Реферат Привод механизма поворота крана
Работа добавлена на сайт bukvasha.net: 2015-10-28Поможем написать учебную работу
Если у вас возникли сложности с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой - мы готовы помочь.
![](https://bukvasha.net/assets/images/emoji__ok.png)
Предоплата всего
от 25%
![](https://bukvasha.net/assets/images/emoji__signature.png)
Подписываем
договор
Содержание Введение 1. Срок службы приводного устройства. 6 2. Выбор двигателя и кинематический расчёт привода. 6 4. Определяем передаточное число привода и его ступеней: 7 3 Выбор материала зубчатой передачи. 12. 4. Расчёт червячной передачи. 16 1. Выбор материала. 16 2. Расчёт червячной передачи. 17 5. Расчёт валов редуктора. 23 6. Предварительный выбор подшипников. 25 7. Расчёт нагрузки валов редуктора. 26 8. Схема нагружение валов редуктора. 27 9. Построение эпюр крутящих изгибающих моментов. 28 1. Быстроходный вал (червяка): 28 2. Тихоходный вал (колеса): 29 10. Проверочный расчёт подшипников. 32 1. Для быстроходного вала (червяка): 34 2. Для тихоходного вала(колеса) 36 11. Конструктивные размеры корпуса редуктора. 40 12. Выбор шпоночных соединений. 43 13. Проверочный расчёт валов. 44 14. Выбор смазочного масла и устройства смазывание. 50 15.Тепловой расчёт редуктора. 50 16. Выбор муфты. 51 17. Расчет технического уровня редуктора…………………………………….49 Список литературы. Приложения. | |||||||||||
| | | | | ДМ 04.02.000 | ||||||
| | | | | |||||||
| № докум. | Подп. | Дата | ||||||||
Разраб. | | | | Привод механизма поворота крана | Лит. | Лист | Листов | ||||
Пров. | | | | | у | | | | |||
| | | | ИПФ 3 курс 2 группа | |||||||
| | | | ||||||||
| | | | ||||||||
ВВЕДЕНИЕ
Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи мощности от двигателя к рабочей машине.
Назначение редуктора – понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим.
Нам в нашей работе необходимо спроектировать закрытую передачу (червячный редуктор), открытую передачу (цилиндрическую) для привода механизма поворота крана, а также подобрать подшипники скольжения, муфту, двигатель.
Привод механизма поворотного крана
1 — поворотная колона; 2 — механизм изменения вылета; 3 — двигатель; 4 — механизм подъема; 5 — упругая муфта со звездочкой; 6 — червячный редуктор; 7— цилиндрическая зубчатая передача. I, II, III, IV — валы, соответственно, — двигателя, быстроходный и тихоходный редуктора, рабочей машины
Исходные данные: табл.1
Момент сопротивления вращению Т, кН·м | 1,9 |
Скорость поворота, V м/с | 0,08 |
Диаметр колонны, D мм | 420 |
Допускаемое отклонение скорости поворота крана δ, % | 5 |
Срок службы привода Lh , лет | 5 |
1. Срок службы приводного устройства.
1.Срок службы приводного устройстваопределяем по формуле:
L
где L
t
L
L
2. Принимаем время простоя машинного агрегата 15% ресурса.
Тогда L
Рабочий ресурс принимаем:
L
2. Выбор двигателя и кинематический расчёт привода.
1. Определяем требуемую мощность рабочей машины P
P
T- вращающий момент, 2,8 кН·м;
ω -угловая скорость тягового органа рабочей машины, рад/с,
Для нахождения угловой скорости определим частоту вращения приводного вала nрм.
