Название реферата: Расчет и конструирование привода к аппарату с мешалкой
Раздел: Производство и технологии
Скачано с сайта: www.refsru.com
Дата размещения: 10.09.2012

Расчет и конструирование привода к аппарату с мешалкой

СОДЕРЖАНИЕ

1. Задание

2. Введение

3. Обоснование и выбор схемы привода

4. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

5. Расчет редукторной (червячной) передачи

6. Расчет открытой прямозубой конической передачи

7. Расчет вала с консольной открытой передачей

8. Расчет подшипников качения

9. Расчет шпоночного соединения

10. Выбор муфты

11. Выбор смазки. Тепловой расчет редуктора

12. Конструирование рамы

13. Список использованной литературы

14. Спецификация к чертежу

1. ЗАДАНИЕ

Спроектировать привод к аппарату с мешалкой.

Исходные данные:

Мощность на рабочем валу привода: =21,8 кВт

Частота вращения на рабочем валу привода: =73 об/мин

Частота вращения вала электродвигателя: =1500 об/мин

2. ВВЕДЕНИЕ

Целью данного курсового проекта является расчет и конструирование привода к аппарату с мешалкой.

Привод – это энергосиловое устройство для приведения в действие машин от двигателя через передаточные механизмы. Любой привод, включает в себя три основных узла:

Рис. 2.1 Основные узлы привода

В качестве двигателя используются трехфазные асинхронные двигатели серии 4А, которые широко используются в промышленности вследствие простоты конструкции, малой стоимости простоты ухода, непосредственного включения в трехфазную сеть переменного тока без преобразователей.

Передаточным механизмом является стандартный редуктор (цилиндрический: 1ЦУ, Ц2У, Ц3У; червячный: Ч-100, Ч-125, Ч-160; конический КР; мотор-редуктор и другие).

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи мощности от двигателя к рабочему механизму. Назначение редуктора - понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим. Исполнительным механизмом является рабочий (приводной) вал.

При проектировании привода необходимо учитывать множество факторов, важнейшими из которых являются: значение и характер изменения нагрузки, требуемая долговечность, надежность, КПД, масса и габаритные размеры, требования к уровню шума, стоимость изделия, эксплуатационные расходы.

3. ОБОСНОВАНИЕ ВЫБОРА РАСЧЕТНОЙ СХЕМЫ ПРИВОДА

3.1 Выбор редуктора и открытой передачи

Цель: выбрать стандартный редуктор, открытую передачу и оптимальную схему привода.

В приводах к аппаратам с мешалкой вращение от электродвигателя к рабочему валу мешалки может передаваться через цилиндрический или червячный редукторы. В качестве открытой передачи могут быть применены клиноременная или зубчатая коническая передачи.

Определим приближенное передаточное отношение привода :

В нашем случае:

,

где - передаточное отношение редуктора

-передаточное отношение открытой передачи

Для клиноременной передачи = 2…4 (5)

Для открытой конической передачи = 2…3,55 (4)

Исходя из этого, мы можем разбить ориентировочное передаточное отношение следующим образом:

Таблица 1.

| 4 | 5 | 6,3 | 8 | 10
| 5,125 | 4,1 | 3,25 | 2,56 | 2,05

Судя по из таблицы 1 мы можем выбрать:

— одноступенчатый цилиндрический редуктор (1ЦУ-100, 1ЦУ-160);

— двухступенчатый цилиндрический редуктор (Ц2У-100, Ц2У-125);

— червячный редуктор (Ч-100, Ч-125, Ч-160).

Возможны два варианта:

А) Если в качестве открытой передачи выбрать клиноременную (которая размещается между электродвигателем и редуктором), то момент на тихоходном валу редуктора не будет зависеть от передаточного числа открытой передачи:

,

Определим крутящий момент на тихоходном валу

,

По тихоходному расчетному моменту выбираем редукторы:

Таблица 2.

|  | расч., Нм | ТНОМ, Нм | Тип редуктора | Заключение
8 | 2,56 | 2909,9 | 659 | Ч-125-8 | недогрузка
10 | 2,05 | 2909,9 | 636 | Ч-125-10 | недогрузка
8 или 10 | 2,56 | 2909,9 | 630 | Ц2У-125 (8…10) | недогрузка

Из таблицы 2. можно заключить, что данный вариант не является приемлемым, так как редукторы не подходят из-за явного отличия моментов на тихоходном валу редуктора ТН (табличное) от ТТ расчетное.

В) Если в качестве открытой передачи выбрать открытую коническую передачу после редуктора, то тихоходный момент на рабочем валу будет зависеть от передаточного числа открытой передачи:

Tт =

Таблица 3.

|  | ТТ расч., Нм | ТНОМ, Нм | Тип редуктора | Заключение
6,3 | 3,25 | 918,8 | 2000 | 1ЦУ-200 | недогрузка
8 | 2,56 | 1166,4 | 1250 | Ч-160-8 | недогрузка
8 или 10 | 2,56 | 1166,4 | 750 | Ц2У-125- (8…10) | перегрузка

Остальные редукторы не подходят из-за явного отличия Тн от Тт расчетное.

Исходя из выше сказанного, можно сделать единственно правильное решение - выбираем редуктор Ч-160-8-51-1-Ц, (эскиз редуктора представлен на стр. 19) Тн=1250 Нм.

Так как мы разрабатываем привод к аппарату с мешалкой с вертикальным рабочим валом, в качестве открытой передачи лучшим вариантом является зубчатая коническая передача с углом поворота осей и = 2,5.

