привод к лесотаске. Привод_к_лесотаске-26_05_2014. Техническое задание 1 Привод к лесотаске
 Скачать 51.6 Kb.
|
Привод к лесотаскеот kabanpvt | skachatreferat.ruИзм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 1 Разраб. Провер. Н. контр Лит. Листов Техническое задание 1 Привод к лесотаске 1 – двигатель, 2 – муфта упругая со здездочкой, 3 – редуктор двухпоточный, 4 – цепная передача, 5 – тяговая цепь, 6 – тяговые звездочки Исходные данные: Тяговая сила цепи F, кН 5,0 Скорость тяговой цепи, м/с 0,45 Шаг тяговой цепи р, мм 80 Число зубьев звездочки z 10 Допускаемое отклонение скорости грузовой цепи δ, % 3 Срок службы привода Lг, лет 6 Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 1 Кинематическая схема машинного агрегата 1.1 Условия эксплуатации машинного агрегата. Проектируемый машинный агрегат служит приводом к лесотаске и используется на предприятиях лесозаготовки. Привод состоит из двух электродвигателей, валы которых через упругую муфту со звездочкой соединены с ведущими валами двухпоточного косозубого цилиндрического редуктора. на ведомый вал редуктора насажена звездочка вертикально расположенной цепной передачи, которая приводит в действие тяговые цепи лесотаски. 1.2 Срок службы приводного устройства Срок службы привода определяется по формуле Lh = 365LГКГtcLcKc где LГ = 6 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 = 365·6·0,82·8·1·1 =14400 часа С учетом времени затрачиваемого на ремонт, профилактику и т.п. принимаем ресурс привода 12,5 ·103 часов. Таблица 1.1 Эксплуатационные характеристики машинного агрегата Местоустановки | Lг | Lс | tс | Lh | Характер нагрузки | Режимработы | Лесоперераб.предприятие | 6 | 1 | 8 | 12500 | С малыми колебаниями | Нереверсив-ный | 1 Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист Выбор двигателя, кинематический расчет привода 2.1 Определение мощности и частоты вращения двигателя. Требуемая мощность рабочей машины Ррм = Fv = 5,0·0,45 = 2,25 кВт Частота вращения звездочки nрм = 6·104v/zp = 6·104·0,45/10·80 = 34 об/мин Общий коэффициент полезного действия η = ηмηцил.пηпк3ηцеп.пη2пс, где ηм = 0,98 – КПД муфты [1c.40], ηцил.п = 0,97 – КПД закрытой цилиндрической передачи, ηцеп.п = 0,92 – КПД открытой цепной передачи, ηпк = 0,995 – КПД пары подшипников качения, ηпс = 0,99 – КПД пары подшипников скольжения. η = 0,99·0,97·0,9953·0,92·0,992 = 0,853. Требуемая мощность двигателя (с учетом двух параллельно работающих двигателей) Ртр = Ррм/2η = 2,25/2·0,853 = 1,32 кВт. По табл. К9 выбираем двигатель серии 4А с номинальной мощностью Рн =1,5 кВт, применив для расчета четыре варианта типа двигателя: вариант | Тип двигателя | Номинальная мощность Р , кВт | Частота вращения, об/мин | | | | Синхронная | Рабочая | 1 | 4АМ80А2УЗ | 1,5 | 3000 | 2850 | 2 | 4АМ80В4УЗ| 1,5 | 1500 | 1415 | 3 | 4АМ90L6УЗ | 1,5 | 1000 | 935 | 4 | 4АМ100L8УЗ | 1,5 | 750 | 700 | 2.2 Определение передаточного числа привода и его ступеней Для первого варианта. Общее передаточное число привода u = n1/nрм = 2850/34 = 83,8 Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист Рекомендуемые значения передаточных чисел [1c.43]: - для зубчатой передачи 2÷6,3 - для открытой цепной 2÷5. Принимаем для зубчатой передачи u1 = 5, тогда для открытой передачи u2 = u/u1 = 83,8/5 = 16,8 Передаточное число | вариант | | 1 | 2 | 3 | 4 | Привода | 83,8 | 41,6 | 27,5 | 20,6 | Редуктора | 5 | 5 | 5 | 5 | Открытой передачи | 16,7 | 8,3 | 5,6 | 4,1 | Выбираем асинхронный электродвигатель 4АМ100L8 [1c.384]: мощность - 1,5 кВт, синхронная частота – 750 об/мин, рабочая частота 700 об/мин. 2.3 Определение силовых и кинематических параметров привода Числа оборотов валов и угловые скорости: n1 = nдв = 700 об/мин 1 = 700π/30 = 73,3 рад/с n2 = n1/u1 = 700/5,0 =140 об/мин 2=140π/30 = 14,7 рад/с n3 = n2/u2 =140/4,10 = 34 об/мин 3= 34π/30 = 3,58 рад/с Фактическое значение скорости вращения рабочего вала v = zpn3/6·104 = 10·80·34/6·104 = 0,45 м/с Отклонение фактического значения от заданного δ = 0 < 5% Мощности передаваемые валами: P1 = Pтрηмηпк = 1,32·0,99·0,995 = 1,30 кВт P2 = 2P1ηцил.пηпк2 = 2·1,30·0,97·0,9952 = 2,50 кВт P3 = P2ηцеп.пηпс2 = 2,50·0,92·0,992 = 2,25 кВт Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист Крутящиемоменты: Т1 = P1/1 = 1300/73,3 = 17,7 Н·м Т2 = 2500/14,7 = 170,1 Н·м Т3 = 2250/3,58 = 628,5 Н·м Результаты расчетов сводим в таблицу Вал | Число оборотовоб/мин | Угловая скоростьрад/сек | МощностькВт | Крутящий моментН·м | Вал электродвигателя | 700 | 73,3 | 1,320 | 18,0 | Ведущий вал редуктора | 700 | 73,3 | 1,300 | 17,7 | Ведомый вал редуктора | 140 | 14,7 | 2,50 | 170,1 | Рабочий вал | 34 | 3,58 | 2,25 | 628,5 | Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 3 Выбор материалов зубчатых передач и определение допускаемых напряжений Принимаем, согласно рекомендациям [1c.49], сталь 45: шестерня: термообработка – улучшение – НВ230 [1c.50], колесо: термообработка – нормализация – НВ190. Допускаемые контактные напряжения: [σ]H = KHL[σ]H0, где KHL – коэффициент долговечности KHL = (NH0/N)1/6, где NH0 = 1·107 [1c.51], N = 573ωLh = 573·14,7·12,5·103 = 10,5·107. Так как N > NH0, то КHL = 1. [σ]H1 = 1,8HB+67 = 1,8·230+67 = 481 МПа. [σ]H2 = 1,8HB+67 = 1,8·190+67 = 409 МПа. [σ]H = 0,45([σ]H1 +[σ]H2) = 0,45(481+409) = 401 МПа. Допускаемые напряжения изгиба: [σ]F = KFL[σ]F0, где KFL – коэффициент долговечности Так как N > NF0 = 4·106, то КFL = 1. [σ]F01 = 1,03HB1 = 1,03·230 = 237 МПа. [σ]F02 = 1,03HB2 = 1,03·190 = 196 МПа. [σ]F1 = 1·237 = 237 МПа. [σ]F2 = 1·186 = 196 МПа. Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 4 Расчет закрытой цилиндрической передачи Межосевое расстояние , где Ка = 43,0 – для косозубых передач [1c.58], ψba =0,315 – коэффициент ширины колеса, КНβ = 1,0 – для прирабатывающихся колес. аw = 43,0(5,0+1)[170,1·103·1,0/(4012·5,02·0,315)]1/3 = 133 мм принимаем согласно ГОСТ 2185-66 [2 c.52] аw = 140 мм. Модуль зацепления m > 2KmT2/(d2b2[σ]F), где Km = 5,8 – для косозубых колес, d2 – делительный диаметр колеса, d2 = 2awu/(u+1) = 2·140·5,0/(5,0 +1) = 233 мм, b2 – ширина колеса b2 = ψbaaw = 0,315·140 = 44 мм. m > 2·5,8·170,1·103/233·44·196 = 1,0 мм, принимаем по ГОСТ 9563-60 m = 2,0 мм. Основные геометрические размеры передачи Суммарное число зубьев: zc = 2awcosβ/m β = 10° – угол наклона зубьев zc = 2·140cos10°/2,0 = 138 Число зубьев шестерни: z1 = zc/(u+1) = 138/(5,0 +1) = 23 Число зубьев колеса: z2 = zc–z1 = 138 – 23 =115; Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист уточняем передаточное отношение: u = z2/z1 =115/23 = 5,00, Отклонение фактического значения от номинального 0% Действительное значение угла наклона: cos = zcm/2aW = 1382/2140 = 0,9857 = 9,70°. Фактическое межосевое расстояние: aw = (z1+z2)m/2cosβ = (115+23)·2,0/2cos 9,70° = 140 мм. делительные диаметры d1 = mz1/cosβ = 2,0·23/0,9857= 46,67 мм, d2 = 2,0·115/0,9857= 233,33 мм, диаметры выступов da1 = d1+2m = 46,67+2·2,0 = 50,67 мм da2 = 233,33+2·2,0 = 237,33 мм диаметры впадин df1 = d1 – 2,4m = 46,67 – 2,5·2,0 = 41,67 мм df2 = 233,33 – 2,5·2,0 = 228,33 мм ширина колеса b2 = baaw =0,315·140 = 44 мм ширина шестерни b1 = b2 + (3÷5) = 44+(3÷5) = 48 мм Окружная скорость v = ω2d2/2000 = 14,7·233,33/2000 = 1,71 м/с Принимаем 8-ую степень точности. Силы действующие в зацеплении - окружная на шестерне и колесе Ft1 = 2T1/d1 = 2·17,7·103/46,67 = 758 H Ft2 = 2T2/d2 = 2·170,1·103/233,33 = 1458 H - радиальная Fr = Fttg/cosβ = 758tg20º/0,9857= 280 H Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист - осевая сила: Fa = Fttg = 758tg 9,70° = 129 Н. Расчетное контактное напряжение , где К = 376 – для косозубых колес [1c.61], КНα = 1,09 – для косозубых колес, КНβ = 1,0 – для прирабатывающихся зубьев, КНv = 1,04 – коэффициент динамической нагрузки [1c.62]. σH = 376[1458(5,0+1)1,09·1,0·1,04/(233,33·44)]1/2 = 370 МПа. Недогрузка (401 – 370)100/401 = 7,8% допустимо 10%. Расчетные напряжения изгиба σF2 = YF2YβFtKFαKFβKFv/(mb2), где YF2 – коэффициент формы зуба, Yβ = 1 – β/140 = 1 – 9,70/140 = 0,931, KFα = 1,91 – для косозубых колес, KFβ = 1 – для прирабатывающихся зубьев KFv = 1,10 – коэффициент динамической нагрузки [1c.64]. Коэффициент формы зуба: при z1 = 23 → zv1 = z1/(cosβ)3 = 23/0,98573 = 24 → YF1 = 3,92, при z2 =115 → zv2 = z2/(cosβ)3 =115/0,98573 = 120 → YF2 = 3,61. σF2 = 3,61·0,931·1458·1,0·1,0·1,10/2,0·44 = 61,3 МПа < [σ]F2 σF1 = σF2YF1/YF2 = 61,3·3,92/3,61 = 66,5 МПа < [σ]F1. Так как расчетные напряжения σH < [σH] и σF < [σ]F, то можно утверждать, что данная передача выдержитпередаваемую нагрузку и будет стабильно работать в нормальных условиях весь срок службы. Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 5 Расчет открытой цепной передачи Шаг цепи где [p] = 28 МПа – допускаемое давление в шарнирах. Кэ – коэффициент эксплуатации Кэ = КдКсККрегКр, где Кд = 1 – коэффициент динамической нагрузки, Кс = 1,5 – смазка периодическая, К = 1,0 – положение передачи горизонтальное, Крег = 1,25 – нерегулируемая передача, Кр = 1 – работа в одну смену. Кэ = 1,51,25 = 1,88. z1 – число зубьев малой звездочки, z1 = 29 – 2u = 29 – 24,1 = 20,8, принимаем ближайшее нечетное значение z1 = 21 р = 2,8(170,11031,88/2128)1/3 = 22,8 мм Принимаем ближайшее большее значение р= 25,40 мм: - разрушающая нагрузка Q = 60,0 кН; - масса одного метра цепи q = 2,6 кг/м; - диаметр валика d1 = 7,92 мм; - ширина внутреннего звена b3 = 15,88 мм Уточняем разрушающую нагрузку [p] = 32,0 МПа [1c.91]. Число зубьев ведомой звездочки: z2 = z1u = 214,1 = 86,1 Принимаем z2 = 86 Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист Фактическое передаточное число u2 = z2/z1 = 86/21 = 4,09 Отклонение фактического передаточного числа от номинального |4,09 – 4,1|100/4,1 = 0,24% Межосевое расстояние ар = 0,25{Lp-0,5zc+[(Lp-0,5zc)2 – 82]0,5} где Lp – число звеньев цепи, zc – суммарное число зубьев, zc =z1+z2 = 21+86 =107, = (z2 – z1)/2 = (86 – 21)/2 =10,35 Lp = 2ap+0,5zc+2/ap = 240+0,5107+ 10,352/40 = 136,2 где ар = 40 –межосевое расстояние в шагах (предварительно), принимаем Lp = 136 ар = 0,25{136 – 0,5107+[(136 – 0,5107)2 – 810,352]0,5} = 40,0 a = app = 40,025,40 = 1016 мм. Длина цепи l = Lpp = 136·25,40 = 734 мм Определяем диаметры звездочек Делительные диаметры dд = t/[sin(180/z)] ведущая звездочка: dд1 = 25,40/[sin(180/21)] = 