nрм=
где V- скорость поворота, об/мин;
nрм=
Определим угловую скорость по формуле:
ω рм=
ω рм=
P
2. Определяем общий коэффициент полезного действия (КПД) привода:
η =η
где η
η
η
η
η
η
η =0,8· 0,94· 0,98· 0,992 ·0,98=0,707;
3.Определяем требуемую мощность двигателя P
P
P
Из табл.К9[3] выбираем подходящей мощности двигателя:
Pном=2,2кВт;
табл.2.1
4АМ80B2У3 | 2810 | 4АМ90L4У3 | 1420 | 4АМ100L6У3 | 920 | 4АМ112MА8У3 | 700 |
4. Определяем передаточное число двигателя и его ступеней:
u=
где uзп выбираем по табл. 2.3[3]:
uзп= (10…31,5);
uоп= (8…10);
u=(10…31,5) · (8…10)=(80…315);
5. Определяем частоту вращения приводного вала рабочей машины
n
6. Определяем передаточное число привода для всех приемлемых вариантов типа двигателя при заданной номинальной мощности P
u=
где
u=
u=
u=
u=
Анализируя передаточные числа с разными двигателями выбираем двигатель:
4АМ90L4У3
Определяем диаметр вала электродвигателя по табл.К10[3]:
d
7.Производим разбивку передаточных чисел, для выбранного варианта с учетом стандартного передаточного числа редуктора (табл. 2.3) :
uзп
25
uзп
8. Определяем максимальное допускаемое отклонение частоты вращения приводного вала рабочей машины Δn
Δn
где δ, %- допускаемое отклонение скорости частоты вращения приводного вала рабочей машины, 5%:
Δn
9. Определяем допускаемую частоту вращения приводного вала рабочей машины с учетом отклонения [n
[n
[n
10. Определяем фактическое передаточное число привода u
u
u
11. Уточняем передаточное числа закрытой и открытой передач в соответствии с выбранным вариантом разбивки передаточного числа привода: u
u
Принимаем: u
u
12. Определяем фактическое передаточное число привода uпр. ф:
uпр. ф. =
uпр. ф. =25·10=250;
13. Определяем фактическое число оборотов привода:
14. Определяем передаточное отклонение
δ=
δ=
15.Определение силовых и кинематических параметров привода
табл. 2.2
Параметр | Вал | Последовательность соединения элементов привода по кинематической схеме. | ||
дв | ||||
Мощность Р, кВт | дв Б T рм | P P P P | ||
Частота вращения n об/мин | Угловая скорость ω 1/c | дв | n | ω = |
Б | n | ω | ||
Т | n | ω | ||
рм | n | ω | ||
Вращающий мамент Т, Н·м | Дв Б Т рм | Т Т Т Т |
3 выбор материала зубчатой передачи
1.Материалы для шестерни и колеса. Учитывая, что передача открытая, тихоходная и по условию габариты её не оговариваются, принимаем по табл. 6.4 при твёрдости
для шестерни – сталь 45, термообработка- улучшение;
для колеса - сталь 45, термообработка- улучшение;
2. Допускаемые напряжения:
Для материала шестерни
Для материала колеса
3.Коэффициент формы зуба
Шестерни
Колеса
4.Сравнительная характеристика прочности зубьев на изгиб:
Шестерни
Колеса
5.Принимаем расчетные коэффициенты:
а) коэффициент ширины венца колеса
б) коэффициент неравномерности нагрузки при расположении вала на шариковых опорах и консольном расположении колес
6.Модуль зубьев из условия прочности зубьев шестерни на изгиб
По ГОСТ 9563 – 60 (табл. 6.1) принимаем m=5.
7.Основные геометрические размеры передачи:
а) диаметры делительных окружностей
б)диаметры окружностей вершин
в)межосевое расстояние
г)вершина венца
колеса
шестерни
8.Окружная скорость зубчатых колес:
9.Окружная сила:
10.Для прямозубой передачи при v<5 м/с принимаем коэффициент динамической нагрузки
Расчетные напряжения изгиба в основании ножки зуба :
Шестерни
Колеса
Недогрузка зуба составляет:
4. Расчёт червячной передачи
Рис. 4.1 Геометрические параметры червячной передачи.
1. Выбор материала.
1. Выбор марки стали и определение её механических свойств.
По табл. 3.1 [3] при мощности Р
По табл. 3.2 [3] для Сталь 45 определяем: твёрдость 45…50 HRCэ, σв=900 Н/мм2, σт=750 Н/мм2.
2. Определяем скорость скольжения
где ω2 и Т2 см. табл. 2.2;
u
3. Для изготовление венца червячного колеса, со скоростью скольжения
СЧ 18 который обладает σв=500 Н/мм2, полученный способом отливки в ЗЕМЛЮ.
