• RU
  • icon На проверке: 31
Меню

Привод силовой

  • Добавлен: 04.11.2022
  • Размер: 2 MB
  • Закачек: 0
Узнать, как скачать этот материал

Описание

Курсовой проект - Привод силовой

Состав проекта

icon
icon на сдачу 3.cdw
icon Спецификация 3.spw
icon на сдачу.cdw
icon на сдачу 2.cdw
icon Спецификация.spw
icon на сдачу.docx

Дополнительная информация

Контент чертежей

icon на сдачу 3.cdw

на сдачу 3.cdw
Технические требования:
Допускаемые смещения валов
соединяемых муфтой зубчатой
Допускаемое смещение торцов шкивов ременной передачи не более 1 мм.
Вращающиеся детали привода закрыть защитными кожухами.
ДМиОК 95.00.00.00 СБ
Мощность электродвигаетля
Частота вращения электродвигателя
Момент на выходном валу
Частота вращения выходного вала
Техническая характеристика

icon Спецификация 3.spw

Спецификация 3.spw
Пояснительная записка
Болт 7002-2516 ГОСТ 13152-67
Шайба 14 65Г ГОСТ 6402-70
Шайба 16 65Г ГОСТ 6402-70
Шпилька М14-6gx35 ГОСТ 22038-76
Шпилька М16-6gx50 ГОСТ 22038-76
Ремень О-1600 ГОСТ 1284.1-89

icon на сдачу.cdw

на сдачу.cdw
Технические требования:
Плоскости разъемов дет. покрыть лаком Герметик ТУ-01-7215-79
Осевые люфты подшипников устранить подбором прокладок ( или пригонкой
колец) Величина зазора не более 0.01-0.02 мм.
В полость корпуса залить масло индустриальное И-100А ГОСТ 20799-88
Уровень масла конторолировать маслоуказатедем поз.7
Обкатку редуктора произвести прои моменте
суммарного пятна контакта по высоте зуба не менее 30%
по длине не менее 40%.
После обкатки устранить выявленные дефекты
отв. М10 для отжимных болтов

icon на сдачу 2.cdw

на сдачу 2.cdw

icon Спецификация.spw

Спецификация.spw
Лопастной масляный насос
Корпус червячного узла
Корпус цилиндрического узла
Вал-шестерня промежуточный
Крышка закладная сквозная
Крышка закладная глухая
Крышка прижимная сквозная
Кольцо мазеудерживающее
Прокладка регулировочная
Колесо зубчатое правое
Колесо зубчатое левое
Крышка под уплотнение
Болт М6-x18 ГОСТ 7798-70
Болт М6-x30 ГОСТ 7798-70
Болт М8x30 ГОСТ 7798-70
Болт М8x30 ГОСТ 7798-70 Исп.3
Болт М10x35 ГОСТ 7798-70
Болт М14x85 ГОСТ 7798-70
Болт М8х50.58 ГОСТ 7817-80
Винт А.М6-6gx20 ГОСТ 1491-80
Гайка КМВ 7 ГОСТ 8530-9
Гайка М10-6H ГОСТ 5915-70
Гайка М14-6H ГОСТ 5915-70
Гайка М8-6Н ГОСТ 5915-70
Кольцо A24.50 ХГА ГОСТ 13942-86
Кольцо В35.50 ХГА ГОСТ 13942-86
Кольцо A65.50 ХГА ГОСТ 13942-86
Кольцо A80.50 ХГА ГОСТ 13942-86
Кольцо A120.50 ХГА ГОСТ 13942-86
Манжета 1.1-30х50-1 ГОСТ 8752-79
Манжета 1.1-65х90-1 ГОСТ 8752-79
Подшипник 46207 ГОСТ 831-75
Подшипник 7507А ГОСТ 27365-87
Подшипник 41027306А ГОСТ 27365-87
Подшипник 2213 ГОСТ 8328-75
Шайба 10 ГОСТ 6402-70
Шайба 14 ГОСТ 6402-70
Шайба 8 ГОСТ 6402-70
Шпонка 8х7х25 ГОСТ 2336-78
Шпонка 20х12х125 ГОСТ 2336-78
Шпонка 16х10х80 ГОСТ 2336-78
Штифт 2.10x35 ГОСТ 3128-70
Маслоуказатель l-30 МН 176-63

