Главная Учебники - Разные Лекции (разные) - часть 62
б) работающие
в результате
возникновения
давления между
зубьями и
кулачками.
2.1.
Выбор двигателя,
кинематический
расчет привода.
2.1.1.
Требуемая
мощность рабочей
машины: Р рм
= 4 кВт.
2.1.2.
Определим общий
коэффициент
полезного
действия (кпд)
привода: η= η зп
* ηпк
* η кп,
где
η
зп
= 0,85 – кпд червячной
передачи,
η
пк
= 0,99 – кпд подшипников
качения ( 2 пары),
η
кп
= 0,95 – кпд клиноременной
передачи.
η
= 0,85. 0,992.
0,95 = 0,79143075.
2.1.3.
Определим
требуемую
мощность двигателя:
Рдв
= Ррм
/
η = 4 /
0,79143075 = 5,054 кВт.
2.1.4.
Определим
номинальную
мощность двигателя:
Р
ном
Рдв
,
Рном
= 5,5 кВт.
2.1.5.
Выбираем тип
двигателя по
табл. К9:
Двигатель
асинхронный
короткозамкнутый
трехфазный
общепромышленного
применения,
закрытый, обдуваемый
типа 4АМ100L2У3,
с частотой
вращения 3000 об/мин,
n
ном.
= 2880 об/
мин.
2.2.
Определение
передаточного
числа привода
и его ступеней
2.2.1.Частота
вращения выходного
вала редуктора:
nрм
= 55 об/мин.
2.2.2.
Определим
передаточное
число привода:
U
= nном1/nрм
=
2880/55 =52,36.
2.2.3.
Определим
передаточные
числа ступеней
привода:
U
= Uзп.
Uоп
= 20. 2,618
2.2.4.
Определим
максимальное
допускаемое
отклонение
частоты вращения
приводного
вала рабочей
машины nрм:
Δnрм=
nрм
*δ
/100
= 55*5/
100 = 2,75
об/мин.
2.2.5.
Определим
допускаемую
частоту вращения
приводного
вала рабочей
машины:
[nрм]
= nрм
+
∆ nрм
=
55+2,75 = 57,75
об/мин.
2.2.6.
Определим
фактическое
передаточное
число привода:
Uф=
nном/[nрм]
= 2880/57,75 =
49,87.
2.2.7.
Уточняем передаточные
числа:
Uзп=10
Uоп=4,987
2.3.
Определение
силовых и
кинематических
параметров
привода:
2.3.1.
Мощность: Рдв=5,5
(КВт)
Быстроходный
вал: Р1=Рдв*ηоп*ηпк=5,5*0,95*0,99=5,17275
Тихоходный
вал: Р2=Р1*ηзп*ηпк=5,17275*0,85*0,99=4,3528
б) работающие
в результате
возникновения
давления между
зубьями и
кулачками.
2.1.
Выбор двигателя,
кинематический
расчет привода.
2.1.1.
Требуемая
мощность рабочей
машины: Р рм
= 4 кВт.
2.1.2.
Определим общий
коэффициент
полезного
действия (кпд)
привода: η= η зп
* ηпк
* η кп,
где
η
зп
= 0,85 – кпд червячной
передачи,
η
пк
= 0,99 – кпд подшипников
качения ( 2 пары),
η
кп
= 0,95 – кпд клиноременной
передачи.
η
= 0,85. 0,992.
0,95 = 0,79143075.
2.1.3.
Определим
требуемую
мощность двигателя:
Рдв
= Ррм
/
η = 4 /
0,79143075 = 5,054 кВт.
2.1.4.
Определим
номинальную
мощность двигателя:
Р
ном
Рдв
,
Рном
= 5,5 кВт.
2.1.5.
Выбираем тип
двигателя по
табл. К9:
Двигатель
асинхронный
короткозамкнутый
трехфазный
общепромышленного
применения,
закрытый, обдуваемый
типа 4АМ100L2У3,
с частотой
вращения 3000 об/мин,
n
ном.
= 2880 об/
мин.
2.2.
Определение
передаточного
числа привода
и его ступеней
2.2.1.Частота
вращения выходного
вала редуктора:
nрм
= 55 об/мин.
2.2.2.
Определим
передаточное
число привода:
U
= nном1/nрм
=
2880/55 =52,36.
2.2.3.
Определим
передаточные
числа ступеней
привода:
U
= Uзп.
Uоп
= 20. 2,618
2.2.4.
