Расчет и проектирование привода

Курсовой проект

«Расчет и проектирование привода»

1. Описание устройства и работы привода

Разрабатываемый привод состоит из двигателя, зубчато-ремённой передачи, двухступенчатого цилиндрического редуктора и 2 зубчатых муфт, соединяющих редуктор с конвейерами. Зубчатые передачи состоят из двух колес, имеющих чередующиеся зубья и впадины. Меньшее из них называют шестерней, а большее — колесом. Электродвигатель приводит во вращение редуктор.

Редуктором называется механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного органа и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины. Редуктор состоит из корпуса, в котором размещают элементы передачи — зубчатые колеса, валы, подшипники и т. д. В отдельных случаях в корпусе размещают также устройства для смазывания или устройства для охлаждения.

Назначение редуктора — понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.

Редуктор проектируют либо для привода определенной машины, либо по заданной нагрузке и передаточному числу без указания конкретного задания. Наиболее распространены горизонтальные редукторы. Корпус чаще всего выполняют литым чугуном, реже сварным стальным. Валы монтируются на подшипниках качения или скольжения. Выбор горизонтальной или вертикальной схемы для редукторов всех типов обусловлен общей компоновкой привода.

Спроектированный в настоящем курсовом проекте редуктор соответствует условиям технического задания.

Редуктор нереверсивный. Он может применяться в приводах быстроходных конвейеров, транспортеров, элеваторов, других рабочих машин. Конструкция редуктора отвечает требованиям техническим и сборочным.

В работе над курсовым проектом широко применялась стандартизация и унификация.

Корпус редуктора выполнен разъемным, литым из чугуна марки СЧ 15 ГОСТ 1412–79. Оси валов редуктора расположены в одной (горизонтальной) плоскости. Благодаря разъему в плоскости осей валов обеспечивается наиболее удобная сборка редуктора.

Валы редуктора изготовляются из стали 45. Для опор валов используются подшипники качения.

Герметично закрытый корпус редуктора обеспечивает требования как техники безопасности, так и производственной санитарии.

Для контроля уровня масла в корпусе редуктора установлен жезловый маслоуказатель.

2. Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет привода

2.1 Определяем потребляемую мощность и мощность на каждом из валов

Выбор электродвигателя необходимо осуществлять исходя из мощности и частоты вращения.

КПД зубчатой цилиндрической передачи в закрытом корпусе цил = 0,98; КПД пары подшипников подш = 0,995; КПД муфты муф = 0,98; КПД зубчато-ременной передачи рем = 0,95.

Определяем требуемую мощность электродвигателя и мощность на каждом из валов:

где , — мощности на выходе привода.

2.2 Выбор электродвигателя

По рассчитанному значению мощности принимаем асинхронный электродвигатель серии 4A160S8 с номинальной мощностью кВт, для которого мин, мин, где — синхронная частота двигателя; - асинхронная частота двигателя.

2.3 Кинематический расчет привода

Определение передаточных чисел Определяем требуемою частоту вращения электродвигателя:

где, частоты вращения выходного вала привода, мин^-1;

общее передаточное отношение привода: _.

Частота вращения каждого из валов

Крутящие моменты на валах привода где — мощность на рассчитываемом i-ом валу, кВт;

n — частота вращения на рассчитываемом i-ом валу, мин^-1;

Нм;

Нм;

Нм;

Нм;

Нм;

Нм;

Занесем результаты расчетов в таблицу 1.

Таблица 1. Значения частот вращения, мощностей и крутящих моментов на валах

3. Расчет передач

3.1 Расчет цилиндрической прямозубой быстроходной передачи

Выбор материала и способа термообработки зубчатых колес

Для изготовления колеса и шестерни передачи выберем сталь 45 со следующими механическими характеристиками:

шестерня:

твердость — HВ;

термообработка — улучшение

колесо:

твердость — HВ;

термообработка — улучшение

Определение допускаемого контактного напряжения

Допускаемое контактное напряжение при расчете на контактную усталость:

где — предел контактной выносливости при базовом числе циклов нагружения, МПа;

Предел контактной выносливости при базовом числе циклов нагружения:

МПа

МПа

— коэффициент безопасности (для колес с) ;

— коэффициент долговечности;

где — базовое число циклов нагружений;

циклов;

циклов;

— эквивалентное число циклов нагружений;

где — число колес, находящихся в зацеплении с рассчитываемым колесом;

;

— ресурс привода в часах;

часов;

— частота вращения рассчитываемого колеса, мин^-1.

