Реферати українською » Промышленность, производство » Розрахунок червячно-циліндричного редуктора і електродвигуна


Реферат Розрахунок червячно-циліндричного редуктора і електродвигуна

Страница 1 из 3 | Следующая страница

Зміст

Запровадження

1 Вибір електродвигуна і кінематичний розрахунок

2 Розрахунокчервячной передачі редуктора

3 Розрахунок циліндричною передачі редуктора

4 Розрахунок валів

4.1 Попередній розрахунок валів

4.2 Визначення навантажень, діючих на вали

4.3 Розрахунок і вибір опор валів, визначення ресурсу підшипників

4.4 Перевіркашпоночних сполук

4.5 Розрахунок валів наусталостную міцність

Укладання

Список використаних джерел


Запровадження

Створення машин, відповідальних потребам народного господарства і промисловості, має передбачати їх найбільший економічний ефект і високі техніко-економічні і експлуатаційні показники.

Найвища вимога, які пред'являються створюваної машині: висока продуктивність, надійність, технологічність, ремонтопридатність, мінімальні габарити і безліч, зручність експлуатації, економічність.

>Транспортирующие машини є невід'ємною частиною виробничого процесу сучасного підприємства. За принципом дії підйомно-транспортні машини поділяють на дві самостійні конструктивні групи: машини періодичного і безперервного дії. До перших належать вантажопідйомні крани всіх типів, ліфти, коштинапольного транспорту (візки, навантажувачі, тягачі), підвісні рейкові і канатні дороги (періодичної дії), скрепери й інші машини, а до другого (їхнє співчуття також називають машинами безперервного транспорту, йтранспортирующими машинами) - конвеєри різних типів, устрою пневматичного і гідравлічного транспорту, й аналогічні транспортують машини.

Машини безперервного дії характеризуються безперервним переміщенням насипних чи штучних вантажів по заданої трасі без зупинок для завантаження чи розвантаження. Завдяки цьому машини безперервного дії мають високу продуктивність, що дуже важливо задля сучасних підприємств із великими вантажопотоками.


1 Вибір електродвигуна і кінематичний розрахунок

Мета:Спроектировать привід до ланцюговому конвеєра.

Вихідні дані для проектування:

- кінематична схема приводу (малюнок 1);

- потужність на валу тягової зірочки РV = 5,4 кВт;

- кутова швидкість валу тягової зірочкиV = 0,5;

Покинематической схемою визначаємо загальний ККД приводу

>>общ =год ·ц ·до ·>mм ·>kпк = 0,84 · 0,98 · 0,94 · 0,982 · 0,994 = 0,72

деі – ККД елементів, складових привід [1, з. 61, таблиця 7]

>год = 0,84 – ККДчервячной передачі (попередній);

>ц = 0,98 – ККД закритою циліндричною передачі;

>до = 0,94 – ККД відкритої конічній передачі;

>м = 0,98 – ККД муфти;

>п = 0,99 – ККД однієї пари підшипниківкачения.

>m = 2 – число муфт;

>k = 4 – число пар підшипниківкачения.

Визначаємо необхідну потужність електродвигуна

Р>Э.тр = РV />общ = 5,4 / 0,72 = 7,5 кВт

З джерела [1, з. 62, таблиця 8] виписуємо рекомендовані значення передатних відносин механічних передач:

- закритою циліндричною uіз = 3…5,

-червячной uгод = 8…40;

- відкритої конічній uдо = 1,5…3.

Визначаємо необхідну частоту обертання ротора електродвигуна

n>Э.тр = nV · uіз · uгод · uдо = 15 · (3…5) · (8…40) · (1,5…3) = 540 … 9000 хв-1

де nV – частота обертання валу тягової зірочки

З джерела [1, з. 63, таблиця 9] вибираємо двигунАО2-51-4 з параметрами: номінальна потужність Ред=7,5 кВт; частота обертання nед=1460 хв-1, діаметр вихідного кінця ротораd = 32 мм.

Визначаємо передатне ставлення приводу

u = nед / nV = 1460 / 15 = 97,33

Попередньо намічаємо передатне ставлення відкритої конічній передачі uдо = 1,6 , тоді частота обертання вихідного валу редуктора

nIV = nV · uдо = 15 · 1,6 = 24 хв-1

Визначаємо загальне передатне числочервячно-цилиндрического редуктора

uред = nед / nIV = 1460 / 24 = 60,83

Попередньо приймаємо передатне числочервячной передачі uгод=20, тоді передатне число циліндричною передачі

uц = uред / uгод = 60,83 / 20 = 3,04


Приймаємо uц = 3.