Определим
максимальное
допускаемое
отклонение
частоты вращения
приводного
вала рабочей
машины nрм:
Δnрм=
nрм
*δ
/100
= 55*5/
100 = 2,75
об/мин.
2.2.5.
Определим
допускаемую
частоту вращения
приводного
вала рабочей
машины:
[nрм]
= nрм
+
∆ nрм
=
55+2,75 = 57,75
об/мин.
2.2.6.
Определим
фактическое
передаточное
число привода:
Uф=
nном/[nрм]
= 2880/57,75 =
49,87.
2.2.7.
Уточняем передаточные
числа:
Uзп=10
Uоп=4,987
2.3.
Определение
силовых и
кинематических
параметров
привода:
2.3.1.
Мощность: Рдв=5,5
КВт
Быстроходный
вал: Р1=Рдв*ηоп*ηпк=5,5*0,95*0,99=5,17275
Тихоходный
вал: Р2=Р1*ηзп*ηпк=5,17275*0,85*0,99=4,3528
8.2 2-й вал
Дано: Ft2=8997
(H), Fr2=3275
(H),Fa2=2138(H)
lT=94
(MM), lM=149(MM),FM=6707(H),d2=160(MM)
1.ВЕРТИКАЛЬНАЯ
ПЛОСКОСТЬ
А) ОПРЕДЕЛЯЕМ
ОПОРНЫЕ РЕКЦИИ
ПРОВЕРКА:
Б) СТРОИМ
ЭПЮРУ ИЗГИБАЮЩИХ
МОМЕНТОВ
ОТНОСИТЕЛЬНО
ОСИ Х :
2. ГОРИЗОНТАЛЬНАЯ
ПЛОСКОСТЬ
а) ОПРЕДЕЛЯЕМ
ОПОРНЫЕ РЕАКЦИИ
ПРОВЕРКА:
б) СТРОИМ
ЭПЮРУ ИЗГИБАЮЩИХ
МОМЕНТОВ ОТНОСИТЕЛЬНО
ОСИ У:
в ХАРАКТЕРНЫХ
СЕКЦИЯХ
3.ОПРЕДЕЛЯЕМ
ЭПЮРУ КРУТЯЩИХ
МОМЕНТОВ
4.ОПРЕДЕЛЯЕМ
СУММАРНЫЕ
РАДИАЛЬНЫЕ
РЕАКЦИИ.
5.ОПРЕДЕЛЯЕМ
СУММАРНЫЙ
ИЗГИБАЮЩИЕ
МОМЕНТЫ В НАИБОЛЕЕ
НАГРУЖЕННЫХ
СЕЧЕНИЯХ, Н*М
9. Проверочный
расчет подшипников.
9.1. Быстроходный
вал.
Подшипники
установлены
в распор.
(см. рис. 9.1.б)
А) Определим
осевые составляющие
радиальных
реакций:
Б) Определим
осевые нагрузки
подшипников:
В) Определим
отношения:
Г) По отношениям
Д) Определим
динамическую
грузоподъемность
по большему
значению
эквивалентной
нагрузки:
9.2. Тихоходный
вал.
2=6,0,47 (с-1)
,FA2=2138
(H), R1=15131(H),
R3=13297
(H)
ПОДШИПНИКИ
7212
Подшипники
установлены
в распор.
А) Определим
осевые составляющие
радиальных
реакций:
Б) Определим
осевые нагрузки
подшипников:
В) Определим
отношения:
Г) По отношениям
Соответствующие
формулы для
определения
RЕ:
Д) Определим
динамическую
грузоподъемность
по большему
значению
эквивалентной
нагрузки:
Подшипник
пригоден.
10. Конструктивная
компоновка
привода.
10.1. Конструирование
червячного
колеса.
Так как диаметр
колеса небольшой,
то необходимо
его изготовить
цельнокованым.
10.2.Конструирование
червяка.
Червяк выполняется
заодно с валом.
А) конец вала.
10.3. Выбор соединений.
Шпонки: на
конце I вала
– 8 7 30
под колесом
червячным –
2012
60
на конце
II вала – 16
10 60
Расчет шпонки
под колесом.
Ft2
=8997 (H)
10.4. Крышки
подшипниковых
узлов:
Манжета
армированная
ГОСТ 8752-79
d = 35 D=58 h1
= 10 d =60 D =85 h1
=10
Крышки торцовые
Для защиты
подшипников
от продуктов
износа червячных
колес, а также
излишнего
полива маслом,
подшипниковые
узлы закроем
с внутренней
стороны корпуса
маслозащитными
шайбами.