— нагрузка на данном режиме работы;

— максимальная нагрузка

Т.к., то, где — показатель степени:

МПа

МПа

За расчетное выбираем меньшее из полученных значений, т. е. МПа

Расчет допускаемого напряжения изгиба

Допускаемое напряжение при изгибе:

где — предел изгибной выносливости при базовом числе циклов нагружения

МПа;

МПа;

— коэффициент запаса прочности по изгибу;

— коэффициент долговечности

где — базовое число циклов нагружения;

циклов;

т.к. .

— эквивалентное число циклов нагружений;

циклов;

циклов;

циклов;

Т.к должно выполняться условие:

— коэффициент, учитывающий двухстороннее приложение нагрузки к зубу рассчитываемого колеса. У нереверсивных передач .

Принимаем .

— коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности.

Принимаем .

МПа;

МПа

Расчет геометрических параметров передачи

Межосевое расстояние зубчатого зацепления

где — коэффициент, учитывающий тип передачи;

Для прямозубой передачи МПа^1/3.

— передаточное число. Принимаем ;

Н•м — крутящий момент на ведомом звене;

— коэффициент ширины зуба относительно межосевого расстояния. Выбирается в зависимости от расположения колёс.

Принимаем, т.к.расположение колес симметрично относительно опор (подшипников).

— коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине зуба. Определяется по графикам в зависимости от значения и твёрдости колёс. Принимаем

МПа — расчётное допускаемое контактное напряжение

мм

Модуль:

Принимаем мм

Определим ширину колеса и шестерни:

мм

Ширина шестерни:

мм Берем число зубцов шестерни и колеса из таблицы:

Тогда число зубцов колеса:

Т.к. передача прямозубая, то угол наклона в=0.

Уточняем передаточное число:

фактическое передаточное число:

Отклонение составляет:, что допустимо.

Определим диаметры шестерни и колеса:

делительный диаметр шестерни: мм делительный диаметр колеса: мм диаметр вершин зубцов шестерни: мм диаметр вершин зубцов колеса: мм диаметр впадин зубцов шестерни: мм диаметр впадин зубцов колеса: мм Проверяем межосевое расстояние:

мм Определяем окружную скорость передачи:

м/с В соответствии с рассчитанной скоростью назначаем степень точности передачи:

Определение усилий в зацеплении Определяем окружную силу F_t:

Н Определяем радиальную силу F_r:

где — угол зацепления;

Н Определяем осевую силу F_a:

т.к. в=0.

Проверочный расчет на контактную выносливость

где — коэффициент расчетной нагрузки

— коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца. Принимаем .

— коэффициент, учитывающий распределение нагрузки. Для прямозубой передачи .

— коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку. Принимаем .

— коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении;

где — удельная окружная динамическая сила.

где — коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления шестерни и колеса. Принимаем=73;

v=1.25 м/с — окружная скорость передачи,

— коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля головок зубцов. Принимаем =0.006.

Н/м

— коэффициент, учитывающий механические свойства сопряженных зубчатых колёс. Для стали принимаем =192 МПа^½

— коэффициент, учитывающий форму сопряжённых поверхностей зубцов в полюсе зацепления.

— угол профиля зубца в нормальном сечении. Принимаем .

— коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий. Зависит от коэффициента осевого перекрытия .

Т.к., то

— коэффициент торцового перекрытия Таким образом:

Условие прочности по контактным напряжениям выполняется.

Проверочный расчет на изгибную усталость

где — коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубцами. Принимаем

— коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца. Принимаем .

— коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении где — удельная окружная динамическая сила.

где — коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля головок зубцов. Принимаем .

Н/м

— коэффициент, учитывающий угол наклона зубцов. Для прямозубой передачи принимаем .

— коэффициент, учитывающий перекрытие зубцов. Для прямозубой передачи

— коэффициент, учитывающий форму зуба. Для его определения найдём эквивалентное число зубцов :

;

Для прямозубой передачи:

Тогда и .

Определим отношение. Дальнейший расчет будем проводить для того зубчатого колеса, у которого это отношение окажется меньше:

для шестерни

для колеса

Дальнейший расчет производим по шестерне (МПа).

Таким образом:

Следовательно, условие прочности выполняется.

3.2 Расчет цилиндрической прямозубой тихоходной передачи

Выбор материала и способа термообработки зубчатых колес

Для изготовления колеса и шестерни передачи выберем сталь 45 со следующими механическими характеристиками:

шестерня:

твердость — HВ;

термообработка — улучшение

колесо:

твердость — HВ;

термообработка — улучшение

Определение допускаемого контактного напряжения

Допускаемое контактное напряжение при расчете на контактную усталость:

где — предел контактной выносливости при базовом числе циклов нагружения, МПа;

Предел контактной выносливости при базовом числе циклов нагружения:

МПа

МПа

— коэффициент безопасности (для колес с) ;

— коэффициент долговечности;

где — базовое число циклов нагружений;

циклов;

циклов;

— эквивалентное число циклов нагружений;

где — число колес, находящихся в зацеплении с рассчитываемым колесом;

;

— ресурс привода в часах;

часов;

— частота вращения рассчитываемого колеса, мин^-1.

