1. Подбор электродвигателя

КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ

1. Подбор электродвигателя

- требуемая мощность электродвигателя

- общий КПД привода

η₁ – КПД пары зубчатых колес 0,98

η₂ - КПД пары подшипников качения 0,99

η₃ – КПД клиноременной передачи 0,95

η₄ – коэффициент потер опор приводного барабана 0,99

- По требуемой мощности выбираем электродвигатель: трехфазный асинхронный короткозамкнутый серии 4А закрытый, обдуваемый, с синхронной частотой вращения n=1000 об/мин 4А132М6 с параметрами Р_дв=7,5 кВт и скольжением 3,2%.

- номинальная частота вращения n_дв=1000-32=968 об/мин

- передаточное отношение привода:

- Передаточное отношение в простом двухступенчатом редукторе принимают в диапазоне u = 8÷40. Намечаем для редуктора u = 10.

- Для клиноременной передачи:

2. Расчет клиноременной передачи

- по номограмме для частоты вращения меньшего шкива n₁=968 об/мин и передаваемой мощности P_дв=7,5кВт принимаем сечение ремня Б

- Вращающий момент

- Определим диаметр меньшего шкива по формуле

По таблице, с учетом того, что диаметр шкива для ремня сечения Б не должен быть менее 125 мм принимаем d₁=140 мм.

- Определяем диаметр большого шкива по формуле

ε = 0,015 – скольжение

Согласно ГОСТ 17383-73 выбираем d₂=224мм.

- Уточняем передаточное отношение клиноременной передачи

- Угловая скорость быстроходного вала

- Межосевое расстояние определим по формуле

где

a_min = 0,55(224+140)+10,5 = 210,7 мм

a_max = d₁ + d₂ = 224+140=364 мм

- Примем межосевое расстояние

- Длину ремня определим по формуле

- Из таблицы выбираем ближайшее стандартное значение L_p = 1120 мм.

- Уточненное значение межосевого расстояния:

где

- Угол обхвата меньшего шкива определим по формуле:

- Коэффициент режима работы при односменной работе С_р = 1,0

- Коэффициент, учитывающий влияние длины ремня определим по таблице C_L=0,86

- Коэффициент, учитывающий количество ремней в передаче (предполагая, что число ремней 2÷3) C_z=0,95.

Определяем число ремней в передаче по формуле:

Р₀ – мощность передаваемая одним ремнем и определяется по таблице. Р₀ = 2,5 кВт.

Принимаем z=4.

- Натяжение ветви клинового ремня определим по формуле6

Скорость

– коэффициент, учитывающий влияние центробежных сил.

Определим давление на валы по формуле:

Ширина шкивов по таблице В_ш=(z-1)e+2f = (4-1)19+2∙ 12.5=82 мм

- Для профиля Б: f=12.5 мм; l = 19 мм.

3. Расчет зубчатых колес редуктора.

а) Для быстроходной ступени редуктора.

Выбираем для зубчатых колес и шестерен материалы со средними механическими характеристиками.

По таблице определим:

- для шестерен сталь 45, термическая обработка, улучшение, твердость НВ230

- для колес сталь 45, термическая обработка, улучшение, твердость НВ200

- допускаемые контактные напряжения определим по формуле:

- – предел контактной выносливости.

По таблице для сталей с твердостью менее НВ 350 и улучшением

= 2НВ + 70

= 1 – коэффициент долговечности

= 1,1 – коэффициент безопасности.

Для косозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение:

- для шестерен

- для колес

Тогда = 0,45(482+428)=410 МПа

Требуемое условие выполнено.

- межосевое расстояние из условий контактной выносливости активных поверхностей зубьев определим по формуле:

- = 1,25 – принимаем выше рекомендуемого, так как со стороны ременной передачи действуют силы, вызывающие дополнительную деформацию вала и ухудшающие контакт зубьев.

- Принимаем для косозубых колес коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию .

- для косозубых колес К_а = 43, а передаточное число быстроходной ступени U=2.

