Курсовая работа: Расчет червячно-цилиндрического редуктора и электродвигателя

Курсовая работа: Расчет червячно-цилиндрического редуктора и электродвигателя

Содержание

Введение

1 Выбор электродвигателя и кинематический расчет

2    Расчет червячной передачи редуктора

3    Расчет цилиндрической передачи редуктора

4    Расчет валов

4.1 Предварительный расчет валов

4.2 Определение нагрузок, действующих на валы

4.3 Расчет и выбор опор валов, определение ресурса подшипников

4.4 Проверка шпоночных соединений

4.5 Расчет валов на усталостную прочность

Заключение

Список использованных источников

Введение

Создание машин, отвечающих потребностям народного хозяйства и промышленности, должно предусматривать их наибольший экономический эффект и высокие технико-экономические и эксплуатационные показатели.

Основные требования, предъявляемые к создаваемой машине: высокая производительность, надежность, технологичность, ремонтопригодность, минимальные габариты и масса, удобство эксплуатации, экономичность.

Транспортирующие машины являются неотъемлемой частью производственного процесса современного предприятия. По принципу действия подъемно-транспортные машины разделяют на две самостоятельные конструктивные группы: машины периодического и непрерывного действия. К первым относятся грузоподъемные краны всех типов, лифты, средства напольного транспорта (тележки, погрузчики, тягачи), подвесные рельсовые и канатные дороги (периодического действия), скреперы и другие подобные машины, а ко вторым (их также называют машинами непрерывного транспорта и транспортирующими машинами) - конвейеры различных типов, устройства пневматического и гидравлического транспорта и подобные им транспортирующие машины.

Машины непрерывного действия характеризуются непрерывным перемещением насыпных или штучных грузов по заданной трассе без остановок для загрузки или разгрузки. Благодаря этому машины непрерывного действия имеют высокую производительность, что очень важно для современных предприятий с большими грузопотоками.

1     Выбор электродвигателя и кинематический расчет

Цель: Спроектировать привод к цепному конвейеру.

Исходные данные для проектирования:

- кинематическая схема привода (рисунок 1);

- мощность на валу тяговой звездочки РV = 5,4 кВт;

- угловая скорость вала тяговой звездочки ωV = 0,5 π;

По кинематической схеме определяем общий КПД привода

ηобщ = ηч · ηц · ηк · ηmм · ηkпк = 0,84 · 0,98 · 0,94 · 0,982 · 0,994 = 0,72

где    Σηi – КПД элементов, составляющих привод [1, с. 61, таблица 7]

ηч = 0,84 – КПД червячной передачи (предварительный);

ηц = 0,98 – КПД закрытой цилиндрической передачи;

ηк = 0,94 – КПД открытой конической передачи;

ηм = 0,98 – КПД муфты;

ηп = 0,99 – КПД одной пары подшипников качения.

m = 2 – число муфт;

k = 4 – число пар подшипников качения.

Определяем требуемую мощность электродвигателя

РЭ.тр = РV / ηобщ = 5,4 / 0,72 = 7,5 кВт

Из источника [1, с. 62, таблица 8] выписываем рекомендуемые значения передаточных отношений механических передач:

- закрытой цилиндрической uз = 3…5,

- червячной uч = 8…40;

- открытой конической uк = 1,5…3.

Определяем требуемую частоту вращения ротора электродвигателя

nЭ.тр = nV · uз · uч · uк = 15 · (3…5) · (8…40) · (1,5…3) = 540 … 9000 мин-1

где    nV – частота вращения вала тяговой звездочки

Из источника [1, с. 63, таблица 9] выбираем двигатель АО2-51-4 с параметрами: номинальная мощность Рэд=7,5 кВт; частота вращения nэд=1460 мин-1, диаметр выходного конца ротора d = 32 мм.

Определяем передаточное отношение привода

u = nэд / nV = 1460 / 15 = 97,33

Предварительно намечаем передаточное отношение открытой конической передачи uк = 1,6 , тогда частота вращения выходного вала редуктора

nIV = nV · uк = 15 · 1,6 = 24 мин-1

Определяем общее передаточное число червячно-цилиндрического редуктора

uред = nэд / nIV = 1460 / 24 = 60,83

Предварительно принимаем передаточное число червячной передачи uч=20, тогда передаточное число цилиндрической передачи

uц = uред / uч = 60,83 / 20 = 3,04

Принимаем uц = 3.