4. Для венца червячного колеса по табл. 3.6[3] для не реверсированной передачи определяем контактное([σ]H) и избыточное([σ]F) напряжение:
[σ]H=300-25·
[σ]F=0,08·σв +0,25·σт)·KFL где KFL – коэффициент долговечности:
KFL=
где N – число циклов нагружения зубьев червячного колеса:
N=573·ω2·Lh;
где ω2 см. табл. 2.2;
Lh см. гл. 1 п.2;
N=573·3,83·15·103=32,9·106;
KFL=
[σ]H=300-25·1,86=240 Н/мм2;
[σ]F=(0,08·500+0,25·230)0,69=67275 Н/мм2;
табл.4.1
| Марка | Dпер | Термообработка | HRCэ | σв | σт | [σ]H | [σ]F |
Червяк | СЧ 18 | 125 | улучшение + закалка ТВЧ | 45..50 | 500 | 750 | -//- | -//- |
Колесо | СЧ 18 | -//- | ЗЕМЛЯ | -//- | 500 | -//- | 240 | 67,3 |
2. Расчёт червячной передачи
1 Определяем главный параметр - межосевое расстояние
Где Т
[σ]
мм;
по рекомендациям из табл.13.15[3] округляем до ближайшего стандартного значения:
2. Выбираем число витков червяка z
т. к. u
3. Определяем число зубьев червячного колеса:
z
z
4. Определяем модуль зацепления m , мм:
m= (1,5…1,7)
m= (1,5…1,7) ·
По табл. на стр. 75 [3] выбираем стандартное значение в этих пределах:
m=3 мм;
5. Из условия жесткости определяем коэффициент диаметра червяка:
q≈ (0,212…0,25) z
q≈ (0,212…0,25) ·50 ≈10,6…12,5;
По табл. на стр. 75 [3] выбираем стандартное значение в этих пределах:
q=12,5;
6. Определить коэффициент смещения инструмента x:
х= (
х= (
7. Определить фактическое передаточное число u
u
где u=16 (см. гл. 2 п. 11);
u
8. Определить фактическое значение межосевого расстояния
9. Определить основные геометрические размеры передачи, мм
a) Основные размеры червяка:
Делительный диаметр d
d
Начальный диаметр d
d
Диаметр вершин витков d
d
Диаметр впадин витков d
d
Делительный угол подъема линии витков
Длина нарезаемой части червяка b
При х
b
По табл. 13.15 [3] выбираем стандартное значение:
b
б) Основные размеры винца червячного колеса:
делительный диаметр d
d
диаметр вершин зубьев d
d
наибольший диаметр колеса d
d
Диаметр впадин зубьев d
d
Ширина венца:
при z
b
b
Радиусы закругления зубьев:
R
R
R
R
Условный угол обхвата червяка венцом колеса 2
sin δ=
sin δ=
δ=53°4’;
Проверочные расчеты.
1. Определяем КПД червячной передачи:
Где φ – угол трения, определяется в зависимости от фактической скорости:
По табл.4.9 [3] выбираем угол трения φ = 2°35’;
2. Проверяем контактное напряжение зубьев:σн, Н/мм2;
где
где Т2 – крутящий момент, 258,12 Н·м, см. табл.2.2;
К – коэффициент нагрузки, принимается в зависимости от окружной скорости V2 м/с:
При V2=0,288
3. Проверяем нагружения изгиба зубьев колеса
К – коэффициент нагрузки, 1,см. пред. п.
где YF2 – коэффициент формы зуба колеса. Определяется по табл. 4.10[3] в зависимости от эквиволетного числа зубьев:
YF2=1,45;
табл. 4.2
Параметры | Допускаемые значения | Расчётные значения | ||
Коэффициент КПД | | 0,84 | ||
Контактное нагружение σн, Н/мм2 | 240 | 233,74 | ||
Напряжения изгиба | 67,3 | 57,43 | ||
Параметры червячной передачи
табл. 4.3
Параметры | Значения | Параметры | Значения |
межосевое расстояние | 95 | Ширина зубчатого венца b2 мм | 33,725 |
модуль зацепления m , мм | 3 | Длина нарезной части b1 мм | 42,99 |
коэффициент диаметра червяка q | 9 | Диаметры червяка | |
Делительный d1 мм | 37,5 | ||
Делительный угол | 106°8 | Начальный d | 40 |
Условный угол обхвата червяка венцом колеса 2 | 96°58’ | Вершин витков d | 43,5 |
число витков червяка z | 2 | Впадин витков d | 30,3 |
зубьев червячного колеса z2 | 50 | Диаметры колеса | |
Делительный d2=d | 150 | ||
| Вершин зубьев d | 158,52 | |
Впадин зубьев d | 145,32 | ||
Наибольший d | 163,02 |
5. Расчёт валов редуктора.
