Проектирование машинного агрегата
Содержание
Техническое
задание
.
Кинематическая схема машинного агрегата
.
Выбор двигателя, кинематический расчет привода
.
Выбор материалов червячной передачи и определение допускаемых напряжений
.
Расчет закрытой червячной передачи
.
Расчет открытой поликлиновой передачи
.
Нагрузки валов редуктора
.
Проектный расчет валов. Эскизная компоновка редуктора
.
Расчетная схема валов редуктора
.
Проверочный расчет подшипников
.
Конструктивная компоновка привода
.
Проверочные расчеты
.
Расчет технического уровня редуктора
Литература
Техническое задание
Привод к качающемуся подъемнику.
1 - Поликлиноременная передача, 2 - двигатель, 3
- червячный редуктор, 4 - тяговая цепь, 5 - подъемный монорельс, 6 - груз, 7 -
муфта упругая с торообразной оболочкой.
Исходные данные:
Грузоподъемность F,
кН 1,0
Скорость подъема м/с 0,55
Шаг тяговой цепи р, мм 125
Число зубьев звездочки z
9
Допускаемое отклонение
скорости грузовой цепи δ,
% 4
Срок службы привода Lг,
лет 6
агрегат двигатель привод вал
подшипник
1. Кинематическая схема машинного агрегата
Условия эксплуатации машинного агрегата.
Проектируемый машинный агрегат служит приводом
качающегося подъемника и может использоваться на предприятиях различного
направления. Привод состоит из электродвигателя, вал которого через поклиновую
ременную передачу соединен с ведущим валом червячного редуктора, ведомый вал
червячного редуктора через упругую муфту с торообразной оболочкой соединяется со
звездочкой тяговой цепи. Проектируемый привод работает в 2 смены в реверсивном
режиме. Характер нагрузки - с малыми колебаниями.
Срок службы приводного устройства
Срок службы привода определяется по формуле
Lh
= 365LГКГtcLcKc
где LГ
= 6 лет - срок службы привода;
КГ - коэффициент годового
использования;
КГ = 300/365 = 0,82
где 300 - число рабочих дней в году;
tc
= 8 часов - продолжительность смены
Lc
= 2 - число смен
Кс = 1 - коэффициент сменного
использования.
Lh
= 365·6·0,82·8·2·1 = 28800 часа
С учетом времени затрачиваемого на ремонт,
профилактику и т.п. принимаем ресурс привода 28 ·103 часов.
Таблица 1.1 Эксплуатационные характеристики
машинного агрегата
Место
установки
|
Lг
|
Lс
|
tс
|
Lh
|
Характер
нагрузки
|
Режим
работы
|
Заводской
цех
|
6
|
2
|
8
|
28000
|
С
малыми колебаниями
|
Реверсивный
|
. Выбор двигателя, кинематический расчет привода
Определение мощности и частоты вращения
двигателя.
Требуемая мощность рабочей машины
Ррм = Fv
= 1,0·0,55 = 0,55 кВт
Частота вращения звездочки
nрм =
6·104v/zp
= 6·104·0,55/9·125 = 29 об/мин
Общий коэффициент полезного действия
η = ηрпηчпηпк2ηм,
где ηм
=
0,98 - КПД муфты [1c.40],
ηчп
=
0,80 - КПД закрытой червячной передачи,
ηpп
=
0,97 - КПД открытой ременной передачи,
ηпк =
0,995 - КПД пары подшипников качения,
η = 0,97·0,80·0,9952·0,98
= 0,753.
Требуемая мощность двигателя
Ртр = Ррм/η
= 0,55/0,753 = 0,73 кВт.
Выбираем асинхронный электродвигатель 4АМ71В4 [1c.384]:
мощность - 0,75 кВт,
синхронная частота - 1500 об/мин,
рабочая частота 1390 об/мин.
Определение передаточного числа привода и его
ступеней
Общее передаточное число привода
u = n1/nрм
= 1390/29 = 47,93
Рекомендуемые значения передаточных чисел [1c.43]:
для червячной передачи 10÷35,5
для открытой ременной 2÷4.