— нагрузка на данном режиме работы;

— максимальная нагрузка

Т.к., то, где — показатель степени:

МПа

МПа

За расчетное выбираем меньшее из полученных значений, т. е. МПа

Расчет допускаемого напряжения изгиба

Допускаемое напряжение при изгибе:

где — предел изгибной выносливости при базовом числе циклов нагружения

МПа;

МПа;

— коэффициент запаса прочности по изгибу;

— коэффициент долговечности

где — базовое число циклов нагружения;

циклов;

т.к. .

— эквивалентное число циклов нагружений;

циклов;

циклов;

циклов;

Т.к должно выполняться условие:

— коэффициент, учитывающий двухстороннее приложение нагрузки к зубу рассчитываемого колеса. У нереверсивных передач .

Принимаем .

— коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности.

Принимаем .

МПа;

МПа

Расчет геометрических параметров передачи

Т.к. то геометрические параметры колеса тихоходной передачи будут следующими:

Отклонение составляет:, что допустимо.

Определяем окружную скорость передачи:

м/с В соответствии с рассчитанной скоростью назначаем степень точности передачи:

Определение усилий в зацеплении Определяем окружную силу F_t:

Н Определяем радиальную силу F_r:

где — угол зацепления;

Н Определяем осевую силу F_a:

т.к. в=0.

Проверочный расчет на контактную выносливость

где — коэффициент расчетной нагрузки

— коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца. Принимаем .

— коэффициент, учитывающий распределение нагрузки. Для прямозубой передачи .

— коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку. Принимаем .

— коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении;

где — удельная окружная динамическая сила.

где — коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления шестерни и колеса. Принимаем=73;

v=1.24 м/с — окружная скорость передачи,

— коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля головок зубцов. Принимаем =0.006.

Н/м

— коэффициент, учитывающий механические свойства сопряженных зубчатых колёс. Для стали принимаем =192 МПа^½

— коэффициент, учитывающий форму сопряжённых поверхностей зубцов в полюсе зацепления.

— угол профиля зубца в нормальном сечении. Принимаем .

— коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий. Зависит от коэффициента осевого перекрытия .

Т.к., то

— коэффициент торцового перекрытия Таким образом:

Условие прочности по контактным напряжениям выполняется.

Проверочный расчет на изгибную усталость

где — коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубцами. Принимаем

— коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца. Принимаем .

— коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении где — удельная окружная динамическая сила.

где — коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля головок зубцов. Принимаем .

Н/м

— коэффициент, учитывающий угол наклона зубцов. Для прямозубой передачи принимаем .

— коэффициент, учитывающий перекрытие зубцов. Для прямозубой передачи

— коэффициент, учитывающий форму зуба. Для его определения найдём эквивалентное число зубцов :

;

Для прямозубой передачи:

Тогда .

Определим отношение. Дальнейший расчет будем проводить для того зубчатого колеса, у которого это отношение окажется меньше:

для шестерни для колеса Дальнейший расчет производим по колесу (МПа).

Таким образом:

Следовательно, условие прочности выполняется.

3.3 Расчет зубчато-ременной передачи

Модуль зубчатого ремня m=5.

1) Принимаем тип ремня Н по ISO 5296 (табл. 2.4.1. «Детали машин проектирование» Л. В. Курмаз, А.Т. Скойбеда);

t_p=15,71 мин^-1; H_p=6,5 мм; S_p=5,0 мм.

m=t_p/р=15.71/3,14=5,003 мм.

2) Геометрический расчет передачи:

Z₁=18 (по табл. 2.4.2)

Число зубьев большего шкива

Z₂=Z₁· U_рем=18·1.9023=32.24, следовательно, Z₂₌34

3) Фактическое передаточное число

U_1ф=

Погрешность

4) Делительные диаметры шкивов

d₁=m· Z₁=5·18=90 мм;

d₂=m· Z₂=5·34=170 мм

5) Минимальное и максимальное межосевое расстояние:

a_min=0,55•(d₁+d₂)+H_p=0,55 (90+170)+6.5=149,5 мм

a_max=2 (d₁+d₂)=2 (90+170)=520 мм Принимаем a?=288 мм;

Число зубьев ремня:

По табл. 2.4.6 окончательно принимаем Z_p=63.

6) Межосевое расстояние передачи при выбранном Z_p:

f₂=0,24 333 (по табл. 2.4.)

a_w=(2•Z_p — (Z₂+Z₁))•f₂•t_p=(2•63 — (34+18))•0,24 333•15,71=282,88 мм.

