Добавил:

Upload Опубликованный материал нарушает ваши авторские права? Сообщите нам.

Вуз:

Орский гуманитарно-технологический институт (филиал ОГУ)

Предмет:

[НЕСОРТИРОВАННОЕ]

Файл:

вар13.docx

Скачиваний:

Добавлен:

01.03.2025

Размер:

457.16 Кб

Скачать

☆

1 / 41 2 3 4 > Следующая >>>

1 Выбор электродвигателя и кинематический расчёт

1.1. Общий КПД привода

- потери в зубчатой (червячной) передаче

- потери в одной паре подшипников

- потери в ремённой (цепной) передаче

- потери в муфте

1.2. Требуемая мощность двигателя

Р_тр = = кВт

1.3. Выбор электродвигателя и кинематический расчёт

По мощности на ведущем валу P_тр=2,1кВт по каталогу электродвигателей подбираем трехфазный асинхронный короткозамкнутый электродвигатель единой серии 4А типоразмера 112МА8 с мощностью P_дв = 2,2 кВт и номинальной частотой вращения ротора n_сх = 750 об/мин, S=6,0 %

Число оборотов вала двигателя

n_дв = n_сх - =750-

1.4. Передаточные числа передач привода

u_общ = = - общее передаточное число привода

u = 4 - редуктора

u _n = = - ремённой передачи

3.5. Частота вращения валов привода

n₁= n_дв =705 (об/мин) - ведущий вал привода

= = (рад/с)

n₂= = (об/мин) - ведущий вал редуктора = = (рад/с)

n₃= = (об/мин) - выходной вал редуктора

₃ = = (рад/с)

3.6. Вращающие моменты на валах привода

Т₁ = = (Нм) - ведущий вал привода Т₂ = =26,7∙ 3,53· 0,97=91,3(Нм) - входной вал редуктора

Т₃ = =91,3·4 ·0,97 ·0,99²· 0,98=379,7 (Нм) - выходной вал редуктора

Таблица 1- Кинематические характеристики редуктора

№ п/п	Наименование параметра	Обозначение	Размерность	Значение
1	Передаточное число		–	5
2	Частота вращения ведущего вала			199,7
3	Частота вращения ведомого вала			50
4	Вращающий момент на ведущем валу			91,3
5	Вращающий момент на ведомом валу			379,7

2 Расчёт зубчатой передачи редуктора

2.1 Выбор материала и назначение термической обработки

Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, принимаем для зубчатых колес материал со средними механическими характеристиками – сталь 45 с твердостью НВ < 350, термообработка – улучшение. Для улучшения прирабатываемости колес принимаем твердость по Бринеллю для шестерни – HB₁ = 230, для колеса на 30 единиц меньше – HB₂ = 190 [9]. Предел прочности материала колес , предел текучести [9].

2.2 Определение допускаемых контактных напряжений (МПа)

Расчётное допускаемое напряжение

[ _н] =0,45 ( [ _н1] + [ _н2] ) ,

Должно быть выполнено условие: [ _н] 1,23 [ _н ]_min

Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса

[ _н1] = , [ _н2] = ,

где [S_Н] - коэффициент безопасности по таблице 4.

[S_Н] =1,1

предел контактной выносливости при базовом числе циклов нагружения по таблице 5.

K_HL= 1 - коэффициент долговечности, при числе циклов нагружения больше базового (т.е. при длительной эксплуатации редуктора)

[ _н1] = [ _н2] =

[ _н] =0,45(481,8+409)=400,1 МПа

[ _н] 1,23 [ _н ]_min490,5 1,23·409

Условие выполняется

2.3 Определение параметров передачи и геометрических размеров

2.3.1 - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями по таблице 6.

=1,15

2.3.2 Коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию _ba по следующим рекомендациям:

для косозубых передач- 0,25… 0,63 из стандартного ряда.

Примем _ba =0,4

2.3.3 Коэффициент К_а для прямозубых передач - 49,5; для косозубых и шевронных - 43.