1. Выбор материала валов.
Выбираем для изготовление как быстроходного так и тихоходного валов. СЧ 18 обладает достаточной твердостью 269…320 НВ, σв=890 Н/мм2, σт =650 Н/мм2, σ-l =380 Н/мм2, термообработка – улучшение по табл. 3.2[3].
2. Выбор допускаемых напряжений на кручения. с. 110 [3]
Для быстроходного вала[τ]=10 Н/мм2,
Для тихоходного вала[τ]=20 Н/мм2,
3. Определяем геометрические параметры ступеней валов.
a) Быстроходный
б) Тихоходный
Рис. 5.1. Эскизы валов редуктора.
табл.5.1
Ступени валов и её размеры | Вал – червяка | Вал - колеса | |
1 – ая под элемент открытой передачи | d1 | | |
принимаем: d1=18 мм | принимаем: d1=30 мм | ||
l1 | | | |
принимаем: l1= 7 7 мм | принимаем: l 1 =40мм, т.к. под муфту | ||
2 – ая под уплотнение крышку с отверстием и подшипником | d2 | – высота буртика t=2 табл7.1 [3] | |
Округляем до диаметра внутреннего кольца подшипника по табл. К27-К30, принимаем: d 2 =25 мм | принимаем: d 2 =45 мм | ||
l 2 | | принимаем:l2=56 мм | |
3 – ая под шестерню, колесо | d 3 | - фаски подшипника по табл. 7.2[3] r =1,6 | |
| | ||
l 3 | Определяется графически при эскизной компоновки |
4 – ая под подшипник | d 4 | | |
| | ||
l 4 | | С=1,6 мм по табл. 10.8[3] | |
| | ||
5 – ая упорная или под резьбу | d5 | -//- | по табл.7.1[3] f=2 |
| |||
l 5 | -//- | Определяется графически |
4. Выбираем диаметр(d) и длину ступицы(l):
Для тихоходного вала(колеса):
=80 мм
=70 мм
6. Предварительный выбор подшипников.
табл.6.1
Вал | Тип подшипника | Серия | Угол контакта | Схема установки |
Быстроходный | 36305 | средняя | α=12° | Одной фиксирующей опорой |
Тихоходный | 7209 | лёгкая | α=15° | враспор |
7. Расчёт нагрузки валов редуктора
1. Силы в зацеплении закрытой передачи.
Угол зацепления принят α=20°:
табл.7.1
Вид передачи | Силы в зацеплении | На червяке | На колесе |
Червячная | Окружная | | |
Радиальная | | | |
Осевая | | |
2. Определяем консольные силы:
табл.7.2
| | |
Муфта | -//- | На тихоходном валу |
|
8. Схема нагружение валов редуктора
.
Рис.8.1.Схема нагружение валов редуктора
9. Построение эпюр крутящих изгибающих моментов.
1. Быстроходный вал (червяка):
Известные силы: Ft1 = 1118,9 H; Fa1 = 5246,8H; Fr1 = 1909,7 H; Fon = 398,8 H
Расстояние: LБ =
1. Определяем опорные реакции:
Вертикальная:
Горизонтальные:
2. Эпюры изгибающих моментов на ось Х в сечениях 1…4:
Эпюры изгибающих моментов на ось У в сечениях 1…3:
3. Эпюры крутящих моментов:
2. Тихоходный вал (колеса):
Известные силы: Ft2 = 5246,8 H; Fa2 =1118,9 H; Fr2 = 1909,7 H; FM = 196 H
Расстояние: LT =
1. Определяем опорные реакции:
Вертикальная:
Горизонтальная:
2. Эпюры изгибающих моментов на ось Х в сечениях 1…3:
Эпюры изгибающих моментов на ось У в сечениях 1…3:
3. Эпюры крутящих моментов:
10. Проверочный расчёт подшипников.