Принимаем для червячной передачи u2=
20, тогда для открытой передачи
u1=
u/u2
= 47,93/20 = 2,397
принимаем u1
= 2,4
Определение силовых и кинематических параметров
привода
Числа оборотов валов и угловые скорости:
n1
= nдв
=1390 об/мин w1
=1390π/30 =145,6
рад/с
n2
= n1/u1
=1390/2,4 =580 об/мин w2=580π/30
= 60,7 рад/с
n3
= n2/u2
=580/20 = 29 об/мин w3=
29π/30 = 3,04 рад/с
Фактическое значение скорости вращения колонны
v = zpn3/6·104
= 9·125·29/6·104 = 0,54 м/с
Отклонение фактического значения от заданного
δ = (0,55 -
0,54)100/0,55 = 1,8% < 4%
Мощности передаваемые валами:
P1
= Pтр
= 730 Вт
P2
= P1ηрпηпк
= 730·0,97·0,995 = 705 Вт
P3
= P2ηчпηпк
= 705·0,80·0,995= 561 Вт
Крутящие моменты:
Т1 = P1/w1
= 730/145,6 = 5,0 Н·м
Т2 = 705/60,7 = 11,6 Н·м
Т3 = 561/3,04 = 184,5 Н·м
Результаты расчетов сводим в таблицу
Вал
|
Число
оборотов об/мин
|
Угловая
скорость рад/сек
|
Мощность
кВт
|
Крутящий
момент Н·м
|
Вал
электродвигателя
|
1390
|
145,6
|
0,730
|
5,0
|
Ведущий
вал редуктора
|
580
|
60,7
|
0,705
|
11,6
|
Ведомый
вал редуктора
|
29
|
3,04
|
0,561
|
184,5
|
. Выбор материалов червячной передачи и
определение допускаемых
напряжений
Принимаем, согласно рекомендациям [1c.53],
для червяка сталь 45 с закалкой до твердости >HRC45.
Ориентировочное значение скорости скольжения:
vs
= 4,2uw310-3M21/3
= 4,2×20,0×3,04×10-3×184,51/3
= 1,45 м/с,
при vs
<2 м/с рекомендуется [1 c54]
чугун СЧ15, способ отливки - в землю: sв
= 315 МПа.
Допускаемые контактные напряжения:
[s]H
= 200 - 35vs
= 200 - 35×1,45 = 149 МПа.
Допускаемые напряжения изгиба при реверсивной
передаче:
[s]F
= 0,075sвKFL,
где КFL
- коэффициент долговечности.
KFL
= (106/NэН)1/9,
где NэН
- число циклов перемены напряжений.
NэН =
573w3Lh
= 573×3,04×28000
= 4,9×107.
KFL
= (106/4,9×107)1/9
= 0,649
[s]F
= 0,075×315×0,649
= 15 МПа.
Таблица 3.1. Механические характеристики
материалов червячной передачи
Элемент
передачи
|
Марка
стали
|
Термоо-бработка
|
σв
|
σ-1
|
[σ]Н
|
[σ]F
|
|
|
|
Н/мм2
|
Червяк
|
45
|
Закалка
>HRC45
|
780
|
335
|
|
|
Колесо
|
CЧ15
|
|
315
|
|
149
|
15
|
4. Расчет закрытой червячной передачи
Межосевое расстояние
= 61(184,5·103/1492)1/3
=124 мм
принимаем аw = 125 мм
Основные геометрические параметры
передачи
Модуль зацепления:
m = (1,5¸1,7)aw/z2,
где z2 - число
зубьев колеса.
При передаточном числе 20,0 число
заходов червяка z1 = 2, тогда
число зубьев колеса:
z2 = z1u = 2×20,0 = 40
m = (1,5¸1,7)125/40 =
4,7¸5,3 мм,
принимаем m = 5,0 мм.
Коэффициент диаметра червяка:
q = (0,212¸0,25)z2 = (0,212¸0,25)40 =
8,2¸10,0
принимаем q = 10,0
Коэффициент смещения
x = a/m - 0,5(q+z2) = 125/5,0
- 0,5(10,0+40) = 0
Фактическое значение межосевого
расстояния:
aw = 0,5m(q+z2+2x) = 0,5×5,0(10+40 -
2×0) = 125 мм
Делительный диаметр червяка:
d1 = qm =10×5,0 = 50 мм
Начальный диаметр червяка dw1 = m(q+2x) =
5,0(10-2·0) = 50.0 мм
Диаметр вершин витков червяка:
da1 = d1+2m = 50+2×5,0 = 60 мм.
Диаметр впадин витков червяка:
df1 = d1 - 2,4m = 50 - 2,4×5,0 = 38 мм.
Длина нарезной части червяка:
b1 = (10+5,5|x|+z1)m + C = (10+5,5×0+2)5,0+0 =
60 мм.
при х < 0 ® С = 0.
Делительный угол подъема линии
витка:
g
= arctg(z1/q) = arctg(2/10) =
11,31º
Делительный диаметр колеса:
d2 = mz2 = 5,0×40 = 200 мм.
Диаметр выступов зубьев колеса:
da2 = d2+2m(1+x) = 200+2×5,0(1+0) =
210 мм.
Диаметр впадин зубьев колеса:
df2 = d2 - 2m(1,2 - x) = 200 - 2×5,0(1,2 - 0)
= 188 мм.
Наибольший диаметр зубьев колеса:
dam2 = da2+6m/(z1+2) = 210+6×5,0/(2+2) =
218 мм.
Ширина венца колеса:
b2 = 0,355aw = 0,355×125 = 44 мм.
Фактическое значение скорости
скольжения
vs
= uw2d1/(2000cosg)
= 20×3,04×50/(2000cos11,31º)
= 1,55 м/с
Уточняем значение допускаемого
контактного напряжения
[s]H = 200 - 35vs = 200 - 25×1,00 = 175
МПа.
