Детали машин

|Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода. |3 | | | | |Расчет зубчатых колес редуктора |4 | | | | |Предварительный расчет валов |6 | | | | |Конструктивные размеры шестерни и колеса |7 | | | | |Конструктивные размеры корпуса редуктора |7 | | | | |Расчет цепной передачи |8 | | | | |Первый этап компоновки редуктора |10 | | | | |Проверка долговечности подшипника |11 | | | | |Второй этап компоновки редуктора |14 | | | | |Проверка шпоночного соединения |15 | | | | |11. Уточненный расчёт валов |15 | | | | |12. Выбор сорта масла |17 | | | | |13. Сборка редуктора |18 | | | | |14. Список используемой литературы |19 | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | |.

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчёт.

Технические данные.

P2=4,5 кВт n2=100 об/мин.

1.1 Определение общей КПД установки.

[pic], где.

[pic]=0,98 — КПД цепной передачи.

[pic]=0,99 — Две пары подшипников качения.

[pic]=0,92 — КПД зубчатой передачи.

[pic]=0,99 — КПД муфты.

1.2 Определяем требуемую мощность электродвигателя. 1.3 Определяем требуемую частоту вращения.

[pic] где Uц.п. =3 ;Uред =4 nдв =nзЧUобщ=100Ч12=1200.

1.4 Выбираем тип двигателя по таблице П1. Это двигатель 4А100L4УЗ с ближайшим большим значением мощности 4 кВт, с асинхронной частотой вращения 1500 об/мин и S =4,7%. Этому значению номинальной мощности соответствует частота вращения nном =1500−47=1453 об/мин. 1.5 Определяем общее передаточное число установки. 1.51 По ГОСТ 2185–66 принимаем Uред =4 1.6 Пересчитываем Uц.п.

[pic] 1.7 Определяем вращающий момент на валах 1.71 Вращающий момент на валу шестерни [pic].

1.72 Вращающий момент на валу колеса [pic][pic].

2. Расчет зубчатых колёс редуктора.

2.1 Выбор материалов для передач Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками по таблице 3.3: для шестерни сталь 45, термообработка — улучшение, твёрдость НВ 230; для колеса (сталь 45, термообработка — улучшение, но твёрдость на 30 единиц ниже — НВ 200.

Допускаемые контактные напряжения где (н lim b — предел контактной выносливости при базовом числе циклов. По табл. 3.2[1] для углеродистых сталей с твёрдостью поверхностей зубьев менее.

НВ 350 и термообработкой (улучшение) КHL — коэффициент долговечности; при числе циклов нагрузки больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают КHL=1; [n]H=1,1 2.2Принимаем допускаемое напряжение по колесу Для колеса.

[pic] Тогда расчетное допускаемое напряжение.

[pic].

Коэффициент нагрузки [pic], несмотря на симметричное расположение колес относительно опор, примем выше для этого случая, так как со стороны клиноременной передачи действуют силы, вызывающие дополнительную деформацию ведомого вала и ухудшающие контакт зубьев. Принимаем предварительно по табл. 3.1[1], как в случае несимметричного расположения колес, значение [pic]=1,25.

Принимаем коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию[pic].

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активной поверхности зубьев (по формуле (3.8) [1]). [pic] Здесь принято [pic]. Ближайшее стандартное значение [pic]. Нормальный модуль зацепления.

[pic]; принимаем [pic](стр. 36 [1]) 2.3 Угол наклона зубьев [pic]. Определим число зубьев шестерни и колеса: [pic]; принимаем z1=28 тогда [pic] принимаем z2=112 2.4 Основные размеры шестерни и колеса: 2.41 Диаметры делительные: [pic]; [pic]. Проверка: [pic]. 2.42 Диаметры вершин зубьев: [pic]; [pic]; ширина колеса [pic]; ширина шестерни [pic]. 2.43 Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

[pic]. 2.44 Окружная скорость колес и степень точности передачи.

[pic]м/с, где — ?1=[pic] [pic] При такой скорости следует принять 8-ю степень точности (стр. 32 [1]) 2.5 Коэффициент нагрузки.

[pic] Значения [pic] даны в табл.3.5[1]: при [pic], твердости [pic] и несимметричном расположении колес относительно опор с учетом изгиба ведомого вала от натяжения цепной передачи [pic]. По табл. 3.4[1] при [pic] и 8-й степени точности [pic]. По табл.

3.6[1] для прямозубых колес при [pic] имеем [pic]. Таким образом,.

[pic]. 2.6 Проверка контактных напряжений по формуле (3.6)[1]: [pic] 2.7Силы, действующие в зацеплении: 2.71 Окружная [pic]; 2.72 Радиальная [pic]; 2.73 Осевая [pic] 2.8 Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле (3.25)[1]: [pic] Здесь коэффициент нагрузки [pic]. По табл. 3.7[1] при [pic], твердости [pic] и несимметричном расположении зубчатых колес относительно опор [pic]. По табл. 3.8[1] [pic]. Таким образом, коэффициент [pic]. 2.81[pic]-коэффициент прочности зуба по местным напряжениям, зависящий от эквивалентного числа зубьев [pic]: [pic] у шестерни [pic]; у колеса [pic]. При этом [pic] и [pic] (стр. 42 [1]). Допускаемое напряжение — по формуле (3.24)[1]: [pic]. По табл. 3.9[1] для стали 45 улучшенной при твердости [pic] [pic]. Для шестерни [pic]; для колеса [pic]. [pic]-коэффициент запаса прочности (3.24)[1], где [pic]; [pic]. Следовательно, [pic]. Допускаемые напряжения: для шестерни [pic], для колеса [pic]. Находим отношения [pic]; для шестерни [pic]; для колеса [pic]. Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.