1. Для быстроходного вала (червяка):
Определяем динамическую грузоподъёмность(Сгр) и базовую долговечность(L10h):
где RE
– эквивалент динамической нагрузки по табл. 9.1[3];
m
=3 т. к. подшипники шариковые;
а1=1 при γ = 90%;
а23 = 0,7…0,8, принимаем 0,75;
n
=920 об/мин;
R
А
= 2159,67 H
;
R
В
= 559,798 H
;
V
= 1;
Сr
= 22000 H;
FA
= 5246,8 H;
Определяем осевую нагрузку:
Ra1 = Rs1 Ra1 = 596 H;
Ra2 = Ra1 +FA; Ra2 =596 +5246,8=5842,8 H;
Определяем отношение
Для подшипника в опоре С:
Для подшипника в опоре D:
по соотношению
Выберем Кб по табл. 9.4[3] и КТ по табл.9.5[3]:
Кб = 1,2 при Lh= 12·103;
КТ = 1 при t = 100°;
для C:
для D:
Определяем грузоподъёмность:
для C:
для D:
Проверяем:
Сгр
для C: 8458
для D: 77783,3
Определяем базовую долговечность(L10h):
для C:
для D:
Проверяем:
Lh
для C: 14600
для D: 14600
т. о. расчетная грузоподъёмность Сгр гораздо меньше чем базовая Сr , а долговечность подшипника L10h во много раз превышает требуемую Lh, следовательно это серия нам не подходит.
Рассчитаем подшипник особо легкой серии(7605).
RE
– эквивалент динамической нагрузки по табл. 9.1[3];
m
= 3,33 т. к. подшипники шариковые;
а1=1 при γ = 90%;
а23 = 0,7…0,8, принимаем 0,75
n
=920 об/мин
R
А
= 2159,67 H
;
R
В
= 559,798 H
;
V
= 1;
Y = 1,99;
е = 0,3;
Х = 0,4;
С
r
=44000
H;
FA
= 1629,6 H;
Определяем осевую составляющую радиальной нагрузки:
Rs1 = 0,83·
е
·Rr1; Rs1 = 0,83·0,416·4677,8=1615,15 H;
Rs2 = 0,83·
е
·Rr2; Rs2 = 0,83·0,416·5466,3=1877,4 H;
Определяем осевую нагрузку:
Ra1 = Rs1 Ra1 =658,9 H;
Ra2 = Ra1 +FA; Ra2 =658,9 +5246,8=5905,7 H;
Определяем отношение
Для подшипника в опоре C:
Для подшипника в опоре D:
по соотношению
Выберем Кб по табл. 9.4[3] и КТ по табл.9.5[3]:
Кб = 1,2 при Lh= 14,6·103;
КТ = 1 при t = 100°;
для C:
для D:
Определяем грузоподъёмность:
для C:
для D:
Проверяем:
Сгр
для C: 7188,82
для D: 36950,8
Определяем базовую долговечность(L10h):
для C:
для D:
Проверяем:
Lh
для C: 14600
для D: 14600
Определим точку приложение реакции:
2. Для тихоходного вала(колеса)
Определяем динамическую грузоподъёмность(Сгр) и базовую долговечность(L10h):
RE
– эквивалент динамической нагрузки по табл. 9.1[3];
m
= 3,33 т. к. подшипники шариковые;
а1=1 при γ = 90%;
а23 = 0,7…0,8, принимаем 0,75
n
=36,8 об/мин
R
А
= 2159,67 H
;
R
В
= 559,798 H
;
V
= 1;
Y = 1,99;
е = 0,3;
Х = 0,4;
С
r
=44000
H;
FA
= 1629,6 H;
Определяем осевую составляющую радиальной нагрузки:
Rs1 = 0,83·
е
·Rr1; Rs1 = 0,83·0,416·4677,8=1615,15 H;
Rs2 = 0,83·
е
·Rr2; Rs2 = 0,83·0,416·5466,3=1877,4 H;
Определяем осевую нагрузку:
Ra
1
=
Rs
1
Ra
1
=658,9
H
;
Ra
2
=
Ra
1
+
FA
;
Ra
2
=658,9 +5246,8=5905,7
H
;
Определяем отношение
Для подшипника в опоре C:
Для подшипника в опоре D:
по соотношению
Выберем Кб по табл. 9.4[3] и КТ по табл.9.5[3]:
Кб = 1,2 при Lh= 14,6·103;
КТ = 1 при t = 100°;
для C:
для D:
Определяем грузоподъёмность:
для C:
для D:
Проверяем:
Сгр
для C: 7188,82
для D: 36950,8
Определяем базовую долговечность(L10h):
для C:
для D:
Проверяем:
Lh
для C: 14600
для D: 14600
Определим точку приложение реакции:
Основные размеры и эксплутационные характеристики подшипников
табл. 10.1
Вал | Подшипник | Размеры d x D x T ( B ) мм | Динамическая грузоподъёмность Н | Долговечность | |||
предварительно | окончательно | Сгр | Сr | L10h | Lh | ||
Б | 36305 | 7605 | 25 x 62 x 25 | 17068,67 | 22000 | 25689,41 | 14600 |
Т | 7209 | 7209 | 45 x 85 x 21 | 31882,26 | 42700 | 36078,9 | 14600 |
11. Конструктивные размеры корпуса редуктора.