К_а=43

2.3.4 Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев по формуле (Т₂ в Нмм):

Полученное значение округляем до стандартного большего.

a_ω=112 мм

Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации: m_n ≈(0,01…0,02) =(0,01…0,02)112=1,12…2,24мм

Согласуем с ГОСТ 9563-60: m_n =2,0 мм

2.3.5 Примем предварительно угол наклона зубьев 10⁰ и определим числа зубьев шестерни и колес:

Z₁= =

Принимаем Z₁=22

Z₂= =22·4=88; (принимаем тоже целое число)

Уточнённое значение угла наклона зубьев

cos = =

Тогда =10,9⁰

2.3.6 Основные размеры шестерни и колеса:

Диаметры (c точностью до сотых)

делительные d₁ = =

d₂ = =

Проверка: а = =

Диаметры вершин зубьев (c точностью до сотых):

d_а₁ = d₁ + 2m _n=44,8+2·2=48,8мм

d_a2 = d ₂ +2m_n=179,2+2·2=183,2 мм

Диаметры впадин зубьев (c точностью до сотых):

d_f₁ = d₁ - 2,5m _n=44,8-2,5·2=39,8мм

d_f₂ = d ₂ -2,5m_n=179,2-2,5·2=174,2 мм

Ширина колеса

b₂= =0,4·112=45мм (округляем до целого)

Ширина шестерни

b₁ = b₂ + 5 =45+5=50мм

Определение коэффициента ширины шестерни по диаметру

2.4 Проверка зубьев по контактным напряжениям

2.4.1 Окружная скорость колёс (d₁ - в метрах)

V = = =1,65м/с (округляем до десятых)

При полученной скорости для косозубых передач принимаем 8 степень точности

2.4.2 Коэффициент нагрузки К_н =

где K_H – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба – таблица 8.

K_HV – коэффициент распределения нагрузки между зубьями таблица 9.

K_H – коэффициент динамичности нагрузки таблица 10.

K_H =1,04

K_HV =1,16

K_H =1,0

К_н = =1,04·1,16·1,0=1,2

2.4.3 Расчётные контактные напряжения (Т₂ в Нмм)

_н = = <400МПа

Условие прочности _н [ _н] должно быть выполнено.

Допускается недогрузка 20%, перегрузка 10% - П.

= %

2.8 Силы, действующие в зацеплении (d₁ - в метрах, Т₁ - в Нм)

окружная F_t = =

радиальная F_r = F_t =

осевая F_a = F_t =4330,4·0,17=254,8Н

2.9 Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба.

2.9.1 Коэффициент нагрузки К_F = K_F K_FV=1,12*1,1=1,232

где K_F =1,1- коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине зуба- таблица 11.

Коэффициент динамичности К_FV =1,12таблица 12.

2.9.2 Определяем коэффициенты, учитывающие форму зуба Y_F и зависящие от эквивалентных чисел зубьев шестерни и колеса по таблице 13. Промежуточные значения определяются методом интерполяции.

Z_V₁ = = Z_V₂ = =

2.9.3 Предел выносливости при отнулевом цикле изгиба ₀_Flim_b и коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала [S_F]' – таблица 14. [S_F]' =1,75

2.9.4 Коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса [S _F]'' по таблице 15. [S _F]''=1

2.9.5 Коэффициент безопасности [S_F]= [S _F]' [S _F]''=1,75·1=1,75

2.9.6 Допускаемые напряжения для шестерни и колеса. [ _F₁] = =

[ _F₂] = =

Определение отношений для шестерни и колеса ;

= =

Дальнейший расчёт следует вести для того из колёс, для кого это отношение меньше.

2.9.7 Коэффициент, учитывающий компенсацию погрешности при использовании формулы для прямозубых передач Y .

Y = 1 - =1-

2.9.8 Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями К_F

K_F

2.9.9. Расчётное напряжение изгиба

_F = =

Проверка прочности на изгиб _F [ _F]

Условие прочности выполнено.

3 Проектировочный расчёт валов редуктора

Проектировочный расчёт проводится на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

3.1. Выбор материала валов

Ведущий вал – материал такой же, как материал шестерни, так как они выполнены заодно целое.