Коэффициент полезного действия
червячной передачи
h
= (0,95¸0,96)tgg/tg(g+j)
где j = 2,50º - приведенный угол трения [1c.74].
h
= (0,95¸0,96)tg11,31º/tg(11,31º+2,50º) = 0,78.
Силы действующие в зацеплении
Окружная на колесе и осевая на
червяке:
Ft2 = Fa1 = 2Т2/d2 = 2×184,5×103/200
= 1845 H.
Радиальная на червяке и колесе:
Fr1
= Fr2 = Ft2tga = 1845×tg20°
= 672 H.
Окружная на червяке и осевая на
колесе:
Ft1 = Fa2 = 2M1/d1 = 2×11,6×103/50
= 464 H.
Расчетное контактное напряжение
sН = 340(Ft2K/d1d2)0,5,
где К - коэффициент нагрузки.
Окружная скорость колеса
v2 = w3d2/2000 = 3,04×200/2000 =
0,30 м/с
при v2 < 3 м/с ® К = 1,0
sН = 340(1845×1,0/50×200)0,5
= 146 МПа,
недогрузка (149 - 146)100/149 = 2,0%
<15%.
Расчетное напряжение изгиба для
зубьев колеса
sF = 0,7YF2Ft2K/(b2m),
где YF2 -
коэффициент формы зуба колеса.
Эквивалентное число зубьев колеса:
zv2
= z2/(cosg)3
= 40/(cos11,31º)3
= 42,4 ®
YF2 = 1,51.
sF = 0,7×1,51×1845×1,0/(44×5,0) = 8,9
МПа.
Условие sF < [s]F = 15 МПа
выполняется.
Так как условия 0,85<sH
< 1,05[sH]
и sF
< [sF]
выполняются, то можно утверждать, что устойчивая работа червячной закрытой передачи
обеспечена в течении всего срока службы привода.
Таблица 4.1. Параметры червячной передачи
Проектный
расчет
|
Параметр
|
Значение
|
Параметр,
мм
|
Значение
|
Межосевое
расстояние , мм125Ширина
зубчатого венца колеса b240
|
|
|
|
Модуль
зацепления m, мм
|
5,0
|
Длина
нарезаемой части червяка b1
|
60
|
Коэффициент
диаметра червяка q
|
10,0
|
Диаметры
червяка: делительный d1
начальный dw1
вершин витков da1
впадин
витков df1
|
50
50 60 38
|
Делительный
угол витков червяка , град11,31º
|
|
|
|
Угол
обхвата червяка венцом колеса , град116°Диаметры колеса:
делительный d2= dw2
вершин
зубьев da2
впадин
зубьев df2
наибольший
dам2
0
0
8
188
|
|
|
|
Число
заходов червяка z1
|
2
|
|
|
Число
зубьев колеса z2
|
40
|
|
|
Проверочный
расчет
|
Параметр
|
Допускаемые
значения
|
Расчетные
значения
|
Примечание
|
Коэффициент
полезного действия 0,8078%-
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Контактные
напряжения ,
Н/мм21491462,0%
|
|
|
|
Напряжения
изгиба ,
Н/мм2158,941%
|
|
|
|
. Расчет и проектирование поликлиновой ременной
передачи
открытого типа
Выбор ремня
По номограмме [1c84]
выбираем ремень сечения К
Диаметры шкивов
Минимальный диаметр малого шкива d1min
=40 мм [1c84]
Принимаем диаметр малого шкива на 1…2 размера
больше
d1
= 71 мм
Диаметр большого шкива
d2
= d1u(1-ε)
= 71∙2,40(1-0,01) = 168 мм
где ε
= 0,01 - коэффициент проскальзывания
принимаем d2
= 160 мм
Фактическое передаточное число
u = d2/d1(1
- ε) = 160/71(1 -
0,01) = 2.28
Межосевое расстояние
a > 0,55(d1+d2)
+ H = 0,55(71+160) +
4,0 = 131 мм
h = 4,0 мм - высота
ремня сечением K
принимаем а = 200 мм
Длина ремня
L = 2a
+ w +y/4a
w = 0,5π(d1+d2)
= 0,5π(71+160) =
206
y = (d2
-
d1)2
= (160 - 71)2 = 7921
L = 2∙200 +
206 + 7921/4∙200 = 616 мм
принимаем L
= 630 мм
Уточняем межосевое расстояние
a = 0,25{(L
- w) + [(L
- w)2 - 2y]0,5}
=
= 0,25{(630 - 206) +[(630 - 206)2 - 2∙7921]0,5}
= 208 мм
Угол обхвата малого шкива
α1
= 180 - 57(d2
- d1)/a
= 180 - 57(160- 71)/208 = 156º
Скорость ремня
v = πd1n1/60000
= π71∙1390/60000
= 5,2 м/с
Окружная сила
Ft