170 мм, ведомая звездочка: dд2 = 25,40/[sin(180/86)] = 695 мм. Диаметры выступов De = p(K+Kz – 0,31/) где К = 0,7 – коэффициент высоты зуба Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист – геометрическая характеристика зацепления, Кz – коэффициент числа зубьев = р/d1 = 25,40/7,92 = 3,21, Кz1 = ctg180/z1 = ctg180/21 = 6,63, Кz2 = ctg180/z2 = ctg180/86 = 27,36, De1 = 25,40(0,7+6,63 – 0,31/3,21) = 184 мм, De2 = 25,40(0,7+27,36 – 0,31/3,21) = 710 мм. Диаметры впадин: Df = dд – (d1 – 0,175dд0,5) Df1= 170 – (7,92 – 0,1751700,5) = 160 мм Df2= 695 – (7,92 – 0,1756950,5) = 682 мм Ширина зуба: b = 0,93b3 – 0,15 = 0,9315,88 – 0,15 = 14,62 мм Толщина диска: С = b+2r4 = 14,62+21,6 = 17,8 мм где r4 = 1,6 мм при шаге < 35 мм Допускаемая частота вращения меньшей звездочки [n] = 15103/p = 15103/25,4 = 590 об/мин Условие n = 140 < [n] = 590 об/мин выполняется. Число ударов цепи U = 4z1n2/60Lp = 421140/60136 = 1,4 Допускаемое число ударов цепи: [U] = 508/p = 508/25,40 = 20 Условие U < [u] выполняется. Фактическая скорость цепи v = z1pn2/60103 = 2125,40140/60103 = 1,24 м/с Изм. Лист № докум. Подпись Дата ЛистОкружная сила: Ft = Р2/v = 2,50·103/1,24 = 2016 H Давление в шарнирах цепи p = FtKэ/А, где А – площадь проекции опорной поверхности в шарнирах цепи. А = d1b3 = 7,9215,88 = 126 мм3. р = 20161,88/126 = 30,1 МПа. Условие р < [p] = 32,0 МПа выполняется. Коэффициент запаса прочности s = Q/(kдFt+Fv+F0) где Fv – центробежная сила F0 – натяжение от провисания цепи. Fv = qv2 = 2,61,242 = 4 H F0 = 9,8kfqa = 9,812,61,016 = 26 H где kf = 1 – для вертикальной передачи. s = 60000/(12016+26+ 4) = 29,0 > [s] = 8,6 [1c.94]. Сила давления на вал Fв = kвFt+2F0 = 1,152016+226 = 2370 H. где kв = 1,15 – коэффициент нагрузки вала. Так как условия р < [p] и s > [s] выполняются, то можно утверждать, что данная передача выдержит передаваемую нагрузку и будет стабильно работать в нормальных условиях весь срок службы. 6 Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист Нагрузки валов редуктора Силы действующие в зацеплении цилиндрической косозубой передачи * окружная * Ft = 758 Н * радиальная * Fr = 280 H * осевая * Fa = 129 H * Консольная сила от муфты действующая на быстроходный вал * Fм = 100·Т11/2 = 100·17,71/2 = 421 Н * Консольная силы действующие на тихоходный вал Fв = 2370 H. * Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист Рис. 6.1 – Схема нагружения валов двухпоточного редуктора 7 Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист Проектный расчет валов. Эскизная компоновка редуктора.Материал быстроходного вала – сталь 45, термообработка – улучшение: σв = 780 МПа; Допускаемое напряжение на кручение [τ]к = 10÷20 МПа Диаметр быстроходного вала где Т – передаваемый момент; d1 = (16·17,7·103/π10)1/3 = 21 мм Ведущий вал редуктора соединяется с помощью стандартной муфты с валом электродвигателя диаметром dдв= 28 мм, d1 = (0,81,2)dдв = (0,81,2)32 = 2538 мм принимаем диаметр выходного конца d1 = 28 мм; длина выходного конца: l1 = (1,01,5)d1 = (1,01,5)28 = 2842 мм, принимаем l1 = 40 мм. Диаметр вала под уплотнением: d2 = d1+2t = 28+22,2 = 32,4 мм, где t = 2,2 мм – высота буртика; принимаем d2 = 35 мм: длина вала под уплотнением: l2 1,5d2 =1,535 = 52 мм. Диаметр вала под подшипник: d4 = d2 = 35 мм. Вал выполнен заодно с шестерней Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист Диаметр выходного конца тихоходного вала: d1 = (16·170,1·103/π15)1/3 = 38 мм принимаем диаметр выходного конца d1 = 40 мм; Диаметр вала под уплотнением: d2 = d1+2t = 40+22,5 = 45,0 мм, где t = 2,5 мм – высота буртика; принимаем d2 = 45 мм . Длина вала под уплотнением: l2 1,25d2 =1,2545 = 56 мм. Диаметр вала под подшипник: d4 = d2 = 45 мм. Диаметр вала под колесом: d3 = d2 + 3,2r = 45+3,22,5 = 53,0 мм, принимаем d3 = 55 мм. Выбор подшипников Предварительно назначаем радиальные шарикоподшипники легкой серии №207 для быстроходного вала и №209 для тихоходного вала.Условноеобозначениеподшипника | dмм | Dмм | Bмм | СкН | С0кН | №207 | 35 | 72 | 17 | 25,5 | 13,7 | №309 | 45 | 100 | 25 | 52,7 | 30,0 | 8 Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист Расчетная схема валов редуктора Схема нагружения быстроходного вала Горизонтальная плоскость. Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры А mA = 48Ft – 96BX + Fм 80 = 0 Отсюда находим реакцию опоры В в плоскости XOZ BX = [758·48 + 421·80]/96 = 730 H Реакция опоры А в плоскости XOZ AX = BX + FМ – Ft = 730 + 421 – 758 = 393 H Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист Изгибающие моменты в плоскости XOZ MX1 = 730·48 = 35,0 Н·м MX2 = 421·80 = 33,7 Н·м Вертикальная плоскость. Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры А mA = 48Fr – 96BY – Fa1d1/2 = 0 Отсюда находим реакцию опор A и В в плоскости YOZ BY = (280·48 –129·46,67/2)/96 = 109 H AY = Fr – BY = 280 – 109 = 171 H Изгибающие моменты в плоскости YOZ MY = 171·48 = 8,2 Н·м MY = 109·48 = 5,2 Н·м Суммарные реакции опор: А = (АХ2 + АY2)0,5 = (3932 + 1712)0,5 = 429 H B= (BХ2 + BY2)0,5 = (7302 + 1092)0,5 = 738 H Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист Схема нагружения тихоходного вала Силы Ft и Fr в двух поточном редукторе попарно направлены в противоположенные стороны и взаимно компенсируются и поэтому не учитываются Горизонтальная плоскость. Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры С mС = 154Fв –104DX = 0 Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист Отсюда находим реакцию опоры D вплоскости XOZ DX = 2370·154/104 = 3509 H Реакция опоры А в плоскости XOZ CX = DX – Fв = 3509 – 2370 =1139 H Изгибающие моменты в плоскости XOZ MX1 =1139·52 = 59,3 Н·м MX2 =1139·104 =118,6 Н·м Вертикальная плоскость. Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры С mС = 2Fad2/2 – 104DY = 0 Отсюда находим реакцию опоры C и D в плоскости XOZ CY = DY = (2·129·233.33/2)/104 = 289 H Изгибающие моменты в плоскости XOZ MX1 = 289·52 = 15,0 Н·м Суммарные реакции опор: C = (11392 + 2892)0,5 =1175 H D = (35092 + 2892)0,5 = 3521 H Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 9 Проверочный расчет подшипников 9.1 Быстроходный вал Эквивалентная нагрузка Отношение Fa/Co = 129/13,7103 = 0,010 е = 0,19 [1c. 131] Проверяем наиболее нагруженный подшипник В. Отношение Fa/B =129/738 = 0,17 < e, следовательно Х=1,0; Y= 0 P = (XVFr + YFa)KбКТ где Х – коэффициент радиальной нагрузки; V = 1 – вращается внутреннее кольцо; Fr = В – радиальная нагрузка; Y – коэффициент осевой нагрузки; Kб =1,5– коэффициент безопасности при нагрузке с умеренными толчками ; КТ = 1 – температурный коэффициент. Р = (1,0·1·738+0)1.5·1 = 1107 Н Требуемая грузоподъемность подшипника Стр = Р(573ωL/106)1/m, где m = 3,0 – для шариковых подшипников Стр = 1107(573·73,3·12500/106)1/3 = 8930 Н < C = 25,5 кН Расчетная долговечность подшипников = 106(25,5103 /1107)3/60700 = 29102 часов, больше ресурса работы привода, равного12500 часов. 