Вычисляем фактическое значение передаточного отношения привода

uф = uч · uц · uк = 20 · 3 · 1,6 = 96

Определяем отклонение от требуемого (допускается расхождение 5%)

Уточняем частоты вращения валов

nI = nэд = 1460 мин-1

nII = nI / uч = 1460 / 20 = 73 мин-1

nIII = nII / uц = 73 / 3 = 24,2 мин-1

nIV = nIII / uк = 24,2 / 1,6 = 15,1 мин-1

nV = nIV = 15,1 мин-1

Определяем мощности на валах привода

РV = 5,4 кВт

РIV = РV / (ηк · ηп) = 5,4 / (0,94 · 0,99) = 5,79 кВт

РIII = РVI / (ηм · ηп) = 5,79 / (0,98 · 0,99) = 5,96 кВт

РII = РIII / (ηц · ηп) = 5,96 / (0,98 · 0,99) = 6,13 кВт

РI = РII / (ηч · ηп) = 6,13 / (0,84 · 0,99) = 7,35 кВт

РЭ = РI / ηм = 7,35 / 0,98 = 7,49 кВт

Определяем вращающие моменты на валах

2  Расчет червячной передачи редуктора

Исходные данные для расчета:

-   вращающий момент на тихоходном валу Т2 = 801,6 Н·м = 801600 Н·мм;

-   частота вращения червяка n1 = 1460 об/мин;

-   передаточное отношение iЧ = 20.

Предварительно принимаем некорригированную передачу с числом заходов червяка z1 = 2 и числом зубьев колеса

z2 = z1 · uЧ = 2 · 20 = 40 [2, с. 55]

Выбираем материал червяка и венца червячного колеса. Принимаем для червяка сталь 45 с закалкой до твердости не менее HRC 45 с последующим шлифованием [2, с. 66].

Так как к редуктору не предъявляются специальные требования, то принимаем для венца червячного колеса бронзу БрА10Ж4Н4Л (отливка в песчаную форму) [2, с. 65].

Предварительно примем скорость скольжения vS » 6,3 м/с. Тогда при длительной работе передачи допускаемое контактное напряжение [sH] = 153 МПа [2, с. 68, таблица 4.9] (с пересчетом табличных значений методом линейной интерполяции).

Определяем допускаемое напряжение изгиба при нереверсивной работе

[sOF] = КFL × [sOF]’ = 0,543 × 98 = 53,5 МПа,

где    КFL = 0,543 [2, с. 67] – коэффициент долговечности при длительной работе, когда число циклов нагружения зуба NS>25×107;

[sOF]’ = 98 МПа [2, с. 66] – основное допускаемое напряжение изгиба для принятого материала червячного венца и способа получения отливки.

Принимаем предварительно коэффициент диаметра червяка q = 8 [2, с. 55].

Принимаем предварительный коэффициент нагрузки К = 1,2 [2, с. 64].

Определяем предварительное межосевое расстояние исходя из условия контактной выносливости по формуле [2, с. 60]

Определяем модуль зацепления

 мм.

Принимаем по ГОСТ 2144-76 стандартные значения модуля m = 10 мм [2, с. 56].

Определяем межосевое расстояние при стандартных значениях модуля и коэффициент диаметра червяка

 мм

Рассчитываем основные размеры червяка:

- делительный диаметр червяка

d1 = q × m = 8 × 10 = 80 мм;

- диаметр вершин витков червяка

dа1 = d1 + 2m = 80 + 2 × 10 = 100 мм;

- диаметр впадин витков червяка

df1 = d1 – 2,4 × m = 80 – 2,4 × 10 = 56 мм;

- длина нарезанной части шлифованного червяка

b1 ³ (11 + 0,06×z2) × m + 25 = (11 + 0,06×40) × 10 + 25 = 159 мм

принимаем b1 = 160 мм

- делительный угол подъема червяка при z1 = 2 и q = 8

g = 14°2’ [2, с. 57, таблица 4.3].

Рассчитываем основные размеры червячного колеса:

- делительный диаметр червячного колеса

d2 = z2 × m = 40 × 10 = 400 мм;

- диаметр вершин зубьев червячного колеса

dа2 = d2 + 2 × m = 400 + 2 × 10 = 420 мм;

- диаметр впадин зубьев червячного колеса

df2 = d2 - 2,4 × m = 400 – 2,4 × 10 = 376 мм;

- наибольший диаметр червячного колеса

 мм;

- ширина венца червячного колеса

b2 = 0,75 × dа1 = 0,75 × 100 = 75 мм.