icon на сдачу.docx

Министерство образования Российской Федерации
САНКТ-ПЕТЕРБУРГСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ
ПОЛИТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ
Кафедра "Машиноведение и основы конструирования
К У Р С О В О Й П Р О Е К Т
МиОК 095. 00.00.00ПЗ
ЭНЕРГОКИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА
Кинематическая схема привода (с обозначением элементов привода)
Выбор электродвигателя
Определение общего передаточного отношения привода и разбивка его по ступеням
Определение мощностей вращающих моментов и частот вращения на валах привода
РАСЧЕТ ПЕРЕДАЧ ПРИВОДА
Расчет ременной передачи
Расчет червячной передачи редуктора
Расчет зубчатых передач редуктора
Результаты расчетов
Анализ результатов расчетов
ПРОЕКТИРОВАНИЕ РЕДУКТОРА
Проектный расчет валов и выбор подшипников качения
Схема сил действующих в передачах привода (силовая схема)
Определение опорных реакций валов
Проверочный расчет выходного вала на выносливость и статическую прочность
Проверочный расчет подшипников качения
Проверочный расчет соединений "вал-ступица
ВЫБОР И ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ СОЕДИНИТЕЛЬНЫХ МУФТ
ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ РЕДУКТОРА
СИСТЕМА СМАЗЫВАНИЯ И ВЫБОР СМАЗОЧНЫХ МАТЕРИАЛОВ
ДЛЯ ПЕРЕДАЧ И ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ
Спецификация сборочного чертежа привода;
Спецификация сборочного чертежа редуктора;
Эскизный проект редуктора
Курсовой проект посвящен разработке конструкции силового электромеханического привода конвейера в соответствие с требованиями технического задания. Разработанная техническая документация включает следующие основные документы:
Спецификация привода - 2 листа ф.А4
Сборочный чертеж привода - 1 лист ф.А1
Спецификация редуктора - 4листа ф.А1
Сборочный чертеж редуктора -2 листа ф.А1
Пояснительная записка - 47 листов ф.А4
Конструкция привода включает асинхронный электродвигатель 4А100L2 5.5кВт клиноременную передачу с натяжным устройством горизонтальный червячно-целендрический двухступенчатый редуктор выполненный по развернутой кинематической схеме и сварную раму .С целью получения наиболее рациональной компоновки проектируемого редуктора энерго-кинематический расчет привода а также расчеты передач зацеплением проводились для нескольких вариантов разбивки общего передаточного отношения. Выбранный в качестве базового вариант 2 обеспечивает наряду с минимальной металлоемкостью наименьшие габаритные размеры редуктора необходимую плавность работы а также выполнение условия смазываемости колес обеих ступеней.
В процессе проектирования диаметры валов редуктора определялись по результатам проектного расчета на "чистое" кручение. Проверочный расчет промежуточного вала показал что условие циклической прочности выполняется. Для соединения валов с колесами и полумуфтами использованы стандартные призматические шпонки и шлицевые соединения проверочные расчеты которых подтвердили их работоспособность.
Подшипники качения выбирались в соответствие с посадочными диаметрами валов в зависимости от типа и "быстроходности" передач. Устранение осевых люфтов в подшипниках осуществляется при помощи комплекта регулировочных прокладок). Результаты проверочных расчетов показали что выбранные подшипники обладают достаточным ресурсом.
Редуктор имеет литой разъемный корпус верхняя и нижняя части которого соединяются посредством болтов. Для фиксации крышки и картера при их совместной обработке применены конические штифты. С целью облегчения разборки корпуса на стыковочных фланцах предусмотрены отжимные болты. Рым-болты и стропозакладные крючья предназначены транспортировки редуктора и его корпусных деталей.
Силовой привод монтируется на сварной раме крепящейся к бетонному основанию анкерными болтами. Предварительное натяжение ремней клиноременной передачи осуществляется путем перемещения электродвигателя относительно салазок посредством винта. Для обеспечения безопасного обслуживания привода вращающиеся его элементы должны быть закрыты защитными ограждениями.
Смазывание редукторных передач и подшипниковых узлов осуществляется вместе. Для смазки зубчатых передач используется масло И-100А ГОСТ20799-88 и применяется картерный способ - окунанием колес в масляную ванну уровень которой контролируется маслоуказателем.. Для залива масла и осмотра зубчатых передач в крышке корпуса предусмотрен смотровой люк. Слив отработанного масла осуществляется через маслосливное отверстие в картере закрытое резьбовой пробкой.
Так же в нашей конструкции имеет место червячная передача. Для нее необходимо сделать поверочный тепловой расчет если расчет покажет что температура выше допустимой то тогда необходимо предусмотреть сеть медных трубочек по дну картера по которым насос будет прогонять воду которая в свою очередь будет охлаждать масло в картере.
