Привод машинного агрегата

 

содержание

1. Задание
2. Схема привода
3. Описание привода
4. Расчет ременной передачи
5. Расчет зубчатой передачи
6. Расчет валов
7. Расчет подшипников
8. Расчет шпонок
9. Расчет и выбор муфты и конструктивных параметров
10. Компоновка редуктора

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Задание

Разработать редуктор для передачи крутящего момента от электродвигателя к рабочей машине через муфту и клиноременную передачу.

Исходные данные на проектирование:

Тип двигателя: 4А132S4У3

Мощность двигателя: P_дв=7.5 Квт, частота n=1455 об/мин;

Клиноременная передача: U_рем = 2

Тип ремня: поликлиновой .

Зубчатая передача редуктора косозубая  цилиндрическая.U =3.15

Ресурс редуктора L=12000 часов.

Режим работы: средний, двухсменный.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Схема привода.

1. Электродвигатель
2. Ременная передача
3. Редуктор
4. Муфта

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Расчет ременной передачи:

Расчет ременной передачи сводится к расчету поликлиноременной  передачи.

Определим :

крутящий момент

диаметр шкива

где к=2.5...3

Выбрали из ряда чисел ближайший 110мм.

скорость ремня в м/с:

    V=3,14*d₁*n_дв /60000= 8.4 м/с

Диаметр ведомого шкива d₂

d =d *U =110*2=220мм

уточняем U

U = =2.04 где =0.02 – коэффициент скольжения

Частоту вращения вала редуктора

n =713,2об/мин

крутящий момент вала

=94,438 н*м

     где =0.94

 н*м

межосевое расстояние:

ремень Л1600мм

где      l-стандартная длина ремня 1600мм

проверка

Определяем угол обхвата  на ведущем шкиве:

По углу обхвата определяем коэффициенты :

допускаемая мощность:

число клиньев:

=11,74

силу предварительного натяжения:

окружную силу:

силу давления ремней на вал:

силы натяжения ведущей и  ведомой ветвей:

сечение ремня:

А=0.5b*(2Н-h)=0.5*4.8*(2*9.5-4.85)*12=407,52мм

Где Н=9.5мм

       h=4.85

       b=4.8

Проверочный расчет

а) — напряжение растяжения 

   

Значения F₀, Н; А, мм²;

б) — напряжения изгиба,

Здесь Е_и=8О...1ОО/мм² — модуль продольной упругости при изгибе для прорезиненных ремней; d₁ мм;

в)  — напряжения от центробежных сил, Н/мм². 
Здесь — плотность материала ремня, кг/м³; = 1200кг/м , м/с

г)  — допускаемое напряжение растяжения, Н/мм²; 
= 10 Н/мм² — для клиновых ремней;

 

Расчет зубчатой передачи:

Этот расчет сводится к расчету  цилиндрической косозубой передачи.

Определим:

Межосевое расстояние

где

, ,

Определим допускаемые контактные напряжения [σ]_н , Н/мм² для зубьев шестерни и колеса ([σ]_н1,[σ]_н2) .

σ_{н lim} = 2НВ + 70

HB >HB +30….40

Выбираем марку стали СТ45 для шестерни СТ45 для колеса ,где HB =235

HB =179 все по шкале твердости Бриннеля.

Найдем предварительные нагрузки при заданном числе циклов               σ_{н1 lim,} σ_{н2 lim} :

σ_{н1 lim} =2*235+70=540 мпа

σ_н2lim =2*179+70=428 мпа

определим число циклов

N_HE1 = 60*n₁*L = 60*713.2*14000= 599088000 циклов

N_HE2 = N_HE1 / U_ред

N_HE2= 190186667 циклов

N_H01= 30*HB =14712420 циклов

N_H02= 30* HB =7655411 циклов

т.к. N_HE >N_H0 ,то коэффициент К =1 отсюда

где S=1.1

Зная эти величины найдем допускаемое  напряжение для зубчатой пары:

Теперь воспользуемся формулой нахождения межосевого расстояния

=115,83 мм

Определим модуль зацепления m , мм:

,где

 а)  =10⁰

    Принимаем 5

Найдем общее количество зубьев

 

Определяем действительный угол наклона  зубьев:

определим число зубьев на шестерни:

Определить число зубьев колеса:

Определяем делительные диаметры колес:

Следует проверить, что 

Определим фактическое передаточное число U_ф и проверим его отклонение от заданного U:

Определяем диаметры вершин зубьев и впадин зубчатых колес:

Определяем ширину венца колеса и шестерни :

 

 

Проверочный расчет передачи на контактную прочность.