9.2 Тихоходный вал Отношение Fa/Co = 129/30,0103 = 0,004 е = 0,17 [1c. 131] Проверяем наиболее нагруженный подшипник D. Отношение Fa/D =129/3521= 0,04 < e, следовательно Х=1,0; Y= 0 Эквивалентная нагрузка Р = (1,0·1·3521+ 0)1,5·1 = 5282 Н Требуемая грузоподъемность подшипника Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист Стр = Р(573ωL/106)1/m, где m = 3,0 – для шариковых подшипников Стр = 5282(573·14,7·12500·106)1/3 = 24939 Н < C = 52,7 кН Расчетная долговечность подшипников = 106(52,7103 /5282)3/60140 =118238 часов, больше ресурса работы привода, равного 12500 часов. Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 10 Конструктивная компоновка привода 10.1 Конструирование зубчатых колес Конструктивные размеры колеса Диаметр ступицы: dст = 1,55d3 = 1,55·55 = 85 мм. Длина ступицы: lст = b = 44 мм, Толщина обода: S = 2,2m+0,05b2 = 2,22+0,05·44 =6,6 мм принимаем S = 8 мм Толщина диска: С = 0,25b = 0,25·44 = 11 мм 10.2 Конструирование валов Основные размеры ступеней валов (длины и диаметры) рассчитаны в пункте 7. Переходные участки между ступенями выполняются в виде канавки шириной b = 3 мм или галтели радиусом r = 1 мм. Шестерня выполняется заодно с валом. Размеры шестерни: dа1 = 50,67 мм, b1 = 48 мм, β = 9,70°. Фаска зубьев: n = 0,5m = 0,5∙2,0 = 1,00 мм, принимаем n = 1,0 мм. Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 10.3 Выбор соединений В проектируемом редукторе для соединения валов с деталями,передающими вращающий момент, применяются шпоночные соединения. Используем шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78. Длина шпонки принимается на 5…10 мм меньше длины ступицы насаживаемой детали. Посадка для косозубого колеса Н7/r6. 10.4 Конструирование подшипниковых узлов В проектируемом редукторе используется консистентная смазка подшипниковых узлов. Для изолирования подшипникового узла от внутренней полости редуктора применяются мазудерживающие кольца шириной 10…12 мм, а изоляция выходных участков валов от окружающей среды достигается с помощью манжетных уплотнений по ГОСТ 8752-79. Внутренне кольцо подшипника упирается в мазеудерживающее кольцо, а наружное фиксируется распорной втулкой между подшипником и врезной крышкой подшипника. 10.5 Конструирование корпуса редуктора /2/ Толщина стенок корпуса и крышки редуктора = 0,025ат + 3 = 0,025·140 + 1 = 4,5 мм принимаем = 8 мм Толщина фланцев b = 1,5 = 1,5·8 = 12 мм Толщина нижнего пояса корпуса р = 2,35 = 2,35·8 = 20 мм Диаметр болтов: - фундаментных d1 = 0,036aт + 12 = 0,036·140 + 12 = 17 мм принимаем болты М16; Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист - крепящих крышку к корпусу у подшипников d2 = 0,75d1 = 0,75·20 = 15 мм принимаем болты М16; - соединяющих крышку с корпусом d3 = 0,6d1 = 0,6·20 = 12 мм принимаем болты М12. 10.6 Конструирование элементов открытых передач Ведущая звездочка Делительный диаметр звездочки dд1 = 170 мм Ширина зуба b =14,6 мм Толщина диска С = 17,8 мм Диаметр проточки Dc = p∙ctg(180/z) – 1,5h = 25,4ctg(180/21) – 1,5∙24,2 = 132 мм Диаметр ступицы внутренний d = d1 = 40 мм Диаметр ступицы наружный dст = 1,55d = 1,55∙40 = 62 мм принимаем dст = 35 мм Длина ступицы lст = (0,8…1,5)d = (0,8…1,5)40 = 32…60 мм принимаем lст = 60 мм. Ведомая звездочка Делительный диаметр звездочки dд1 = 695 мм Диаметр проточки Dc = p∙ctg(180/z) – 1,5h = 25,4ctg(180/86) – 1,5∙24,2 = 658 