Главная Учебники - Разные Лекции (разные) - часть 52
Содержание
1. Выбор электродвигателя и силовой расчет привода 2. Расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи 3. Прочный расчет валов 4. Предварительный выбор подшипников 5. Уточненный расчет валов на статическую прочность 6. Подбор подшипников и их проверка на долговечность 7. Определение размеров корпуса редуктора 8. Конструирование зубчатого колеса 9. Определение размеров крышек подшипников 10. Расчет шпонок. Проверочный расчет шпонок 11. Выбор смазки зубчатого зацепления и подшипников Вывод 1. Выбор электродвигателя и силовой расчет привода
Р2 =4.6 квт , частота вращении ведомого вала п2
=135 об∕мин Выбор электродвигателя общий КПД привода: ήобщ. = ή рп ∙ ή (1) ή рп - кпд решенной передачи ή-кпд зубчатой передачи редуктора с учетом потерь в подшипников Принимаем: ή рп = 0.95 ή= 0.97 ήобщ. = 0.95 ∙ 0.97 = 0.92 Требуется мощность электродвигателя: Рэ = р2 ∕ ήобщ. = 4.6 ∕ 0.92 = 5 кВт (2) Ориентированная частота вращения требуемого электродвигателя nэ принимаем U =4 – передаточное число зубчатой передачи редуктора, Uр.п =3 – передаточное число решенной передачи Общее передаточное число привода: Uобщ. = Uр.п ∙ U = 3 ∙ 4 =12 (3) nэ = n2 ∙ Uобщ. = 135 ∙ 12 = 1620 об∕ мин (4) По полученным значениям Рэ и nэ, выбираем электродвигатель. Принимаем электродвигатель с синхронной частотой вращения nс =1500 об∕ мин, тип двигателя 4АМ║2МА643,мощность Р= 5,5 кВт синхронная частота вращения n= 1445 об∕ мин Киниматический расчет Уточняем общее передаточное число привода Uобщ. = n ∕ n2 ∙ 1445 ∕135 = 10.7 (5) Производим разбивку U′общ. по ступеням, стандартное значения передаточного числа решенной передачи Uр.п = U′общ. ∕ U = 10.7 ∕ 4 = 2.67 (6) Частота вращения и угловые скорости вала: вал электродвигателя n= 1445 об∕ мин ω = П ∙ n ∕30 = П ∙ 1445 ∕30 = 151.2 рад ∕с (7) ведущий вал редуктора: n1 = n ∕ Uр.п = 1445 ∕ 2.67 = 541.2 об∕ мин (8) ω 1 = ω ∕ Uр.п = 151.2 ∕ 2.67 = 56.74 рад ∕с ведомый вал редуктора: n2 = n1 ∕ 4 = 541.2 ∕ 4 = 135 об∕ мин ω 2 = ω 1 ∕ 4 = 56.74 ∕ 4 = 14.2 рад ∕с Силовой расчет Вращение момента на валу привода вал электродвигателя: М = Рэ ∕ ω = 5 ∙ 10³ ∕ 151.2 = 33 км (9) Ведущий вал редуктора М1 = М ∙ Uр.п ∙ ή рп = 33 ∙ 2.67 ∙ 0.95 = 83.7 км (10) Ведомый вал редуктора М2 = М1 ∙ U ∙ ή = 83.7 ∙ 4 ∙ 0.97 = 325 км вал Частота вращения n1 оборотов в минуту Углов скорость U1 рад ∕с Вращающий момент М, Км электродвигатель 1620 об∕ мин 151.2 рад ∕с 33 Км ведущей 541.2 об∕ мин 56.74 рад ∕с 83.7 Км ведомый 135 об∕ мин 14.2 рад ∕с 325 Км 2. Расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи
Материалы зубчатых колес. Сталь 45 с термообработкой – улучшенная. Выбираем 269…302 НВ; диаметре (предполагаемом) D ≤ 80 мм для колеса твердость 235…262 НВ2 ; при предполагаемой ширине заготовки колес S ≤ 80 мм Выбираем среднее значение твердости: Твердость шестерни – 280 кв1; Твердость колеса – 250 кв2 При этом НВ1 – НВ2 = 280 – 250 = 30 ( условие соблюдает) Допускаемые контактные напряжения для материала шестерни и колеса [ [Sп] = 1.1 кп = 1 [ Для надежности при расчете прямозубых цилиндрических передач за величину [ Принимаем [ Допускаемые напряжения изгиба по формуле: [ где [Sf] = 1.75 кfc = 1/1,8nB1; kfl =1/_1,8·280 [ [ Расчетные коэффициенты. Принимаем 4а=0,4 как для симметрично расположенных