-

= 62,5 рад/с

По ГОСТ 2185-66 примем ближайшее значение =100 мм.

- Нормальный модуль

По ГОСТ 9563-60 =2 мм.

Примем предварительный угол наклона зубьев .

- Число зубьев шестерни определим по формуле:

Тогда

Уточняем угол наклона зубьев:

Основные размеры шестерни и колеса.

- Диаметры делительные:

Проверка

- Диаметры вершин зубьев

Ширина колеса:

Ширина шестерни:

- Коэффициент ширины шестерни по диаметру

- Окружная скорость колес:

м/с

- Степень точности для косозубых колес при скорости до 10 м/с примем 8-ю степень точности.

- Коэффициент нагрузки определим по формуле:

=1,06 – определяется по таблице (для НВ<350, =0,68) при несимметричном расположении колес (учет натяжения клиноременной передачи).

=1,07 – определяем по таблице (для v= 2,08 м/с и 8 степени точности)

= 1 – определяем по таблице для косозубых колес при v<5 м/с.

- Проверяем контактные напряжения по формуле:

Условие прочности выполнено.

- Определим силы, действующие в зацеплении.

Окружная сила:

Радиальная сила:

Осевая сила

Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба:

По таблице при , НВ<350 и

для косозубых колес 8-ой степени точности и скорости до 3 м/с.

– коэффициент, учитывающий форму зуба.

Эквивалентное число зубьев у шестерни:

.

Эквивалентное число зубьев у колеса:

.

Согласно ГОСТ 21354-75 определяем и .

.

=1,5 – среднее значение коэффициента торцового перекрытия.

n = 8 – степень точности.

- Допускаемое напряжение при проверке на изгиб:

По таблице для стали 45 улучшенной: =1,8 НВ

Для шестерен: =1,8∙230=415 МПа.

Для колес: =1,8∙200=360 МПа.

Коэффициент безопасности

По таблице для стали 45 улучшенной =1,75, для поковок и штамповок =1.

Тогда = 1∙1,75=1,75.

- Допускаемые напряжения для шестерен

для колес: .

Проверка на изгиб проводится для зубчатого колеса, для которого отношение меньше.

Для шестерни: 237/3,74=63,4 МПа

Для колеса: 206/3,61=57 МПа

Проверку на изгиб проводим для колеса:

Условие прочности выполнено.

б) Для тихоходной ступени редуктора.

Материалы: шестерни – сталь 45, термообработка – улучшение НВ230; колеса – сталь 45, термообработка – улучшение НВ200.

Определим межосевое расстояние:

=1,5 для симметричного расположения шестерен.

.

Тогда .

По ГОСТ 2185-66 ближайшее значение =160 мм.

Нормальный модуль

По ГОСТ 9563-60 примем

Предварительно угол наклона зубьев β=10 .

Число зубьев шестерен: .

Тогда .

Уточненное значение угла наклона зубьев:

Основные размеры шестерен и колес.

Делительные диаметры:

Проверка:

Диаметры вершин:

Ширина колеса:

Ширина шестерни:

Коэффициент ширины шестерни по диаметру:

Окружная скорость колес: .

Степень точности передачи: для косозубых колес при скорости до 10 м/с примем 8-ю степень точности.

Коэффициент нагрузки определим по формуле:

=1,15. Определяется по таблице при =1,32, НВ<350 и симметричном расположении колес.

м/с и 8-й степени точности.

м/с.

=1,15∙1,06∙1=1,22.

Контактные напряжения проверяем по формуле:

, что меньше, чем [ ]=410 МПа.

Условие прочности выполнено.

Силы, действующие в зацеплении.

Окружная:

Радиальная:

Cos 10 50’ = 0,9842

Осевая:

Проверим зубья на выносливость по напряжению изгиба:

Коэффициент нагрузки

определяется по таблице при =1,32, твердости НВ<350 и симметричном расположении колес относительно опор.

=1,1 для косозубых колес 8-ой степени точности и скорости до 3 м/с.

.

Коэффициент учитывает форму зуба и определяется по формуле:

Для шестерни

Для колеса .