7) Угол обхвата ремнем ведущего шкива, град

8) Число зубьев на дуге обхвата ведущего шкива Принимаем Z₀₁=8.2.

9) Ширина ремня

10) Сила, нагружающая вал передачи

F=1,1•F_t=1,1•1707.33=1878.07 H.

11) Определяем длину ремня

L_p=z_рр=63•15.71=989.73 мм;

Конструирование шкива зубчато-ременной передачи.

d_ст=(1,5. 2,0)•d_вал=1,5•40=60 мм;

L_ст=(1,0. 1,4)•d_в=1,4•40=56 мм;

T_вал=9550•P_вал/n_вал=76,83.

Делительный диаметр шкива d=m•Z=t_p•Z/р=15.71•34/3,14=170 мм;

Диаметр вершин зубьев шкива d_a=d-2H+k=170−1,6+0,08=168,48 мм;

Диаметр впадин

d_f=d_a-2h_ш=170−2•5=158.48 мм; t_ш=р•d_a/Z=15,56;

B_ш=B_p+m=50+5=55 — ширина обода шкива;

у_ш=1,5m+2=9.5 мм? 6 мм-толщина обода шкива Высота реборда а=5 мм.

4. Предварительный расчет валов

Из условия прочности на кручение определяется диаметр выходных концов валов d_в

мм

где [ф] - допускаемое напряжение кручения для материала вала.

Для ведущего вала принимаем [ф] = 20 Н/мм ², т.к. на конце вала насажен шкив:

мм

Принимаем конструктивно диаметр под шкив — 35 мм; под подшипники — 40 мм. Шестерня цилиндрической прямозубой передачи выполняется за одно с валом.

Для ведомого вала быстроходной передачи принимаем [ф] = 25 Н/мм, т.к. на конце вала насажена муфта:

[ф] = 25 Н/мм ², мм

Принимаем конструктивно диаметр диаметр под муфту-40 мм, под подшипники — 45 мм, под зубчатое колесо — 50 мм.

Для ведомого вала тихоходной передачи принимаем [ф] = 25 Н/мм ², т.к. на конце вала насажена муфта:

мм.

Принимаем конструктивно диаметр под муфту — 40 мм; под подшипники — 45 мм, под зубчатое колесо — 50 мм.

5. Выбор муфт

5.1 Выбор муфты на ведомом валу

Произведем выбор муфт, соединяющих ведомый вал быстроходной передачи и ведомый вал тихоходной передачи привода с валом конвейеров. Так как валы унифицированы и крутящие моменты на них практически не отличаются, то и муфты будут одинаковыми. Так как на рассматриваемых валах большой момент, то устанавливаем зубчатые муфты.

На работу муфты существенное влияние оказывают толчки, удары и колебания, обусловленные характером приводимой в движение машины. В связи с этим подбор муфты производим по расчетному моменту Т_р.

где — коэффициент режима работы. Принимаем =1,25

T — крутящий момент на валу

Нм

Выбираем зубчатую муфту по ГОСТ 5006–94 со следующими характеристиками:

Полумуфты насаживают на концы валов с натягом с использованием призматических шпонок.

6. Подбор подшипников качения

По таблице 7.10.2 (стр. 105 «Детали машин проектирование», Л. В. Курмаз, А.Т. Скойбеда) для ведущего вала принимаем подшипник 208 ГОСТ 8338–75, для ведомого вала быстроходной передачи принимаем подшипник 209 по ГОСТ 8338–75, для ведомого вала тихоходной переда принимаем подшипник 209 ГОСТ 8338–75. Основные параметры и размеры подшипников приведены в табл. 2:

Таблица 2. Основные размеры и параметры подшипников

6.1 Определение сил действующих на валы и опоры

Выбор материала: для всех валов материал — сталь 45, для которой предел прочности .

Силы, действующие в зацеплении:

Окружные силы:

Н

Н

Н

Радиальные силы:

Н

Н

Нагрузка на ведомый вал со стороны шкива:

Q=1878H

Нагрузка на ведущий вал со стороны зубчатой муфты:

Н

H

6.2 Расчет ведущего вала

Опорные реакции в вертикальной плоскости

Н

Н

Проверка:

Изгибающие моменты

Нм

Нм

Нм

Опорные реакции в горизонтальной плоскости

Нм

Н

Нм

Н

Проверка:

Изгибающие моменты

Нм

Нм

Нм

Нм

Суммарные изгибающие моменты

Нм

Нм

Нм

Нм

Эквивалентные моменты

Нм

Нм

Нм

Нм

Нм

Определяем сечение вала в самой нагруженной точке. Проверочный расчет вала будем проводить для сечения, где эквивалентный момент максимален Нм, т. е. под подшипником.