Определяем коэффициенты ((и КF ([pic]?=1, т.к. ?=0 [pic] Проверяем прочность зуба колеса по формуле (3.25)[1]: [pic] Условие прочности выполнено.

3. Предварительный расчет валов редуктора Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям. Ведущий вал: диаметр выходного конца при допускаемом напряжении [pic](учитывая влияние изгиба вала от натяжения ремней привода) по формуле (6.16)[1] [pic]. Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда (ГОСТ 6636−69): [pic]. Примем под подшипниками [pic]. Шестерню выполним за одно целое с валом. Ведомый вал: Учитывая влияние изгиба вала от возможных натяжений, принимаем [pic]. Диаметр выходного конца вала [pic]. Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда: [pic]. Диаметр вала под подшипниками принимаем [pic], под зубчатым колесом [pic]. Диаметры остальных участков назначают исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора.

4. Конструктивные размеры шестерни и колеса.

Шестерню выполняем за одно целое с валом, ее размеры: [pic], [pic], [pic].

Колесо кованое, [pic], [pic], [pic]. Диаметр ступицы [pic]; длина ступицы [pic], из конструктивных соображений принимаем [pic]. Толщина обода [pic], принимаем [pic]. Толщина диска [pic].

5. Конструктивные размеры корпуса редуктора.

5.1 Толщина стенок корпуса и крышки: [pic], принимаем [pic]; [pic], принимаем [pic]. 5.2 Толщина фланцев поясов корпуса и крышки: 5.21 Верхний пояс корпуса и пояс крышки: [pic]; [pic]; 5.22 Нижний пояс корпуса [pic], принимаем [pic]. 5.3 Диаметры болтов: 5.31 Фундаментных [pic], принимаем болты с резьбой М20; 5.32 Крепящих крышку к корпусу у подшипников [pic], принимаем болты с резьбой М16; 5.33 Соединяющих крышку с корпусом [pic], принимаем болты с резьбой М10.

6. Расчет цепной передачи.

Выбираем приводную роликовую однорядную цепь (табл. 7.15) 6.1 Вращающий момент на ведущем валу: Т3 = Т2 =97 Н? мм 6.2 Передаточное отношение было принято Uц =3,6 6.3 Число зубьев: 6.31 Ведущей звёздочки.

[pic] 6.32 Ведомой звёздочки.

[pic] Принимаем [pic] Тогда фактическое [pic] 6.4 Отклонение ?% [pic], что допустимо.

6.5 Расчётный коэффициент нагрузки (табл.7.38) [pic], Где Кэ =динамический коэффициент при спокойной нагрузке; Ка =1 учитывает влияние межосевого расстояния; Кн =1-учитывает влияние угла наклона линии центров; Кр= 1,25 при периодическом регулировании натяжения цепи, Кр — учитывает способ регулирования цепи; Ксм =1 при непрерывной смазке; Кп =учитывает продолжительность работы в сутки, при односменной работе Кп =1. 6.6 Частота вращения звездочки (7.18)[1].

[pic], где [pic] Среднее значение допускаемого давления при [pic] Шаг однорядной цепи:

[pic] Подбираем по табл. 7.15[1] цепь ПР 15,875−22,70 по ГОСТ 13 568–75, имеющую t =31,75 мм; разрушающую нагрузку [pic][pic] 6.7 Скорость цепи.

[pic] 6.8 Окружная сила.

[pic] 6.9 Давление в шарнире проверяем по формуле (7.39)[1].

[pic], уточняем по тал 7.18 допускаемое давление [p]= 34[1+0.01(Z3−17)] =36,38. Условие [pic] выполнено. 6.10 Определяем число звеньев по формуле (7.36)[1].

[pic] где at =[pic]=50; [pic]; [pic] Тогда [pic] округляем до чётного числа [pic] 6.11 Уточняем межосевое расстояние цепной передачи по формуле (7.37)[1].

[pic] [pic]= [pic] Для свободного провисания цепи предусматривает возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,4% т. е. на [pic] 6.12 Определим диаметры делительных окружностей звёздочек (см формулу (7.34)[1].

[pic].

[pic] 6.13 Определим диаметры наружных поверхностей звездочек (7.35)[1].

[pic], где d1 =10,16 ммдиаметр ролика цепи (табл.7.15)[1] [pic] [pic] 6.14 Силы, действующие на цепь: 6.14.1 Окружная [pic] 6.14.2 От центробежных сил [pic] 6.14.3 От провисания [pic] 6.15 Расчетная нагрузка на валы.