Таблица исходных данных
Энерго-кинематический расчет привода
1 Кинематическая схема привода
Рис. 1 Кинематические схема привода : 1- электродвигатель; 23 – клиноременная передача; 45 – червячная передача; 67 – цилиндрическая передача; 8 - зубчатая муфта
2Выбор электродвигателя
Определим мощность на выходном валу:
Nвых = N3=T3*3 = 1100*157=1727 Вт
где 095 - КПД ременной передачи;=098 – КПД зубчатой передачи быстроходной; =097 – КПД зубчатой передачи тихоходной; = 099 - КПД разбрызгивания смазки; = 0.99 – КПД пары подшипников качения; = 095 – КПД зубчатой муфты ; = 08 - КПД червячной передачи;
Определим требуемую мощность двигателя
Выполним выбор асинхронного электродвигателя по ГОСТ 51689-2000
Мощность электродвигателя подбираемого для проектируемого привода должна быть не ниже той которая определена ранее однако допускается перегрузка до 8%. Из существующих типов двигателей выбирают преимущественно асинхронные двигатели трехфазного тока единой серии. [1 стр.6]
Технические характеристики асинхронного электродвигателя
Асинхронная частота nac
Геометрические параметры электродвигателя
геометрические характеристики
габаритные размеры мм
установочные присоединительные размеры мм
3Определение общего передаточного числа привода и разбивка его по ступеням
где - для ременной передачи
Выполним разбивку передаточного отношения редуктора тремя вариантами.
Первый вариант разбивки:
Второй вариант разбивки:
Третий вариант разбивки:
Разбивка передаточного отношения
4Определение мощностей вращающих моментов и частот вращения (угловых скоростей) на валах привода:
На шестерне быстроходной передачи:
На шестерне тихоходной передачи:
( мощность тихоходной ступени)
Определим частоты вращений угловые скорости и моменты на валах.
Первый вариант разбивки
- частота вращения быстроходного вала
Второй вариант разбивки
nдв=1435 мин-1 – частота вращения двигателя;
ТАБЛИЦА РЕЗУЛЬТАТОВ ЭНЕРГО-КИНЕМАТИЧЕСКОГО РАСЧЕТА
- 1-й вариант разбивки uo
- 2-й вариант разбивки uo
- 3-й вариант разбивки uo
1 Расчет ременной передачи
Основными критериями работоспособности ремённых передач являются
) тяговая способность – надёжность сцепления со шкивами
) долговечность ремня которая определяется в основном его сопротивлением усталости.
Тяговая способность ременной передачи обусловливается сцеплением ремня со шкивами. Исследуя тяговую способность строят графики-кривые скольжения и к.п.д.; на их базе разработан современный метод расчета ременных передач.
где - полезное напряжения (от окружной силы);
- напряжение от натяжения ремня;
Коэффициент тяги показывает насколько эффективно используется РП (рациональное отношение силы Ft и силы натяжения F0). рис 3
Строят кривую скольжения
При - работа не допустима:
начинается нагрев РП износ ремней;
При увеличении F0 возрастают нагрузки на валы и опоры (Q = 2F0);
Выгодно работать при но при ;
Расчет ремня на долговечность ( рис.4)
Кривая не имеет горизонтального участка
- б – предел ограниченной выносливости;
- Nб – базовое число циклов;
Число перегибов ремня на шкивах:
; Vp – скорость ремня мс; zшк – число шкивов; t – ресурс час
- число пробегов 1с;
Выразим число перегибов ремня через его долговечность (срок службы) час:
По кривой усталости: откуда ; тогда
Расчетная долговечность ремня Lh должна быть больше требуемой долговечности Lhтреб:
Lh > Lhтреб = 3000 4000 час.;
Пределы ограниченной выносливости и показатели степени кривой ремней при Nб = 107:
б = 6 7 МПа m =5 6 - для прорезиненных ремней;
б = 9 10 МПа m =7 11 - для клиновых и полуклиновых ремней;
Количество пробегов ремня 1с должно быть меньше допустимого числа пробегов 1с = 3 5 - для плоских ремней; 10 20 – для клиновых ремней;[2 стр. 261]
1.2 Результаты расчета
ИСХОДНЫЕ ПАРАМЕТРЫ ДЛЯ РАСЧЕТА РЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ
(проектный расчет) табл.2.1.1
Наименование параметра
Экран 1 (эксплуатационные параметры)
быстроходного вала передачи
Номинальный вращающий момент на быстроходном валу
Передача (реверс. нереверс.)
Экран 2 (конструктивные параметры)
Расчетный диаметр малого шкива произвольный
Расчетный диаметр большого шкива произвольный
Расчетная длина ремней
Расчетное межосевое расстояние
Для дальнейших расчетов выберем ременную передачу с нормальным клиновым ремнем
2Расчет червячной передачи редуктора
Причины выхода из строя червячных передач ( в порядке убывания частоты проявления отказов):
Износзубьев колеса ограничивает срок службы большинства передач. Интенсивность износа увеличивается при загрязненном смазочном материале при неточном монтаже зацепления при повышенной шероховатости рабочей поверхности червяка
Заеданиепри твердых материалах колес происходит в ярко выраженной форме со значительными повреждениями поверхностей и последующим быстрым изнашиванием зубьев частицами колеса приварившимися к червяку. При мягких материалах колес заедание проявляется в менее опасной форме возникает перенос ("намазывание") материала колеса на рабочую поверхность червяка.