3.2.Технические характеристики материала шестерни и колеса

σ_в=870МПа σ_Т=640МПа τ_Т=380МПа σ_-1=370МПа τ_-1=220МПа

3.3. Ведущий вал

3.3.1. Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении = 25 МПа по формуле (Т₁ в Нмм):

d _в1 = =

Примем d _в1=30мм

3.3.2. Диаметр вала под подшипниками примем из приблизительного расчёта с условием, что его величина должна быть кратна 5:

d_п₁ ≈ d_в₁ + 2t =30+5=35мм

где t =2,5

3.3.3. Диаметр переходного участка вала без колеса примем по стандартному ряду, приведённому выше из приблизительного расчёта:

d_бп1 ≈ d_п1 + 3,2r =35+3·2,2=40мм

где r =2,2

3.4. Ведомый вал

Учитывая влияние изгиба вала от натяжения ремня, принимаем [ _к ] = 20 МПа.

3.4.1. Диаметр выходного конца вала (Т₂ в Нмм):

d_в2 = = Примем d _в2=50 мм

3.4.2. Диаметр под подшипниками

d_п2 ≈ d_в2 + 2t=50+2·3,3≈55мм

3.4.3. Диаметр вала без колеса

d_бп2 ≈ d_п2 + 3,2r=55+3,2·3,5=60мм

3.4.4. Диаметр вала под колесом

d_к2≈ d_бп2 +5мм=60+5=65мм

4 Конструктивные размеры зубчатой пары

4.1. Шестерню часто выполняют заодно целое с валом.

Её размеры определены выше (см. п. 2.6.).

d₁ = 44,8мм; d_а1 =48,8мм; d_f₁ =39,8 мм; b₁ = 50мм

4.2. Колесо кованное.

d₂ =179,2мм; d_а2 =183,2мм ; d_f₂ =174,2 мм; b₂ = 45мм

Таблица 2- Конструктивные размеры зубчатых колёс

Параметры

Формула

Диаметр ступицы стальных колёс

Длина ступицы

Толщина обода цилиндрических колёс

То же конических колёс

Толщина диска кованых колёс

Диаметр центровой окружности

Диаметр отверстий

Фаска

d_ст≈ 1,1 d_к2=1,1·65=90мм

l_ст ≈ 1,2 d_в2=1,2·50=160мм

_п=8мм

( не менее 8 мм)

С ≈ 0,3b=0,3·45=14мм

D_отв ≈ 0,5(D_o + d_ст) =0,5(158+90)=124мм

где D_о= d_f₂-2∙δ_o=174 -16=158мм

d_отв ≈ =

с ≈ 0,5 m_n=0,5·2=1мм

5 Конструктивные размеры корпуса редуктора

5.1 Толщина стенок корпуса и крышки:

≈ 0,025 а + 1=0,025·112+1=8мм

₁ ≈ 0,02 а + 1=0,02·112+1≈8мм

5.2 Толщина фланцев поясов корпуса и крышки (округляем до целого числа):

верхнего пояса корпуса и пояса крышки

b ≈ 1,5 =1,5·8=12мм; b ₁ ≈1,5 ₁=1,5·8=12мм

нижнего пояса

р ≈ 2,35 =2,35·8=18, 8≈19мм

5.3 Диаметр болтов:

5.3.1 фундаментных

d₁ ≈ (0,03...0,036) a + 12=16 мм

Болты с шестигранной головкой по ГОСТ 7805-70

d=20мм S=30мм, Н=13мм, D=33,6мм

Шайбы пружинные ГОСТ 6402-70

d= 20,5 S=b=5,0

Гайки шестигранные ГОСТ 5915-70

р=1,5S =30мм, Н=16мм, D=33мм

5.3.2 крепящих крышку к корпусу у подшипников

d₂ ≈ (0,7...0,75) d₁=0,75·16=12мм

Болты с шестигранной головкой по ГОСТ 7805-70

d=16мм S=24мм, Н=13мм, D=26,5мм

Шайбы пружинные ГОСТ 6402-70

d=18.3 S=b=4,5

Гайки шестигранные ГОСТ 5915-70

р=1,5 S=24мм, Н=13мм, D=26,5мм

5.3.3 соединяющих крышку с корпусом

d₃ ≈ (0,5...0,6) d₁=0,6·16=8 мм

Болты с шестигранной головкой по ГОСТ 7805-70

d=12мм S=19мм, Н=8мм, D=21,1мм

Шайбы пружинные ГОСТ 6402-70

d= 12.1 S=b=3

Гайки шестигранные ГОСТ 5915-70

р=1,25 S=19мм, Н=10мм, D=20,9мм

6 Первый этап компоновки.

