Введение

Описание схемы.

Схема представляет собой соединение двух редукторов: зубчатой цилиндрической и ременной.

Вращение от двигателя поступает вначале  на ременный привод, а с него, через  зубчатый редуктор и муфту на выходной вал.

Задание на проект

Спроектировать привод. Рассчитать зубчатую и ременную передачу. Подобрать двигатель. Рассчитать валы и подобрать подшипник.

N₃=18 кВт

w₃=5,4 рад/с

w₁=78,5 рад/с

L=12 лет

Ксут=0,8

Кгод=0,8

 

Содержание 

 

1. Кинетический расчет  передачи

1.1. Выбор электродвигателя

Для определения  параметров электродвигателя требуется  определить его номинальную частоту  и мощность.

Мощность электродвигателя определяется по формуле:

где h_общ=h₁×h₂×h₃… (h₁, h_2, h₃ – КПД отдельных звеньев кинематической цепи)

Определим общее  КПД цепи.

Из таблицы 1.1. методических указаний определим КПД  отдельных звеньев кинематической цепи.

• КПД зубчатой цилиндрической передачи:

h₁=0,97

• КПД ременной передачи примем h₂=0,92
• КПД соединительной муфты примем h₃=0,98

Общее КПД передачи будет равно:

h_общ=h₁×h₂×h₃=0,97×0,92×0,98=0,88 

Мощность электродвигателя будет равна:

Номинальная частота  вращения электродвигателя будет равна: 

Из таблицы 19.27. методических указаний подбираем стандартную  ближайшую мощность электродвигателя.

Для данного  проекта выбираем асинхронный  крановый двигатель серии МТН №412-8 имеющий  следующие номинальные параметры:

n_э.=715 об/мин; Pэ.=22 кВт.

1.2. Определение частот  вращения и вращающих  моментов на валах.

1.2.1. Определение частот вращения  на валах.

 

Определяем общее  передаточное число привода:

где

Тогда

Так как  , то для расчета передаточного числа ременной передачи примем передаточное число зубчатого редуктора равный u_з.п.=4.

Тогда передаточное число ременной передачи u_р.п.=3,465

Частоты вращения на валах имеют следующие значения:

n_э.=715 об/мин;

1.2.2. Определение вращающих моментов  на валах.

Определим момент на валу электродвигателя:

Момент за соединительной муфтой редуктора будет составлять:

Тогда момент на валу за зубчатой передачей будет  равна:

Момент на выходе из ременного редуктора будет равна:

2. Расчет зубчатой  цилиндрической передачи

2.1. Выбор материала.

По рекомендации произведем выбор для зубчатой передачи материал и вид термической обработки (таблица 2.1 методических указаний).

Выполним для  сравнения расчет передачи для всех четырех видов термообработки:

Первый  вариант – колесо – сталь 40Х; твердость поверхности зубьев 235…262 НВ; шестерня – сталь 40Х; твердость поверхности зубьев 269…302НВ.

Второй  вариант – колесо – сталь 40Х; твердость поверхности зубьев 269…302НВ; шестерня – сталь 40Х; твердость поверхности зубьев после закалки ТВЧ 45…50 HRC.

Третий  вариант – колесо и шестерня – сталь 35ХМ; твердость поверхности зубьев после закалки ТВЧ 48…53 HRC.

Четвертый вариант – колесо и шестерня – сталь 20Х; твердость поверхности зубьев после цементации и закалки ТВЧ 56…63 HRC.

Определим среднюю  твердость поверхностей зубьев колес и базовые числа нагружений.

2.2. Определение допускаемого контактного и изгибающего напряжение.

 

Первый  вариант – колесо:

шестерня:

Второй  вариант – колесо:

шестерня:

По таблице  перевода получаем: HB_cp=450

Третий  вариант – колесо и шестерня:

По таблице  перевода получаем: HB_cp=490

Четвертый вариант – колесо и шестерня:

По таблице  перевода получаем: HB_cp=600

При расчете  на изгиб базовое число нагружений принимаем:

Определим действительные числа циклов перемены напряжений:

- для колеса:

Рассчитаем время  работы передачи:

часов

Общее число  циклов перемены напряжения:

- для шестерни:

Так как для  первого, второго и третьего варианта N ³ N_HO то K_HL = 1,0

Для четвертого варианта:

Принимаем также  K_HL = 1,0 

Коэффициент долговечности  при расчете на изгиб для всех вариантов термообработки K_FL = 1,0; так как для всех случаев N > 4×10⁶.

Первый  вариант – колесо:

шестерня:

Второй  вариант – колесо:

шестерня:

Третий  вариант – колесо и шестерня:

Четвертый вариант – колесо и шестерня:

Допускаемые контактные и изгибающие напряжение получаются умножением и на коэффициенты K_HL и K_FL. Так как эти коэффициенты равны 1 то и .

Для второго  варианта термообработки допускаемое  контактное напряжение, которое должно принематься в расчете, определяют по формуле:

Это напряжение не должно превышать значения

Это условие  выполняется. Для всех других вариантов термообработки в качестве допускаемого контактного напряжения принимаем меньшее из и

Тогда,

Первый  вариант:

Второй  вариант:

Третий  вариант:

Четвертый вариант – колесо и шестерня:

2.3. Проектный расчет.

2.3.1. Подбор основных параметров передачи.

Предварительно  найдем следующие коэффициенты:

• Коэффициент межосевого расстояния для прямозубого колеса К_а =49,5
• Коэффициент ширины y_а = 0,315
• Коэффициент ширины:

Для вычисления концентрации нагрузки определяем индекс по таблице 2.3. индекс S=8.