Схема привода:

Рис. 3.1 Схема привода к аппарату с мешалкой

1 – Электродвигатель;

2 – Муфта;

3 – Быстроходный вал;

4 – Подшипники качения;

5 – Червячный редуктор;

6 – Тихоходный вал;

7 – Подшипники скольжения;

8 – Открытая коническая передача;

9 – Рабочий вал;

Данная схема является лучшим вариантом, так как она позволяет получить большие передаточные числа в одной ступени, меньшие габаритные размеры, требует меньше денежных затрат.

3.2 Краткое описание работы привода

Источником механической энергии в данном приводе является асинхронный электродвигатель. На валу двигателя установлена муфта втулочно-пальцевая, которая соединяет его с быстроходным валом (червяком) червячного редуктора (Ч-160-8), который служит для увеличения вращающего момента посредством уменьшения угловой скорости вращения и имеет передаточное число =8.

К достоинствам червячных передач относятся: плавность зацепления и бесшумность работы; повышенная кинематическая точность; большие передаточные числа, плавность зацепления, компактность.

Существенный недостаток: значительное геометрическое скольжение в зацеплении и связанные с этим трение, повышенный износ, склонность к заеданию, нагрев передачи и сравнительно низкий КПД, применение цветных металлов в изготовлении.

Редуктор состоит из литого чугунного корпуса, в котором помещаются элементы передачи – колесо, червяк, валы, подшипники и т.д. Данный редуктор имеет конструкцию корпуса, которая обеспечивает требуемую жесткость конструкции, виброакустические свойства, имеет минимальную металлоемкость. Для повышения жесткости служат ребра, располагаемые у приливов подшипников.

Далее тихоходный вал редуктора предает вращающий момент конической шестерне, которая на прямую, соединена с ним.

Плюсами конических передач является: плавность зацепления и бесшумность работы; высокий КПД; небольшие нагрузки на опоры и валы. Недостаток, обусловлен геометрией зубьев, что ведет к возникновение осевых сил, а также дороговизна и сложность изготовления колёс.

Вал, соединенный с колесом ОКП, является рабочим валом привода, которой соединен с мешалкой. На данных участке привода также происходит увеличение крутящего момента.

Редуктор и электродвигатель установлены на опорной конструкции – сварной раме. Она воспринимает и передает на фундамент действующие, на машину нагрузки и обеспечивает правильность расположения узлов в процессе эксплуатации. Сварная рама выполнена из швеллеров, по сравнению с литой плитой эта конструкция дешевле, легче примерно в 2 раза, имеет достаточную жесткость, поэтому надобность в специальных ребрах жесткости отпадает.

4. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА

Цель: а) выбрать электродвигатель; б) кинематический расчет привода.

Данные к расчету:

=20,5 ;=8; =2,5;

=21,8 кВт;

=73 об/мин;

=1500 об/мин;

1. Определяем общий КПД привода.

,

где - КПД муфты;

- КПД червячной передачи;

- КПД подшипников качения;

- КПД открытой конической передачи;

- КПД подшипников скольжения;

= 0,98 ∙ 0,8 ∙ (0,99)2 ∙ 0,955 ∙ 0,9 ∙ 0,98 = 0,719

2. Определяем требуемую рабочую мощность электродвигателя.

,

где – рабочая мощность электродвигателя;

N РВ.- мощность на рабочем валу;

– общий КПД привода;

= = 30,3 кВт

Выбираем электродвигатель с номинальной мощностью Nэлн = 30 кВт;

Перегрузка электродвигателя составляет N = , что меньше 5 % — допускается.

Принимаем электродвигатель 4А180М4 Y 3, Nэлн = 30 кВт;

= 1500 об/мин;

S = 1,9 %.

3. Определяем асинхронную частоту вращения электродвигателя:

,

где – асинхронная частота вращения вала электродвигателя;

n с – синхронная частота вращения вала электродвигателя;

S – коэффициент скольжения;

4. Определяем общее передаточное отношение

UОБЩ = = = 20,5

5. Определяем частоту вращения каждого вала привода:

Вала электродвигателя: n ас = 1497,3 об/мин;

Быстроходного вала редуктора: n ас = n Б = 1497,3 об/мин;

Тихоходного вала редуктора: n Т = = = 187,16 об/мин;

Рабочего вала: nр.в. = = 74,9 об/мин.

Совпадает с заданным значением, с отклонением в 2,6% , что допустимо

6. Определяем мощность на каждом валу:

N РЭЛ = 30,3 кВт;

NБ = N РЭЛ ∙∙=30,3∙0,98∙0,99=29,4 кВт;

NТ = NБ ∙∙=29,4∙0,8∙0,99=23,3 кВт;

Nр.в. = NТ ∙∙=23,3∙0,985∙0,955=21,9 кВт;

Совпадает с заданным значением Nр.в = 21,8 кВт с отклонением 0,46%, что допускается.

7. Определяем моменты на каждом валу:

,

где - крутящий момент на i-валу;

- мощность на i-валу; - частота вращения на i-валу;

TЭЛ = = = 193,2 H∙м;

TБ = = = 187,5 H∙м;

TТ = == 1188,8 H∙м;

Tр.в= = = 2779,3 H∙м;

8. Определяем угловые скорости вращения валов:

ωЭЛ = == 156,7 рад/с;

ωБ = ωЭЛ=156,7 рад/с;

ωТ = ==19,6 рад/с;

ωРВ. = = 7,84 рад/с;

Сводим данные кинематического расчета в таблицу:

Таблица 4.

Вал | N, кВт | n , об/мин | ω, рад/ с | T, Нм
Электродвигателя (ЭЛ) | 30,3 | 1497,3 | 156,7 | 193,2
Быстроходный (Б) | 29,4 | 1497,3 | 156,7 | 187,5
Тихоходный (Т) | 23,3 | 187,16 | 19,6 | 1188,8
Рабочий (РВ) | 21,9 | 74,9 | 7,84 | 2779,3

Двигатель является одним из основных элементов машинного агрегата. От типа двигателя, его мощности, частоты вращения зависят конструктивные и эксплуатационные характеристики рабочей машины.