Толщина шайб
1,2…2 мм., зазор
между корпусом
и наружным
диаметром шайбы
0,2.ю..0,6 мм.
10.5. Конструирование
корпуса редуктора.
10.5.1 Форма корпуса.
Корпус разъемный
по оси колеса.
А) толщина
стенок корпуса
и ребер жесткости:
Принимаем
Б) диаметр
болтов фланцев:
d1=
M14- фундаментный
d2=M12-крепления
корпуса и крышки
по бабкам
d3=M10
-//-//-//-//-//-//-//-// по фланцам
d4=M10-
крепление
торцевых крышек
d5=M6-
крепление
крышки смотрового
мока
Г) ОПРЕДЕЛЕНИЕ
УРОВНЯ МАСЛА
Д) КОНТРОЛЬ
УРОВНЯ масла
Жезловый
маслоуказатель
( рис. 10.63)
Е) слив масла
Пробка сливная
(рис. 10.30)
Ж) отдушина
(рис. 10.67)
Проверочные
расчеты.
Б) фланец
подшипниковой
бобышки крышки
и основания
корпуса.
Количество
болтов на одну
сторону корпуса
– 2шт.
H2
– графически
В) соединительный
фланец крышки
и основания
корпуса
Г) винты для
крепления
крышек торцовых:
Д) фланец для
крышки смотрового
окна:
Смазывание.
А) смазывание
зубчатого
зацепления
– окунание,
картерный
непроточный
способ.
Б) Сорт масла
И-Т-Д-460 ГОСТ 17479.4-87
(табл. 10.29) Диаметры
червяка: Делительный
d1 Начальный
dw1 Вершин
витков da1 Впадин
витков d
f1
40 40 48 30,4 Диаметры
колеса Делительный
диаметр d2=dw Вершин
зубьев da2 впадин
зубьев d
f2 наибольший
dam 160 168 150,4 174 Коэфициент
диаметра червяка
Делительный
угол подьема
витков червяка
угол
11 Угол
обхвата червяка
червяка венцом
2 103 Число
ветков червяка
z1 Число
зубьев колеса
z2 Ширина
зубчатого
венца колеса
b2 Длина
нарезаемой
части червяка
b1 Коэффициент
полезного
действия
0,7…0,75 0,824 Контактное
напряжения
250-25Vs 997.32 Список
использованной
литературы. Н.Г.
Куклин Детали
Машин М.: Высшая
школа ,- 1984
А.Е.
Шейнблинт
Курсовое
проектирование
Детали Машин
М.: Высшая школа,-1991г. 1 2 2.1 3 4 5 6 6.1 6.2 6.3 7 12-13а 7.1 7.2 7.3 7.4 7.5 8 8.1 8.2 9 10 11 12 13 14 10;14а;15 15 Введение
б) работающие
в результате
возникновения
давления между
зубьями и
кулачками. Богданов
В.О.
2.1. Выбор
двигателя,
кинематический
расчет привода.
2.1.1.
Требуемая
мощность рабочей
машины: Р рм
= 4 кВт.
2.1.2.
Определим
общий коэффициент
полезного
действия (кпд)
привода: п = п
зп . ппк
. п кп,
где
п зп
= 0,85 – кпд червячной
передачи,
п пк
= 0,99 – кпд подшипников
качения ( 2 пары),
п кп
= 0,95 – кпд клиноременной
передачи.
П
= 0,85. 0,992.
0,95 = 0,79143075.
2.1.3. Определим
требуемую
мощность
двигателя:
Рдв
= Ррм
/
п = 4 /
0,79143075 = 5,054 кВт.
2.1.4. Определим
номинальную
мощность
двигателя:
Р
ном
Рдв,
Рном
= 5,5 кВт.
2.1.5. Выбираем
тип двигателя
по табл. К9:
Двигатель
асинхронный
короткозамкнутый
трехфазный
общепромышленного
применения,
закрытый,
обдуваемый
типа 4АМ100L2У3,
с частотой
вращения 3000
об/мин,
n
ном.
= 2880 об/
мин.
2.2. Определение
передаточного
числа привода
и его ступеней
2.2.1.Частота
вращения
выходного
вала редуктора:
прм
= 55 об/мин.
2.2.2.