>Вичисляем фактичне значення передатного відносини приводу

uф = uгод · uц · uдо = 20 · 3 · 1,6 = 96

Визначаємо відхилення від необхідного (допускається розбіжність 5%)

Уточнюємо частоти обертання валів

nI = nед = 1460 хв-1

nII = nI / uгод = 1460 / 20 = 73 хв-1

nIII = nII / uц = 73 / 3 = 24,2 хв-1

nIV = nIII / uдо = 24,2 / 1,6 = 15,1 хв-1

nV = nIV = 15,1 хв-1

Визначаємо потужності на валах приводу

РV = 5,4 кВт

РIV = РV / (>до ·п) = 5,4 / (0,94 · 0,99) = 5,79 кВт

РIII = РVI / (>м ·п) = 5,79 / (0,98 · 0,99) = 5,96 кВт

РII = РIII / (>ц ·п) = 5,96 / (0,98 · 0,99) = 6,13 кВт

РI = РII / (>год ·п) = 6,13 / (0,84 · 0,99) = 7,35 кВт

РЕге = РI /м = 7,35 / 0,98 = 7,49 кВт

 

Визначаємо обертають моменти на валах



2 Розрахунокчервячной передачі редуктора

Вихідні дані до розрахунку:

- поводить момент натихоходном валу Т2 = 801,6Н·м = 801600Н·мм;

- частота обертання черв'яка n1 = 1460 об./хв;

- передатне ставлення іЧ = 20.

Попередньо приймаємонекорригированную передачу із кількістю заходів черв'якаz1 = 2 і кількістю зубів колеса

>z2 =z1 · uЧ = 2 · 20 = 40 [2, з. 55]

Вибираємо матеріал черв'яка і віденцячервячного колеса. Приймаємо для черв'яка сталь 45 з загартованістю до твердості щонайменшеHRC 45 з наступнимшлифованием [2, з. 66].

Оскільки доредуктору не пред'являються спеціальні вимоги, то приймаємо для віденцячервячного колеса бронзуБрА10Ж4Н4Л (виливок в піщану форму) [2, з. 65].

Попередньо приймемо швидкість ковзання vP.S » 6,3 м/с. Тоді при тривалої роботі передачідопускаемое контактне напруга [>sH] = 153МПа [2, з. 68, таблиця 4.9] (з перерахункомтабличних значень методом лінійної інтерполяції).

Визначаємодопускаемое напруга вигину принереверсивной роботі

[>s>OF] = ДоFL [>s>OF]’ = 0,543 98 = 53,5МПа,

де ДоFL = 0,543 [2, з. 67] – коефіцієнт довговічності при тривалої роботі, коли кількість циклів навантаження зуба NP.S>>25107;

[>s>OF]’ = 98МПа [2, з. 66] – основнедопускаемое напруга вигину для прийнятого матеріалучервячного віденця і способу отримання виливки.

Приймаємо попередньо коефіцієнт діаметра черв'якаq = 8 [2, з. 55].

Приймаємо попередній коефіцієнт навантаження До = 1,2 [2, з. 64].

Визначаємо попереднємежосевое відстань з умови контактної витривалості за такою формулою [2, з. 60]

Визначаємо модуль зачеплення

 мм.

Приймаємо по ГОСТ 2144-76 стандартні значення модуляm = 10 мм [2, з. 56].

Визначаємомежосевое відстань при стандартних значеннях модуля і коефіцієнт діаметра черв'яка

 мм

Розраховуємо основні розміри черв'яка:

- ділильний діаметр черв'яка

>d1 =qm = 8 10 = 80 мм;


- діаметр вершин витків черв'яка

>d>а1 =d1 +2m = 80 + 2 10 = 100 мм;

- діаметр западин витків черв'яка

>d>f1 =d1 – 2,4m = 80 – 2,4 10 = 56 мм;

- довжина нарізаною частини шліфованого черв'яка

b1 (11 +0,06z2)m + 25 = (11 +0,0640) 10 + 25 = 159 мм

приймаємо b1 = 160 мм

- ділильний кут підйому черв'яка приz1 = 2 іq = 8

g = 14°2’ [2, з. 57, таблиця 4.3].

Розраховуємо основні розміричервячного колеса:

- ділильний діаметрчервячного колеса

>d2 =z2 >m = 40 10 = 400 мм;

- діаметр вершин зубівчервячного колеса

>dА2 =d2 + 2m = 400 + 2 10 = 420 мм;

- діаметр западин зубівчервячного колеса


>d>f2 =d2 - 2,4m = 400 – 2,4 10 = 376 мм;

- найбільший діаметрчервячного колеса

 мм;

- ширина віденцячервячного колеса

b2 = 0,75d>а1 = 0,75 100 = 75 мм.

