и SB – внутренние осевые силы; А – внешняя осевая нагрузка.
Под статическойгрузоподъёмностью Со радиально-упорных подшипников понимают такую радиальнуюнагрузку, которой соответствует общая остаточная деформация тел качения.
Значение Со указываются вкаталогах.
При выборе подшипникадолжно выполняться условие :
/>
где Ро – приведённаястатическая нагрузка.
При совместном действиина подшипник радиальной Rr и осевой Ra нагрузок приведённая нагрузкаопределяется как большая из расчётов последующим формулам :
/>
Рис. 9.1 Схема действия сил
/>,
где Xo и Yo –коэффициенты радиальной и осевой статических нагрузок.
Таблица 9.1
Исходные данные длярасчета на ЭВМЭксплуатационные параметры Требуемый ресурс (час.) 3000 Режим нагружения
типовая циклограмма нагружения
кафедры «Детали машин» СПбГТУ №8 Конструктивные параметры подшипниковых опор Валы Б П Т Частота вращения вала (об./мин.) 1421 40,6 10 Относительно нагрузки вращается Внутреннее кольцо подшипника Коэффициент безопасности 1.30 Температурный коэффициент 1.00 Валы Б П Т Внешняя осевая сила 3570 697 Радиальные нагрузки 687 8618 6946 1321 8082 6324 Подшипники в опорах 1 и 2 разные одинаковые одинаковые /> /> /> /> /> /> /> />
Результаты расчета
Быстроходный вал
/>
Рис. 9.2 Схема нагруженияопор быстроходного вала
Опора 1 2
Подшипник 7307307
Радиальная реакция, Н 6871321
Максимальная осеваяреакция, Н 7140 0
Статическаягрузоподъемность, Н 76000 18000
Эквивалентная статическаянагрузка, Н 16154 2642
Ресурс при вероятностибезотказной работы 0.9, ч 6540 100000
Вероятность безотказнойработы при заданном ресурсе 0.968 0.999
Промежуточный вал
/>
Рис. 9.3 Схема нагруженияопор промежуточного вала
Опора
Подшипник 46308 46308
Радиальная реакция, Н 80828618
Максимальная осеваяреакция, Н 10992 12444
Статическаягрузоподъемность, Н 30100 30100
Эквивалентная статическаянагрузка, Н 16164 17236
Ресурс при вероятностибезотказной работы 0.9, ч 50200 37200
Вероятность безотказнойработы при заданном ресурсе 0.998 0.998
Тихоходный вал
/>
Рис. 9.4 Схема нагруженияопор тихоходного вала
Опора 1 2
Подшипник 213 213
Радиальная реакция, Н 69466324
Максимальная осеваяреакция, Н 0 0
Статическаягрузоподъемность, Н 34000 34000
Эквивалентная статическаянагрузка, Н 13892 12648
Ресурс при вероятностибезотказной работы 0.9, ч 100000 100000
Вероятность безотказнойработы при заданном ресурсе 0.999 0.999
Расчеты показывают, чтовсе подшипники удовлетворяют условию долговечности, т.е. расчетный ресурсработы превышает требуемый. 10РАСЧЕТ СОЕДИНЕНИЙ ВАЛ-СТУПИЦА
Целью расчета являютсяконструктивные размеры шпоночного соединения. Величина расчетных напряженийсмятия на рабочих поверхностях шпонок при передаче вращающего момента не должнапревышать допускаемых значений, иначе произойдет смятие рабочих поверхностейшпонок. Также касательное напряжение среза не должно превышать допускаемыхзначений.
/>
Рис. 10.1 Схемашпоночного соединения
Выбираем следующиепризматические шпонки:
1) шпонка на быстроходном валу под шкив:
Шпонка 8х7х25 ГОСТ 23360-78;
2) шпонка на промежуточном валу подчервячное колесо и шестерни:
Шпонка 20х12х80 ГОСТ23360-78;
3) 2 шпонки на тихоходном валу подзубчатые колеса и 1 шпонка под муфту:
Шпонка 20х12х50 ГОСТ23360-78;
Материал шпонок Сталь 45.
Напряжение смятия должноудовлетворять условию:
/>,
где допускаемыенапряжения смятия [sсм]=120 МПа, dв- диаметр вала, Т – передаваемый крутящий момент.
/>
1)
/>
2)
/>
3)
Проверка на срезпроводится по условию:
/>
Допустимое напряжение среза />
1) />/>;
2) />МПа/>;
3) />МПа/>.
Все шпонки удовлетворяютусловиям прочности на смятие и срез. 11ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ МУФТЫ ВЫХОДНОГО ВАЛА
Задачей данного разделаявляется выбор муфты и проверка её на прочность.
Если при соединениивходного вала редуктора с валом двигателя можно конструктивно обеспечить всеуровни установочной регулировки, причем жестко и стационарно, то при соединениивыходного вала редуктора с входным валом транспортера обеспечить быструю иточную регулировку невозможно, так как редуктор и транспортер имеют разныеоснования. Из-за этого очень трудно и нерационально обеспечивать точнуюсоосность и параллельность валов. Исходя из этого, необходимо применить муфту,которая смогла бы компенсировать эти недостатки.