мм Диаметр вала под звездочкой = (16·628,5·103/π20)1/3 = 54 мм Диаметр ступицы внутренний d = 55 мм Диаметр ступицы наружный dст = 1,55d = 1,55∙55 = 85 мм Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист принимаем dст = 85 мм Длина ступицы lст = (0,8…1,5)d = (0,8…1,5)55 = 44…82 мм принимаем lст = 80 мм. 10.7 Выбор муфты Для соединения выходного конца ведущего вала редуктора с валом электродвигателя применяется упругая муфта со звездочкой по ГОСТ 14084-76 с допускаемым передаваемым моментом [T] =125 Н·м. Расчетный вращающий момент передаваемый муфтой Тр = kТ1 = 1,8·17,7 = 32 Н·м < [T] где k = 1,8 – коэффициент режима нагрузки. Условие выполняется 10.8 Смазывание. Смазка зубчатого зацепления Смазка зубчатого зацепления осуществляется путем окунания зубчатых колес в масляную ванну. Объем масляной ванны V = (0,50,8)N = (0,5 0,8)1,30 0,8 л Рекомендуемое значение вязкости масла при v = 1,7 м/с и контактном напряжении σв=370 МПа =28·10-6 м2/с. По этой величине выбираем масло индустриальное И-Г-А-68 ГОСТ17479.4-87. Смазка подшипниковых узлов. Так как надежное смазывание подшипников за счет разбрызгивания масла возможно только при окружной скорости больше 3 м/с, то выбираем пластичную смазку по подшипниковых узлов – смазочным материалом УТ-1. Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 11 Проверочные расчеты 11.1 Проверочный расчет шпонок Выбираем шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78. Материал шпонок – сталь 45 нормализованная. Напряжение смятия и условие прочности где h – высота шпонки; t1 – глубина паза; l – длина шпонки b – ширина шпонки. Быстроходный вал. Шпонка на выходном конце вала: 8×7×32. Материал полумуфты – чугун, допускаемое напряжение смятия [σ]см = 50 МПа. σсм = 2·17,7·103/28(7-4,0)(32-8) = 17,6 МПа Тихоходный вал. Шпонка под колесом 16×10×32. Материал ступицы – сталь, допускаемое напряжение смятия [σ]см = 100 МПа. σсм = 2·170,1·103/55(10-6,0)(32-16) = 96,6 МПа Шпонка на выходном конце вала: 12×8×70. Материал ступицы – сталь, допускаемое напряжение смятия [σ]см = 100 МПа. σсм = 2·170,1·103/40(8-5,0)(63-12) = 55,5 МПа Во всех случаях условие σсм < [σ]см выполняется, следовательно устойчивая работа шпоночных соединений обеспечена. Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 11.2 Проверочный расчет стяжных винтов подшипниковых узлов Стяжные винты рассчитывают на прочность по эквивалентным напряжениям на совместное действие растяжения и кручения. Силаприходящаяся на один винт Fв = 0,5Dx = 0,5∙3509 =1755 H Принимаем коэффициент затяжки Кз = 1,5 – постоянная нагрузка, коэффициент основной нагрузки х=0,3 – для соединения чугунных деталей без прокладки. Механические характеристики материала винтов: для стали 30 предел прочности σв = 500 МПа, предел текучести σт = 300 МПа; допускаемое напряжение: [σ] = 0,25σт = 0,25∙300 = 75 МПа. Расчетная сила затяжки винтов Fp = [Kз(1 – х) + х]Fв = [1,5(1 – 0,3) + 0,3]1755 = 2368 H Определяем площадь опасного сечения винта А = πdp2/4 = π(d2 – 0,94p)2/4 = π(12 – 0,94∙1,75)2/4 = 84 мм2 Эквивалентное напряжение σэкв = 1,3Fp/A = 1,3∙2368/84 = 36,6 МПа < [σ] = 75 МПа 11.3 Уточненный расчет валов Быстроходный вал Рассмотрим сечение, проходящее под опорой А. Концентрация напряжений обусловлена подшипником посаженным с гарантированным натягом. Материал вала сталь 45, улучшенная: В = 780 МПа [2c34] Пределы выносливости: * при изгибе -1 0,43В = 0,43780 = 335 МПа; * при кручении -1 0,58-1 = 0,58335 = 195 МПа. Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист Суммарный изгибающий момент Ми = Мх = 33,7 Н·м Осевой момент сопротивления W = πd3/32 = π353/32 = 4,21·103 мм3 Полярный момент сопротивления Wp = 2W = 2·4,21·103 = 8,42·103 мм3 Амплитуда нормальных напряжений σv = Mи/W = 33,7·103/4,21·103 = 8,0 МПа Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений v = m = T1/2Wp = 17,7·103/2·8,42·103 = 2,1 МПа Коэффициенты: kσ/σ = 3,5; k/ = 0,6 kσ/σ + 0,4 = 0,6·3,5 +0,4 = 2,5 Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям sσ = σ-1/(kσσv/σ) = 335/3,5·8,0 =12,0 Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям s = -1/(kv/ + m) = 195/(2,50·2,1 + 0,1·2,2) = 35,7 Общий коэффициент запаса прочности s = sσs/(sσ2 + s2)0,5 =12,0·35,7/(12,02 + 35,72)0,5 =11,4 > [s] = 2,5 Тихоходный вал Рассмотрим сечение, проходящее под опорой D. Концентрация напряжений обусловлена подшипником посаженным с гарантированным натягом. Суммарный изгибающий момент Ми = 118,6 Н·м. Осевой момент сопротивления W = πd3/32 = π453/32 = 8,95·103 мм3 Полярный момент сопротивления Wp = 2W = 2·8,95·103 =17,9 мм Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист Амплитуда нормальных напряжений σv = Mи/W = 118,6·103/8,95·103 = 13,3 МПа Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений v = m = T2/2Wp =170,1·103/2·17,9·103 = 4,8 МПа Коэффициенты: kσ/σ = 3,6; k/ = 0,6 kσ/σ + 0,4 = 0,6·3,6 + 0,4 = 2,6 Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям sσ = σ-1/(kσσv/σ) = 335/3,6·13,3 = 7,0 Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям s = -1/(kv/ + m) = 195/(2,60·4,8 + 0,1·4,8) =15,0 Общий коэффициент запаса прочности s = sσs/(sσ2 + s2)0,5 = 7,0·15,0/(7,02 +15,02)0,5 = 6,3 > [s] = 2,5 12 Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист Технический уровень редуктор Условный объем редуктора V = LBH = 450∙168∙340 = 26∙106 мм3 L = 450 мм – длина редуктора; В = 168 мм – ширинаредуктора; Н = 340 мм – высота редуктора. Масса редуктора m = φρV∙10-9 = 0,43∙7300∙26∙106∙10-9 = 82 кг где φ = 0,43 – коэффициент заполнения редуктора ρ = 7300 кг/м3 – плотность чугуна. Критерий технического уровня редуктора γ = m/T2 = 82/170,1= 0,48 При γ > 0,2 технический уровень редуктора считается низким, а редуктор морально устаревшим. Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист Литература 1. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин.–М.: Высш. шк., 1991.–432 с. 2. Курсовое проектировании деталей машин. /С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин и др. – М.: Машиностроение, 1988. – 416 с. 3. Чернилевский Д.В. Проектирование деталей машин и механизмов. – М.: Высш. шк. 1980. 4. Леликов О.П. Курсовое проектирование. – М.:Высш.шк.,1990. 5. Дунаев Н.В. Детали машин. Курсовое проектирование. – М.:Высш. шк., 2002. Содержание Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист Техническое задание 1 Кинематическая схема машинного агрегата 2 Выбор двигателя, кинематический расчет привода 3 Выбор материалов зубчатых передач и определение допускаемых напряжений 4 Расчет закрытой цилиндрической передачи 5 Расчет открытой цепной передачи 6 Нагрузки валов редуктора 7 Проектный расчет валов. Эскизная компоновка редуктора. 8 Расчетная схема валов редуктора 9 Проверочный расчет подшипников 10 Конструктивная компоновка привода 11 Проверочные расчеты 12 Технический уровень редуктор Литература |