Основные размеры электродвигателя:

Таблица 5.

Тип двига- теля | Число полюсов | мм | мм | мм | мм | мм | мм | мм | мм | мм | мм | h мм | мм | мм
4А180М | 4 | 410 | 110 | 702 | 48 | 14 | 9 | 241 | 121 | 15 | 279 | 180 | 20 | 470

Эскиз электродвигателя 4А180М4Y3 представлен на стр. 13

5. РАСЧЕТ ЧЕРВЯЧНОЙ (РЕДУКТОРНОЙ) ПЕРЕДАЧИ

Цель расчета: а) определение геометрических и силовых параметров передачи для последующего расчета вала;

б) определение скорости скольжения и контактного напряжения (для выбора смазочных материалов).

Данные к расчету: UРЕД = 8; а = 160 мм; ТБ = 187,5 Н∙м;

ТТ = 1188,8 Н∙м; nБ = 1497,3 об/мин

1.Задаем число заходов червяка:

Так как передаточное отношение в редукторе UРЕД = 8, то принимаем заходность червяка Z1 = 4, тогда число зубьев колеса:

2. Коэффициент диаметра червяка принимаем равным:

q=0,25∙Z2=0,25∙32=8

3. Определяем межосевой модуль зацепления:

мм;

По первому ряду ГОСТ 19672- 74 принимаем m=8 мм.

4. Уточняем межосевое расстояние:

мм;

Коэффициент смещения x по условию неподрезания и незаострения зубьев колеса допускается -1 ≤ x ≥ +1;

xмм

5. Определяем основные геометрические параметры червячной передачи:

Основные размеры червяка:

1) делительный диаметр: 8∙8 = 64 мм;

2) начальный диаметр: (8+2∙0) ∙8 = 64 мм;

3) диаметр вершин витков: 64+2∙8=96 мм;

4) диаметр впадин червяка: 64-2,4∙8 = 44,8 мм, по ГОСТу 6636-69 принимаем = 45 мм;

5) делительный угол подъема линии витка: , откуда ;

6) начальный угол подъёма линии витка: , откуда ;

7) длина нарезной части червяка: при x=0, Z1 = 4

(12,5+0,09) ∙ 8 +25=148, по ГОСТу 6636-69 принимаем = 150мм;

Основные размеры червячного колеса:

1) делительный диаметр: мм;

2) диаметр вершины зубьев: (32+2+2∙0) ∙ 8 = 272 мм;

3) диаметр впадин зубьев: (32-2,4+2∙0) ∙ 8 =236,8 мм, по ГОСТу 6636-69 принимаем = 240 мм;

4) наибольший диаметр колеса: мм;

5) ширина венца: мм, по ГОСТу 6636-69 принимаем = 67 мм;

6) условный угол обхвата венцом червяка: , откуда

6. Определяем действительную скорость скольжения в передаче:

м/с;

Вычисляем КПД передачи: где делительный угол подъема витка червяка;

- приведённый угол трения; град

Данное значение входит в пределы η = 0,82…0,92 при Z1 = 4

7. Определяем конструктивные параметры червячного колеса:

1) минимальный диаметр вала под колесом:

мм,

по стандартному ряду валов принимаем = 90 мм

2) диаметр ступицы dcт = (1,6…1,8) ∙ dТ(Z2) = (1,6…1,8)∙90 = (144…162) мм

принимаем dcт = 150 мм

3) длина ступицы lcт= (1,2…1,8) ∙ dТ(Z2) = (1,2…1,8)∙90 = (108…162)мм

принимаем lcт= 110 мм

4) толщина обода δ1 = δ2 = 2 ∙ m = 2 ∙ 8 = 16 мм

5) внутренний диаметр обода Dо = df2- 2 ∙ δ 1= 245,5 – 2 ∙10 = 225,5 мм

6) толщина диска с = (0,2…0,3) ∙ b2 = (0,2…0,3) ∙ 67 = (13,4…20,1) мм

принимаем с = 17 мм

7) диаметр осей отверстий (конструктивно)

Dотв =

8) диаметр винта d = (1,2…1,5) ∙m = (1,2…1,5) ∙ 8 = (9,6…12) мм

9) длина винта lв= (0,3…0,4) ∙ b2= (0,3…0,4) ∙ 67 = (20,1…26,8)мм

8. Вычисляем силы, действующие в зацеплении:

окружная сила Ft 2 =Fa1 = кН;

радиальная сила Fr 1 = Fr2= Ft2 ∙ tg = 9,29 ∙ tg = 3,38 кН;

осевая сила Fa 2 = Ft1 = кН;

9. Определяем контактное напряжение зубьев колеса:

,

где – коэффициент неравномерности распределения нагрузки,

при постоянной нагрузке КHB = 1; [1, с.93, табл. 6.4]

КHV – коэффициент динамической нагрузки,

при качественно изготовленной передаче КHV =1; [1, с.98, табл. 6.7]

= 257,13 МПа;

10. Определяем изгибное напряжение зубьев колеса:

;

где KFB = KHB ; KFV = KHV ;

YF2 – коэффициент формы зуба колеса [1, с.115, табл. 6.18], выбирается в зависимости от эквивалентного числа зубьев:

Zэкв = Z2

YF2 = 1,9 , тогда

= 23,8 МПа

На основании расчетных контактных и изгибных напряжений можно предположить, что в данных условиях венец колеса изготовлен из оловянистой бронзы БрО10Ф1 (центробежная отливка) с пределом прочности σВ = 285 МПа [3, с.54, табл. 3.5] и пределом текучести σТ = 165 Мпа [3, с.54, табл. 3.5], который будет работать в паре с полированным червяком из стали 18ХГТ с твердостью поверхности витков более 420 HВ [7].