Усталостное выкрашиваниенаблюдается только на поверхности зубьев колес изготовленных из материалов стойких против заедания.
Пластическая деформациярабочих поверхностей зубьев колеса возникает при действии больших перегрузок.
Усталостная поломка зубьев колесаимеет место после значительного их износа.
Усталостная поломка витков или тела червякаиусталостный разрыв венца колесапо впадине зуба возникают редко. [2 стр. 206]
2.2Результаты расчета
ИСХОДНЫЕ ПАРАМЕТРЫ ДЛЯ РАСЧЕТА ЧЕРВЯЧНОЙ ПЕРЕДАЧИ
Размерность параметра
Экран 1 (Эксплуатационные параметры)
Частота вращения вала червячн. колеса
Вращающий момент на червячном колесе
Передача (реверсивная нереверсивная)
Экран 2 (Технологические и конструктивные параметры)
Твердость поверхности витков червяка
Материал венца червячного колеса
Передаточное число передачи
Межосевое расстояние (произвольное
по ГОСТ 2144-76 заданное)
Прогиб червяка допускаемый (относит.)
3Расчет зубчатых передач редуктора
Критерий работоспособности: контактная выносливость
Условие контактной выносливости Н [Н];
Меры по предупреждению усталостного выкрашивания:
Правильность определения расчетных размеров ЗП;
Повышение твердости зубьев;
Применение масел с присадками способствующих незатеканию смазки в раковины;
Нарезание с положительным смещением инструмента (ХΣ>0);
- Пластическое обмятие зубьев: может происходить при кратковременных перегрузках передачи и невысокой твердости зубьев. Вследствие нарушения эвольвентного профиля возможно появление динамических нагрузок повышается шумность в процессе работы.
Критерий работоспособности: контактная прочность.
Условие контактной прочности: Нмах [Нмах];
Меры по предупреждению пластического обмятия:
- Повышение твердости зубьев;
- Абразивное изнашивание зубьев: характерно для открытых передач а также в условиях работы при ограниченной и загрязненной смазке при плохом уплотнении: возможности попадания абразива. Ведет к изменению размеров и формы зуба: утончается основание зуба что может привести к его поломке.
Критерий работоспособности: износостойкость;
Методик по расчету износостойкости в настоящее время не существует. Для ограничения износа формально используют условие: Н [Н]; [2 стр. 122]
Меры направленные на повышение износостойкости:
Повышение качества уплотнений;
Обеспечение подвода смазки;
3.2Результаты расчетов (распечатки по трем вариантам расчета)
ИСХОДНЫЕ ПАРАМЕТРЫ ДЛЯ РАСЧЕТА ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ
исходные параметры для расчета зубчатой передачи
проектировочный расчет
наименование параметра
эксплуатационные параметры
частота вращения шестерни быстроходного вала
номинальный вращающий момент шестерни на быстроходном валу
передача (реверс нереверс)
технологические параметры
тверд-ть пов-ти зубьев
конструктивные параметры
схема передачи (из меню)
межосевое расстояние
ширина венца шестерни
ряд модулей(1 или 2 из меню)
коэффициент смещения
4 Анализ результатов
ТАБЛИЦА СРАВНИТЕЛЬНОГО АНАЛИЗА ВАРИАНТОВ РАСЧЕТА ПЕРЕДАЧ
Габариты и массу редуктора
Условный объем зубчатых колес см3
Условный объем венца червячного колеса см3
Для передач рассчитываемых по аw
Материалоемкость колес
Смазываемость колес окунанием
Для колес горизонт. расположения
Материалоемкость колес стоимость
Обозначение: а – суммарное межосевое расстояние передач; bd – относительная ширина зубчатого венца; - коэффициент осевого перекрытия; Vколес – суммарный условный объем колес; dБк и dТк – диаметры колес быстроходной и тихоходной ступеней соответственно; Vчк – условный объем червячного колеса.
Проанализировав все три варианта разбивки передаточного отношения привода можно сделать вывод что первый и второй вариант подходят больше всего для поставленной задачи.
Главным определяющим фактором сделаем габариты массу и объём передач по этим критериям больше всего подходит первый вариант. Таким образом выберем и будем считать по первому варианту разбивки передаточного отношения.
1 Проектный расчет валов и выбор подшипников качения
Рис.9 Быстроходный вал
Условие расчета: ; Принимаем 15МПа;
Расчетный диаметр консольного участка вала:
Принимаем d1 = 24 мм;
Расчетный диаметр вала под уплотнение:
d2*= d1 +2* мм; Принимаем d2 = 30мм;
где 1 = 3 - высота 1-го упорного заплечика;
Выбираем метрическую резьбу с мелким шагом так чтобы была возможность ее нарезать.М33х15 ГОСТ 24705-81
Назначаем посадочный диаметр под подшипник качения: dПК1 =35 мм
d3*= dрез +2* мм; Принимаем d3 = 38мм;
где 2 = 25 - высота 2-го упорного заплечика;
В качестве опор вала на участке назначаем радиально-упорные роликовые конические подшипники средней серии 7307A ГОСТ 27365-87: d = 35 мм; D = 80; B = 21; С = 18; Тma α =120; С = 68200 Н; С0 =50000 Н . На этом участке ставим два подшипника для обеспечения большей жесткости.[5 стр.137]