1. Внутренняя поверхность корпуса с зазором Х =
2. Расстояние от дна редуктора до колеса y = 4 ·Х =
3. Толщина стенок корпуса редуктора и рёбер жесткости:
Принимаем: δ =
4. Крепёжные болты выбираем по таблице 10.17 [3], в зависимости от аω:
100
d1 = М14;
d2 = М12;
d3 = М10;
d4 = М8;
d5 = М6;
Проверочные расчёты стяжных винтов.
1. Определяем прочность стяжных винтов(болтов) подшипниковых узлов быстроходного вала:
d2 = 12 мм;
RBy
= 19,7 H
;
P
– шаг резьбы, 1,75 мм;
Класс прочности 5.6 из стали 30 (ГОСТ11738 - 84), табл. К5[3];
1. Определяем силу приходящуюся на один винт:
FB = RBy/2;
FB = 19,7/2
=9,85 Н;
2. Принимаем Кз = 1,5 (постоянная нагрузка); х = 0,27 (соединение чугунных деталей без прокладок);
3. Определяем механические характеристики материала винтов:
предел прочности: σВ = 500 Н/мм2
предел текучести: σТ = 300 Н/мм2
допускаемое напряжение [σ] = 0,25· σТ
[σ] = 0,25· 300 = 75 Н/мм2
4. Определяем расчётную силу затяжки:
Fp = [Кз (1-x)+x] FB
Fp = [1,5 (1-0,27)+0,27]9,85=13,44 Н;
5. Определяем площадь опасного сечения:
мм2;
6. Определяем эквивалентное напряжение:
Н/мм2;
Проверяем:
[σ] = 75> σэкв =0,2
2. Определяем прочность стяжных винтов(болтов) подшипниковых узлов тихоходном вала:
d2 = 12 мм;
R
А
y
= 2085,951H
;
P
– шаг резьбы, 1,75 мм;
Класс прочности 5.6 из стали 30 (ГОСТ11738 - 84), табл. К5[3];
1. Определяем силу приходящуюся на один винт:
FB = R
А
y
/2;
FB = 2085,951 /2 =1042,97 Н;
2. Принимаем Кз = 1,5 (постоянная нагрузка); х = 0,27 (соединение чугунных деталей без прокладок);
3. Определяем механические характеристики материала винтов:
предел прочности: σВ = 500 Н/мм2
предел текучести: σТ = 300 Н/мм2
допускаемое напряжение [σ] = 0,25· σТ
[σ] = 0,25· 300 = 75 Н/мм2;
4. Определяем расчётную силу затяжки:
Fp = [Кз (1-x)+x] FB
Fp = [1,5 (1-0,27)+0,27] 1042,97=1423,65Н;
5. Определяем площадь опасного сечения:
мм2;
6. Определяем эквивалентное напряжение:
Н/мм2;
Проверяем:
[σ] = 75> σэкв =21,98
12. Выбор шпоночных соединений
Шпоночное соединения с призматической шпонкой ГОСТ 23360 – 78 выбираем по таблице К42[3], их размеры зависят от диаметра вала на который они ставятся.
Шпонку на валу электродвигателя выбираем по табл. К10[3] и К42[3]:
табл.12.1
Вал | Диаметр вала d мм | Сечение шпонки мм | Фаска мм | Глубина паза мм | Длина l мм | ||
b | h | t1 | t2 | ||||
Электродвигатель (под ведущий шкив) | 22 | 8 | 7 | 0,4…0,6 | 4 | 3,3 | 45 |
Быстроходный, вал (под ведомый шкив) | 18 | 6 | 6 | 0,25…0,4 | 3,5 | 2,8 | 63 |
Тихоходный вал (под червячное колесо) | 55 | 16 | 10 | 0,4…0,6 | 6 | 4,3 | 70 |
Тихоходный, вал колеса (под муфту) | 38 | 12 | 8 | 0,4…0,6 | 5 | 3,3 | 32 |
Поверочный расчет шпонок.