Определим
передаточное
число привода:
U
= nном/nрм
=
2880/55
=52,36.
2.2.3. Определим
передаточные
числа ступеней
привода:
U
= Uзп.
Uоп
= 20. 2,618
2.2.4.
Определим
максимальное
допускаемое
отклонение
частоты вращения
приводного
вала рабочей
машины nрм:
nрм=
nрм
. /100
= 55 . 5/
100 = 2,75
об/мин.
2.2.5. Определим
допускаемую
частоту вращения
приводного
вала рабочей
машины:
[nрм]
= nрм
+
nрм
=
55+2,75 =
57,75 об/мин.
2.2.6. Определим
фактическое
передаточное
число привода:
Uф=
nном/[nрм]
= 2880/57,75 =
49,87.
2.2.7. Уточняем
передаточные
числа:
2.3. Определение
силовых и
кинематических
параметров
привода:
2.3.1. Мощность:
2.3.2. Частота
вращения и
угловая скорость:
2.3.3. Вращающий
момент Т, нм:
3.1. Червячная
передача.
3.1.1. Выбор
материала
червяка:
По табл.
3.1 определим
марку стали
для червяка:
Сталь
40Х с твердостью
45 НRCэ,
термообработка
– улучшение
и закалка ТВЧ.
По
табл. 3.2 для стали
40Х – твердость
45…50HRCэ
в
=900 Н/мм2,
т
=750 Н/мм2
3.1.2. Выбор
материала
червячного
колеса:
Марка
материала
червячного
колеса зависит
от скорости
скольжения:
Vs=
В
соответствии
со скоростью
скольжения
по табл. 3.5 из
группы II
принимаем
бронзу БрА10Ж4Н4,
полученную
способом
центробежного
литья;
в
=700 Н/мм2,
т
=460 Н/мм2
3.1.3.
Определим
допускаемые
контактные
напряжения
н
и изгибные
F
напряжения:
а)
при твердости
витков червяка
45HRCэ
н
=
С=0,97
– коэффициент,
учитывающий
износ материала
Б) коэффициент
долговечности
при расчете
на изгиб:
Для
нереверсивных
передач:
Табл.
3.7
4. Расчет
червячной
передачи.
4.1. Определим
главный параметр
– межосевое
расстояние
аw=
Принимаем
аw
=
90 мм
( см. табл. 13.15)
4.2. Выбираем
число витков
червяка z1:
z1
зависит от
uчер.
uчер.=20,
следовательно
z1=2
4.3. Определим
число зубьев
червячного
колеса:
z2
= z1
uчер.=220=40
4.4. Определим
модуль зацепления:
m
=
Принимаем
m
= 3,5
4.5. Из условия
жесткости
определим
коэффициент
диаметра червяка:
q
q
Принимаем
q
= 10
4.6. Определим
коэффициент
смещения
инструмента:
x
= 0,714285
4.7. Определим
фактическое
передаточное
число uф
и проверим
его отклонение
u
от
заданного
u:
4.8. Определим
фактическое
значение
межосевого
расстояния:
4.9. Определим
основные
геометрические
параметры
передачи:
а) Основные
размеры червяка:
делительный
диаметр:
начальный
диаметр:
диаметр
вершин витков:
диаметр
впадин витков:
делительный
угол подъема
линии витков:
длина
нарезаемой
части червяка:
Так как
х=0,714285, то С=
б) основные
размеры венца
червячного
колеса:
делительный
диаметр:
диаметр
вершин зубьев:
наибольший
диаметр колеса:
диаметр
впадин зубьев:
ширина
венца:
радиусы
закруглений
зубьев:
условный
угол обхвата
червяка венцом
колеса 2:
Проверочный
расчет:
4.10. Определим
кпд червячной
передачи:
4.11.
Проверяем
контактные
напряжения
зубьев колеса
н:
К – коэффициент
нагрузки.
Принимаем в
зависимости
от окружной
скорости колеса.
4.12. Проверяем
напряжения
изгиба зубьев
колеса:
где
YF2
– коэффициент
формы зуба
колеса, определяется
по табл. 4.10 в
зависимости
от эквивалентного
числа зубьев
колеса.
4.13. Составляем
табличный
ответ.
6. Нагрузки
валов редуктора.
6.1. Определение
сил в червячном
зацеплении:
Окружная:
Радиальная:
Осевая:
6.2. Определение
консольных
сил на выходные
концы валов:
Муфта
на быстроходном
валу.