Нм

где Нм — эквивалентный момент в опасном сечении

— допускаемое напряжение изгиба

Диаметр вала в рассчитываемом сечении d= 45 мм, что больше рассчитанного

6.3 Расчет ведомого вала быстроходной передачи

Опорные реакции в горизонтальной плоскости

Н

Н

Проверка:

Изгибающие моменты

Нм

Нм

Нм

Нм

Опорные реакции в вертикальной плоскости

Н

Н

Проверка:

Изгибающие моменты

Нм

Нм

Нм

Суммарные изгибающие моменты

Нм

Нм

Нм

Нм

Нм

Эквивалентные моменты

Нм

Нм

Нм

Нм

Нм

Определяем сечение вала в самой нагруженной точке. Проверочный расчет вала будем проводить для сечения, где эквивалентный момент максимален Нм, т. е. под колесом.

Нм

где Нм — эквивалентный момент в опасном сечении

— допускаемое напряжение изгиба

Диаметр вала в рассчитываемом сечении d= 50 мм, что больше рассчитанного

6.4 Расчет ведомого вала тихоходной передачи

Опорные реакции в горизонтальной плоскости

Н

Н

Проверка:

Изгибающие моменты

Нм

Нм

Нм

Нм

Опорные реакции в вертикальной плоскости

Н

Н

Проверка:

Изгибающие моменты

Нм

Нм

Нм

Суммарные изгибающие моменты

Нм

Нм

Нм

Нм

Эквивалентные моменты

Нм

Нм

Нм

Нм

Нм

Определяем сечение вала в самой нагруженной точке. Проверочный расчет вала будем проводить для сечения, где эквивалентный момент максимален Нм, т. е. под подшипником.

Нм

где Нм — эквивалентный момент в опасном сечении

— допускаемое напряжение изгиба

Диаметр вала в рассчитываемом сечении d= 45 мм, что больше рассчитанного

6.5 Определение долговечности для подшипника ведущего вала

Определим суммарные реакции в опорах, которые являются радиальными нагрузками на подшипники

Н

Н

Определяем осевые нагрузки

При установке вала на шариковых радиальных подшипниках осевая сила, нагружающая подшипник, равна нулю, так как силы на шестернях компенсируют друг друга.

Получим:

Н

Н

Сравним для опоры 1 и опоры 2 динамические эквивалентные нагрузки

где — коэффициент, учитывающий какое из колец подшипника вращается.

Принимаем (вращается внутренне кольцо).

Х — коэффициент радиальной нагрузки. Принимаем Х=1.

— температурный коэффициент, учитывающий максимально возможную температуру нагрева подшипника. Принимаем

— коэффициент режима работы подшипника, учитывающие особенности оборудования. Принимаем .

Н

Н

Более нагружена левая опора (опора 1). Дальнейший расчет будем вести относительно неё

Суммарная эквивалентная динамическая нагрузка

где эквивалентные нагрузки, определенные для каждого режима нагружения, соответственно для миллионов оборотов; общее число миллионов оборотов подшипника за время его работы при различных режимах.

Н

Н

Н

Н

Расчетная долговечность

где а₁ — коэффициент надежности. Принимаем .

а₂=0,7 — коэффициент, учитывающий свойства материала деталей подшипника и условия эксплуатации;

— частота вращения подвижного кольца подшипника. Принимаем мин^-1.

P — показатель степени. Для шариковых подшипников Р=3;

С — паспортная динамическая грузоподъемность;

эквивалентная нагрузка.

часов.

Т.к., где часов — требуемый срок службы привода, поэтому данная пара подшипников рассчитана на Ѕ его срока службы.

6.6 Определение долговечности для подшипника ведомого вала быстроходной передачи

Определим суммарные реакции в опорах, которые являются радиальными нагрузками на подшипники

Н

Н

Определяем осевые нагрузки

При установке вала на шариковых радиальных подшипниках осевая сила, нагружающая подшипник, равна нулю, так как силы на шестернях компенсируют друг друга.

Получим:

Н

Н

Сравним для опоры 1 и опоры 2 динамические эквивалентные нагрузки

где — коэффициент, учитывающий какое из колец подшипника вращается.

Принимаем (вращается внутренне кольцо).

Х — коэффициент радиальной нагрузки. Принимаем Х=1.

— температурный коэффициент, учитывающий максимально возможную температуру нагрева подшипника. Принимаем

— коэффициент режима работы подшипника, учитывающие особенности оборудования. Принимаем .