Шпонка призматическая со скругленными торцами. Материал шпонки – сталь 45 нормализованная. Напряжения смятия и условия прочности определяем по формуле [ст.170, 1]:
Где
Асм =(h – t1)lp – площадь смятия, мм;
Тогда получим:
Электродвигатель (под ведущий шкив):
При чугунной ступице [s]см = 55-95 МПа.
Передаваемый момент Т = 10,72 Н×
м.
Проверяем: sсм < [s]см
Быстроходный, вал (под ведомый шкив):
При чугунной ступице [s]см = 55-95 МПа.
Передаваемый момент Т = 5,66 Н×
м.
Проверяем: sсм < [s]см;
Тихоходный вал (под червячное колесо):
При стальной ступице [s]см = 110-190 МПа.
Передаваемый момент Т = 112,068 Н×
м.
Проверяем: sсм < [s]см;
Тихоходный, вал колеса (под муфту):
[s]см = стальной ступице 110-190 МПа.
Передаваемый момент Т = 247,8 Н ×
м.
Проверяем: sсм < [s]см;
13. Проверочный расчёт валов.
I Быстроходный вал:
а) шпоночное соединение:
1. Определяем напряжение в опасных сечениях вала:
где М – суммарный изгибающий момент;
Wнетто - осевой момент сопротивления сечения вала;
2. Определяем амплитуду цикла:
где Wρнетто =
Wρнетто =
3. Определяем коэффициент нормальных касательных напряжений:
(Кσ)D =
(Кτ) =
где Кσ, – коэффициенты концентрации напряжения, 1,6 по табл. 11.2[3];
Кτ – коэффициенты концентрации напряжения, 1,4 по табл. 11.2[3]
Кd – коэффициент влияние абсолютных размеров, 0,77 по табл. 11.3[3];
КF– коэффициент влияние шероховатости, 1,05 по табл. 11.4[3];
Ку – коэффициент влияние поверхности упрочнения, 2,4 по табл. 11.5[3];
(Кσ)D =
(Кτ) =
4. Определяем пределы выносливости на расчётном сечении вала:
где σ-1 = 260Н/мм2 табл. 3.2[3];
τ-1
5. Определим коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:
6. Определяем общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении:
где [s] = 2,1;
б) вал червяка:
1. Определяем напряжение в опасных сечениях вала:
2. Определяем амплитуду цикла:
Wρнетто =
3. Определяем коэффициент нормальных касательных напряжений:
где Кσ, – коэффициенты концентрации напряжения, 2,15 по табл. 11.2[3];
Кτ – коэффициенты концентрации напряжения, 2,1 по табл. 11.2[3];
Кd – коэффициент влияние абсолютных размеров, 0,77 по табл. 11.3[3];
КF– коэффициент влияние шероховатости, 1,05 по табл.
11.4[3];
Ку – коэффициент влияние поверхности упрочнения, 2,4 по табл. 11.5[3];
(Кσ)D =
(Кτ) =
4. Определяем пределы выносливости на расчётном сечении вала:
где σ-1 = 260Н/мм2 табл. 3.2[3];
τ-1
5. Определим коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:
6. Определяем общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении:
II Тихоходный вал:
а) шпоночное соединение(под колесо):
1. Определяем напряжение в опасных сечениях вала:
мм3;
2. Определяем амплитуду цикла:
Wρнетто =
мм3;
3. Определяем коэффициент нормальных касательных напряжений:
где Кσ, – коэффициенты концентрации напряжения, 1,6 по табл. 11.2[3];
Кτ – коэффициенты концентрации напряжения, 1,4 по табл. 11.2[3]
Кd – коэффициент влияние абсолютных размеров, 0,70 по табл. 11.3[3];
КF– коэффициент влияние шероховатости, 1,05 по табл. 11.4[3];
Ку – коэффициент влияние поверхности упрочнения, 1,6 по табл. 11.5[3];
(Кσ)D =
(Кτ) =
4. Определяем пределы выносливости на расчётном сечении вала:
где σ-1 = 260 Н/мм2 табл. 3.2[3];
τ-1
5. Определим коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:
6. Определяем общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении:
б) шпоночное соединение(под муфту):
2. Определяем напряжение в опасных сечениях вала:
мм3;
2. Определяем амплитуду цикла:
Wρнетто =
Н/мм2;
3. Определяем коэффициент нормальных касательных напряжений:
где Кσ, – коэффициенты концентрации напряжения, 1.6 по табл. 11.2[3];
Кτ – коэффициенты концентрации напряжения, 1,4 по табл. 11.2[3]
Кd – коэффициент влияние абсолютных размеров, 0,70 по табл. 11.3[3];
КF– коэффициент влияние шероховатости, 1,05 по табл. 11.4[1];
Ку – коэффициент влияние поверхности упрочнения, 1,6 по табл. 11.5[3];
(Кσ)D =
(Кτ) =
4. Определяем пределы выносливости на расчётном сечении вала:
где σ-1 = 260 Н/мм2 табл. 3.2[3];
τ-1
5. Определим коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:
6. Определяем общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении:
14. Выбор смазочного масла и устройства смазывание.