колес, и коэффициент Кив=1, как для прирабатывающих колёс (твердость колёс меньше 350 нв , нагрузка постоянная). Мешаевы расстояние передачи по стандарту принимаем аn=160мм. Ширина зубчатого венца колеса: в2=ψa·am=0,4·160=64 мм Шестерни: в1≈1,12·в2=1,12·64=71,7мм Принимаем стандартное значение по таблице: В2=63мм; В1=71мм Модуль зубьев по формуле: m = _6,8М2(W+1)/4·aw·b2[Gк]2 = 6,8·325·2·10³·5/4·160·63·257 = 1,07 мм принимаем стандартное значение m=2 мм Суммарное число зубьев: число зубьев шестерни Фактическое передаточное число: Иф = - что соответствует заданному (номинальному значению) Основные геометрические размеры передачи: Делительные диаметры d1 = m · d2= m · уточняем межосейное расстояние: an = (d1 + d2)/2 = (64+256)/2 = 160мм (20) Диаметр окружностей верхних зубьев шестерни и колеса: da1 = d1+2м = 41+2 · 2 = 52 da2 = d2+2м =192+2 · 2 = 196 Пригодность заготовки шестерни Д и ширина S: Д = da1 + 6мм = 52+6=58мм Д=58мм< 80 мм S=b2+4мм=63+4=67<80 мм Условие пригодное заготовок выполняются последовательно, требуется механические характеристики м.б. получены при термообработке. Выбранная сталь 45 не требует применений. Окружная скорость зубчатых колес и степень тонкости υ = п · n1 · d1/60 = 3.14 · 472.2 · 10³ · 63/60 = 1.6 м/с (21) Для уменьшения динамической нагрузки применяем 8 степень точности (по таблице) Силы в зацеплении i окружная сила Ft = 2м2/d2 = 2
·
325
·
10³ /
256 = 2539H (22) Fr = Ft ctg аw = 2539,1 · tg20º = 2539,1 · 0.36 = 914 H (23) Принимаем коэффициент динамической нагрузки Knυ=1.2 (по таблице) Рассчитываем контактное напряжение. по условию Т.к. расчетное Gn=412 н/мм² находится в пределах допускаемых значений напряжений, то контактная прочность зубьев обеспечивается Коэффициент формы зуба Јf : для шестерни : для колеса: сравнительная характеристика прочности зубьев на изгиб Шестерни: [ колеса : [ Прочность зубьев колеса оказалась менее прочности зубьев шестерни. [ - поэтому проверенный расчет передачи на изгиб надо выполнять по зубьям колеса. Принимаем коэффициенты: К Fв=1 К Fυ=1,4 Расчетное напряжение изгиба в основании ношии зубьев колеса: [ Прочность зубьев на изгиб обеспечивается. 3. Прочный расчет валов
Выбор материалов валов. Для ведущего и ведомого вала выбираем ст.45 с термообработкой улучшения с механическими Характеристиками НВ 240 Ведущий вал. Выбираем конструкцию вала Определяем диаметр выходного конца вала по формуле dк= где диаметр dn диаметр пальцевого участка вала. М1 (ИМ)- вращающий момент на ведущем валу редуктора. [τк] 20…25 н/мм², допускаемое касательное напряжения . dк = по стандарту принимаем dk = 26 мм где dy - диаметр участка вала под уплотнением. dy=26+4=30мм dn=30+5=35мм dw=35+5=40мм Ведомый вал. Выбираем конструкцию вала. М2 = 325 мм τ= 25 dk = по стандартному выбираем dy =42 мм dy = 42+3=45 мм dn = 45+5=50 мм dзк = 50+2=52 мм dб = 52+3=55 мм 4. Предварительный выбор подшипников
Предварительный выбор ведущего вала. dn = 35 мм легкой серии №207 Д=72 мм В1=17 мм Предварительный выбор ведомого вала dn = 50 мм легкой серии №210 Д=90 мм В1=20мм 5. Уточненный расчет валов на статическую прочность
Ведущий вал. Чертим расчетную схему вала. Определяем расстояние между опорами и силами зацепления l1 = l1′= x+y+b1/2+ b1/2 м (1) [3] где х =10мм расстояние от стенки корпуса до шестерки: b1=71 мм b1- ширина шестерни B1 – это ширина подшипника Ј – 20 мм расстояние от подшипника l1 = l1′= 10+ 20+71/2+17/2 = 30+35,5+8,5 = 74мм = 0,074м Определяем реакции опор в вертикальной плоскости R ay = R ву = Fr