Определяем окружную скорость червяка

 м/с.

Определяем скорость скольжения

 м/с.

Так как фактическая скорость скольжения vS = 6,3 м/с не отличается от принятой на этапе предварительного расчета, то допускаемые напряжения не корректируем.

Определяем точный КПД редуктора с учетом потерь в опорах, потерь на разбрызгивание и перемешивания масла

где    r’ = 1°53’ [2, с. 59, таблица 4.4] – приведенный угол трения.

Принимаем седьмую степень точности передачи и определяем коэффициент динамичности КV = 1,4 [2, с. 65, таблица 4.7].

Определяем коэффициент неравномерности распределения нагрузки

,

где    Q = 57 [2, с. 64] – коэффициент деформации червяка при z1 = 2 и q = 8;

х = 0,6 [2, с. 65] – вспомогательный коэффициент при незначительных колебаниях нагрузки.

Рассчитываем фактический коэффициент нагрузки

К = Кb × КV = 1,14 × 1,4 = 1,596

Определяем фактическое контактное напряжение на активных поверхностях зубьев червячного колеса

 МПа

Результат расчета следует признать удовлетворительным, так как фактическое контактное напряжение sH = 152 МПа меньше допускаемого [sH] = 153 МПа.

Осуществляем проверку прочности зубьев червячного колеса на изгиб.

Рассчитываем эквивалентное число зубьев

.

Определяем коэффициент формы зуба YF = 2,22 [2, с. 63, таблица 4.5] для эквивалентного числа зубьев zV = 44.

Определяем напряжение изгиба

 МПа

Результат расчета следует признать удовлетворительным, так как фактическое изгибное напряжение sF = 11,3 МПа не превышает допускаемого [sOF] = 53,5 МПа.

Определяем нагрузки, действующие на валы.

Окружное усилие на колесе Ft2 и осевое на червяке Fа1

 Н

Радиальное усилие на колесе и червяке

 Н

где    α = 20º – угол зацепления.

Окружное усилие на червяке Ft1 и осевое на колеса Fа2

 Н

3  Расчет цилиндрической передачи редуктора

Исходные данные для расчета:

-     вращающие моменты      Т1 = 798 Н·м = 798000 Н·мм;

Т2 = 2340 Н·м = 2340000 Н·мм.

-     частоты вращения n1 = 73 мин-1; n2 = 24,2 мин-1.

-     требуемое передаточное число u = 3.

Предварительно назначаем числа зубьев зубчатых колес:

- ведущей шестерни

z1 = 20

- ведомого колеса

z2 = z2 · u = 20 · 3 = 60

Выбираем материал колес – сталь 45, термообработка – нормализация до твердости не менее HB210 [2, с. 34, таблица 3.3].

Определяем допускаемые контактные напряжения

где    sHlimb – предел контактной выносливости

sHlimb = 2×HB + 70 = 2 × 210 + 70 = 490 МПа

КHL = 1 [2, с. 33] – коэффициент долговечности;

[SH] = 1,2 [2, с. 33] – коэффициент безопасности.

Определяем предварительное межосевое расстояние исходя из условия обеспечения достаточной контактной выносливости активных поверхностей зубьев

где    Ка = 49,5 [2, с. 32] – коэффициент, учитывающий угол наклона зуба для прямозубых колес;

КНb = 1,25 [2, с. 32] - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зуба при несимметричном расположении колес относительно опор валов;

yba = 0,42 [2, с. 33] – коэффициент ширины венца относительно межосевого расстояния.

По предварительному межосевому расстоянию определяем модуль зацепления

По ГОСТ 9563-60* принимаем модуль зацепления m = 8 мм [2, с. 36].

Определяем делительные диаметры колес z1 и z2

d1 = mz1 = 8×20 = 160 мм

d2 = mz2 = 8×60 = 480 мм

Уточняем межосевое расстояние

Определяем ширину колес

[b] = aw · ψba = 320 · 0,42 = 134,4 мм

Принимаем b = 130 мм.

Назначаем седьмую степень точности передачи [2, с. 32].

При модуле m = 8 мм и ширине венца b = 130 мм определяем контактные напряжения на активных поверхностях зубьев

где    КН – уточненный коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зуба

КН = КНb × КНu = 1,25 × 1,1 = 1,38

КНb = 1,25 [2, с. 32] – при несимметричном расположении колес относительно опор валов;

КНu = 1,1 [2, с. 40] – при окружной скорости передачи u £ 1 м/с и коэффициенте ширины венца yba = 0,42.