= Р/v = 0,73∙103/5,2
= 140 H
Допускаемая мощность передаваемая одним ремнем
Коэффициенты
Cp
=
0,9 - спокойная нагрузка при двухсменном режиме
Cα
=
0,93 - при α1
= 156º
Сl
= 0,98 - коэффициент учитывающий отношение L/L0,
L0=0,7
м
[Р] = Р0CpCα
P0 =
2,0 кВт - номинальная мощность передаваемая одним ремнем
[Р] = 2,0∙0,9∙0,93·0,98 = 1,64 кВт
Число клиньев
Z = 10Р/[Р] =
10·0,73/1,63 = 4,5
принимаем Z
= 5
Натяжение ветви ремня
F0
= 850Р /VCpCα
=
= 850∙0,73/5,2∙0,93∙0,9 = 143 H
Сила действующая на вал
Fв
= 2F0sin(α1/2)
= 2∙143sin(156/2) =
279 H
Прочность ремня по максимальным напряжениям в
сечении ведущей ветви ремня
σmax
= σ1
+ σи+
σv
< [σ]p
= 10 Н/мм2
σ1
- напряжение растяжения
σ1
= F0/A
+ Ft/2A
= 143/47 + 140/∙2∙47 = 4,53 Н/мм2
А - площадь сечения ремня
А = 0,5b(2H
- h)
b - ширина ремня
b = (z
- 1)p + 2f
= (5- 1)2,4 + 2·3,5 = 16,6 мм
А = 0,5·16,6(2·4,0 - 2,35) = 47 мм2
σи
- напряжение изгиба
σи
=
Eиh/d1
= 80∙2,35/71 = 2,65 Н/мм2
Eи =
80 Н/мм2 - модуль упругости
σv
= ρv210-6
= 1300∙5,22∙10-6 = 0,04 Н/мм2
ρ
= 1300 кг/м3 - плотность ремня
σmax
= 4,53+2,65+0,04 = 7,22 Н/мм2
условие σmax
< [σ]p
выполняется
Таблица5.3 Параметры открытой клиноременной
передачи, мм
Параметр
|
Значение
|
Параметр
|
Значение
|
Тип
ремня
|
Поликлиновой
|
Частота
пробегов ремня , 1/с
|
8,3
|
Межосевое
расстояние 208 Диаметр
ведущего шкива 71
|
|
|
|
сечение
ремня
|
К
|
Диаметр
ведомого шкива 160
|
5
|
Максимальное
напряжение , Н/мм2
7,22
|
|
Длина
ремня 630Предварительное
напряжение ремня , Н
143
|
|
|
|
Угол
обхвата ведущего шкива , град 156Сила
давления ремня на вал , Н 279
|
|
|
|
. Нагрузки валов редуктора
Силы действующие в зацеплении червячной передачи
Окружная на колесе и осевая на червяке:
Ft2
= Fa1
= 1845 H.
Радиальная на червяке и колесе:
Fr1
= Fr2
= 672 H.
Окружная на червяке и осевая на колесе:
Ft1
= Fa2
= 464 H.
Консольная сила от ременной передачи действующая
на быстроходный вал Fоп
= 279 Н
Консольная сила от муфты действующая на
тихоходный вал
Fм
= 250·Т31/2 = 250·184,51/2 = 3396 Н
Рис. 6.1 - Схема нагружения валов червячного
редуктора
. Проектный расчет валов. Эскизная компоновка
редуктора
Материал быстроходного вала - сталь 45,
термообработка - улучшение: σв
= 780 МПа;
Допускаемое напряжение на кручение [τ]к
= 10÷20
МПа
Диаметр быстроходного вала
где Т - передаваемый момент;
d1 = (11,6·103/π10)1/3
= 18 мм
принимаем диаметр выходного конца d1 = 20 мм;
длина выходного конца:
l1 = (1,0¸1,5)d1 = (1,0¸1,5)20 = 20¸30 мм,
принимаем l1 = 30 мм.
Диаметр вала под уплотнением:
d2 = d1+2t = 20+2×2,0 = 24,0
мм,
где t = 2,0 мм -
высота буртика;
принимаем d2 = 25 мм:
длина вала под уплотнением:
l2 » 1,5d2 =1,5×25 = 38 мм.
Диаметр вала под подшипник:
d4
= d2
= 25 мм.
Вал выполнен заодно с червяком
Диаметр выходного конца тихоходного вала:
d1
= (184,5·103/π15)1/3
= 39 мм
принимаем диаметр выходного конца d1
=
40 мм;
Диаметр вала под уплотнением:
d2
= d1+2t
= 40+2×2,5 = 45,0 мм,
где t
= 2,5 мм - высота буртика;
принимаем d2
= 45 мм .
Длина вала под уплотнением:
l2
» 1,25d2
=1,25×45 = 56 мм.
Диаметр вала под подшипник:
d4
= d2
= 45 мм.
Диаметр вала под колесом:
d3
= d2
+ 3,2r = 45+3,2×3,0
= 54,6 мм,
принимаем d3
= 55 мм.
Выбор подшипников.