В качестве опор вала на участке назначаем шариковые подшипники средней серии 307 ГОСТ 8338-75: d = 35 мм; D = 80; B = 21; С = 33200Н; С0 =18000 Н т.к. такой тип подшипников обеспечивает так называемую плавающею опору здесь она необходима т.к в червячной передачи имеет место сильный нагрев и следовательно расширения червяка. [5 стр.117]
Определяем параметры шпоночного соединения быстроходного вала [4 стр.56]
Шпонка консоли вала: d = 24мм: b =8; высота h = 7; t1 = 4 мм;
Расчетная длина шпонки lшп1*
стандартную длину шпонки равную
Шпонка 8х7х25 ГОСТ 23360-78
Длину консоли вала примем равной ширине ведомого шкива т.е
Рис.10 Промежуточный вал
Условие расчета: ; Принимаем 25МПа;
необходимый диаметр под колесом
В целях улучшения фиксации колес на валу сделаем шлицевой вал( прямобочные шлицы центрирование по наружному диаметру)[1 стр57]
Выберем Шлицы d-8х32х36x ГОСТ 1139-80
Т.к диаметр впадин шлицов 32мм выберем ближайший к стандартным диаметров подшипников.
В качестве опор вала на участке D = 72; B = 19;
α =260; С = 32500 Н; С0 =18300 Н . [5 стр.137]
Рис.11 Тихоходный вал
Условие расчета: ; Принимаем 35МПа;
Принимаем d4 = 55 мм;
На консольном участке вала будет находится зубчатая муфта с внутренним диаметром 55мм ГОСТ 50895-96
Расчетный диаметр вала под подшипник:
dпк3*= d4 +2* мм; Принимаем dпк3 = 65мм;
где 1 = 5 - высота 1-го упорного заплечика;
В целях улучшения фиксации колес на валу сделаем шлицевой вал (прямобочные шлицы центрирование по наружному диаметру) [1 стр57]
Расчетный диаметр вала под колесо:
Диаметр вала между колесами:
В качестве опор вала на участке D = 120; B = 23; С = 76500 Н; С0 =51000 Н . [5 стр.124]
Определяем параметры шпоночного соединения тихоходного вала [4 стр.56]
Шпонка вала под колесо: d = 70мм: b =20; высота h = 12; t1 = 75 мм;
примем lшпк = 126 мм
Шпонка 20х12х126 ГОСТ 23360-78
Растачиваем отверстие под шпонку в середине вала l10.
Шпонка консоли вала: d = 55мм: b =16; высота h = 10; t1 = 6 мм;
Расчетная длина шпонки lш2*
Шпонка 16х10х78 ГОСТ 23360-78
2 Схема сил действующих в передачах привода(силовая схема)
Определение усилий действующих в зацеплении червячной передачи
Определение усилий действующих в зацеплении цилиндрической передачи
- радиальное усилие:
Моменты от осевых сил
- на червячном колесе :
- на цилиндрической шестерне:
- на цилиндрическом колесе:
-сила возникающая при работе зубчатой муфты:
- момент возникающий при работе зубчатой муфты:
3 Определение опорных реакций валов
Расчётная схема балки( плоскость XOZ)
Эпюра изгибающих моментов [Н·мм]
Расчётная схема балки( плоскость YOZ)
Реакции в опорах: R1 R2
R1y -82.54 H; R2y -1542.46 H;
Полные реакции в опорах: R1 =
Значения эпюры суммарного момента определяются по формуле:
Определим сумарный опасный момент
Реакции в опорах: R3 R4
R3y -232546 H; R4y -117154 H;
Полные реакции в опорах: R3 =
Расчётная схема балки(плоскость XOZ)
Расчётная схема балки(плоскость YOZ)
Реакции в опорах: R5 R6
R5y 2561 H; R6y 2561 H;
Полные реакции в опорах: R5 =
4 Проверочный расчет выходного вала на выносливость и статическую прочность
Задача расчетов: оценка работоспособности вала по критериям усталостной и статической прочности.
1 Расчет на усталостную прочность
Назначаем материал вала: Сталь 40ХН улучшение; В = 800 МПа; Т = 580 МПа;
[2с.162-163 табл.8.8]
Пределы выносливости: -1 05В = 0.580 = 400МПа; -1 025В = 025800 200 МПа;
В качестве концентратора напряжения рассматривается прессовая посадка подшипника при котором эффективные коэффициенты концентрации равны К =24; К = 18
[2с.300 табл.15.1];
При расчете на выносливость используются следующие допущения (рис.17):
)- нормальные напряжения изгиба изменяются во времени по симметричному знакопеременному циклу с R= - 1;
)- касательные напряжения кручения – по пульсирующему циклу с R=0;
Рис.9 Циклограммы напряжений при расчете вала на усталостную прочность
Диаметр опасного сечения dоп = 70мм;
Условие усталостной прочности: sа =
коэфиценты запаса по выносливости по изгибу и кручению; а а m = 0 m – амплитудные и средние напряжения соответственно и – коэффициенты чувствительности материала к асимметрии цикла (=005);
K d =08 - "масштабный фактор"; KF =10 - коэффициент учитывающий шероховатость вала [2с.301 рис.15.5; 15.6];
Вывод: работоспособность вала по критерию усталостной прочности - обеспечивается.
Расчет на статическую прочность
Условие статической прочности: st ≥[st ]= 2 25
Коэффициент запаса по статической прочности определяется из выражения:
статическая прочность вала – обеспечивается; где * =16 – коэффициент учитывающий кратковременную перегрузку привода.
Вывод: работоспособность вала по критерию статической прочности –
5 Проверочный расчет подшипников качения
Расчет ПК по критерию контактной выносливости
(по динамической грузоподъемности)