.

Коэффициент

Коэффициент

=1,5 – среднее значение коэффициента торцевого перекрытия, n=8 – степень точности.

Допускаемое напряжение при проверке на изгиб:

По таблице для стали 45улучшенной =1,8 МПа, для шестерни =1,8∙230=415 МПа, для колеса: =1,8∙200=360 МПа.

Коэффициент безопасности:

=1,75 – определяется по таблице

=1

=1,75∙1=1,75.

Допускаемые напряжения:

для шестерни

для колеса

Проверка на изгиб проводится для того колеса, для которого меньше.

для шестерни 237/4=59,3 Мпа

для колеса 206/3,

6=57,5 МПа.

Проверку на изгиб проводим для колеса:

Условие прочности выполнено.

4. Предварительный расчет валов и выбор подшипников.

Предварительный расчет валов проводят на кручение, принимая пониженные допускаемые напряжения.

Допускаемое напряжение на кручение примем

Такое значение выбрано с учетом того, что вал испытывает изгиб от натяжения клиноременной передачи.

Определим диаметр выходного конца быстроходного вала:

Ближайшее большее значение из стандартного ряда =32 мм.

Диаметр под подшипником выбираем

Для тихоходной ступени определим диаметр выходного конца вала.

Из стандартного ряда =63 мм.

Диаметр под подшипники =70 мм.

Диаметр вала под зубчатыми колесами =75 мм.

Для промежуточного вала

Из стандартного ряда определим =30 мм.

Диаметр вала под зубчатыми колесами =35 мм.

Для опор валов редуктора выбираем радиальные шарикоподшипники средней серии. Габариты подшипников определим из таблицы по диаметру в месте посадки подшипников.

Для быстроходного вала =35 мм. Маркировка подшипника – 307.

Внешний диаметр D_Б = 80 мм.

Ширина обоймы В_Б = 21 мм.

Для промежуточного вала =30 мм. Маркировка подшипника – 306.

Внешний диаметр D_п = 72 мм, ширина обоймы В_п = 19 мм.

Для тихоходного вала = 70 мм, маркировка подшипника – 314.

Внешний диаметр D_Т = 150 мм, ширина обоймы В_Т = 35 мм.

5. Размеры шестерен и колес редуктора.

Для быстроходной ступени шестерню выполняем заодно целое с валом с размерами: .

Для колеса (кованое): .

Диаметр ступицы:

Длина ступицы:

Толщина обода:

=8 мм.

Толщина диска:

Шестерни промежуточного вала из-за сравнительно небольших размеров по отношению к диаметру вала позволяют не выделять ступицу.

Длина посадочного участка:

Для колес тихоходного вала:

Диаметр ступицы: .

Длина ступицы:

Толщина обода:

=10 мм.

Толщина диска:

6. Конструирование корпуса редуктора.

Корпус редуктора выполнен из чугуна марки С415. Корпус разъемный и состоит из картера и крышки. Плоскость разъема проходит через оси валов. Для повышения жесткости коридора служат ребра жесткости, расположенные у приливов под подшипники.

Картер и крышку фиксируют относительно друг друга двумя коническими штифтами, устанавливаемыми без зазора до расточки гнезда под подшипники. Картер и крышка соединяются болтами для обеспечения герметичности. Плоскости разъема смазывают спиртовым лаком. Для захватывания редуктора при подъеме под фланцем картера приливы в виде крюков. Для снятия крышки на ней выполнены петли.

Для удаления загрязненного масла и для промывки редуктора в картере на уровне днища установлена маслоспускная пробка с прокладкой из меди. Для заливки масла и контроля его уровня в картере установлен жезловый маслоуказатель.

Для облегчения отделения крышки от картера на поясе крышки установлены два отжимных болта.

Подшипники закрыты глухими и сквозными крышками через которые проходят концы валов. Крышки установлены на винтах.

Основные размеры корпуса.

Толщина стенок корпуса и крышки

Принимаем = =8 мм.