Визначаємо окружну швидкість черв'яка

 м/с.

Визначаємо швидкість ковзання

 м/с.

Оскільки фактична швидкість ковзання vP.S = 6,3 м/с не відрізняється від прийнятої на етапі попереднього розрахунку, то допущені напруги не коригуємо.

Визначаємо точний ККД редуктора з урахуванням втрат надходжень у опорах, втрат на розбризкування і перемішування олії


деr’ = 1°53’ [2, з. 59, таблиця 4.4] – наведений кут тертя.

Приймаємо сьому ступінь точності передачі й визначаємо коефіцієнт динамічності ДоV = 1,4 [2, з. 65, таблиця 4.7].

Визначаємо коефіцієнт нерівномірності розподілу навантаження

,

деQ = 57 [2, з. 64] – коефіцієнт деформації черв'яка приz1 = 2 іq = 8;

x = 0,6 [2, з. 65] – допоміжний коефіцієнт при незначних коливаннях навантаження.

Розраховуємо фактичний коефіцієнт навантаження

До = Доb ДоV = 1,14 1,4 = 1,596

Визначаємо фактичне контактне напруга на активних поверхнях зубівчервячного колеса

 >МПа

Результат розрахунку можна припустити задовільним, оскільки фактичне контактне напругаsH = 152МПа меншедопускаемого [>sH] = 153МПа.

Здійснюємо перевірку міцності зубівчервячного колеса на вигин.

Розраховуємо еквівалентну число зубів


.

Визначаємо коефіцієнт форми зуба YF = 2,22 [2, з. 63, таблиця 4.5] для еквівалентного числа зубівzV = 44.

Визначаємо напруга вигину

 >МПа

Результат розрахунку можна припустити задовільним, оскільки фактичнеизгибное напругаsF = 11,3МПа вбирається удопускаемого [>s>OF] = 53,5МПа.

Визначаємо навантаження, які діють вали.

>Окружное зусилля на колесі F>t2 і осьове начервяке F>а1

 М

>Радиальное зусилля на колесі ічервяке

 М

де =20 – кут зачеплення.

>Окружное зусилля начервяке F>t1 і осьове на колеса FА2

 М

 


3 Розрахунок циліндричною передачі редуктора

Вихідні дані до розрахунку:

- обертають моменти Т1 = 798Н·м = 798000Н·мм;

Т2 = 2340Н·м = 2340000Н·мм.

- частоти обертання n1 = 73 хв-1; n2 = 24,2 хв-1.

- необхідну передатне число u = 3.

Попередньо призначаємо числа зубів зубчастих коліс:

- провідною шестерні

>z1 = 20

- відомого колеса

>z2 =z2 · u = 20 · 3 = 60

Вибираємо матеріал коліс – сталь 45, термообробка – нормалізація до твердості щонайменшеHB210 [2, з. 34, таблиця 3.3].

Визначаємо допущені контактні напруги

деs>Hlimb – межа контактної витривалості

>s>Hlimb =2HB + 70 = 2 210 + 70 = 490МПа

До>HL = 1 [2, з. 33] – коефіцієнт довговічності;

[P.SH] = 1,2 [2, з. 33] – коефіцієнт безпеки.


Визначаємо попереднємежосевое відстань з умови забезпечення достатньої контактної витривалості активних поверхонь зубів

де Доа = 49,5 [2, з. 32] – коефіцієнт, враховує кут нахилу зуба дляпрямозубих коліс;

ДоМb = 1,25 [2, з. 32] - коефіцієнт, враховує нерівномірність розподілу навантаження по ширині зуба при несиметричному розташуванні коліс щодо опор валів;

y>ba = 0,42 [2, з. 33] – коефіцієнт ширини віденця щодомежосевого відстані.

По попередньомумежосевому відстані визначаємо модуль зачеплення

По ГОСТ 9563-60* приймаємо модуль зачепленняm = 8 мм [2, з. 36].

Визначаємо ділильні діаметри колісz1 іz2

>d1 =mz1 =820 = 160 мм

>d2 =mz2 =860 = 480 мм

Уточнюємомежосевое відстань


Визначаємо ширину коліс

[b] = aw ·>ba = 320 · 0,42 = 134,4 мм

Приймаємо b = 130 мм.

>Назначаем сьому ступінь точності передачі [2, з. 32].