6.3. Силовая
схема нагружения
валов редуктора.
Направление
витков червяка
– правое.
Направление
вращения
двигателя –
правое.
7. Проектный
расчет валов.
Эскизная
компановка
редуктора.
7.1. Выбор
материала
валов:
Червяк
– Сталь 40Х.
Вал –
Сталь 45.
7.2. Допускаемое
напряжение
на кручение.
7.3. Определение
геометрических
параметров
ступеней валов:
I
вал.
II
вал.
7.4. Предварительный
выбор подшипников
качения: Конические
роликовые
подшипники
типа 7000, так как
аw
160 мм., средней
серии; схема
установки
– враспор. I
вал – подшипники
№ 7207 II
вал
– подшипники
№ 7212 основные
параметры
подшипников. 7.5.
Эскизная
компановка
редуктора: 8.
Расчетная
схема валов
редуктора. 8.1.
I
вал – определение
реакций в
подшипниках. 9.
Проверочный
расчет подшипников. 9.1.
Быстроходный
вал. Подшипники
установлены
враспор. (см.
рис. 9.1.б) А)
Определим
осевые составляющие
радиальных
реакций: Б)
Определим
осевые нагрузки
подшипников: В)
Определим
отношения:
Г) По
отношениям
выбираем
формулы для
определения
RЕ:
Д) Определим
динамическую
грузоподъемность
по большему
значению
эквивалентной
нагрузки:
9.2. Тихоходный
вал.
Подшипники
установлены
враспор.
А) Определим
осевые составляющие
радиальных
реакций:
Б) Определим
осевые нагрузки
подшипников:
В) Определим
отношения:
Г) По
отношениям
Соответствующие
формулы для
определения
RЕ:
Д) Определим
динамическую
грузоподъемность
по большему
значению
эквивалентной
нагрузки:
Подшипник
пригоден.
10. Конструктивная
компановка
привода.
10.1. Конструирование
червячного
колеса.
Так как
диаметр колеса
небольшой,
то необходимо
его изготовить
цельнокованным.
10.2.Конструирование
червяка.
Червяк
выполняется
заодно с валом.
А) конец
вала.
10.3. Выбор
соединений.
Шпонки:
на конце I
вала – 8 7
30
под
колесом червячным
– 2012
60
на
конце II
вала – 16
10
60
Расчет
шпонки под
колесом.
10.4. Крышки
подшипниковых
узлов:
Манжета
армированная
ГОСТ 8752-79
Крышки
торцовые
Для защиты
подшипников
от продуктов
износа червячных
колес, а также
излишнего
полива маслом,
подшипниковые
узлы закроем
с внутренней
стороны корпуса
маслозащитными
шайбами.
Толщина
шайб 1,2…2 мм., зазор
между корпусом
и наружным
диаметром
шайбы 0,2.ю..0,6 мм.
10.5. Конструирование
корпуса редуктора.
10.5.1 Форма
корпуса.
Корпус
разъемный
по оси колеса.
А) толщина
стенок корпуса
и ребер жесткости:
Принимаем
Б) диаметр
болтов фланцев:
Б) фланец
подшипниковой
бобышки крышки
и основания
корпуса.
Количество
болтов на одну
сторону корпуса
– 2шт.
H2
–
графически
В) соединительный
фланец крышки
и основания
корпуса
Г) винты
для крепления
крышек торцовых:
Д) фланец
для крышки
смотрового
окна:
Смазывание.
А) смазывание
зубчатого
зацепления
– окунание,
картерный
непроточный
способ.
Б) Сорт
масла И-Т-Д-460
ГОСТ 17479.4-87 (табл.
10.29)
В) определение
количества
масла
Г) определение
уровня масла
Д) контроль
уровня масла.
Жезловы
В) определение
Г) ОПРЕДЕЛЕНИЕ
УРОВНЯ МАСЛА
Д) КОНТРОЛЬ
УРОВНЯ масла
Жезловый
маслоуказатель
( рис. 10.63)
Е) слив
масла
Пробка
сливная (рис.
10.30)
Ж) отдушина
(рис. 10.67)
Проверочные
расчеты.
6. Нагрузки
валов редуктора.
6.1. Определение
сил в червячном
зацеплении:
Окружная:
Ft
Ft
Радиальная:
Fr
Осевая:
Fa1=Ft
6.2. Определение
консольных
сил на выходные
концы валов:
FM
FK
|