Смазочное масло выбираем зависимости от скорость скольжения в зацеплении VS = 2,4 м/с, и контактного напряжения sН = 253,5 Н/мм. По таблице 10.29 из [3] выберем масло И-Т-Д-460.
Используем картерную систему смазывания. В корпус редуктора заливаем масло так, чтобы венец червячного колеса был в него погружен на глубину hм:
hм max £ 0.25d2 = 0.25×160 = 40 мм;
hм min = 2,2×m = 2,2×5 = 11 мм;
Определим необходимый объем масляной ванны из расчета, что 0,5-0,8 литра на 1 кВт передаваемой мощности: 0,6 – 0,96 литра.[1]
При вращении колеса масло будет увлекаться его зубьями, разбрызгиваться, попадать на внутренние стенки корпуса, откуда стекать в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которым покрываются поверхности расположенных внутри корпуса деталей.
Масло попадая на витки червяка с червячного колеса ,отбрасывается на сборник стекая с него в трубку , а затем по трубке через просверленные отверстие попадает в полости подшипника.
15.Тепловой расчёт редуктора.
Проверка температуры масла в редукторе tM, которая не должно превышать допускаемое [tM] = 80…95°С:
где Р1 – мощность на быстроходном валу, Вт, 0,97кВт см. табл. 2.2
tB = 20°C;
η – КПД редуктора, 0,84, см. табл. 4.2;
Кt – коэффициент теплопередачи, 9…17 Вт/(м2·град);
Кt = 13 Вт/(м2·град);
А – площадь теплоотдающей поверхности редуктора, определяем в зависимости от аw
= 100 мм, по табл. 11,6 [3]:
А = 0,24 м2:
Проверяем:
80°C<84°C <95°C;
16. Выбор муфты.
Исходные данные известные из предыдущих расчетов:
- вращающий момент на валу Т2 = 258,12 Н×м;
- угловая скорость ω=4,65 рад/с;
- диаметр участка вала d = 40 мм.
Для данных параметров наиболее подходящая муфта цепная однорядная, выбираем по таблице К26 из [3] (ГОСТ 20742-81):
Отверстие:
d1=40 мм | Lцил =82 мм |
Габаритные размеры:
D=200 мм | Lцил=222 мм |
Смещение оси валов не более:
Радиальное Δr | угловое Δγ | С |
0,2 | 1° | 1,8 |
17. Расчет технического уровня редуктора.
1. Определяем массу редуктора:
где ρ – плотность чугуна, 7,4·103 кг/м3;
φ – коэффициент заполнение, 8,6 рис. 12.3[3];
d1,d2 – делительные диаметры, см. табл. 4.3;
2. Определим технический уровень редуктора:
где Т2 – крутящий момент, см. табл. 2.2
т.о. по табл. 12.1[3] определяем что технический уровень редуктора является средним, в большинстве случаев производство экономически не оправдано
Список литературы
1. Чернавский С.А., Боков К. Н., Чернин М. И. и др. /Курсовое проектирование деталей машин./, 3-е изд. - М.: «Альянс», - 2005. – 416 с.
2. Чернилевский Д. В., /Детали машин. Проектирование приводов технологического оборудования./, 3-е изд. – М.: «Машиностроение», - 2004. – 560 с.
3. Шейнблит А. Е., /Курсовое проектирование деталей машин./, 2-е изд. перераб. и дополн. – Калининград: «Янтар. сказ» - 2002. – 254 с.