Из расчета видно, что контактные напряжения на активных поверхностях зубьев не превышает предельно допустимых для выбранного материала и термообработки

sН = 407 МПа < [sН] = 409 МПа

Следовательно, колеса удовлетворяют требованиям контактной выносливости.

Определяем окружную силу, действующую в зацеплении

Определяем радиальную силу, действующую в зацеплении

Fr = Ft × tga = 9975 × tg20° = 3631 Н

где    a = 20° - угол зацепления.

Проверяем зубчатые зацепления на изгибную прочность.

Определяем допускаемые напряжения изгиба

где     – предел усталостной прочности при изгибе для стали 45 нормализованной при отнулевом цикле изменения напряжений изгиба

 = 1,8 · HВ = 1,8 · 210 = 378 МПа

[SF]’ = 1,75 [2, с. 44] – коэффициент безопасности;

[SF]” = 1 [2, с. 45] – коэффициент, учитывающий непостоянство механических свойств материала и зависящий от метода получения заготовки (для штампованных заготовок).

При работе цилиндрической прямозубой передачи при одинаковых материалах и ширинах зубчатых венцов наибольшие изгибные напряжения возникают у зубчатых колес имеющих меньшее число зубьев, поэтому проверочный расчет на прочность при изгибе будем проводить для колеса z1.

Определяем действующие изгибные напряжения для колеса z1.

где    KF = 1,43 [2, с. 43] – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения напряжений по ширине зуба,

YF = 4,09 [2, с. 42] – коэффициент формы зуба.

Из расчета видно, что изгибные напряжения не превышает предельно допустимых для выбранного материала и термообработки

sF = 57 МПа < [sF]= 216 МПа

Следовательно, рассчитанная передача удовлетворяет требованиям изгибной прочности.

4  Расчет валов

4.1    Предварительный расчет валов

Определяем ориентировочное значение диаметров валов I…III между опорами из расчета на чистое кручение по пониженным касательным напряжениям [t]к = 20 МПа [2, с. 161]

При конструировании вала I принимаем во внимание диаметр выходного конца ротора d = 32 мм. Предварительно намечаем соединение ротора с валом I с помощью муфты «Муфта 250-32-2-У3 ГОСТ 21424-93». Эта муфта рассчитана на номинальный крутящий момент 250 Н×м что больше расчетного ТI = 46,5 Н×м. Для удобства монтажа подшипников и деталей передач вал целесообразно делать ступенчатым. При этом диаметр dI посадки подшипника на вал на 2…5 мм больше диаметра dВI выходного конца. Кроме того, на валу I имеется червяк. Как правило, витки червяка выполняются за одно целое с валом, поэтому при определении вала I между опорами следует ориентироваться на диаметральные размеры червяка, рассчитанные в разделе 2. Таким образом, для вала I получим: диаметр между опорами dМI = 42 мм (на 14 мм меньше диаметра впадин витков червяка); диаметр входного конца (посадка полумуфты) dВI = 32 мм; диаметр в месте посадки подшипников dI = 35 мм (на 3 мм больше посадочного диаметра полумуфты).

При конструировании вала II учитываем, что этот вал II является промежуточным, поэтому не имеет выходного конца. Таким образом, для вала II получим: диаметр между опорами dМII = 60 мм; диаметр в месте посадки подшипников dII = 55 мм (на 5 мм меньше диаметра между опорами).

Для вала III принимаем: диаметр между опорами (посадка зубчатого колеса) dМIII = 90 мм; диаметр в месте посадки подшипников dIII = 85 мм; диаметр выходного конца (посадка муфты 4000-80-2-У3 ГОСТ 21424-93) dВIII = 80 мм;.

На этапе эскизной компоновки редуктора (рисунок 2) выявляем расстояние между опорами и положение червячного и зубчатых колес относительно опор для последующего определения опорных реакций и подбора подшипников.

Рисунок 2 – Эскизная компоновка редуктора

Перед вычерчиванием редуктора выбираем способ смазки. Смазывать червячное и зубчатое зацепления будем окунанием витков червяка и зубьев шестерни в масляную ванну. Подшипники смазываем консистентной смазкой (ЦИАТИМ-221-С1).

