1190 / Расчет

Содержание

Техническое задание

1Кинематическая схема машинного агрегата

2Выбор двигателя, кинематический расчет привода

3Выбор материалов червячной передачи и определение допускаемых напряжений

4Расчет закрытой червячной передачи

5Расчет открытой поликлиновой передачи

6Нагрузки валов редуктора

7Проектный расчет валов. Эскизная компоновка редуктора.

8Расчетная схема валов редуктора

9 Проверочный расчет подшипников

10Конструктивная компоновка привода

11Проверочные расчеты

12Расчет технического уровня редуктора

Литература

Лист

Расчетно-пояснительная записка

1 Кинематическая схема машинного агрегата

1.1Условия эксплуатации машинного агрегата.

Проектируемый машинный агрегат служит приводом электрической лебедки и может использоваться на предприятиях различного направления.

Привод состоит из электродвигателя, вал которого через клиноременную пе-

редачу соединен с ведущим валом червячного редуктора, ведомый вал чер-

вячного редуктора через упругую муфту с торообразной оболочкой соединя-

ется со барабаном лебедки. Проектируемый привод работает в 2 смены в ре-

версивном режиме. Характер нагрузки - с малыми колебаниями.

1.2Срок службы приводного устройства

Срок службы привода определяется по формуле

Lh = 365LГКГtcLcKc

где LГ = 5 года – 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 = 1 – число смен

Кс = 1 – коэффициент сменного использования.

Lh = 365·5·0,82·8·2·1 = 33600 часа

С учетом времени затрачиваемого на ремонт, профилактику и т.п. при-

нимаем ресурс привода 30 ·103 часов.

Таблица 1.1

Эксплуатационные характеристики машинного агрегата

2 Выбор двигателя, кинематический расчет привода

2.1Определение мощности и частоты вращения двигателя.

Требуемая мощность рабочей машины

Ррм = Fv = 2,8·0,2 = 0,56 кВт Частота вращения звездочки

nрм = 6·104v/πD = 6·104·0,2/π·300 = 12,7 об/мин Общий коэффициент полезного действия

η = ηрпηчпηпк2ηмηпс

где ηм = 0,98 – КПД муфты [1c.40],

ηчп = 0,70 – КПД закрытой червячной передачи, ηpп = 0,97 – КПД открытой ременной передачи, ηпк = 0,995 – КПД пары подшипников качения, ηпс = 0,99 – КПД

η = 0,97·0,70·0,9952·0,98·0,99 = 0,652.

Требуемая мощность двигателя Ртр = Ррм/η = 0,56/0,652 = 0,86 кВт.

Для проектируемых машинных агрегатов рекомендуются трех-

фазные асинхронные короткозамкнутые двигатели серии 4А. Эти дви-

гатели наиболее универсальны. Закрытое и обдуваемое исполнение позволяет применить эти двигатели для работы в загрязненных услови-

ях, в открытых помещениях и т. п.

Ближайшая большая номинальная мощность двигателя 1,1 кВт

Определение передаточного числа привода и его ступеней

Двигатели серии 4А выпускаются с синхронной частотой вращения

750, 1000, 1500 и 3000 об/мин.

Лист

Расчетно-пояснительная записка

2.2Определение передаточного числа привода и его ступеней

Рекомендуемые значения передаточных чисел [1c.43]:

-для червячной передачи 10÷63

-для открытой ременной 2÷4.

Принимаем для червячной передачи u2 = 40, тогда для открытой пере-

дачи

u1 = u/u2 = u/40

Анализируя полученные значения передаточных чисел и учитывая то,

что двигатели с частотой 3000 и 750 об/мин нежелательно применять без особой необходимости, делаем выбор в пользу варианта 2, так как только в этом случае передаточное число ременной передачи попадает в рекомендуемые границы (2÷4). Таким образом выбираем электродви-

гатель 4АМ80А4.

2.3Определение силовых и кинематических параметров привода

Числа оборотов валов и угловые скорости:

n1 = nдв =1415 об/мин 1 =1415π/30 =148,2 рад/с

Фактическое значение скорости вращения колонны v = πDn3/6·104 = π·300·12,7/6·104 = 0,2 м/с

Отклонение фактического значения от заданного

δ = 0 < 6%

Лист

Расчетно-пояснительная записка

Мощности передаваемые валами:

P1 = Pтр =860 Вт

P2 = P1ηрпηпк =860·0,97·0,995 =830 Вт

P3 = P2ηчпηпк =830·0,70·0,995 = 578 Вт Крутящие моменты:

Т1 = P1/ 1 =860/148,2 = 5,8 Н·м

Т2 = 830/53,3 =15,6 Н·м

Т3 = 578/1,32 = 437 Н·м

Результаты расчетов сводим в таблицу

Лист

Расчетно-пояснительная записка

3Выбор материалов червячной передач и определение допускаемых напряжений

Принимаем, согласно рекомендациям [1c.53], для червяка сталь 45 с

закалкой до твердости >HRC45.