Н

Н

Более нагружена левая опора (опора 1). Дальнейший расчет будем вести относительно неё

Суммарная эквивалентная динамическая нагрузка

где эквивалентные нагрузки, определенные для каждого режима нагружения, соответственно для миллионов оборотов; общее число миллионов оборотов подшипника за время его работы при различных режимах.

Н

Н

Н

Н

Расчетная долговечность

где а₁ — коэффициент надежности. Принимаем .

а₂=0,7 — коэффициент, учитывающий свойства материала деталей подшипника и условия эксплуатации;

— частота вращения подвижного кольца подшипника. Принимаем мин^-1.

P — показатель степени. Для шариковых подшипников Р=3;

С — паспортная динамическая грузоподъемность;

эквивалентная нагрузка.

часов.

Т.к., где часов — требуемый срок службы привода.

6.7 Определение долговечности для подшипника ведомого вала тихоходной передачи

Определим суммарные реакции в опорах, которые являются радиальными нагрузками на подшипники

Н

Н

Определяем осевые нагрузки

При установке вала на шариковых радиальных подшипниках осевая сила, нагружающая подшипник, равна нулю, так как силы на шестернях компенсируют друг друга.

Получим:

Н

Н

Сравним для опоры 1 и опоры 2 динамические эквивалентные нагрузки

где — коэффициент, учитывающий какое из колец подшипника вращается.

Принимаем (вращается внутренне кольцо).

Х — коэффициент радиальной нагрузки. Принимаем Х=1.

— температурный коэффициент, учитывающий максимально возможную температуру нагрева подшипника. Принимаем

— коэффициент режима работы подшипника, учитывающие особенности оборудования. Принимаем .

Н

Н

Более нагружена левая опора (опора 1). Дальнейший расчет будем вести относительно неё

Суммарная эквивалентная динамическая нагрузка

где эквивалентные нагрузки, определенные для каждого режима нагружения, соответственно для миллионов оборотов; общее число миллионов оборотов подшипника за время его работы при различных режимах.

Н

Н

Н

Н

Расчетная долговечность

где а₁ — коэффициент надежности. Принимаем .

а₂=0,7 — коэффициент, учитывающий свойства материала деталей подшипника и условия эксплуатации;

— частота вращения подвижного кольца подшипника. Принимаем мин^-1.

P — показатель степени. Для шариковых подшипников Р=3;

С — паспортная динамическая грузоподъемность;

эквивалентная нагрузка.

часов.

Т.к., где часов — требуемый срок службы привода.

7. Расчет валов на выносливость

7.1 Проверочный расчет ведущего вала

Определим коэффициент запаса прочности для опасного сечения, т. е. под подшипником.

Определим момент сопротивления проверяемого сечения при изгибе (W) и кручении ().

мм³

мм³

где диаметр впадин зубьев для шестерни.

Определим по таблице предел выносливости стали при изгибе и кручении

МПа;

МПа,

Напряжение в проверяемом сечении

Нормальное напряжение при симметричном цикле нагружений

МПа,

где М= 167.6 Нм — максимальный суммарный изгибающий момент сечения вала.

Касательные напряжения для знакопостоянного цикла — от нулевого

Эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении соответственно:

Коэффициенты чувствительности стали к асимметрии цикла:

Коэффициент, учитывающий качество поверхности, шероховатость и наличие корпусных повреждений:

Коэффициент, учитывающий форму и размер детали:

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

Общий коэффициент запаса прочности:

где — требуемый коэффициент запаса для обеспечения прочности и жесткости для привода.

Условие выполняется, прочность и жесткость обеспечены.

7.2 Проверочный расчет промежуточного вала

Определим коэффициент запаса прочности для опасного сечения, т. е. под подшипником.

Определим момент сопротивления проверяемого сечения при изгибе (W) и кручении ().

мм³

мм³

где диаметр вала под подшипником.

Определим предел выносливости стали при изгибе и кручении

МПа;

МПа,

Напряжение в проверяемом сечении

Нормальное напряжение при симметричном цикле нагружений

Нм,

где М= 301.7 Нм — максимальный суммарный изгибающий момент сечения вала.

Касательные напряжения для знакопостоянного цикла — от нулевого

Эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении соответственно:

Коэффициенты чувствительности стали к асимметрии цикла:

Коэффициент, учитывающий качество поверхности, шероховатость и наличие корпусных повреждений:

Коэффициент, учитывающий форму и размер детали:

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

Общий коэффициент запаса прочности:

где — требуемый коэффициент запаса для обеспечения прочности и жесткости для привода.

Условие выполняется, прочность и жесткость обеспечены.

7.3 Проверочный расчет ведомого вала

Определим коэффициент запаса прочности для опасного сечения, т. е. под колесом.

Определим момент сопротивления проверяемого сечения при изгибе (W) и кручении ().