Для указанного материала колеса обеспечивается допускаемое контактное напряжение и изгибная прочность.

Эскиз червячной передачи представлен на стр. 18

6. РАСЧЕТ ОТКРЫТОЙ ПРЯМОЗУБОЙ КОНИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ

Цель расчета: определение геометрических и силовых параметров передачи;

Данные к расчету: UОКП = 2,5; ТТ = 1188,8 Н∙м;

Расчет будем проводить по методике, указанной в [1, с.100]

1.Выбираем материал передачи:

Материал шестерни:

СЧ 40, для которого

; HB = 200; [1, с.10, табл. 2.2]

Материал колеса:

СЧ 25, для которого

; HB = 250; [1, с.10, табл. 2.2]

2.Задаем число зубьев колеса и шестерни:

Число зубьев шестерни: , тогда

Число зубьев колеса: 28∙2,5 = 70

3.Определяем допускаемые изгибные напряжения:

,

где - коэффициент долговечности, = 1; [1, с.10, табл. 2.2]

- коэффициент влияния двустороннего приложения нагрузки, =1 [1, с.90]; - коэффициент безопасности, = 1,75; [1, с.90]

- коэффициент градиента напряжений и чувствительности материала к концентрации напряжений, = 0,95; [1, с.90, табл. 6.2]

1) шестерня: МПа;

2) колесо: МПа;

Определяем, по какому зубу, колеса или шестерни, необходимо выполнить расчет:

- коэффициент формы зуба [1, с.98, табл. 6.8], выбирается в зависимости от (эквивалентного) числа зубьев: или

Шестерня:

Колесо:

Так как , то расчет следует вести по колесу.

4.Определяем модуль зацепления:

,

где - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине венца [1, с.99, табл. 6.9]

, тогда =1,5

Откуда

мм

Учитывая повышенный износ зубьев открытых передач, значение m увеличивают в 1,5 2 раза, окончательно принимаем m=6 мм.

5.Определяем основные геометрические параметры конической передачи:

1) внешний делительный диаметр:

мм, мм;

2) внешнее конусное расстояние: мм;

3) ширина зубчатого венца: ,

где - коэффициент ширины зубчатого венца, = 0,285, откуда

мм, по ГОСТу 6636-69 принимаем 85 мм;

4) среднее конусное расстояние:

мм;

5) средний окружной модуль: мм;

6) средний делительный диаметр:

мм, мм;

7) внешняя высота зуба: мм, принимаем 13 мм;

8) внешняя высота головки зуба: мм;

9) внешняя высота ножки зуба: мм;

10) угол делительного конуса шестерни:

, откуда

, откуда

11) внешний диаметр вершин зубьев:

по ГОСТу 6636-69 принимаем мм, мм ;

12) внешний диаметр впадин зубьев:

13) угол ножки зуба:

14) угол головки зуба:

15) диаметр ступицы:

мм, принимаем 116 мм ;

Определим min диаметр вала под колесо:

мм,

по стандартному ряду валов принимаем =100 мм, тогда

мм;

16) длина ступицы:

мм, принимаем 80 мм;

мм, принимаем 125 мм;

17) толщина обода: мм, принимаем

=20 мм

18) внутренний диаметр обода:

мм;

19) толщина диска: =40 мм, принимаем с = 40 мм

20) диаметр отверстия: мм.

6. Проверка зубьев на выносливость:

,

где - коэффициент распределения нагрузки между зубьями [1, с.99], при 9 степени точности = 1;

- коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине венца,

=1,5;

- коэффициент динамической нагрузки, = 1, [1, с.98, табл. 6.7]

МПа,

Так как , то можем утверждать, что данная коническая передача вполне выдержит передаваемую нагрузку и будет работать в нормальных условиях.

7. Определяем силы, действующие в контакте зубьев зацепляющихся конических колес:

1) Окружная сила: 16,5 кН,

2) Радиальная сила:

3) Осевая сила:

Механические характеристики материалов открытой прямозубой конической передачи:

Таблица 6.

Элемент передачи | Марка материала | σв | σF | [σ]H | [σ]F
МПа
Шестерня | CЧ 40 | 390 | 590 | - | 320,3
Колесо | СЧ 25 | 245 | 450 | - | 244,3

Параметры открытой прямозубой конической передачи, мм

Таблица 7.

Проектный расчёт |
Параметр | Значение | Параметр | Значение |
Число зубьев шестерни z3 | 28 | Ширина зубчатого венца колеса b | 85 |
Число зубьев колеса z4 | 70 | Диаметры шестерни: |  |
Модуль зацепления | 6 | делительный dе3 средний делительный d3 (внеш.) вершин зубьев daе3 (внеш.) впадин зубьев Dfe3 | 168 142,8 180 154,8 |
Средний окружной модуль m | 5,1 |
Внешнее конусное расстояние Re | 294 | Диаметры колеса: |  |
делительный dе4 средний делительный d4 (внеш.) вершин зубьев daе4 (внеш.) впадин зубьев Dfe4 | 420 357 420 414,7 |
Внешняя высота зуба he | 13 |
Внешняя высота головки зуба hae | 6 |
Внешняя высота ножки зуба hfe | 7,1 | Углы, град |  |  |
ножки зуба головки зуба дел.конуса шестерни: | 1,38 1,38 21,8 68,2 |  |
диаметр ступицы dст3 dст4 | 116 165 |  |
длина ступицы lст3 lст4 | 80 125 |  |
толщина обода | 20 |  |
диаметр отверстия dотв. | 15 20 |  |
толщина диска | 40 |  |

Таблица 8.