 

Для стальных зубчатых колес с достаточной для практических расчетов точностью условия контактной прочности зубьев имеет вид

 

 

где а) К – вспомогательный коэффициент, для косозубых К=376

    б)  -окружная сила зацеплении.

        в) =1,1- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями.

    г) Коэффициент динамичности уточняем по фактической (окружной) скорости колес v и степени точности их изготовления:

 

v = π*d₁*n₁ / (60*1000)  

 

где v – м/с; d₁ – мм; n₁= n_ном = 1455 об/мин

 

v = 3,14*55.399*1455 / (60*1000) = 4.2 м/с

 

=1,05

 

 

Проверочный расчет передачи на изгиб

Условие прочности

 

где m,b₂,d₁ – мм; σ_F1,σ_F2 – фактическое напряжение изгиба для шестерни и колеса, Н/мм²; Y_F1,Y_F2 – коэффициенты формы зуба для шестерни и колеса.

 

 

В результате проверочного расчета

 

 

 

 

 

 

 

 

Расчет валов.

Расчет сил действующих в  зацеплении.

Расчет сил действующих в  зацеплении  зубчатой передачи. В цилиндрической косозубой передаче действуют окружная, радиальная и осевая силы.

Окружная сила:

F_t1=F_t2

 

=2*94,438/55,399=3,409 кН

Осевая сила:

радиальная сила:

Определим консольные силы

Действует только радиальная сила:

_{на муфте, радиальная сила}

 

 

 

Быстроходный вал.

Диаметр первой ступени под элемент  открытой передачи рассчитываем по формуле:

=10…15 Н/мм² – допускаемое напряжение материала вала на кручение.

Длину первой ступени вала определяется по формуле:

_{берем равную 50мм}

Диаметр уплотнений (резиновые манжеты)

            

Диаметр второй ступени вала под  подшипник определяется по формуле:

длина ступени

мм

диаметр под уступы 50 мм, длина участка 10мм

Диаметр третьей ступени вала под  шестерню рассчитываем по формуле:

_{берем 55мм}

l_ш =49

Диаметр четвертой ступени вала под подшипник определяем как:

Проектный расчет тихоходного вала.

Диаметр первой ступени под элемент  открытой передачи рассчитываем по формуле:

мм

=10…20 Н/мм² – допускаемое напряжение материала вала на кручение.

Длину первой ступени вала определяется по формуле:

l

Диаметр уплотнений(резиновые манжеты)

            

Диаметр второй ступени вала под  подшипник определяется по формуле:

длина ступени

мм

диаметр под уступ 60 мм, длина 10 мм

Диаметр третьей ступени вала под  колесо рассчитываем по формуле:

l_к =46мм

Диаметр четвертой ступени вала под подшипник определяем как:

  мм

 

 

 

Расчет подшипников.

   Для быстроходного вала

Выбираем радиальные шариковые однорядные. Серия особо легкая, схема установки 1(с одной фиксирующей опорой).

ГОСТ 8338-75.номер 109: размеры , D=75мм,B=16мм,r=1.5мм,

Грузоподъемность кН: , .

   Для тихоходного вала.

ГОСТ 8338-75.номер 311: размеры , D=120мм,B=29мм,r=3мм,

Грузоподъемность кН: , .

C_r-динамическая грузоподъемность;

C_or-статическая грузоподъемность;

D- диаметр наружного кольца подшипника;

В – ширина шарикоподшипников

   Расчет шпонок.

На быстроходном валу диаметр хвостовика

выбираем призматическую шпонку  по  ГОСТ 23360-78 с размерами: b=10 мм, h=8 мм, t₁=5мм, t₂=3.3мм, l=22-110мм

Выбранную шпонку проверяем на смятие:

где

Входной конец тихоходного вала по номинальному диаметру .

Берем шпонку призматическую с размерами: b=12 мм, h=8 мм, t₁=5мм, t₂=3.3 мм, l=28-140 мм

 

Выбранную шпонку проверяем на смятие:

где

    Для соединения колеса  и вала диаметром 70 мм выбираем призматическую шпонку  с размерами: b=20 мм, h=12 мм, t₁=7.5 мм, t₂=4.9 мм, l= 56-220 мм

Выбор муфты на тихоходном валу.