Компоновку обычно проводят в два этапа. Первый этап служит для приблизительного определения положения зубчатых колёс и звёздочки относительно опор для последующего определения опорных реакций и подбора подшипников.

Компоновочный чертёж выполняем в одной проекции – разрез по осям валов при снятой крышке редуктора; желательный масштаб 1:1, чертить тонкими линиями.

Примерно посередине листа параллельно его длинной стороне проводим горизонтальную осевую линию: затем две вертикальные линии – оси валов на расстоянии а .

Вычерчиваем упрощённо шестерню и колесо в виде прямоугольников; шестерня выполнена заодно целое с валом (п. 4.1.); длина ступицы колеса рассчитана в п.4.2.

Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса:

а). принимаем зазор между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса А₁=1,2 =1,2·8=9,6мм ≈10мм ;

при наличии ступицы зазор берётся от торца ступицы;

б). принимаем зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса А = ₁=8 мм;

в). принимаем расстояние между наружным кольцом подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса А = ₁;

Предварительно намечаем радиальные шарикоподшипники средней серии; габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников d_п1 и d _п2 (таблица 24). Составим таблицу:

Таблица 3- Шарикоподшипники радиальные однорядные ГОСТ 8338-75

Вал	Условное обозначение подшипника	d (d_n)	D	B	Грузоподъёмность, кН
		Размеры, мм				С		С₀
Ведущий	207	35	72	17	22,5		13,7
Ведомый	211	55	100	21	43,6		25,0

Решаем вопрос о смазывании подшипников. Принимаем для подшипников пластичный смазочный материал (таблица 25). Для предотвращения вытекания смазки внутрь корпуса и вымывания пластичного смазочного материала жидким маслом из зоны зацепления устанавливаем мазеудерживающие кольца. Их ширина определяет размер у = 8…12 мм. Они должны «заходить» внутрь корпуса на 1…2 мм.

Глубина гнезда подшипника

l_г≈ 1,5В=1,5·21= 32мм.

Толщину фланца крышки подшипника

h принимают примерно равной диаметру d₀ отверстия. h =16мм

Диаметр винта d_в≈0,1D. Высоту головки винта примем

Н ≈0,7d_в=0,7·16=11,2мм;

e ≈ d_в=16мм;

f ≈(1,0 - 1,2 )d_в=16м;

D₂≈D₁ + (4…4,5)d_в=;

d_в ≈ d₀ – (1…2 мм ).

Число винтов 4 при D < 80мм. Все полученные размеры округляются до целых чисел, диаметр винта– до диаметра резьбы по ГОСТ.

Устанавливаем размер l_к ≈ 0,5∙ d_в2 + 50=0,5∙70+50=85мм

а также l_м ≈ 0,5∙ d_в1 + 50=0,5∙40+50=70мм

Измерением находим расстояния на ведущем валу l₁ и на ведомом – l₂.

Примем окончательно l₁ = l₂ =60,5мм.

7 Проверка долговечности подшипников валов редуктора

7.1 Ведущий вал

Из предыдущих расчётов имеем

F_t =1330,4Н; F_r =493 Н ; F_a =254,8Н; а также

F_м = =125,6Н(Т₁ в Нм)

Из первого этапа компоновки

l₁ =60,5мм; l_м =70мм.

7.1.1 Составляем расчётную схему вала и определяем реакции опор.

7.1.2 Для определения реакций опор составляем уравнения равновесия и решаем их.