Проверочный расчёт
Параметр | Допускаемые значения | Расчётные значения | Примечание
Коэффициент полезного действия ή | 0,92-0,94 | - |
Контактные напряжения σH, МПа | - | - |
Напряжения изгиба σF, МПа | 244,3 | 89,2 |

Эскиз зубчатой конической передачи представлен на стр. 26

7. РАСЧЕТ РЕДУКТОРНОГО ВАЛА С КОНСОЛЬНОЙ ОТКРЫТОЙ ПЕРЕДАЧЕЙ НА СЛОЖНОЕ СОПРОТИВЛЕНИЕ

Цель расчета: проверить на прочность, на деформацию изгиба с кручением тихоходный вал червячного редуктора с консольной шестерней открытой конической передачи;

Данные к расчету: ТТ = 1188,8 Н∙м; nТ =187,16 об/мин; a=160 мм;

=9,29 кН; =3,38 кН; =5,86 кН; =256 мм; (для червячной передачи)

=16,5 кН; =5,5 кН; =2,2 кН; =168 мм; (для конической передачи)

=70 мм; =140 мм;

1. Выбираем трехмерную систему координат.Задаем направление вращения («на нас») исоставляем схему нагружения вала (рис.14.1).

Рис. 7.1 Тихоходный вал

2. Определяем расстояния между точками приложения нагрузок от конической передачи (по эскизу вала на стр. 34):

;

;

где l вых. - длина выходного конца вала;

X – расстояние от конца вала до полюса зацепления открытой конической передачи (определяется по эскизу ОКП);

Y – расстояние от подшипника до участка под колесо;

Bп.к – ширина подшипника;

lст(Z) – длина ступицы колеса.

Определяем дополнительные данные необходимые для расчета:

1) X = 38 мм;

2) предварительный выбор подшипника:

Предварительно выбираем тип подшипника: >1, откуда выбираем подшипник РК №7615 (средней серии), Bп.к = 55 мм , D = 160 мм;

3) выбор крышки:

Назначаем диаметр под подшипником: dп.к = 75 мм, тогда выбираем

Крышку глухую (Крышка 11-16075 ГОСТ 18512 – 73) и крышку сквозную (Крышка 11-160 ГОСТ 18511 – 73), откуда = 10 мм;

Тогда

мм;

=15 мм;

=102 мм;

3. Определяем реакции в подшипниках в горизонтальной плоскости:

В горизонтальной плоскости XOZ на вал действуют окружные силы в червячной передаче Ft2, Ft3 и силы реакции в подшипниках Rаx, Rbx.

Определяем реакции Rаx, Rbx:

А) , откуда

кН;

Б) , откуда

кН;

Проверка:

Реакции определены верно.

Находим изгибающие моменты:

В сечении 1-1 (справа) внутренний изгибающий момент =0, т.к. отсутствуют внешние моменты в этой плоскости.

;

при ; Н∙м;

при ; Н∙м;

В сечении 2-2 (слева)

;

при ; Н∙м;

при ; Н∙м;

В сечении 3-3 (справа)

;

при ; Н∙м;

при ; Н∙м;

В сечении 3-3 (слева)

;

при ; Н∙м;

при ;

Н∙м;

4. Определяем реакции в подшипниках в вертикальной плоскости:

В вертикальной плоскости YOZ на вал действуют внешние радиальные и осевые силы Fr2, Fr3, Fa2, Fa3 и реактивные силы в подшипниках Ray; Rby.

При переносе осевых сил на ось вала в соответствии с теоремой Пуансо необходимо добавить в данных сечениях пары сил с моментами, равными моментам переносимых сил относительно точки перенесения:

М а2 = F a2 ∙ d2/2 = 5,86 ∙ 256 /2 = 750 Н∙м;

М а3 = F a3 ∙ de3 /2 = 2,2 ∙ 168/2 = 184,8 Н∙м

Определяем реакции Ray, Rby:

А) , откуда

=13,735кН;

Б) , откуда

кН,

Ray = - 4,855 кН, следовательно изначально направление Ray было выбрано не верно. Направляем реакцию в обратную сторону: R’ay = 4,855 кН

Проверка:

Реакции определены верно.

Находим изгибающие моменты:

В сечении 1-1 (справа) внутренний изгибающий момент в вертикальной плоскости равен внешнему изгибающему моменту:

;

при ; Н∙м;

при ; Н∙м;

В сечении 2-2 (слева)

;

при ; Н∙м;

при ; Н∙м;

В сечении 3-3 (справа)

;

при ; Н∙м;

при ;

= Н∙м;

В сечении 3-3 (слева)

;

при ; Н∙м;

при ;

Н∙м;

8. Определяем крутящий момент, действующий на вал:

Между колесом (Z2 ) и шестерней (Z3) действует внутренний крутящий момент Мкр = ТТ = 1188,8 Н∙м.

Строим эпюры внутренних изгибающих и крутящего моментов (рис.8.2).

На основании анализа эпюр, следует заключить, что опасным является сечение под подшипником B, где при всех видах деформации момент максимален.

Суммарный изгибающий (приведенный) момент в этом сечении:

= 2382,97 Н×м

Эквивалентный момент:

= 2663,3Н×м

Рис. 7.2. Схема нагружения тихоходного вала

и эпюры внутренних и крутящего моментов

Диаметр вала в опасном сечении:

где [s-1] – допускаемое напряжение на изгиб, зависит от материала вала.