В связи с тем, что в червячном зацеплении
возникают значительные осевые нагрузки, предварительно назначаем
радиально-упорные конические подшипники средней серии №7305 для червячного
вала, устанавливаемее в фиксирующей опоре В как сдвоенные. В плавающей опоре А
используется радиальный шарикоподшипник №305, воспринимающий только радиальные
нагрузки. Для тихоходного вала выбираем радиально-упорные шарикоподшипники
легкой серии №7209.
Таблица 2. Размеры и характеристика выбранного
подшипника
№
|
d, мм
|
D, мм
|
B, мм
|
C, кН
|
C0, кН
|
е
|
Y
|
7305
|
25
|
62
|
17
|
29,6
|
20,9
|
0,36
|
1,66
|
306
|
25
|
62
|
17
|
22,5
|
11,4
|
|
|
7209
|
45
|
85
|
21
|
42,7
|
33,4
|
0,41
|
1,45
|
Таблица 7.3. Материал валов, размеры ступеней,
подшипники
Вал
(материал - сталь 45 = 780 Н/мм2
= 540 Н/мм2
=
335
Н/мм2)Размеры
ступеней, ммПодшипники
|
|
|
|
d1
|
d2
|
d3
|
d4
|
Типо-размер
|
dxDx B(T),
мм
|
Динамическая
грузоподъемность Сr,
кН
|
Статическая
грузоподъемность C0r,
кН
|
|
l1
|
l2
|
l3
|
l4
|
|
|
|
|
Быстроходный
|
20
|
25
|
|
25
|
7305
305
|
25x62x17
25x62x17
|
29,6
22,5
|
20,9
11,4
|
|
30
|
38
|
|
25
|
|
|
|
|
Тихоходный
|
40
|
45
|
55
|
45
|
7209
|
45x85x21
|
42,7
|
33,4
|
|
60
|
56
|
60
|
45
|
|
|
|
|
. Расчетная схема валов редуктора
Схема нагружения быстроходного вала
Рис. 8.1 Расчетная схема быстроходного вала.
Горизонтальная плоскость. Сумма моментов сил и
реакций опор относительно опоры А
åmA
= 100Ft
- 200BX
= 0
тсюда находим реакции опор А и В в плоскости XOZ
AX
=BX
= 464·100/200 = 232 H
Изгибающие моменты в плоскости XOZ
MX1
= 232·100= 23,2 Н·м
Вертикальная плоскость. Сумма моментов сил и
реакций опор относительно опоры А
åmA = 100Fr
- 200BY - Fa1d1/2 - 60Fоп
= 0
Отсюда находим реакцию опор A
и В в плоскости YOZ
BY = (672∙100 -
1845·50/2 - 279·60)/200 = 22 HY = Fr - BY + Fоп
= 672 - 22 + 279 = 929 H
Изгибающие моменты в плоскости YOZ
MY
= 279·60 = 16,7 Н·м
MY
= 279·160 - 929·100 = -48,3 Н·м
MY
= -22·100 =-2,2 Н·м
Суммарные реакции опор:
А = (АХ2
+ АY2)0,5
= (2322 + 9292)0,5 = 958 H= (BХ2
+ BY2)0,5 = (2322 + 222)0,5
= 233 H
Схема нагружения тихоходного вала
Рис. 8.2 Расчетная схема тихоходного вала.
Горизонтальная плоскость:
SmA
= Fм105
- 100Dx
+ Ft2 50
= 0;
Dх
= (3396×105
+ 1845×50)/100 = 4488 Н;
Cх
= Dx - Ft2
+ Fм =
4488 - 1845 + 3396 = 6039 Н;
Изгибающие моменты:
Мх1 = 4488×50
= 224,4 Н×м;
Мх2 = 3396×105
= 356,6 Н×м.
Вертикальная плоскость:
SmA = Fr2 50 -
Dy100 + Fa2d2/2 = 0y= (464×200/2
+ 672·50)/100 = 800 Нy=
Dy - Fr2
= 800 - 672 = 128 Н
Мy1
= 800×50
= 40,0 Н×м;
Мy2
= 128×50
= 6,4 Н×м;
Суммарные реакции опор:
C = (Cx2
+Cy2)0,5
= (60392+ 1282)0,5 = 6040 H,
D = (44882+
8002)0,5 = 4559 H,
9. Проверочный расчет подшипников
Быстроходный вал
Эквивалентная нагрузка фиксирующей
опоры В.
P = (XVFRB + YFa)КбКТ,
где Х - коэффициент радиальной
нагрузки
Y - коэффициент осевой нагрузки
V = 1 - вращается внутреннее кольцо
подшипника [1c. 212]
Кб = 1,4 - коэффициент
безопасности [1c. 214]
КТ = 1 - работа при t < 100o C [1c. 214]
отношение Fa/В
= 1845/233 = 7,9 > e
: следовательно Х = 1,0; Y
= 1,66
Р = (1,0·1·233+1,66×1845)1,4·1
= 4614 Н
Требуемая грузоподъемность подшипника
Динамическая грузоподъемность
сдвоенного роликоподшипника в 1,7 раза больше грузоподъемности одинарного
подшипника, тогда
Стр = Р(573wL/106)0,3
=
= 4614(573×60,7×28000/106)0,3
= 36,4 кH < C=
29,6·1,7 = 50,3 кН
Условие Стр < C
выполняется.