1/
2= 914/
2 = 457 Н (27) Fn1 – рациональная нагрузка на материи R Определяем реакцию опор в горизонтальной плоскости. R ах = Rвх= Ft /2=2539.1/2 = 1269.6 Н Определим изгиб момента в вертикальной плоскости и построим эпюру моментов М ах= 0 М вх = 0 М сх = - R ау · l1= - 457 · 0.074 = - 33.82 Hм Определим изгиб момента. Мау = 0 Мву = 0 Мсу = -Rax · l1= -1269.6 · 0.074=m-33.82 Нм Определяем крутящий момент. Мк = М1 = 83,7 и.м Определяем суммарный изгибающий момент в сечении. Мкс = Определим эквивалентный момент в сечении. Мэ = Определим диаметр вала в опасном сечении. dm = Находим диаметры остальных участков вала исходя из dш
dn = dш
(-2...5)= 30-5 = 25 мм dу = dn (-2,,,5) = 25-3 = 22 мм dn = dу (-2...5) = 22-2 = 20 мм .2. Ведомый вал. l
2 =
l
2' =
x
+
y
+ в 2/2 +
В2/2 (30) В2 =20 мм в 2=
63 мм l
2=
l
2'
=10+20 +63/2+20/2= 40+31.5 = 71.5 мм = 0.072м Ray = 457 н Rax = 1269,6 н Мсх = - Ray · l
1 = -475 · 0,072 = - 32,9нм Определим изгиб момента. Мсу = Raх · l
1 = - 1269,6 · 0,072 = - 91,41 нм Мк = М2 = 325 и.м Мuc = Мэ = dyk = dn = dш –
(2…5) = 42 – 2 = 40 мм dу = dn (- 2 …5) = 40 - 4 = 36 мм dк = dу ( - 2 …5) = 36 – 4 = 32 мм 6. Подбор подшипников и их проверка на долговечность
Ведущий вал. суммарная радиальная опора реакции: Rra = Rrв = Выбор типа подшипника. Для опор валов цилиндрических колес при отсутствии осевой силы принимаем радиальные однорядные шарикоподшипники. Проверяем возможность установки подшипника средней серии № 305 d = 25мм Д
= 62мм В = 17 мм Сr = 22.5 Выбор коэффициентов в соответствии с условиями работы подшипников принимаем коэффициенты: V = 1; Кб= 1.4 ; Кт = 1; а1 = 1; а23 =
0,7. Определяем эквивалентную динамическую нагрузку. Rэ∆ = Rэв = Rэ = V · R ra · Кб · Кт = 1 · 1349,35 · 1.4 · 1 = 1889.09 н = 1.89Кн Базовая долговечность подшипника. L10 = a1 · а23
· (
C
r/ Rэ) = 1 · 0,7 (22.5 : 1.89)³ = 1179.61 г
(32) Базовая долговечность подшипника. L10h
=
10³·
L
10/
60r1=10·179.61/
60·541.2 =36326.99 ч>
[L10h
]=10000ч-
долговечность обеспечена Ведомый вал. Суммарная радиальная опорная реакция: Rra = 1349.35 h выбор типа подшипника для опор валов цилиндрических колес при отсутствии осевой силы принимаем радиальные однорядные шарикоподшипники. Проверяем возможность установки подшипника легкой серии № 208 d = 40 мм В = 18 мм Д
= 80 мм C = 32 6.2.3. Выбор коэффициентов в соответствии с условиями работы подшипников , принимаем коэффициенты: V = 1; Кб = 1.4; Кт = 1; а1 = 1; а23 =
0,7. Определяем эквивалентную динамическую нагрузку: Rэа = Rэв = Rэ = V·Rra·Кб·Кт = 1· 1349.35 ·1.4 ·1 = 1889.09 n = 1.89 Kn (34) Базовая долговечность подшипника. L10 =1· 0.7 · (32/1.89)³ = 0.7 · 4826.81 = 3378.77 (ч)
Базовая долговечность подшипника L10h
= 10³ · 3378.77/
60·135= 41713.09 (ч ) -
долговечность обеспечена 7. Определение размеров корпуса редуктора