Может быть определено по эмпирической формуле:

[s-1] = 0,0868 ∙ σв,

где σв – предел прочности материала вала [1, с.8, табл. 2.1].

Принимаем, что вал изготовлен из стали 40Х: σв = (780…930) МПа [1, с.8, табл. 2.1], тогда

[s-1] = 0,0868 ∙ 930 = 80 МПа

Тогда минимально необходимый диаметр вала в опасном сечении под подшипником равен:

d Т(ПК) ≥ = 69,3 мм.

Ближайшее стандартное значение диаметра вала под подшипником – 71 мм. При конструировании вала под подшипниками был назначен диаметр 75 мм, следовательно, вал удовлетворяет условию прочности на изгиб с кручением.

8. РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ

Цель расчета: выбрать и проверить подшипники к тихоходному валу червячного редуктора Ч-160.

Данные к расчету: nТ = 187,16 об/мин; d T( ПК ) = 75 мм ; [Lh] = 28800 часов;

Fr2 = 3,38 кН; Fa2 = 5,86 кН (вправо);

Fr3 = 5,5 кН; Fa3 = 2,2 кН (влево);

Rax = 15,969 кН; Ray = 4,855 кН;

Rbx = 23,179 кН; Rby = 13,735 кН

1. Ранее при конструировании вала предварительно были выбраны подшипники РК № 7615 (повышенной грузоподъемности), т.к. отношение осевой силы к силе радиальной >1,

Характеристика подшипника: Подшипник 67615 – ГОСТ 27365 – 87

динамическая грузоподъемность: C r = 319 кН;

статическая грузоподъемность: C or = 260 кН;

угол β = 12◦ 57’

2.Определяем полные реакции в подшипниках A и B (радиальные силы):

кН;

кН;

3.Определяем осевые составляющие от радиальных нагрузок:

Принимаем, что подшипник подставлен «враспор», тогда схема установки подшипников:

Рис. 8.1

Так как Fa2 > Fa3 , то суммарная внешняя осевая сила, действующая на подшипники Fа = Fa2 - Fa3 = 5,5 – 2,2 = 3,3 кН (вправо).

Осевые составляющие от радиальных сил Si = 0,83 ∙ e ∙ Fri;

Для подшипников РК:

е = 1,5 ∙ tg β = 1,5∙ tg (12◦ 57’) =1,5∙0,2300=0,345;

SА = 0,83 ∙ e ∙ FrА = 0,83 ∙ 0,345 ∙ 16,69 = 4,78 кН;

SВ = 0,83 ∙ e ∙ FrВ = 0,83 ∙ 0,345 ∙ 26,94 = 7,71 кН;

По рекомендации [1, с.145, табл. 8,5] определяем осевые силы в каждом подшипнике:

Так как SВ > SА, Fа > SВ - SА (3,3>2,93), и

FaA = SA =4,78кН;FaB = SA+ Fa= 4,78 + 3,3=8,1 кН;

4.Определяем эквивалентную нагрузку на каждом подшипнике:

,

где V – коэффициент вращения подшипника, V=1, т.к вращается внутреннее кольцо подшипника, [1, с.144];

KБ – коэффициент безопасности условия работы машины, KБ =1,5, [1, с.146, табл. 8,6];

KТ – температурный коэффициент, KТ = 1,25 ,т.к температура масла в редукторе превышает 200 ◦С) KТ = 1,25, [3, с.135, табл. 9,5];

Подшипник А: =0,286

т.к < e (0,286<0,345) , значит Х = 1, Y = 0, [1, с.143, табл. 8,3],

тогда

Рэкв, А = = (1∙1∙16,69 + 0∙4,78)∙1,5∙1,25= =31,29 кН

Подшипник В: =0,3

т.к < e (0,3<0,345) , значит Х = 1 , Y = 0, тогда

Рэкв, В = = (1∙1∙26,94 + 0∙8,1)∙1,5∙1,25 = =50,5 кН

5.Определяем расчетную динамическую грузоподъемность:

Подшипник B более нагружен, чем подшипник А, поэтому расчетную динамическую грузоподъемность определяем по подшипнику В:

,

где - эквивалентная нагрузка подшипника B;

- частота вращения на быстроходном валу;

- допускаемая долговечность;

= 285,9 кН

Так как > , то Подшипник 67615 – ГОСТ 27365 – 87 подходит для установки на тихоходный вал редуктора Ч-160 (с недогрузкой в 10,4 %, что допустимо).

6.Вычисляем долговечность подшипника:

= 414923 часа

что значительно превышает заданную долговечность(>>>), что более чем допустимо.

Проверка установки подшипника другой серии не имеет смысла, т.к. значение грузоподъемности выйдет за пределы допускаемого.

Итак, для установки на тихоходный вал редуктора Ч-160 выбираем

Таблица 9.
Параметр | 7615
Внутренний диаметр d, мм | 75
Наружный диаметр D,мм | 160
Ширина Т,мм | 58
Ширина B,мм | 55
Ширина с,мм | 48
Грузоподъемность, Cr C or кН | 319 260

Подшипник 67615 – ГОСТ 27365 – 87

Рис.8.2 Подшипник ГОСТ 27365-87

Параметры подшипника приведены в табл.9.

9. РАСЧЕТ ШПОНОЧНОГО СОЕДИНЕНИЯ

Цель расчета: выбрать и проверить шпонку для посадки конической шестерни на тихоходный вал редуктора, (расчет ведем по чугуну).