Расчетная долговечность подшипников
= 106(50,3×103
/4614)3,333/60×580 = 82485 часов,
больше ресурса работы
привода, равного 28000 часов.
Эквивалентная нагрузка
плавающей опоры А
P
= (XVFRА)КбКТ,
где Х = 1 - коэффициент
радиальной нагрузки
Р = (1,0·1·958)1,4·1 = 1341 Н
Требуемая грузоподъемность подшипника
Стр = Р(573wL/106)0,333
=
= 1341(573×60,7×28000/106)0,333
= 13,3 кH < C=
22,5 кН
Условие Стр < C
выполняется.
Расчетная долговечность подшипников
= 106(22,5×103 /1341)3/60×580 = 135731
часов,
больше ресурса работы привода,
равного 28000 часов.
Тихоходный вал
Эквивалентная нагрузка. Осевые составляющие
реакций опор:
SC
=
0,83eC = 0,83×0,41·6040
= 2055 H,
SD
= 0,83eD = 0,83×0,41×4559
= 1551 H.
Результирующие осевые нагрузки:
FaC
= SC =2055 H,
FaD
= SC + Fa
=2055+464 = 2519 H.
Проверяем подшипник C.
Отношение Fa/Fr=
2055/6040 = 0,34 < e,
следовательно Х=1,0; Y=0.
Р = (1,0×1,0×6040+0)1,4×1,0
= 8456 Н.
Проверяем подшипник D.
Отношение Fa/Fr=
2519/4559 = 0,55 > e,
следовательно Х=0,4; Y=1,45
Р = (1,0×0,4×4559+1,45∙2519)1,4×1,0
= 7666 Н.
Требуемая грузоподъемность подшипника:
Стр = Р(573wL/106)0,3
=
= 8456(573×3,04×28000/106)0,3
= 27,1 кH < C
= 42,7 кН
Условие Стр < C
выполняется.
Расчетная долговечность подшипников
= 106(42,7×103
/8456)3,333/60×29 =126890 часов,
больше ресурса работы привода,
равного 28000 часов.
. Конструктивная компоновка привода
Конструирование червячного колеса
Конструктивные размеры колеса
Диаметр ступицы:
dст
= 1,6d3
= 1,6·55 = 88 мм.
Длина ступицы:
lст
= (1÷1,5)d3
= (1÷1,5)55
= 55÷82
мм,
принимаем lст
= 60 мм
Толщина обода:
S = 0,05d2
= 0,05·200 =10 мм
Толщина диска:
С = 0,25b
= 0,25·44 =11 мм
Конструирование валов
Основные размеры ступеней валов (длины и
диаметры) рассчитаны в пункте 7.
Переходные участки между ступенями выполняются в
виде канавки шириной b
= 3 мм или галтели радиусом r
= 1 мм.
Червяк выполняется заодно с валом.
Размеры червяка: dа1
= 60 мм, b1
= 60 мм.
.3Выбор соединений
В проектируемом редукторе для соединения валов с
деталями, передающими вращающий момент, применяются шпоночные соединения.
Используем шпонки призматические со скругленными
торцами по ГОСТ 23360-78. Длина шпонки принимается на 5…10 мм меньше длины
ступицы насаживаемой детали. Посадка для червячного колеса Н7/r6.
Конструирование подшипниковых узлов
В проектируемом редукторе используется
консистентная смазка подшипниковых узлов. Для изолирования подшипникового узла
от внутренней полости редуктора применяются мазудерживающие кольца шириной
10…12 мм, а изоляция выходных участков валов от окружающей среды достигается с
помощью манжетных уплотнений по ГОСТ 8752-79. Внутренне кольцо подшипника
упирается в мазеудерживающее кольцо, а наружное фиксируется распорной втулкой
между подшипником и врезной крышкой подшипника. Верхняя опора - плавающая.
Конструирование корпуса редуктора /2/
Толщина стенок корпуса и крышки редуктора
d = 0,04ат + 2 = 0,04·125 + 1 = 6,0 мм
принимаем d = 8 мм
Толщина фланцев
b = 1,5d
= 1,5·8 = 12 мм
Толщина нижнего пояса корпуса
р = 2,35d = 2,35·8 = 20 мм
Диаметр болтов:
фундаментных
d1
= 0,036aт
+ 12 = 0,036·125 + 12 = 16,5 мм
принимаем болты М16;
- крепящих крышку к корпусу у подшипников
d2 =
0,75d1
= 0,75·20 = 15 мм
принимаем болты М16;
соединяющих крышку с корпусом
d3 =
0,6d1 =
0,6·20 = 12 мм
принимаем болты М12.
Конструирование элементов открытых передач
Ведущий шкив.