Расчет проводится при n > 10 обмин. (Если 10 > n > 1 обмин в расчетах принимается n = 10обмин).
[Новые определения для расчета ПК – см. ГОСТ 18855-94 (ИСО 281-89)]
Динамическая (радиальная) грузоподъемность С Н - постоянная радиальная нагрузка которую подшипник теоретически может воспринимать при расчетном ресурсе составляющем один миллион оборотов. Для радиально-упорных однорядных подшипников радиальная расчетная грузоподъемность соответствует радиальной составляющей нагрузки которая вызывает чисто радиальное смещение подшипниковых колец относительно друг друга.
Особенность кривой: отсутствует горизонтальный участок (вследствие точечного или линейного контакта и высоких контактных напряжений до 4000Мпа).
Где L –расчетная долговечность в млн. оборотов;
показатели степени кривой: m = 3 – для шариковых ПК; - для роликовых ПК.
В формулу вводятся корректирующие коэффициенты: а1 а23
Коэффициент а1 – учитывает вероятность безотказной работы (для ПК рассматривается доверительная вероятность 09 – из 100 ПК 10% выходят из строя 90% - остаются работоспособными т.е. 90% гамма ресурс).
- учитывает вероятность безотказной работы; показатель 115 – параметр распределения Вейбулла (для всех типов ПК);
Коэффициент а23 – учитывает условия эксплуатации и качество материалов ПК
Условия эксплуатации
Обычные условия: номинальные нагрузки и скорости смазка;
Отсутствие больших перекосов при монтаже; выполняются условия гидродинамической смазки (наличие масляной пленки в контакте деталей ПК);
Тоже + высокое качество материалов (электрошлаковая и вакуумная плавка) указывается в сертификате завода-изготовителя;
Ориентировочные значения коэффициента а23 Табл. 3.5.1
Шариковые ПК (кроме сферических)
Роликовые цилиндрические и сферические
Роликовые конические
Роликовые сферические
Расчетную долговечность удобнее выражать в часах:
nLh = 106L где n – частота вращения вала на котором установлены ПК; откуда
или (с учетом корректирующих коэффициентов) ;
В реальных условиях эксплуатации при одновременном действии радиальной и осевой нагрузок в расчет вводится понятие приведенной нагрузки Рпр. Под приведенной нагрузкой для радиальных и радиально-упорных ПК понимают такую условную радиальную нагрузку постоянную по величине и направлению при которой ресурс ПК оказывается таким же как и при фактически действующих радиальной и осевой нагрузках.
где КБ – коэффициент безопасности (учитывает режим работы – спокойный ударный и т.п.; КБ = 1 35; КТ – температурный коэффициент (учитывает температурный режим подшипникого узла (при Т0 до 1000 принимается равным КТ =10);
Fr и F*а – радиальная и осевая нагрузки на ПК соответственно (F*а – не путать с осевой силой действующей со стороны зацепления передач).
V – коэффициент вращения колец относительно вектора радиальной силы Fr (при вращении внутреннего кольца V = 1; при вращении внешнего кольца - V = 12).
[По ГОСТ 18855-94 и ИСО 281-89 этот фактор не учитывается т.е. коэффициент принимается равным V =1].
X Y –коэффициенты радиальной и осевой нагрузки соответственно. Выбираются по таблицам в зависимости от отношений радиальной и осевой нагрузок и параметра осевого нагружения е (выбирается - по таблицам).
если Х = 1 Y = 0 (осевая нагрузка – не значима);
если Х > 1 Y > 0 (определяются по таблицам);
[До определенного уровня осевая нагрузка оказывает полезное влияние: обеспечивает равномерность распределения радиальной нагрузки между телами качения].
Осевыми нагрузками на ПК фактически являются реакции со стороны подшипниковых крышек (при установке радиально-упорных ПК "враспор") или со стороны буртов стакана (при установке радиально-упорных ПК "врастяжку").[2 стр.331]
Расчет ПК по критерию контактной прочности
(по статической грузоподъемности)
Проверяются подшипники частота вращения которых составляет меньше 1 обмин.
Под статической грузоподъемностью С0 радиальных и радиально-упорных подшипников качения понимаю такую радиальную нагрузку при которой суммарная остаточная деформация тел качения и колец в наиболее нагруженной зоне контакта составляет 00001 диаметра тела качения dw. [Новое определение статической грузоподъемности – см. ГОСТ 18855-94 (ИСО 281-89)].
При выборе подшипника должно выполняться условие:
где Р0 – приведенная статическая нагрузка Н;
При совместном действии на подшипник радиальной и осевой нагрузок приведенная нагрузка определяется как большая из расчетов по следующим формулам:
Где Х0 и Y0 – коэффициенты радиальной и осевой статических нагрузок (находятся по таблицам). [2 стр.335]
5.2 Результаты расчета.
Все дальнейшие расчеты произведены в программе MADE
Подшипники быстроходного вала
В качестве опор вала на левом участке имеем радиально-упорные роликовые конические подшипники средней серии
07A ГОСТ 27365-87: d = 35 мм; D = 80; B = 21; С = 18; Тma α =120; С = 68200 Н; С0 =50000 Н . На этом участке ставим два подшипника для обеспечения большей жесткости.