Данные к расчету: ТТ = 1188,8 Н∙м; =16,5 кН; =70 мм; =140 мм;

Материал вала: Ст 40Х

Рис. 10.1. Шпонка призматическая (ГОСТ 23360-78)

1. Выбираем материал шпонки: (расчет ведем по чугуну)

,

где - напряжение смятия;

[σ см] = (55 – 80) МПа, при чугунной ступице колеса, [6, с.114, прилож.19]

Тогда

=0,7∙(55 80) = 38,5 56 МПа;

2. Выбираем шпонку:

Для соединения тихоходного вала со ступицей конической шестерни при d=70 мм подбираем призматическую шпонку:

Шп 201256 220 при b=20 мм; h=12 мм; t2=4,9мм; t1=7,5мм

А) Исполнение А:

мм;

мм;

Б) Исполнение В:

мм;

3. Определяем напряжения смятия и условия прочности:

,

где ТT –момент на тихоходном валу, Н×м;

l раб. – рабочая длина шпонки, мм;

[sсм]’ – допускаемое напряжение смятия, МПа.

А) Исполнение А:

,

условие не выполняется, тогда Шп 2012110 не подходит.

Б) Исполнение В:

,

условие выполняется, тогда Шп 2012130 подходит.

Таким образом для посадки конической шестерни на тихоходный вал редуктора выбираем: Шпонка 2012130 ГОСТ 23360-78

Параметры шпонки Таблица 10.

Параметр | Вал-колесо
Ширина шпонки b,мм | 20
Высота шпонки h,мм | 12
Длина шпонки l,мм | 130
Глубина паза на валу t1,мм | 7,5
Глубина паза во втулке t2,мм | 4,9
Фаска ,мм | 0,6…0,8

10. ВЫБОР МУФТЫ

Цель: подобрать муфту для соединения валов электродвигателя и редуктора в приводе.

Данные к расчету: Тэл.=193,2 Н∙м; Nэл= 30 кВт; ТБ = 187,5 Н∙м;пБ =1497,3 об/мин; dэл = 48 мм; lэл = 110 мм; (электродвигатель 4A180M4S3)

dБ(вх.) = 40 мм; lБ(вх.) = 110 мм; (редуктор Ч-160)

1. Определяем максимальный крутящий момент в муфте:

Максимальный крутящий момент, который может возникнуть в муфте, определяем с учетом коэффициента режима работы:

KР – коэффициент режима работы, KБ =(2,0 3,0), [6, с.114, прилож.19];

Тогда

Н∙м

2. Выбираем муфту:

По определенным значениям выбираем муфту втулочно-пальцевую:

МУВП 500 – 48 – I.1 – 40 – I.1 – УЗ ГОСТ 21424 – 75 [2, с.169, табл. МУВП]

Рис. 10.1 Муфта втулочно-пальцевая (ГОСТ 21424 – 75)

11. ВЫБОР СМАЗКИ. ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ РЕДУКТОРА

Цель: а) выбрать систему и вид смазки для редуктора Ч-160,

б) определить температуру масла в редуктор Ч-160

Данные к расчету: Vs.=5,61 м/c; NБ= 29,4 кВт; dБ = 40 мм; sH2 = 257,13 МПа;

11.1 Выбор смазочного материала

1. Выбираем сорт масла:

По значениям расчетного контактного напряжения в зубьях sH2 и фактической окружной скорости в передаче Vs по ГОСТу 17479.4 – 87 выбираем масло И-Т-Д-220 [3, с.241, табл. 10.29].

2. Выбираем систему смазывания:

Рис. 11.1 Схема определения уровня масла в редукторе

Используем картерную систему смазывания. В корпус редуктора заливаем масло так, чтобы червяк был в него погружен на глубину hм:

В червячных редукторах при нижнем расположении червяка:

hм £ (0,1 0,5)∙d1 =(0,1 0,5)∙40 = 4 20 мм;

При этом

hм min = 2,2∙m =2,2∙818 мм.

При вращении червяка масло будет увлекаться его витками, смазывая при этом зубья колеса, 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, в том числе и подшипники.

3. Определяем объем масляной ванны:

V = (0,3 0,8) ∙ NБ = (0,3 0,8) ∙ 29,49 23 л;

Контроль уровня масла производится пробками уровня, которые ставятся попарно в зоне верхнего и нижнего уровней смазки. Для слива масла предусмотрена сливная пробка. Заливка масла в редуктор производится через съемную крышку.

4. Подбор маслоуказателя:

Для контроля за уровнем масла в корпусе устанавливают маслоуказатели.

Для нашего случая рекомендуем для использования следующие маслоуказатели:

А) жезловый маслоуказатель:

Рис. 11.2 Жезловый маслоуказатель

Является наиболее удобным для осмотра, прост в конструкции, надежен, легко заменяем.

Б) круглый маслоуказатель:

На Рис.11.3 изображен круглый маслоуказатель, через нижнее отверстие в стенке корпуса масло проходит в полость маслоуказателя; через верхнее отверстие маслоуказатель сообщается с воздухом в корпусе редуктора.

Рис. 11.3 Круглый маслоуказатель

11. 2 Тепловой расчет редуктора

В червячной передаче имеют место большие потери мощности на трение, вследствие чего наблюдаются значительные тепловыделения. Для обеспечения нормальной работы необходимо определить температуру масла в редукторе и выполнение условия:

,

где [t]м – допускаемая температура нагрева масла, [t]м=80…95ºС.

Температура масла tм в корпусе червячной передачи при непрерывной работе без искусственного охлаждения определяется по формуле:

,

где – мощность, передаваемая червяком, Вт;

– коэффициент теплопередачи, = 9 18 Вт/(∙град), =17,5 принимаем [3, с.260];

– КПД червячной передачи;

– температура воздуха вне редуктора, = 20ºС;

F – площадь поверхности редуктора,

где – межосевое расстояние, м;

Откуда

Тогда температура масла tм в корпусе:

ºС

Условие tм £ [t]м не выполняется.