Диаметр шкива d1
= 71 мм
Диаметр шкива конструктивный de1
= d1
- 2t = 71 - 2∙1,0
= 69,0 мм
Ширина шкива B
= (z - 1)p
+ 2f = (5- 1)2,4+ 2∙3,5=
17 мм
Толщина обода δ
= 1,6е = 1,6∙2,35 = 3,76 мм
принимаем δ=
4 мм
Толщина диска С = (1,2…1,3)δ
= (1,2…1,3)4 = 4,8…5,2 мм
принимаем С = 5 мм.
Диаметр ступицы внутренний d
= dдв
= 19 мм
Диаметр ступицы наружный dст
= 1,6d = 1,6∙19 =
30,4 мм
принимаем dст
= 30 мм
Длина ступицы lст
= lдв
= 40 мм.
Ведомый шкив.
Диаметр шкива d1
= 160 мм
Диаметр шкива конструктивный de1
= d1
- 2t = 160 - 2∙1,0
= 158 мм
Диаметр ступицы внутренний d
= d1
= 20 мм
Диаметр ступицы наружный dст
= 1,6d = 1,6∙20 =
32 мм
принимаем dст
= 32 мм
Длина ступицы lст
= l1
= 40 мм.
Выбор муфты
Для передачи вращающего момента с ведомого вала
редуктора на вал тяговой звездочки выбираем муфту упругую с торообразной
оболочкой по ГОСТ 20884-82 с допускаемым передаваемым моментом [T]
= 315 Н·м.
Расчетный вращающий момент передаваемый муфтой
Тр = kТ1
= 1,5·184,5 = 277 Н·м < [T]
где k
= 1,5 - коэффициент режима нагрузки.
Условие выполняется
Смазывание.
Смазка червячного зацепления
Смазка червячного зацепления осуществляется за
счет разбрызгивания масла брызговиками установленными на червячном валу. Объем
масляной ванны
V = (0,5¸0,8)N
= (0,5¸ 0,8)0,70 »
0.5 л
Рекомендуемое значение вязкости масла при v
= 1,0 м/с и контактном напряжении σН=146
МПа ®
n
=28·10-6 м2/с
По этой величине выбираем масло индустриальное
И-Т-Д-220
Смазка подшипниковых узлов. Так как надежное
смазывание подшипников за счет разбрызгивания масла возможно только при
окружной скорости больше 3 м/с, то выбираем пластичную смазку по подшипниковых
узлов - смазочным материалом УТ-1.
11. Проверочные расчеты
Проверочный расчет шпонок
Выбираем шпонки призматические со скругленными
торцами по ГОСТ 23360-78.
Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.
Напряжение смятия и условие прочности
где h - высота
шпонки;
t1 - глубина
паза;
l - длина
шпонки
b - ширина
шпонки.
Быстроходный вал.
Шпонка на выходном конце вала: 6×6×32.
Материал шкива - чугун, допускаемое
напряжение смятия [σ]см = 50 МПа.
σсм = 2·11,6∙103/20(6-3,5)(32-6)
= 17,8 МПа
Тихоходный вал.
Шпонка под колесом 16×10×50. Материал
ступицы - чугун, допускаемое напряжение смятия [σ]см
= 50 МПа.
σсм =
2·184,5·103/55(10-6,0)(50-16) = 49,3 МПа
Шпонка на выходном конце вала: 12×8×80. Материал
полумуфты - чугун, допускаемое напряжение смятия [σ]см
= 50 МПа.
σсм =
2·184,5·103/40(8-5,0)(80-12) = 45,2 МПа
Во всех случаях условие σсм
<
[σ]см
выполняется, следовательно устойчивая работа шпоночных соединений обеспечена.1
Проверочный расчет стяжных винтов подшипниковых
узлов
Стяжные винты рассчитывают на прочность по
эквивалентным напряжениям на совместное действие растяжения и кручения.
Сила приходящаяся на один винт
Fв
= 0,5СX
= 0,5∙6039 =3020 H
Принимаем коэффициент затяжки Кз =
1,5 - постоянная нагрузка, коэффициент основной нагрузки х=0,3 - для соединения
чугунных деталей без прокладки.
Механические характеристики материала винтов:
для стали 30 предел прочности σв
= 500 МПа, предел текучести σт
= 300 МПа; допускаемое напряжение:
[σ]
= 0,25σт
= 0,25∙300 = 75 МПа.
Расчетная сила затяжки винтов
Fp
= [Kз(1
- х) + х]Fв
= [1,5(1 - 0,3) + 0,3]3020 = 4077 H
Определяем площадь опасного сечения винта
А = πdp2/4
= π(d2
- 0,94p)2/4 = π(12
- 0,94∙1,75)2/4 = 84 мм2
Эквивалентное напряжение
σэкв
= 1,3Fp/A
= 1,3∙4077/84= 63,1 МПа < [σ]
= 75 МПа
Уточненный расчет валов
Быстроходный вал
Быстроходный вал
Рассмотрим сечение, проходящее под опорой А.