Вертикальная плоскость:

М₁ = F_r l₁ – R_y₂ 2l₁ – F_a = 0

М₂ = - F_r l₁ – F_a + R_y₁ 2l₁ = 0

Горизонтальная плоскость:

М₁ = F_м l_м – F_t l₁ + R_x₂ 2l₁= 0

М₂= F_м ( l_м + 2l₁ ) + F_t l₁ – R_x₁ 2l₁ = 0

Отсюда реакции опор будут равны:

R_y₁ = ;

R_y₂ =

R_x₁ = ; R_x₂ =

Проверка: ΣХ= -R_x₁- R_x₂+F_t+F_м=0 ; -863,5-592,5+1330,4+125,6=0

ΣУ= -R_y₁ -R_y₂+F_r=0; -293,7-199+493=0

7.1.3 Суммарные реакции:

R _r₁ =

R _r₂ =

7.1.4 Подбирать подшипники необходимо по наиболее нагруженной опоре 1.

7.1.5 Далее определяется эквивалентная нагрузка по формуле:

Р_э = (XVR_r + YF_a) K K_т

Где Х и Y определяются по таблице 29,

температурный коэффициент К_т =1 по таблице 30,

коэффициент безопасности К =1,3 по таблице 31,

V=1 (при вращении наружного кольца подшипника).

; е=0,22

; Х=0,56; Y=1,99

Р_э =(0,56·1·0,912+1,99·0,255)1,3·1=1,496 кН

7.1.6 Расчётная долговечность (С₁ в Н):

L_h = (ч.)

L_h =

условие долговечности выполнено L_h ,

где для цилиндрических редукторов =

Так как запас долговечности большой, то можно предположить, что подойдут подшипники лёгкой серии.

7.1.7 построим эпюры крутящего и изгибающих моментов ( в расчёте – l₁ и l_м в м).

Эпюра M_z.

M_z= T₁=29,8Нм

Эпюра М_х.

М_хА= М_х2= М_х1 =0

М^лев_хВ= =-293,7·0,0605=-17,8 Нм

М^пр_хВ= =-199,3·0,0605=-12,1 Нм

Эпюра М_у.

М_уА= М_у2= 0

М_у1= =-125,6·0,070=-8,8 Нм

М_уВ= =592,5 ·0,0605=-35,85 Нм

7.2 Ведомый вал

Расчёт проводится аналогично ведущему валу. Консольная нагрузка от действия конвейера F_K = =125 (Т₂ – в Нм).

Из предыдущих расчётов имеем F_t =7157Н; F_r =2714 Н ; F_a =2057Н;

Из первого этапа компоновки l₂= 60,5мм; l_к = 85мм

7.2.1 Составляем расчётную схему вала и определяем реакции опор.

7.2.2 Для определения реакций опор составляем уравнения равновесия и решаем их.

Вертикальная плоскость:

М₃ = -F_r l₂ + R_y₄ 2l₂ – F_a = 0

М₄ = + F_r l₂ – F_a - R_y₃ 2l₃ = 0

Горизонтальная плоскость:

М₄ = F_К l_К - F_t l₂ + R_x₃ 2l₂= 0

М₃= F_К ( l_К + 2l₂ ) + F_t l₂ – R_x₄ 2l₂ = 0

Отсюда реакции опор будут равны:

R_y₃ = = ; R_y₄ = =

R_x₃ = = ; R_x₄ = =

Проверка: ΣХ= R_x₃+ R_x₄ -F_t -F_К=0; 2907,4-260-1330,4-1317=0

ΣУ= R_y₃+R_y₄ -F_r=0; 435,2+57,8-493=0

7.2.3 Суммарные реакции:

R _r₃ =

R _r₄ =

7.1.4 Подбирать подшипники необходимо по наиболее нагруженной опоре 3.

7.1.5 Далее определяется эквивалентная нагрузка по формуле:

Р_э = (XVR_r + YF_a) K K_т

Где Х и Y определяются по таблице 29,

температурный коэффициент К_т =1 по таблице 30,

коэффициент безопасности К =1,3 по таблице 31,

V=1 (при вращении наружного кольца подшипника).

; е=0,19

; Х=1; Y=0

Р_э =(1·1·2,94+0)1,3·1=4,322 кН

7.1.6 Расчётная долговечность (С₁ в Н):

L_h = (ч.)