Ориентировочное значение скорости скольжения:

vs = 4,2u 310-3M31/3 = 4,2 40,0 1,32 10-3 4371/3 = 2,14 м/с,

при vs >2 м/с рекомендуется [1 c54] безоловянная бронза БрА9ЖЗЛ,

способ отливки – центробежный: в = 530 МПа; σт = 245 МПа.

Допускаемые контактные напряжения:

[ ]H = 300 – 25vs = 300 – 25 2,14 = 246 МПа.

Допускаемые напряжения изгиба при реверсивной передаче:

[ ]F = 0,16 вKFL,

где КFL – коэффициент долговечности.

KFL = (106/NэН)1/9,

где NэН – число циклов перемены напряжений.

NэН = 573 3Lh = 573 1,32 30000 = 1,8 107. KFL = (106/1,8 107)1/9 = 0,725

[ ]F = 0,16 530 0,725 = 62 МПа.

Таблица 3.1

Механические характеристики материалов червячной передачи

Лист

Расчетно-пояснительная записка

4 Расчет закрытой червячной передачи

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 40,0 число заходов червяка z1 = 1, тогда число зубьев колеса:

z2 = z1u = 1 40,0 = 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 = 8,5 10

принимаем q = 10

Коэффициент смещения

x = a/m – 0,5(q+z2) = 125/5,0 – 0,5(10+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 = 60,0 мм.

Диаметр впадин витков червяка:

df1 = d1 – 2,4m = 50 – 2,4 5,0 = 38 мм.

Лист

Расчетно-пояснительная записка

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:

= arctg(z1/q) = arctg(1/10) = 5,71

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/(1+2) = 220 мм.

Ширина венца колеса:

b2 = 0,355aw = 0,355 125 = 44 мм.

Фактическое значение скорости скольжения

vs = u 2d1/(2000cos ) = 40 1,32 50/(2000cos 5,71°) = 1,58 м/с

Допускаемые контактные напряжения:

[ ]H = 300 – 25vs = 300 – 25 1,58 = 261 МПа.

Коэффициент полезного действия червячной передачи

= (0,95 0,96)tg /tg( + )

где = 2,5 - приведенный угол трения [1c.74].

= (0,95 0,96)tg 5,71°/tg( 5,71°+2,5 ) = 0,67.

Силы действующие в зацеплении Окружная на колесе и осевая на червяке:

Ft2 = Fa1 = 2Т3/d2 = 2 437 103/200 = 5312 H.

Радиальная на червяке и колесе:

Fr1 = Fr2 = Ft2tg = 5312 tg20 = 1934 H.

Лист

Расчетно-пояснительная записка

Окружная на червяке и осевая на колесе:

Ft1 = Fa2 = 2Т2/d1 = 2 15,6 103/50 = 764 H.

Расчетное контактное напряжение

Н = 340(Ft2K/d1d2)0,5,

где К – коэффициент нагрузки.

Окружная скорость колеса

v2 = 3d2/2000 = 1,32 200/2000 = 0,16 м/с

при v2 < 3 м/с → К = 1,0

Н = 340(5312 1,0/50 200)0,5 = 248 МПа,

недогрузка (261 – 248)100/261 = 5,0% <10%.

Расчетное напряжение изгиба для зубьев колеса

F = 0,7YF2Ft2K/(b2m),

где YF2 – коэффициент формы зуба колеса.

Эквивалентное число зубьев колеса:

zv2 = z2/(cos )3 = 40/(cos 5,71°)3 = 40,6 → YF2 = 1,54.

F = 0,7 1,54 5312 1,0/(44 5,0) =26,1 МПа.

Условие F < [ ]F = 62 МПа выполняется.

Так как условия 0,85< H < 1,05[ H] и F < [ F] выполняются, то можно утверждать, что устойчивая работа червячной закрытой передачи обес-

печена в течении всего срока службы привода.

Лист

Расчетно-пояснительная записка