мм³

мм³

где диаметр вала под колесом: d=45 мм;

Определим предел выносливости стали при изгибе и кручении

МПа;

МПа,

Напряжение в проверяемом сечении

Нормальное напряжение при симметричном цикле нагружений

МПа,

где М= 192ю2 Нм — максимальный суммарный изгибающий момент сечения вала.

Касательные напряжения для знакопостоянного цикла — от нулевого

МПа

Эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении соответственно:

Коэффициенты чувствительности стали к асимметрии цикла:

Коэффициент, учитывающий качество поверхности, шероховатость и наличие корпусных повреждений:

Коэффициент, учитывающий форму и размер детали:

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

Общий коэффициент запаса прочности:

где — требуемый коэффициент запаса для обеспечения прочности и жесткости для привода.

Условие выполняется, прочность и жесткость обеспечены.

8. Подбор и проверочный расчет шпоночных соединений

8.1 Подбор и проверочный расчет шпоночных соединений

Для всех шпоночных соединений принимаем призматические шпонки со скругленными торцевыми поверхностями. Материал шпонки — сталь 45.

Расчет проводим на смятие боковых граней шпонки выступающих из вала.

Соединение вал-ступица призматической шпонкой

где Т — крутящий момент на валу;

d — диаметр вала;

— рабочая длина шпонки;

;

l — полная длина шпонки;

b — ширина шпонки;

h — высота шпонки;

t₁— глубина паза вала;

=120…140 МПа — допускаемое напряжение смятия.

Расчет шпонки под шкивом на ведущем валу

Нм

d=35 мм

b=10 мм

h=8 мм

t₁=5.0 мм

l=45 мм

Условие прочности шпонки на смятие выполняется.

Расчет шпонки под колесом на ведомом валу быстроходной передачи

Нм

d=50 мм

b=14 мм

h=9 мм

t₁=5.5 мм

l=56 мм

Условие прочности шпонки на смятие выполняется.

Расчет шпонки под зубчатой муфтой на ведомом валу быстроходной передачи

Нм

d=40 мм

b=12 мм

h=8 мм

t₁=5.0 мм

l=63 мм

Условие прочности шпонки на смятие выполняется.

Расчет шпонки под колесом на ведомом валу тихоходной передачи

Нм

d=50 мм

b=14 мм

h=9 мм

t₁=5.5 мм

l=56 мм

Условие прочности шпонки на смятие выполняется.

Расчет шпонки под зубчатой муфтой на ведомом валу быстроходной передачи

Нм

d=40 мм

b=12 мм

h=8 мм

t₁=5.0 мм

l=63 мм

Условие прочности шпонки на смятие выполняется.

9. Назначение посадок, выбор квалитетов точности, шероховатостей поверхностей, допуска формы и расположения поверхностей

Назначение квалитетов точности, параметров шероховатости поверхностей, отклонение формы и расположение поверхностей должно сопровождаться тщательным анализом служебного назначения деталей и технологических возможностей при обработке. Из экономических соображений нужно назначать квалитеты точности сравнительно грубые, однако обеспечивающие необходимое качество деталей, узлов и машин.

Рекомендуется для отверстий назначать более грубые посадки, чем для валов, поскольку обработка отверстий сложнее и дороже по сравнению с обработкой валов. Однако это различие не должно превышать два квалитета.

Посадки деталей:

Посадки зубчатых колёс на валы Н7/r6 по ГОСТ 25 347–82;

Шейки валов под подшипники выполнены с отклонением вала k6;

Отклонение отверстия в корпусе под наружное кольцо по Н7;

Поле допуска под наружный диаметр манжеты D (H9)

Допуски формы расположения поверхностей указывают на чертежах условными обозначениями в соответствии с ГОСТ 2308–79. Эти обозначения состоят из графического символа, обозначающего вид допуска, числового значения допуска в мм, и буквенного обозначения базы ли поверхности, с которой связан допуск расположения.

Допуски и посадки основных деталей привода принимаем по ЕСДП (единая система допусков и посадок) ГОСТ 25 346–82 и 25 347−82. Допуски формы и расположения по ГОСТ 2308–79 в зависимости от интервала размеров и квалитета.

От шероховатости поверхности деталей зависят износостойкость при всех видах трения, плавность хода, равномерность зазора, точность кинематических пар, виброустойчивость, точность измерений. Шероховатость поверхностей назначаем по ГОСТ 2788–73.

10. Расчет элементов корпуса

Корпус привода выполняем литым из чугуна марки СЧ 15 ГОСТ 1412–79.

Для удобства сборки корпус выполняем разборным. Плоскость разъема проходит через оси валов, что позволяет использовать глухие крышки для подшипников. Плоскость разъема для удобства обработки располагаем параллельно плоскости основания.