L_h =

условия долговечности выполнено L_h ,

где для цилиндрических редукторов =

7.1.7. Построим эпюры крутящего и изгибающих моментов ( в расчёте – l₁ и l_м в м).

Эпюра M_z.

M_z= T₂=111Нм

Эпюра М_х.

М_х3= М_х_D= М_х4 =0

М^лев_х_C= =435,2·0,0605=26,3 Нм

М^пр_х_C= =57,8· 0 ,0605=3,5 Нм

Эпюра М_у.

М_у_D= М_у3= 0

М_у4= =1317·0,085=111,95Нм

М_у_C= - =-2907,4·0,0605=-175,87 Нм

8 Второй этап компоновки.

Второй этап компоновки имеет целью конструктивно оформить зубчатые колёса, валы, корпус, подшипниковые узлы и подготовить данные для проверки прочности валов и некоторых других деталей.

Вычерчиваем шестерню и колесо по конструктивным размерам, найденным ранее. Шестерню выполняем за одно целое с валом. Размеры колёс см. в таблице.

Таблица 4- Основные элементы корпуса редуктора

Параметры	Ориентировочные соотношения, мм
Толщина стенки корпуса и крышки редуктора: Одноступенчатого цилиндрического	Во всех случаях и ≈ 0,025 а + 1=0,025·112+1=8мм ₁ ≈ 0,02 а + 1=0,02·112+1=5≈8мм
Толщина верхнего пояса корпуса	b=1,5 =12мм
Толщина нижнего пояса крышки корпуса	b₁=1,5 =12мм
Толщина нижнего пояса крышки корпуса	р=2,35 =2,35·8=19мм
Толщина рёбер основания корпуса	m=(0,85…1) =8мм
Толщина рёбер крышки	m₁=(0,85…1) =8мм
Диаметр фундаментных болтов	d₁ ≈ (0,03...0,036) a + 12=16мм
Диаметр болтов: у подшипников соединяющих основание корпуса с крышкой	d₂ ≈ (0,7...0,75) d₁=0,75·16=12 d₃ ≈ (0,5...0,6) d₁=0,6·16=8мм
Размеры, определяющие положение болтов d₂	e (1…1,2)d₂=16мм; q 0,5d₂+ d₄=8+16=24мм d₄ – крепление крышки подшипника
Высота бобышки под болт d₂	h_б выбирают конструктивно так, чтобы образовалась опорная поверхность под головку болта и гайку. Желательно у всех бобышек иметь одинаковую высоту h_б.

Вычерчиваем крышки подшипников с уплотнительными прокладками и винтами. Винт условно заводится в плоскость чертежа. Вычерчиваем корпус редуктора. Все необходимые данные берём из таблиц 22, 23, 24, 32, 33, 34. А

налогично конструируем узел ведомого вала.

dп

а ведущем и ведомом валах принимаем шпонки призматические со скруглёнными торцами по ГОСТ 23360-78 (таблица 34). Вычерчиваем шпонки, принимая их длины на 5-10 мм меньше длин ступиц.

Материал шпонок – сталь 45 нормализованная ( ).

Примем шпонки согласно ГОСТа и составим таблицу:

Таблица 5- Шпонки призматические (ГОСТ 23360-78)

Место установки шпонки	Т, Нмм	d	b	h	t₁	l
Место установки шпонки	Т, Нмм	мм
На выходном конце ведущего вала	29,8	30	8	7	4	25
На выходном конце ведомого вала	111	50	14	9	5,5	45
Под колесом ведомого вала	111	65	18	11	7,0	50

9 Проверка прочности шпоночных соединений

Напряжения смятия и условие прочности по формуле (Т в Нмм):

Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице =100…120 МПа

Все шпонки удовлетворяют условию прочности.

10 Уточнённый расчёт валов

Примем, что нормальные напряжения изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения – по отнулевому (пульсирующему).

Уточнённый расчёт состоит в определении коэффициентов запаса прочности n для опасных сечений и сравнении их с требуемыми значениями =1,7…2,2. Прочность соблюдена при .