Толщина верхнего фланца картера и фланца крышки

Толщина нижнего фланца картера:

Зазор между колесами и корпусом:

Толщина стенок стаканов подшипника определяется по формуле:

, где D – наружный диаметр подшипника.

Диаметр болтов.

Диаметр болтов крышки и корпуса.

Болты М12.

Болты М10.

Длина гнезда подшипников.

.

7. Выбор смазочных материалов.

Смазывание зубчатых зацеплений и подшипников уменьшает потери на трение, предотвращает повышенный износ и нагрев деталей, а так же предохраняет детали от коррозии. Снижение потерь на трение обеспечивает повышение КПД редуктора.

По способу подвода масла к зацеплению применяется картерное смазывание, которое осуществляется окунанием зубчатых колес в масло, заливаемое внутрь корпуса. Такое смазывание применяют при окружных скоростях в зацеплении зубчатых передач. До м/с зубчатые колеса погружают в масло на высоту зуба.

При смазывании окунанием, объем масляной ванны редуктора принимают из расчета 0,25 дм³ на 1 кВт мощности. V=0,25∙6,98=1,7 дм³.

В косозубых передачах масло выжимается зубьями в одну сторону, для предотвращения обильного забрасывания обильного забрасывания масла в подшипники устанавливают маслозащитные кольца.

Сорт масла зависит от контактного давления в зубьях и от окружной скорости колеса.

По таблице определим требуемую вязкость масла, равную 34∙10^-6 м²/с. Из таблицы выбираем масло И-40А.

Камеры подшипников заполняются пластичным смазочным материалом УТ-1, пополняемого через пресс-масленки.

8. Выбор посадок. Подбор муфт.

К различным соединениям предъявляют неодинаковые требования в отношении точности. Система допусков содержит 19 квалитетов, расположенных в порядке убывания точности. Характер соединения деталей называют посадкой. Характеризует посадку разность размеров деталей до сборки.

Посадки могут быть обеспечивать в соединении зазор S или натяг N. Переходные посадки могут иметь или зазор, или натяг.

Посадки назначаем в соответствии с указаниями, данными в таблице.

- Посадка зубчатого колесо навал Н7/р6.

- Маслоудерживающие кольца Н7/m6.

- Стаканы под подшипники качения в корпус Н7/h7.

- Внутренние кольца подшипников качения навала К6.

- Наружные кольца подшипников качения в корпусе Н7.

Для подшипников качения указаны отклонения валов и отверстий, а не обозначения полей допусков соединений, потому что подшипники являются готовыми изделиями, идущими на сборку без дополнительной обработки.

Соосность соединяемых валов в процессе монтажа и эксплуатации строго выдерживается. Допустима установка жесткой фланцевой муфты, размеры которой выбирают по диаметру вала и по величине расчетного вращающего момента. , где К – коэффициент, учитывающий условия эксплуатации (К=1,15). Т_ном=895,7 Н∙м. Диаметр вала равен 63 мм.

Тогда Т_р=1,15∙895,7=1030 Н∙м < 1600.

По таблице выбираем муфту. Наружный диаметр D=190 мм. Длина муфты на валу редуктора l=70 мм.

Список литературы.

1. Артоболевский, И. И. Теория механизмов и машин / И.И. Артоболевский. – Москва: Наука, 1988.

2. Баранов, Г. Г. Курс теории механизмов и машин / Г. Г. Баранов. – Москва: Машиностроение, 1974.

3. Барсов, Г. А. Сборник задач по теории механизмов и машин / Г. А. Барсов, В.Н. Чупин, В.А. Юдин. – Москва, 1982.

4. Козик, А. А. Теория механизмов и машин в примерах и задачах / А. А. Козик, И. С. Крук. – Минск, 2004.

5. Курсовое проектирование по теории механизмов и машин / под ред. Г. Н. Девойно. – Минск: Вышэйшая школа, 1986.

6. Пряхин, И. М. Сборник задач по теории механизмов и машин. В 2 частях / И. М. Пряхин. – Киев: КИГВФ, 1962.

Дата добавления: 2015-08-29