Концентрация напряжений обусловлена подшипником посаженным с гарантированным
натягом. Материал вала сталь 45, улучшенная: sВ
=
780 МПа [2c34]
Пределы выносливости:
·
при
изгибе s-1
»
0,43×sВ
= 0,43×780
= 335 МПа;
·
при
кручении t-1 »
0,58×s-1
= 0,58×335
= 195 МПа.
Суммарный изгибающий момент: Ми = Мх
= 16,7 Н·м
Осевой момент сопротивления
W = πd3/32
= π253/32 =
1,53·103 мм3
Полярный момент сопротивления
Wp
= 2W = 2·1,53·103
= 3,06·103 мм3
Амплитуда нормальных напряжений
σv
=
Mи/W
= 16,7·103/1,53·103 = 10,9 МПа
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных
напряжений
tv
= tm
= T2/2Wp
= 11,6·103/2·3,06·103 = 3,8 МПа
Коэффициенты:
kσ/eσ
=
3,2; kt/et
= 0,6 kσ/eσ
+
0,4 = 0,6·3,2 + 0,4 = 2,3
Коэффициент запаса прочности по нормальным
напряжениям
sσ
= σ-1/(kσσv/eσ)
= 335/3,2·10,9 = 9,6
Коэффициент запаса прочности по касательным
напряжениям
st
= t-1/(kttv/et
+
yt tm)
= 195/(2,30·3,8 + 0,1·3,8) = 21,4
Общий коэффициент запаса прочности
s = sσst/(sσ2
+ st2)0,5
= 9,6·21,4/(9,62 + 21,42)0,5 = 8,7 >
[s] = 2,0
Тихоходный вал
Рассмотрим сечение, проходящее под опорой С.
Концентрация напряжений обусловлена подшипником посаженным с гарантированным
натягом. Материал вала сталь 45, улучшенная: sВ
=
930 МПа [2c34]
Пределы выносливости:
·
при
изгибе s-1
»
0,43×sВ
= 0,43×930
= 400 МПа;
·
при
кручении t-1 »
0,58×s-1
= 0,58×400
= 232 МПа.
Осевой момент сопротивления
W = πd3/32
= π453/32 =
8,95·103 мм3
Полярный момент сопротивления
Wp
= 2W = 2·8,95·103
=17,9 мм
Амплитуда нормальных напряжений
σv
=
Mи/W
= 356,6·103/8,95·103 = 39,8 МПа
мплитуда и среднее напряжение цикла касательных
напряжений
tv
= tm
= T2/2Wp
=184,5·103/2·17,9·103 = 5,2 МПа
Коэффициенты:
kσ/eσ
=
4,2; kt/et
= 0,6 kσ/eσ
+
0,4 = 0,6·4,2 + 0,4 = 2,9
Коэффициент запаса прочности по нормальным
напряжениям
sσ
= σ-1/(kσσv/eσ)
= 400/4,2·39,8 = 2,4
Коэффициент запаса прочности по касательным
напряжениям
st
= t-1/(kttv/et
+
yt tm)
= 232/(2,90·5,2 + 0,1·5,2) =14,9
Общий коэффициент запаса прочности
s
=
sσst/(sσ2
+ st2)0,5
= 2,4·14,9/(2,42 +14,92)0,5 = 2,3 > [s]
= 2,0
Тепловой расчет редуктора
Температура масла в корпусе редуктора:
= 95 °С,
где tв = 18 °С - температура окружающего
воздуха;
Kt = 17 Вт/м2×К -
коэффициент теплопередачи;
А = 0,36 м2 - площадь
поверхности охлаждения
tм = 18 +
0,705×103(1
- 0,78)/17×0,36 = 43 °С.
Условие tм
<
[tм]
выполняется.
Технический уровень редуктор
Масса редуктора
m = φρd10,785d22∙10-9
= 9,5∙7300∙50∙0,785∙2002∙10-9
=109 кг
где φ
= 9,5 - коэффициент заполнения редуктора
ρ = 7300 кг/м3
- плотность чугуна.
Критерий технического уровня редуктора
γ = m/T2
=109/185 = 0,59
При γ
> 0,2 технический уровень редуктора считается низким, а редуктор морально
устаревшим.
Литература
1.
Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин.-М.: Высш. шк., 1991.-432
с.
.
Курсовое проектировании деталей машин. /С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М.
Чернин и др. - М.: Машиностроение, 1988. - 416 с.
.
Чернилевский Д.В. Проектирование деталей машин и механизмов. - М.: Высш. шк.
1980.
.
Леликов О.П. Курсовое проектирование. - М.: Высш.шк.,1990.
.
Дунаев Н.В. Детали машин. Курсовое проектирование. - М.: Высш. шк., 2002.
.
Альбом деталей машин.
.
Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. Т.1-3 -
М.:Машиностроение, 1978.
.
Федоренко В.А., Шошин А.И. Справочник по машиностроительному черчению. - Л.:
Машиностроение, 1988.