В качестве опор вала на участке назначаем шариковые подшипники средней серии 307 ГОСТ 8338-75: d = 35 мм; D = 80; B = 21; С = 33200Н; С0 =18000 H.
– По критерию контактной выносливости ПК являются работоспособными.
– По критерию контактной прочности ПК являются работоспособными.
Подшипники промежуточного вала
В качестве опор вала на участке D = 72; B = 19; α =260; С = 32500 Н; С0 =18300 Н
– По критерию контактной прочности ПК являются НЕработоспособными.
Производим замену радиально-упорных подшипников средней серии 46306 ГОСТ 831-75 на подшипники роликовые конические однорядные 7306А ГОСТ 27365-87 : d = 30 мм; D = 72; B = 19 С = 52800 Н С0 = 39000 Н.
Подшипники тихоходного вала
В качестве опор вала на участке D = 120; B = 23; С = 76500 Н; С0 =51000 Н .
6 Проверочный расчет соединений “вал-ступица”
Шпоночное соединения:
Применяются в единичном и мелкосерийном производстве. Стандартизованы. При установке требуют трудоемких пригоночных операций. Шпоночные пазы на валах являются концентраторами напряжений. Не рекомендовано применение при больших частотах вращения т.к. возможны динамические нагрузки за счет дебаланса. Соединение ступицы с валом должно осуществляться по плотной посадке (с целью снижения фреттинг-коррозии). Пазы в ступицах – протягиваются пазы на валах – фрезеруются. На концевых участках валов желательно применять дисковые фрезы (для снижения концентрации напряжений)
Стандартные шпонки изготавливаются из чистотянутых прутков углеродистой или легированной стали с пределом прочности в 500 МПа;
Момент передается с вала на ступицу боковыми гранями шпонки.
Критерии работоспособности ШС:
Прочность на смятие боковых граней;
Прочность на срез (для сегментных шпонок);
Расчет по напряжениям смятия
Полагают что шпонка выступает на половину своей высоты (05h) над валом;
Тогда условие равновесия (с установленной шпонкой) относительно центра т.С: или откуда - окружная я сила ШС;
Проверочный расчет ШС (имеется вся информация):
Условие прочности: ;
Напряжение смятия на боковых гранях:
где (- расчетная длина шпонки;
В случаях разнородных (по прочности) материалов деталей проверка ведется по менее прочному. [2 стр.90]
Для неподвижных соединений:
- при переходных посадках [см] = 80 150 МПа;
- при посадках с натягом [см] = 110 200 МПа;
(меньшие значения – при ступицах из чугуна переменных нагрузках)
Для подвижных (в осевом направлении) ШС:
Шпонка 8х7х25 ГОСТ 23360-78 Т1 =3553 Нм d = 25мм: b =8; высота h = 7; t1 = 33 мм lшп1 = 25 мм
Шпонка вала под колесо:
Шпонка 20х12х126 ГОСТ 23360-78 Тпк = 1100 d=70 мм b=20 мм; h=12 мм; t1=75 мм; l=62
Шпонка выходного вала под компенсирующую муфту:
Шпонка под компенсирующую муфту
Шпонка 16х10х80 ГОСТ 23360-78 Т3=1100 Нм d=55 мм; b=16 мм; h=10 мм; t1=6 мм; l=80
Вывод: работоспособность шпоночных соединений привода по критерию прочности на смятие – обеспечивается.
Шлицевые соядинения:
Основные критерии работоспособности ШлС
Прочность при смятии;
Износостойкость от фреттинг-коррозии;
(Фреттинг-коррозия – разновидность механико-коррозионного изнашивания обусловленная циклических микро-перемещениями контактирующих поверхностей сопряженных деталей под действием изгибных и крутильных деформаций в условиях переменного нагружения). Причиной этих колебательных перемещений может быть постоянная (по направлению) поперечная нагрузка (например – в зубчатых передачах). В ШлС нагруженных только вращающим моментом таких перемещений не возникает.
Отказ ШлС происходит в основном вследствие изнашивания боковых (рабочих) поверхностей зубьев.
Смятие и износ связаны с одним и тем же параметром – давлением в контакте (или средними напряжениями смятия см). Это позволяет рассматривать см как обобщенный критерий расчета на смятие и износ (при назначении [см] - на основе опыта эксплуатации подобных конструкций) – упрощенный расчет по обобщенному критерию.
Существует ряд расчетных методик в которых сделана попытка раздельных расчетов на смятие и изнашивание однако они отличаются определенной сложностью.
Упрощенный расчет Шл С по обобщенному критерию
Допущение: нагрузка распределена равномерно по высоте зубьев;
где Т – номинальный вращающий момент; КЗ – коэффициент неравномерности нагрузки по зубьям (КЗ = 07 08); z – число зубьев; h – рабочая высота зубьев; - рабочая длина зубьев; dср – средний диаметр ШлС; [2 стр.94]
Для прямобочных ШлС:
Для эвольвентных ШлС: ( =10 –при центрировании по боковым поверхностям; =09 – при центрировании по наружному диаметру);
Для треугольных ШлС:
Шлицы d-8х32х36x ГОСТ 1139-80
l=41мм( рабочая длина)
h = 0.5 *(D - d) – 2f = 0.5 * (36 - 32) – 2 * 0.4 = 1.2
l=38мм( рабочая длина)
Выбор соединительных муфт.
Компенсирующая муфта