В связи с высокой температурой в редукторе необходимо применить принудительную циркуляция масла с водяным охлаждением, для того чтобы привести температуру масла в редукторе к норме.

12. КОНСТРУИРОВАНИЕ РАМЫ

Цель: сконструировать экономически выгодную опорную конструкцию, с достаточными свойствами жесткости и прочности.

Для обеспечения точного расположения валов электродвигателя и редуктора необходимо создать общую базовую поверхность, что достигается путем конструирования рамы или плиты. Так как производство данного привода единичное экономически целесообразно использовать раму, которая воспринимает и передает на фундамент действующие, на машину нагрузки и обеспечивает правильность расположения узлов в процессе эксплуатации.

При ее конструировании необходимо выполнение следующих требований:

1) жесткость рамы – отсутствие деформаций под нагрузкой;

2) минимум металлоемкости;

3) удобство сборки;

4) использование профильных стандартных изделий (швеллеров, уголков, пластин);

5) минимум сварочных работ и механической обработки;

6) высота рамы не должна превышать 10 % развернутой длины рамы;

Конструируемую раму изготавливаем из стандартных швеллеров при помощи дуговой сварки.

Для удобства монтажа, демонтажа и осмотра узлов прокатные профили, составляющие раму, устанавливаем полками наружу.

Сварная рама, для данного привода, представляет собой два продольно расположенных и одного поперечно расположенного швеллеров, приваренного к первым. Так как при расположении электродвигателя и редуктора на общей опорной поверхности имеется большое расхождение высоты вращения осей валов электродвигателя и редуктора:

мм,

где – высота вращения оси вала электродвигателя;

– высота вращения оси вала редуктора;

которое компенсируем привариванием того же швеллера, что и базисный с вырезами, поперечно расположенных к первому, как показано на эскизе сварной рамы (стр.48)

Порядок и принцип проектирования рам заключается в определении длины рамы с последующим подбором профиля швеллера.

1. Определяем длину рамы L:

Длину рамы определяем конструктивно:

2. Определяем высоту рамы H,выбор базисного швеллера:

Высоту рамы Н, в значительной мере определяющую жесткость, можно ориентировочно оценить по эмпирической зависимости

Н = (0,12 …0,15) L,

где L – длина рамы;

Тогда

мм

Принимаем H = 140 мм, предварительно выбирая швеллер №14 ГОСТ 82/10—72.

Ширина полки базового швеллера должна быть такой, чтобы выполнялось условие

[b – s ] > [ D + 2 ∙ (3…5)] мм,

где b – ширина полки швеллера,

s − толщина стойки швеллера,

D − диаметр описанной окружности головки анкерного болта, (3…5) − расстояние от головки болта до стойки и до края швеллера;

Диаметр и число фундаментных болтов выбирают в зависимости от длины или развернутой длины опорной конструкции по таблице [5, с.247].

Принимаем, что вся сворная рама будет закрепляться на произвольной площадке фундаментальными болтами М 20.

Тогда

[58 – 4,9 ] > [ 33,3 + 2 ∙ (3…5)] мм

53,1 > 43,3 мм

Условие выполняется. Окончательно принимаем базисный швеллер №14 ГОСТ 82/10—72 (под электродвигатель и редуктор).

3. Сборка привода:

Для создания опроно-базовых поверхностей под двигатель и редуктор на раме размещаем платики (пластины) в виде узких полос. Ширину и длину платиков принимают большими, чем ширина и длина опорных поверхностей электродвигателя и редуктора.

Платики изготавливаем из стальных горячепрокатных полос ГОСТ 103-76, шириной в 45 мм и высотой 5 мм [4, Т1, с.127, табл 32], в которых сверлим отверстия под крепежные болты двигателя и редуктора.

При установке на раму:

а) электродвигатель закрепляется болтами М14 ГОСТ 7798-70 с соответствующими шайбами 14-65Г ГОСТ 6402-70 и гайками М14 ГОСТ 5915-70, [1].

б) редуктор закрепляется болтами М20 ГОСТ 7798-70 с соответствующими шайбами 20-65Г ГОСТ 6402-70 и гайками М20 ГОСТ 5915-70, [1].

На внутреннюю поверхность полок наваривают или накладывают косые шайбы, выравнивающие опорную поверхность под головками болтов (под гайками). Для анкерных болтов М20 выбираем косые шайбы 20.01 ГОСТ 10806-66 , [6, с.170, табл 112].

Предусматриваем закрепление на раме кожухов для укрепления и ограждения муфты, соединяющей валы электродвигателя и редуктора.

Эскиз сварной рамы привода представлен на стр.48 (двигатель, редуктор, муфта изображены условно, что было сделано для определения длины рамы).

13. СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ

1. Киселев Б.Р. Проектирование приводов машин химического производства: учебное пособие, ИГХТУ, Иваново (1997) 2007.

2. Киселев Б.Р. Курсовое проектирование по механике: учебное пособие, ИГХТУ, Иваново 2003.

3. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: учеб. пособие. – М.: Высшая школа, 1991.

4. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя: В 3 т. -8-е изд. перераб. и доп. Под ред. И.Н.Жестковой. – М.: Машиностроение, 1999

5. Киркач Н.Ф., Баласанян Р.А. Расчет и проектирование деталей машин: [Учеб. пособие для технич. вузов], – Мн.: Выш. школа, 1978

6. Киселев Б.Р. Справочник технических сведений для курсового проекта «Детали машин и основы конструирования», «Механика» / Б.Р. Киселев, В.В. Бойцова, Т.Г. Комарова; Иван. гос. хим. – технол. ун-т.- Иваново, 2010.- 183с.