При модуліm = 8 мм ширині віденця b = 130 мм визначаємо контактні напруги на активних поверхнях зубів

де ДоМ – уточнений коефіцієнт, враховує нерівномірність розподілу навантаження по ширині зуба

ДоМ = ДоМb ДоМu = 1,25 1,1 = 1,38

ДоМb = 1,25 [2, з. 32] – при несиметричному розташуванні коліс щодо опор валів;

ДоМu = 1,1 [2, з. 40] – при окружної швидкості передачі u 1 м/с і коефіцієнті ширини віденця y>ba = 0,42.

З розрахунку видно, що контактні напруги на активних поверхнях зубів вбирається у гранично допустимих для обраного матеріалу і термообробки


>sМ = 407МПа < [>sМ] = 409МПа

Отже, колеса задовольняють вимогам контактної витривалості.

Визначаємо окружну силу, діючу взацеплении

Визначаємо радіальну силу, діючу взацеплении

F>r = F>t >tga = 9975tg20° = 3631 М

де a = 20° - кут зачеплення.

Перевіряємо зубчасті зачеплення наизгибную міцність.

Визначаємо допущені напруги вигину

де – межаусталостной міцності на вигині для стали 45нормализованной приотнулевом циклі зміни напруг вигину

 = 1,8 ·HВ = 1,8 · 210 = 378МПа

[P.SF]’ = 1,75 [2, з. 44] – коефіцієнт безпеки;

[P.SF]” = 1 [2, з. 45] – коефіцієнт, враховує мінливість механічних властивостей матеріалу й залежний від методу отримання заготівлі (для штампованих заготовок).

Працюючи циліндричноюпрямозубой передачі при однакових матеріалах немає жодногоширинах зубчастих вінців найбільшіизгибние напруги виникають у зубчастих коліс мають менше зубів, тому перевірочний розрахунок на міцність на вигині проводитимемо для колесаz1.

Визначаємо діючіизгибние напруги для колесаz1.

де KF = 1,43 [2, з. 43] – коефіцієнт, враховує нерівномірність розподілу напруг по ширині зуба,

YF = 4,09 [2, із 42-го] – коефіцієнт форми зуба.

З розрахунку видно, щоизгибние напруги вбирається у гранично допустимих для обраного матеріалу і термообробки

>sF = 57МПа < [>sF]= 216МПа

Отже, розрахована передача відповідає вимогамизгибной міцності.


4 Розрахунок валів

 

4.1 Попередній розрахунок валів

 

Визначаємо орієнтовний значення діаметрів валівI…III між опорами з розрахунку чисте крутіння по зниженим дотичним напругам [>t]до = 20МПа [2, з. 161]

При конструюванні валу I приймаємо до уваги діаметр вихідного кінця ротораd = 32 мм. Попередньо намічаємо з'єднання ротора з валом I з допомогою муфти «>Муфта250-32-2-У3 ГОСТ 21424-93». Ця муфта розрахована на номінальний крутний момент 250Нм що більше розрахункового ТI = 46,5Нм. Для зручності монтажу підшипників і деталей передач вал доцільно робити східчастим. У цьому діаметрdI посадки підшипника на вал на 2…5 мм більше діаметраdУI вихідного кінця. З іншого боку, на валу I є черв'як. Зазвичай, витки черв'яка виконуються впродовж одного ціле з валом, тому щодо валу I між опорами слід поступово переорієнтовуватися під діаметральні розміри черв'яка, розраховані розділ 2. Отже, для валу I одержимо: діаметр між опорамиdМI = 42 мм (на 14 мм менше діаметра западин витків черв'яка); діаметр вхідного кінця (посадкаполумуфти)dУI = 32 мм; діаметр на місці посадки підшипниківdI = 35 мм (на 3 мм більше посадкового діаметраполумуфти).

При конструюванні валу II враховуємо, що це вал II є проміжним, тому має вихідного кінця. Отже, для валу II одержимо: діаметр між опорамиdМII = 60 мм; діаметр на місці посадки підшипниківdII = 55 мм (п'ять мм менше діаметра між опорами).

Для валу III приймаємо: діаметр між опорами (посадка зубчастого колеса)dМIII = 90 мм; діаметр на місці посадки підшипниківdIII = 85 мм; діаметр вихідного кінця (посадка муфти4000-80-2-У3 ГОСТ 21424-93)dУIII = 80 мм;.

На етапіескизной компонування редуктора (малюнок 2) виявляємо відстань між опорами і становищечервячного і зубчастих коліс щодо опор на подальше визначення опорних реакцій і добору підшипників.

Малюнок 2 –Эскизная компонування редуктора


Передвичерчиванием редуктора вибираємо спосіб змазки.Смазиватьчервячное і зубцювате зачеплення будемоокунанием витків черв'яка і зубів шестерні в масляну ванну.Подшипникисмазиваем

Страница 1 из 3 | Следующая страница

Схожі реферати:

Навігація