Основное назначение муфт – передача вращения и момента с одного вала на другой. У меня на выходном тихоходном валу редуктора установлена жесткая компенсирующая зубчатая муфта. Достоинством данной муфты является высокая нагрузочная способность компактность способность компенсации относительно небольших смещений осей валов технологичность – использование для нарезки зубьев стандартного зуборезного инструмента.
Основными параметрами для выбора муфты служат номинальные диаметры соединяемых валов расчетный вращающий момент Трасч определяемый как:
где Т – наибольший длительно действующий момент
К – коэффициент учитывающий режим работы.
К = Кб ×Кд где Кб – коэффициент безопасности учитывающий характер последствий при выходе муфты из строя ( Кб = 10 - 15); Кд – коэффициент динамичности учитывающий характер передаваемой нагрузки ( Кд = 10 - 20 ).
Приняли Кб = 15 Кд = 125 тогда
К = Кб ×Кд = 15×120 = 18.
Трасч = К×Т = 18 ×1100 = 1980 Нм.
Исходя из значения Трасч = 1980Нм выбрали зубчатую муфту №3 ( Таб. ) имеющую внутренний диаметр d = 60 мм наружный диаметр D = 220 мм и параметры зубчатого зацепления.
b m = 20 мм – ширина зуба
z m = 40 – число зубьев
m m = 3 мм – модуль.
Для этого необходимо увеличить диаметр консольного участка тихоходного вала. Все расчеты останутся прежними т.к. при меньшем диаметре все необходимые требования выполняются. При увеличении диаметра просто возрастет запас.
Осуществляем проверку работоспособности зубьев муфты по напряжениям смятия:
( при термохимической обработки до 55 60HRC)[6 стр.23]
Вывод: по расчетам на напряжениям смятия муфта работоспособна.
Проведем проверку болтов на срез и смятие.
ср ≤ [ср ] = 04*=04*300=120МПа
Dб – диаметр расположения болтов
Вывод: по напряжениям среза болтовое соединение является прочным.
Условие расчета: см ≤ [см ] = 08 T = 08*300=240 МПа
см = =≤ [см ]=240 МПа;
где меньшая из двух длин смятия
Вывод: по напряжениям смятия болтовое соединение является прочным.
Рис.23 Зубчатая муфта
Тепловой расчёт редуктора
Задачей данного раздела является определение рабочей температуры редуктора. Этот расчет особенно важен для редукторов содержащих червячные передачи. Т.к. червячная передача основана на трении венца червячного колеса и червяка.[7 стр382]
Необходимо проверить условие:
где t – фактический перепад температур С;
[t] – допускаемый перепад температур С.
Из уравнения теплового баланса получаем:
где tш – температура масла С ;
tв – температура окружающего воздуха 20 С;
N1 – подводимая мощность 23 кВт;
ред – КПД редуктора ред=070
Kt=17 Вт(м2град) – коэффициент теплоотдачи;
Ар – площадь теплоотдающей поверхности корпуса редуктора м2.
Определим площадь поверхности Ар:
Ар=2*hb+2hc+bc=2*0450*0280+2*0450*0279+0280*02790.58 м2
где с=0.279 – длина редуктора м;
b=0.280 – ширина редуктора м;
h=0.450 – высота редуктора м.
t[t]=90C – выполняется.
Система смазывания и выбор смазочных материалов для передач и подшипников качения.
Смазывание зубчатых передач и подшипников уменьшает потери на трение предотвращает повышенный износ и нагрев деталей а также предохраняет детали от коррозии. Снижение потерь на трение обеспечивает повышение КПД редуктора.
Смазывание редукторной передачи осуществляется посредством окунания зубчатых колес и червячного колеса в масляную ванну масло заливается внутрь корпуса минимум до уровня при котором коническое колесо опускется в него не меньше чем на высоту зуба.. Сорт масла (по кинематической вязкости) выбирается в зависимости от контактных напряжений и окружной скорости колес.
При скорости скольжения vs =028 мс по графику [7стр 17 рис2] определяем необходимую вязкость: 1 = 75 м2с.
Далее по таблице [8с.253 табл.6] выбирается сорт масла: И-100А ГОСТ 20799-88 с
кинематической вязкостью 100 м2с.
Подшипники редуктора смазываются масляным туманом при разбрызгивании жидкой смазки из общей смазочной ванны.
Для смазывания подшипниковых узлов на быстроходном валу применим пластичную смазку. Для защиты подшипниковых узлов от вымывания пластичной смазки используются мазеудерживающие кольца.
Выбрана смазка из группы многоцелевых смазок: ЦИАТИМ 201 ГОСТ 626-74 [7 с.203 табл.9.14]
Детали машин и основы конструирования Справочные материалы по проектированию А.А. Ашейчик – СПб.: Издательство ПУ 2014
Иванов М.Н. Детали машин. - М.: Машиностроение 1991
Детали машин. Разработка и оформление конструкторской документации курсового проекта Егоров В.И. и др. – СПб.: СПбГПУ 2003;
Детали машин. Оформление конструкторской документации курсового проекта: Учебное пособие А.П Тюрин В.И Егоров и др.СПб.: Изд-во СПбГПУ 2003.40с
Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя т.т. 2. –Л.: Машиностроение 1978г.
Б.Д. Кукаленко Е.В. Заборский. Муфты приводов. Учебное пособие. – СПб.: Издательство ПУ 2016;
Курсовое проектирование деталей машин. Под ред. С.А. Чернавского. - М.: Машиностроение 1988
Выбор смазочных материалов для редукторов общемашиностроительного применения: Методические указания Сост: В.М Лебедев. –Л.: ЛПИ 1969. – 20с
up Наверх