Основной характеристикой для  выбора муфт является номинальный вращательный момент. Муфты выбирают по большему диаметру концов соединяемых валов.

Смазывание. Смазочные устройства.

Смазывание зубчатых зацеплений, подшипников  применяется для защиты от коррозии, для снижения коэффициента трения, уменьшения износа, отвода тепла и продуктов износа от трущихся поверхностей.

Для данного редуктора применяем  непрерывное смазывание жидким маслом картерным непроточным способом. (окунанием) Этот способ выбирают для зубчатых передач при окружных скоростях от 0.3 до 12.5 м/с.

Выбираем сорт смазочных масел  по ГОСТ 17479. Выбор сорта масла зависит от значения контактного напряжения в зубьях и фактической окружной скорости колес V. Выбираем И-Г-А 32.

Определение количества масла. Для одноступенчатых редукторов при смазывании окунанием объем масляной ванны определяется из расчета 0.4..0.8 л масла на 1 квт передаваемой мощности. Выбираем 3.5 литра.

Определение уровня масла. Выбираем мм и максимальный мм.

Для контроля уровня масла применяем  жезловый маслоуказатель

Для слива масла в корпусе  предусматривается специальное  сливное отверстие, расположенное  в нижней части корпуса, закрываемое  пробкой с цилиндрической резьбой.

При смазывании зубчатых колес окунанием  подшипники качения смазываются  из картера в результате разбрызгивания масла колесами образование масляного  тумана и растекания масла по валам.

 

Lh 10000-25000

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Быстроходный вал

      Т.к диаметр вала d_п = мм, выбираем подшипник №2310

      Рассчитываем  F_экв

      F_экв = (X*V*F_r + Y*F_a)*K_δ *K_T

      V – коэффициент учитывающий вращении кольца по  отношению    к нагрузке (V=1)

      Y – коэффициент восприятия осевой нагрузки

      X – коэффициент восприятия радиальной нагрузки

      K_τ – температурный коэффициент (K_τ =1)

      K_T = 1-  температурный коэффициент

 K_δ = 1,3 - коэффициент безопасности, зависящий от характера нагрузки на       подшипник

  F_экв = (1*1* + 2.30* 856)*1,3*1 =905,149Н

C= F_экв (NHE₂)^0,3

C= F_экв (NHE₂)^0,3=  275723,7 Н

С= 275723,7 Н

 Рассчитываем ресурс подшипника

L_h = 10⁶*(C / F_экв)³ / 60*n₁

Частота вращения быстроходного вала n₁ = 1455 об / мин

L_h = 10⁶*(275723,7/905,149)³ / 60*1455=18685 > 15000 ч

По справочнику  принимаем  роликоподшипники шариковые однорядные подшипники ГОСТ 831-75  средней  серии  со следующими данными:

    d = 50 мм        D = 110 мм      С=65200 Н

    L(ширина)=27 мм

 

 

 

 

Тихоходный вал

      Т.к диаметр вала  d_п = мм, выбираем подшипник №2310

      Рассчитываем  F_экв

      F_экв = (X*V*F_r + Y*F_a)*K_δ *K_T

      V – коэффициент учитывающий вращении кольца по  отношению    к нагрузке (V=1)

      Y – коэффициент восприятия осевой нагрузки Y=2.30

      X – коэффициент восприятия радиальной нагрузки

      K_τ – температурный коэффициент (K_τ =1)

      K_T = 1-  температурный коэффициент

 K_δ = 1,3 - коэффициент безопасности, зависящий от характера нагрузки на       подшипник

  F_экв = (1*1*6491+ 1*0)*1,3*1 =8438,3 Н

C= F_экв (NHE₂)^0,3

C= F_экв (NHE₂)^0,3=40688,2 Н

С=65200 Н

 Рассчитываем ресурс подшипника

L_h = 10⁶*(C / F_экв)³ / 60*n₁

Частота вращения быстроходного вала n₁ = 904 об / мин

L_h = 10⁶*(65200/6491)³ / 60*904=18685 > 15000 ч

По справочнику  принимаем  роликоподшипники шариковые однорядные подшипники ГОСТ 831-75  средней  серии  со следующими данными:

    d = 50 мм        D = 110 мм      С=65200 Н

    L(ширина)=27 мм