Толщина степени основания корпуса Sкп= Sкр= Принимаем Sкорп = 6мм Толщина степени основания корпуса. Sкр = 0.9 Sкорп. > 6мм (36) Sкр = 0.9· 6 = 5.4 мм Принимаем Sкр = 6 мм Толщина ребра в основании Sреб = Sкорп = 6 мм Толщина подъемного уха в основании: Sу = 2.5 Sкр = 2.5 · 6 = 15 мм (37) Диаметр стяжного болта dб = dб = Диаметр штифтов: dшт = ( 0.7 ....0.8) dб = 0.8 ·10 = 8 мм (39) Толщина фланга по разъему : Sфл = 1.5· dб = 1.5 · 10 = 15 мм (40) Диаметр фундаментального болта dб = dб = принимаем dф = 12 мм Толщина лампы фундаментального болта: Sф = 1.5 · dф = 1.5 · 12 = 18 мм (42) Высота центров редуктора: Н0 = ( 1 … 1.12 ) · aw = 1 · 160 = 160 мм (43) Расстояние между торцом шестерни (вдоль оси) и выступающими элементами части корпуса : Δ1 = 0.8 Sкорп (44) Δ1 = 0.8 · 6 = 48 мм Ширина пояса жесткости (фланца) в
ф ≥ 1.5 dф в
ф = 1.5 ∙ 12 = 18 мм Расстояние между зубьями колеса в радиальном направлении и торцом фланга, днищем основания: Δ2 = 1.2 · Sкорп = 1.2 · 6 = 7.2 мм 8. Конструирование зубчатого колеса
Выбираем конструкцию колеса. Обод ( элемент колеса) Диаметр : da = 196 мм Толщина: S = 2.2 · т
+ 0.05 в2 = 2.2 · 1.07 + 0.05 ·
63 = 5.5 мм (46) Ширина: в2 =
63 мм Ступица. Диаметр внутренний: d = d3К =42мм Диаметр наружный: dСТ = 1.55 · d = 1.55 · 42 = 65.1 мм (47) Толщина: Sст = 0.3 · d = 0.3 · 42 = 12.6 мм Длина: l
ст = 1.5 d = 1.5 · 42 = 63 мм (48) Диск Толщина: С = 0.5 (S + S ст) = 0.25· в2 =
0.25 · 63 = 15.75мм (49) Радиусы закругленный и уклон: R = 6 J >7° 9. Определение размеров крышек подшипников
Выбираем конструкцию крышек подшипников. Принимаем крышки врезанные с отверстиями и глухие: Ведущий вал. Д = 62 мм h
1
= 5 мм Д0 = 67мм l
= 8 мм Д3 = 52мм l
1 = 2 мм h
= 14мм В = 10 мм Ведомый вал. Д = 80 мм h
1
= 5мм Д0 = 85мм l
= 10мм Д3 = 72мм l
1 = 2мм h
= 16мм В = 10мм 10. Расчет шпонок. Проверочный расчет шпонок
Ведущий вал. Для диаметра вала d = 20мм принимаем размеры сечения шпонки: в
= 6мм t2 = 2.8 мм h
=
6 мм l
ст = 36 мм t1 = 3.5мм Расчет длины шпонки и рабочей длины: l
ш
= (5…10) l
ст l
ш =
36 -8 = 28 мм l
р = l
ш
- в
= 28 – 6 = 22 мм (50) Расчетное напряжение смятия: Прочность на смятие обеспечивается. Ведомый вал Для диаметра вала d = 32 мм принимаем размеры сечения шпонки: в
= 10мм t2 = 3.3 мм h
= 8 мм l
ст = 42мм t1 = 5мм Расчет длины шпонки и рабочей длины: l
ш
= 42 – 8 = 34мм l
р = 34 – 10 = 24 мм 10.2.3. Расчет напряжения смятия: Прочность на смятие обеспечена. 11. Выбор смазки зубчатого зацепления и подшипников
Смазывание зубчатого зацепления. Для редукторов общего назначения применяют непрерывное смазывание жидким маслом катерным непрочным способом ( окупанием). Этот способ применяют для зубчатых передач при окруженных скоростях от 0.3 до 12.5 м/с. Выбор сорта масла зависит от назначения расчетного контактного напряжения в зубьях Gn и фактической скорости υ. Gn = 422.0 н/мм², υ = 1.6 м/с В соответствии с полученными значениями выбираем сорта масла И-Г-А-68 Гост 17479 4-87 Смазывание подшипников. При окруженных скоростях υ<2м/с Полость подшипника, смазывается пластичным материалом и должна быть закрыта с внутренней стороны подшипникового узла внутренним уплотнением. Размер внутренней полости корпуса под эластичный материал должны иметь глубину с каждой стороны подшипника примерно ¼ его ширины. Смазочный материал набивают в подшипник вручную при снятой крышке подшипникового узла на несколько лет. Смену смазочного пластичного материала производят при ремонте. Выбираем для смазки подшипниковый солидол жировой Гост 1033 – 79. Вывод
В курсовом проекте был выполнен проектный расчет редуктора, сборочный чертеж вала, ведомого и зубчатого колеса.
|