Из предложенных стандартных муфт выбрана зубчатая муфта по ГОСТ50006-83, которая обладает достаточной жесткостью, высокой нагрузочнойспособностью, способностью компенсации относительно небольших смещений осейвалов. К достоинствам также можно отнести технологичность — использование длянарезки зубьев стандартного зуборезного инструмента.
Один из вариантов исполнения зубчатой муфты – двухвенечнаязубчатая муфта. Она состоит из двух втулок с внешними зубьями и соединенныхболтами двух обойм с внутренними зубьями. Обоймы соединены с помощью болтовпосаженных в отверстия без зазора. Большое число одновременно работающих зубьевэвольвентного профиля обеспечивает компактность и высокую нагрузочнуюспособность муфты. При вращении валов в случае их перекоса происходитциклическое смещение зубьев втулок относительно обойм. Это смещение вызываетизнашивание зубьев — основную причину их повреждения. Для снижения потерь натрение и увеличения долговечности зубьев зубчатого зацепления предусматриваютего работу в масляной ванне, используются масла повышенной вязкости.
Типоразмер муфтыопределяется исходя из Трасч = 1,4*Твых= 1,4*1350=1750 Н×м.
После определения типоразмера, исходя из значения момента навыходном валу редуктора Тт, производится выбор основных параметров зубчатогозацепления и геометрии муфты. Затем находится диаметр расположения болтов:
/>
и сила, действующая на каждый болт:
/>
где: D1 и D — диаметры фланцев, зависящие оттипоразмера муфты, мм;
z — число болтов
Тр.рас = К*Т3 = 1,2Тт, К = Кδ*Кσ = 1* 1,2 = 1,2.
Кδ =1,0… 1,5 — коэффициент безопасности (характерпоследствий при выходе из строя)
Кσ= 1 ,0… 2,0 — коэффициент динамичности (характернагрузки).
Определяются диаметры болтов, установленных без зазора:
/>,
где [τ] — допускаемое касательное напряжение, МПа.
С целью предупреждения недопустимой интенсивности изнашиванияпредусматривают снижение уровня напряжений смятия, величину которогоустанавливают расчетом.
/>,
где:
zm — число зубьев;
bm — ширина зуба,мм;
h = 1.2 mm — рабочая высота зуба, мм;
dm — диаметр делительной окружности зубчатого колеса, мм;
Kh — коэффициент неравномерности распределения нагрузки;
[σсм] — допускаемое напряжение смятия, МПа, зависящее отвида термообработки;
[σсм] =5… 7 МПа закалка до 40-45 НRС
[σсм] — 12 МПа термохимическая обработка до 55-60 ИКС
тт — модуль,мм.
В соответствии сминимальным диаметром выходного вала редуктора d =60 мм и действующим на нем моментом Трасч =1750 Н×м Нм, выбираем муфту по ГОСТ 50006 — 83, способную передавать вращающие моменты до 3150 Н.
Т,
Н×м d, мм D, мм D1, мм D2, мм bm, мм zm, мм mm, мм z До3150 60 220 150 90 20 40 3 6
/>
Рис. 11.1 Зубчатая муфта
Характеристики:
Сила:
/>.
Класс прочности болтов 6,6 из стали 35Х, для которых σВ =600 МПа,
σТ =0,6/>600 = 360 МПа, а [τ] = 0.3/>360 = 108 МПа.
Диаметры болтов равны:
/>.
Конструктивно принимаем болт с резьбой М12. Для муфт сжесткими обоймами Kh -1,1,[σсм]=10..12 МПа термохимическая обработка до 55 — 60 НRС.
Осуществим проверку работоспособности зубьев муфты понапряжениям смятия:
/>МПа
Условие прочности насмятие выполняется.
Проверочный расчет болтов
/>
Рис. 11.2 Расчетная схемаболтового соединения
Расчет болта, нагруженного поперечной силой Fr при установке его с зазором. Для обеспечениянеподвижности фланцев 1 и 2 болт затягивают силой затяжки F3.
6 болтов d =12мм уставлены с зазором. Момент на муфте:
Трасч = 1,4*Твых= 1,4*1350=1750*103Н×мм.
Рассчитаем болты на статическую прочность:
/>
/>сдвигающая сила,
z — число болтов;
d — диаметр болта с зазором;
[τ] = 40МПа — допускаемое касательное напряжение.
/>, />усилие затяжки:
/>.
/>, где [S] – 1,5 – коэффициент запаса
Возьмем класс прочности болтов 5,8:
σт = 400 МПа
[σ] = 267 МПа
/>.
Условие прочности выполняется.12 ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ РЕДУКТОРА
Задачей данного раздела является определение рабочейтемпературы редуктора.
Необходимо проверитьусловие:
/> где Dt – фактический перепад температур, °С; [Dt] – допускаемый перепад температур, °С.