4.2 Определение нагрузок, действующих на валы

привод конвейер редуктор вал передача

Вал I (рисунок 3)

Окружное, радиальное и осевое усилия на червяке Ft=1200 Н, Fr=1452 Н, Fа=3990 Н (раздел 2).

Консольная нагрузка от втулочно-пальцевой муфты

FM = сΔr · Δr = 4216 · 0,3 = 1265 Н

где    сΔr = 4216 Н/мм [3, с. 238, таблица 10.27] – радиальная жесткость муфты (с применением линейного интерполирования):

Δr = 0,3 мм [3, с. 400, таблица К21] –радиальное смещение валов.

Консольная нагрузка от муфты перпендикулярна оси вала, но ее направление в отношении равнодействующее силы зацепления может быть любой. Рассматриваем самый неблагоприятный вариант, когда консольная сила направлена противоположно равнодействующей сил зацепления. При этом

Вал II (рисунок 4)

Окружное, радиальное и осевое усилия на червячном колесе Ft1=3990 Н, Fr1=1452 Н, Fа1=1200 Н (раздел 2).

Окружное и радиальное усилия на шестерне Ft2 = 9975 Н, Fr2=3631 Н (раздел 3).

Вал III (рисунок 5)

Окружное и радиальное усилия на зубчатом колесе Ft = 9975 Н, Fr = 3631 Н (раздел 3).

Консольное усилие на выходном валу от втулочно-пальцевой муфты

FM = сΔr · Δr = 16238 · 0,4 = 6495 Н

где    сΔr = 16238 Н/мм [3, с. 238, таблица 10.27] – радиальная жесткость;

Δr = 0,4 мм [3, с. 400, таблица К21] –радиальное смещение валов.

Рассматриваем самый неблагоприятный вариант, когда консольная сила направлена противоположно равнодействующей сил зацепления. При этом

4.3 Расчет и выбор опор валов, определение ресурса подшипников

Для приводов внутрицеховых транспортирующих машин со спокойной нагрузкой ГОСТ 16162-85 предусматривает долговечность подшипников не менее [Lh] = 5000 часов [3, с. 133, таблица 9.4].

Вал I (рисунок 3)

Исходные данные для расчета:

-     суммарные радиальные реакции опор RА = 926 Н, RБ = 535 Н;

-     частота вращения вала n = 1460 мин-1 (раздел 1).

-     посадочный диаметр подшипников dI = 35 мм.

На вал действует осевая нагрузка на червяке, поэтому предварительно намечаем радиально-упорные шарикоподшипники с углом α = 26°. По посадочному диаметру подбираем подшипник 46307 ГОСТ 831-75 [3, с. 413, таблица К28]. Характеристики подшипника в таблице 2

Таблица 2 – Характеристики подшипника

Осевые составляющие радиальных реакций радиально-упорных шарикоподшипников

SА = e · RА = 0,68 · 926 = 630 Н;

SБ = e · RБ = 0,68 · 535 = 364 Н;

SА – SБ = 630 – 364 = 266 Н

где    е = 0,68 [2, с. 213, таблица 9.18] – коэффициент минимальной осевой нагрузки.

В нашем случае

SБ < SА                ;        Fa = 3990 Н > SА – SБ = 266 Н

тогда

АБ = SБ = 364 Н  ;        АА = SБ + Fa = 364 + 3990 = 4354 Н

Рассмотрим подшипник «Б».

Отношение  = е – осевую нагрузку не учитываем.

Определяем эквивалентную нагрузку

РВ = V × RБ × Кб × Кт = 1 × 535 × 1 × 1 × 1 = 535 Н

где    V = 1 [2, с. 212] – коэффициент (вращается внутреннее кольцо с валом);

Кб = 1 [2, с. 214, таблица 9.19] – коэффициент (спокойная нагрузка без толчков);

Кт = 1 [2, с. 214, таблица 9.20] – коэффициент (температура не более 125°С).

Рассмотрим подшипник «А».

Отношение  > е = 0,68 – осевую нагрузку учитываем

При α = 26° коэффициенты нагружения X = 0,41, Y = 0,87 [2, с. 213, таблица 9.18].

Определяем эквивалентную нагрузку

РА = (X × V × RА + Y × АА) × Кб × Кт = (0,41 × 1 × 926 + 0,87 × 4354) × 1 × 1 = 4168 Н

Расчет проводим по более нагруженному подшипнику «А».

Определяем расчетную долговечность, млн. об.

 млн. об.

Страницы: 1, 2