[pic] 6.16 Проверяем коэффициент запаса прочности.

[pic] 6.17 Размеры ведущей звездочки: ступица звездочки dст =[pic]; [pic] принимаем [pic]=40 мм толщина диска звёздочки 0,93 Ввн =[pic], где Ввн -расстояние между пластинками внутреннего звена 6.18 Размеры ведомой звездочки [pic] [pic], принимаем [pic]=60 мм.

7. Первый этап компоновки редуктора.

Компоновку обычно проводят в два этапа. Первый этап служит для приближенного определения положения зубчатых колес относительно опор для последующего определения опорных реакций и подбора подшипников. Компоновочный чертеж 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 [pic]. Вычерчиваем упрощенно шестерню и колесо в виде прямоугольников; шестерня выполнена за одно целое с валом; длина ступицы колеса равна ширине венца и не выступает за пределы прямоугольника. Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса: а) принимаем зазор между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса [pic]; б) принимаем зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса [pic]; в) принимаем расстояние между диаметром окружности вершин зубьев шестерни и внутренней стенкой корпуса [pic](наружный диаметр подшипника меньше диаметра вершин зубьев шестерни). Предварительно намечаем радиальные шарикоподшипники средней серии; габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников [pic] и [pic]. По табл. П3[1] имеем: |Условное |d |D |B |Грузоподъемность, кН | |обозначение| | | | | |подшипника | | | | | | |Размеры, мм |C |C0 | |304 |20 |52 |15 |15,9 |7,8 | |307 |35 |80 |21 |33,2 |18 |.

Решаем вопрос о смазке подшипников. Принимаем для подшипников пластичную смазку. Для предотвращения вытекания смазки внутрь корпуса и вымывания пластичной смазки жидким маслом из зоны зацепления устанавливаем мазеудерживающие кольца. Их ширина определяет размер [pic]. Замером находим расстояния на ведущем валу [pic] и на ведомом валу [pic]. Замером находим расстояние [pic], определяющее положение шкива относительно ближайшей опоры ведомого вала. Примем окончательно [pic].

8. Проверка долговечности подшипника.

Ведущий вал. Из предыдущих расчетов имеем [pic]и [pic]; [pic]; из первого этапа компоновки [pic].

Реакции опор: вертикальная плоскость: в плоскости XZ [pic] В плоскости YZ [pic] Проверка: [pic] [pic] [pic].

Суммарные реакции:

[pic].

[pic].

[pic] Намечаем радиальные шариковые подшипники 304 (табл. П3)[1]: [pic]; [pic]; [pic]; С=1939 кН и С0=7,8 кН. Эквивалентная нагрузка по формуле (9.3)[1].

[pic], в которой радиальная нагрузка Pr1=500H; осевая нагрузка Pa=0H; V=1 (вращается внутреннее кольцо); Кб=1 (табл. 7.2)[1]; Кт=1.05. Отношения [pic]; Отношение [pic].

[pic]. Расчетная долговечность, млн. об. :

[pic] Расчетная долговечность, ч,.

[pic]. Ведомый вал. Из первого этапа компоновки [pic] и [pic]; [pic] [pic].

Реакции опор: В плоскости XZ [pic] [pic] Проверка: [pic] В плоскости YZ [pic] [pic] Проверка: [pic].

Суммарные реакции:

[pic];

[pic]. Выбираем подшипник по более нагруженной опоре 3. Шариковые радиальные подшипники 307 средней серии (см.П3): [pic]; [pic]; [pic]; С=33,2 кН и С0=18 кН. Отношения [pic]; Отношение [pic].

[pic].

Расчетная долговечность, млн. об. :

[pic] Расчетная долговечность, ч,.

[pic]; Для зубчатых редукторов ресурс работы подшипников принимают от 36 000 ч (таков ресурс самого редуктора) до 10 000 ч (минимально допустимая долговечность подшипника). В нашем случае подшипники ведомого вала 304 имеют ресурс [pic], а подшипники ведомого вала 307 имеют [pic].

Строим эпюры: Ведущий вал:

[pic].

Ведомый вал:

[pic].

10. Второй этап компоновки редуктора.

Второй этап компоновки имеет целью конструктивно оформить зубчатые колеса, 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. Конструируем узел ведущего вала: а) наносим осевые линии, удаленные от середины редуктора на расстояние [pic]. Используя эти осевые линии, вычерчиваем в разрезе подшипники качения; б) между торцами подшипников и внутренней поверхностью стенки корпуса вычерчиваем мазеудерживающие кольца. Их концы должны выступать внутрь корпуса на 1−2мм от внутренней стенки. Тогда эти кольца будут выполнять одновременно роль маслоотбрасывающих колец. Для уменьшения числа ступеней вала кольца устанавливаем на тот же диаметр, что и подшипники (Ш40мм). Фиксация их в осевом направлении осуществляется заплечиками вала и торцами внутренних колец подшипников; в) вычерчиваем крышки подшипников с уплотнительными прокладками (толщиной 1мм) и болтами. Болт условно заводится в плоскость чертежа, о чем говорит вырыв на плоскости разъема. Используем фетровые уплотнения, т. к. допускаемое значение скорости.