Для соединения корпуса и крышки привода по всему контуру плоскости разъема выполняем фланцы. Фланцы объединены с приливами для подшипников.

Толщина стенки корпуса и крышки:

мм;

мм,

где а=217.5 мм — межосевое расстояние.

Принимаем мм имм.

Толщина верхнего фланца корпуса привода:

мм

Принимаем b=13.5 мм.

Толщина нижнего фланца крышки корпуса:

мм

Принимаем b₁=12 мм.

Толщина нижнего пояса корпуса:

мм

Принимаем p=20 мм.

Толщина ребер основания корпуса:

мм

Принимаем m=8 мм.

Толщина ребер крышки:

мм

Принимаем m=8 мм.

Диаметр фундаментальных болтов:

мм

Принимаем d₁=М18.

Диаметр болтов у подшипников:

мм

Принимаем d₂=М14.

Диаметр болтов, соединяющих основание корпуса с крышкой:

мм

Принимаем d₃=М10.

11. Выбор типа смазки для передач и подшипников

11.1 Смазывание зубчатого зацепления

Для приводов общего назначения, окружная скорость которого не превышает 12,5 м/с, применяют непрерывное смазывание жидким маслом картерным непроточным способом (окунанием). Принимаем для смазывания индустриальное масло И-70А ГОСТ 20 799–75.

Количество масла определяем из расчета 0,5…0,8 л на 1 кВт передаваемой мощности. При нижнем расположении шестерни цилиндрической передачи и высокой частоте вращения для уменьшения тепловыделения и потери мощности уровень масла понижают так, чтобы вывести шестерню из масляной ванны. В этом случае для смазывания на вал устанавливают разбрызгиватели. Контроль уровня масла осуществляется при помощи маслоуказателя. Для замены масла в корпусе предусмотрено сливное отверстие. Внутренняя полость корпуса сообщается с внешней средой путем установленной отдушины в его верхних точках. Заливка масла осуществляется путем снятия смотровой крышки.

Объём масла заливаемый в масляную ванну:. Принимаем .

11.2 Смазывание подшипников

Для смазывания подшипников внутрь их закладываем солидол жировой ГОСТ 1033–79, т.к. окружная скорость привода м/с. При пластичной смазке с внутренней стороны корпуса ставят мазеудерживыющие кольца. Такие кольца должны выступать за стенку корпуса, чтобы попадающее на них жидкое горячее масло отбрасывалось центробежной силой, не попадало в полость размещения пластичной смазки и не вымывало ее.

12. Описание сборки привода

Перед сборкой привода, внутреннюю полость привода тщательно очистить и покрыть маслостойкой краской. Сборку производить в соответствии со сборочным чертежом привода, с узлов валов: ведущий вал изготовить как вал-шестерню, насадить шариковые радиальные подшипники, предварительно нагреть в масле до 80−100, на промежуточный вал установить шпонки, напрессовать цилиндрическое колесо, установить шариковые радиальные подшипники, на ведомый вал установить шпонки, напрессовать цилиндрическое колесо и установить шариковые радиальные подшипники.

Собранные валы уложить в основание корпуса привода и промежуточной опоры. Надеть крышку промежуточной опоры Затянуть болты, крепящие крышку промежуточной опоры к её корпусу. Надеть крышку корпуса, покрыть предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки установить крышку на корпус с помощью двух цилиндрических штифтов. Затянуть болты, крепящие крышку к корпусу.

После этого поставить крышку подшипников. Далее проверить проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки и закрепить крышки подшипников). На конец ведущего в шпоночную канавку заложить шпонку, установить шкив. На конец ведомого быстроходного и ведомого тихоходного вала установить шпонки, зубчатую полумуфту закрепить винтом и цилиндрическим штифтом. Далее ввернуть пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и установить маслоуказатель. Залить в корпус масло и закрыть смотровое отверстие. Собранный привод обкатать и подвергнуть испытаниям на стенде.

1. Кузьмин А. В. и др. «Справочное пособие» — 3-е изд., перераб. и дополненное — Мн.: Выш. шк., 1986. — 400 с.: ил.

2. Скойбеда А. Т. и др. «Детали машин и основы конструирования.» — Мн.: Выш. шк., 2006 — 560 с.: ил.

3. Дунаев П. Ф., Леликов О. П. «Конструирование узлов и деталей машин» — М.:Высш. школа, 1998. — 446 с., ил.

4. Курмаз Л. В., Скойбеда А. Т. «Детали машин. Проектирование: Учебное пособие для вузов.» — Мн.: УП «Технопринт», 2001. — 292 c.

5. Ануриев В. И. «Справочник конструктора-машиностроителя в 3-х томах» Т 2-издание 8-е переработанное, М: Машиностроение, 2001;901 с.