Из уравнения тепловогобаланса получаем:
/>
где tш – температура масла, °С; tв – температура окружающего воздуха, °С; N1 – подводимая мощность, равная 1954,5 Вт; hред – КПД редуктора, hред=0,82;
Kt=15-17 />– коэффициент теплоотдачи; Ар –площадь теплоотдающей поверхности корпуса редуктора, м2.
Определим площадьповерхности Ар:
Ар= 2LB+2ВН+2LH =2×0,340×0,500+2×0,500×0,400+2×0,340×0,400=0,93 м2,
где L – длина редуктора,500 мм;B – ширина редуктора,340 мм; H – высота редуктора,400 мм.
Вычислим Dt:
/>
Dt13 ВЫБОР СМАЗОЧНЫХ МАТЕРИАЛОВ
Смазывание зубчатых,червячных передач и подшипников уменьшает потери на трение, предотвращаетповышенный износ и нагрев деталей, а также предохраняет детали от коррозии.Снижение потерь на трение обеспечивает повышение КПД редуктора.
По способу подводасмазочного материала и зацеплению различают картерное и циркуляционноесмазывание.
Зубчатые колёса смазываютокунанием, погружая их в масло. Заливка масла производится через смотровуюкрышку, а слив – через сливную пробку. Для контроля уровня масла используетсяжезловый маслоуказатель.
Для смазыванияподшипниковых узлов применяется пластичный смазочный материал. Для защитыподшипниковых узлов от вымывания пластичной смазки жидкой, используются мазеудерживающиекольца. В качестве уплотнений на валы предусмотрены манжеты резиновыеармированные.
Скорость скольжения учервячной передачи: 3,8 м/с.
Контактные напряжения учервячной передачи 326 МПа.
Для червячной передачикинематическая вязкость />.
Окружная скорость узубчатой передачи 0,18 м/с.
Контактные напряжения узубчатой передачи 954 МПа.
Для зубчатой передачикинематическая вязкость />.
Для смазывания передаччервячно-цилиндрического редуктора выбираем марку масла И-50А (кинематическаявязкость />)[2, cтр.253].
Для смазки подшипниковбудем использовать пластичный смазочный материал ПСМ Литол-24.
ЗАКЛЮЧЕНИЕ
На основании техническогозадания был разработан силовой привод намоточного устройства.
Конструкция приводавключает асинхронный электродвигатель 4А90L2, клиноременную передачу с натяжнымустройством, горизонтальный цилиндрический двухступенчатый редуктор и литуюплиту. Конструктивной особенностью спроектированного редуктора являетсяраздвоение потока мощности на тихоходной ступени, при симметричном расположенииколес относительно опор, что улучшает условия работы зубчатых передач иразгружает подшипники от действия осевых нагрузок. Для выравнивания потоковмощности и обеспечения самоустановки колес тихоходный вал установлен в«плавающих» опорах. С целью получения наиболее рациональной компоновкипроектируемого редуктора энерго-кинематический расчет привода, а также расчетызубчатых передач проводились для нескольких вариантов разбивки общегопередаточного отношения. Выбранный в качестве базового вариант обеспечиваетнаряду с минимальной металлоемкостью наименьшие габаритные размеры редуктора,необходимую плавность работы.
В процессе проектированиядиаметры ступеней валов редуктора определялись по результатам проектныхрасчетов с последующей конструкторской проработкой. Проверочный расчетпромежуточного вала показал, что условие циклической прочности выполняется. Длясоединения валов с колесами и полумуфтами использованы стандартныепризматические шпонки, проверочные расчеты которых подтвердили ихработоспособность.
Подшипники качениявыбирались в соответствие с посадочными диаметрами валов в зависимости от типаи «быстроходности» зубчатых передач. В конструкции «плавающих» опор былииспользованы радиальные шарикоподшипники. Результаты проверочных расчетовпоказали, что выбранные подшипники обладают достаточным ресурсом.
Редуктор имеет литойразъемный корпус, верхняя и нижняя части которого соединяются посредствомболтов.
Силовой приводмонтируется на литой плите, крепящейся к бетонному основанию болтами.Предварительное натяжение ремней клиноременной передачи осуществляется путемперемещения электродвигателя относительно салазок посредством винта.
Смазывание зубчатых передачи подшипниковых узлов осуществляется раздельно. Для смазки зубчатых передачприменяются смазочные шестерни. Уровень масла контролируется маслоуказателем.Для залива масла и осмотра зубчатых передач в крышке корпуса предусмотренсмотровой люк. Слив отработанного масла осуществляется через маслосливноеотверстие в картере, закрытое резьбовой пробкой. Подшипники качения смазываютсяпластичной смазкой, набивка которой осуществляется при помощи пресс-масленок. Вцелях предохранения пластичной смазки от вымывания подшипники внутри корпусазащищены мазеудерживающими кольцами.
ЛИТЕРАТУРА
1. Дунаев П. Ф., Леликов О.П.Конструирование узлов и деталей машин. М.: Высшая школа, 1985.
2. Чернавский С.А. Курсовоепроектирование деталей машин. М.: Машиностроение, 1988.