Посчитаем значение коэффициента

для HB>350

 для остальных случаев.

1. Для всех вариантов рассчитаем межосевое расстояние и найдем наименьшее.

Первый  вариант:

Второй  вариант:

Третий  вариант:

Четвертый вариант:

 

Произведем подбор передачи по условию размещения подшипника и соотношения валов.

Предварительно  найдем диаметры валов и делительный  диаметр шестерни.

 мм

По таблице 12.5 d=50, d_п=50+2×4,0=58 мм

Принимаем d_п=60 мм

Для тихоходного вала с коническим концом

 мм

d_п=(52…62)+2×4,6=61,2…71,2 мм

Принимаем d=55 мм; d_п=70 мм

Вычислим делительный  диаметр шестерни:

Первый  вариант:

мм

Второй  вариант:

Третий  вариант:

Четвертый вариант:

Проверка  передачи по условию  размещения подшипников

Требуемое межосевое  расстояние должно быть:

Расстояние  мм

Тогда для подшипников:

легкой серии  D_Б=90 мм; D_т=100 мм; а_тр=116 мм

средней серии  D_Б=110 мм; D_т=120 мм; а_тр=140 мм

Следовательно, в случае применения подшипников  средней серии межосевое расстояние передачи а_w=142 мм не подходит.

Проверка  передачи по условию  соотношения валов

Требуется, чтобы  в конструкции быстроходного  вала – шестерни делительный диаметр  d₁ ,был равен или больше диаметра вала для установки подшипника т. е. , d_п=60 мм, следовательно, межосевое расстояние передачи а_w=142 мм не подходит.

Принимаем для  дальнейшего расчета передачу с  межосевым расстоянием а_w=168 мм.

2. Для выбранного варианта определим предварительные основные размеры колеса:

делительный диаметр: мм

ширина  мм

Принимаем из ряда стандартных чисел 53 мм

3. Определим предварительное значение модуля передачи.

Примем коэффициент  К_м = 6,8. Тогда по формуле:

Округляем до стандартного значения: m=4 мм.

4. Найдем суммарное число зубьев.

5. Число зубьев шестерни:

 Принимаем z₁ = 17

Число зубьев колеса:

6. Фактическое передаточное число:

Отклонение от заданного передаточного отношения:

2.3.2. Расчет геометрических размеров шестерни и колеса.

Диаметр делительный  шестерни: d₁= z₁×m=17 × 4=68 мм

Диаметр вершин шестерни: d_a1= d₁+2×m=68+2×4=76 мм

Диаметр впадин шестерни: d_f1= d₁-2,5×m=68-2,5×4=58 мм

Диаметр делительный  колеса: d₂= 2× а_w - d₁=2 × 168 - 68=268 мм

Диаметр вершин колеса: d_a2= d₂+2×m=268+2×4=276 мм

Диаметр впадин колеса: d_f2= d₂-2,5×m=268-2,5×4=258 мм

Ширина шестерни:

Проверим пригодность  заготовок колеса для принятой их термообработки.

Для шестерни:

Для колеса без выточек:

Для выбранного материала  .

Условия пригодности  материала выполнены.

2.3.3. Силы в зацеплении.

Окружная сила:

Радиальная сила: Н

Осевая сила: Н

2.4. Проверочный расчет  передачи.

2.4.1. Проверка зубьев колеса по  напряжениям изгиба.

Определим степень  точности и значение некоторых коэффициентов.

Фактическая частота  вращения вала будет равна 

Окружная скорость колеса:

Степень точности тогда составляет 9

Найдем коэффициенты  зуба:

Для прямозубых колес при твердости зуба менее 350НВ

К_FV = 1,4

Для определения  коэффициентов Y_F определим приведенное число зубьев:

колеса z_V2 ==z₂ /cos³ b= 67/1= 67

шестерни z_V1 ==z₁ /cos³ b= 17/1= 17

По табл. 2.5 принимаем  Y_F2 =3,61; Y_F1 =4,27

Расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса

, что меньше  .

Расчетное напряжение изгиба в зубьях шестерни

, что также меньше  .

2.4.2. Проверка  зубьев колеса по контактным напряжениям.

 

Для проверки зубьев колес по контактным напряжениям предварительно нужно определить значения некоторых коэффициентов:

коэффициент ; коэффициент ;  коэффициент   —при  твердости  зубьев <350НВ.

Расчетное контактное напряжение по формуле (2.31)

Расчетное напряжение превышает допускаемое в 679/877 @0,77 раза, что находится в допустимых пределах.

2.4.3. Расчет ременной  передачи

По таблице  для передачи мощности Pэ.=22 кВт принимаем клиновой ремень типа Б который имеет: b_p=14 мм; h=10,5 мм; S₀=138 мм². Принимаем диаметр малого шкива D₁=200 мм.

Определим скорость ремня:

 м/с

Скорость соответствует  оптимальной для клиновых ремней. Выбранный тип ремня допускается.

Принимаем коэффициент скольжения e=0,01. Диаметр большого шкива будет равен:

мм

Выбираем из стандартного ряда D₂=800 мм. 

Найдем фактическое  передаточное отношение:

Отклонение от заданного значения составляет 5%.

Ориентировочно принимаем минимального межосевого расстояния:

 мм

Расчетная длина  ремня:

мм

Принимаем L=2900 мм.

Число пробегов ремня в секунду:

Уточняем межосевое  расстояние:

Условие выполнено.

Угол обхвата  ремнем малого шкива:

Принимаем при s₀=1,18 мПа мПа

Поправочные коэффициенты выбираем из таблиц:

Сa=0,83

Сu=1,05-0,0005×u²=1,02

Ср=0,8

С_q=1

Допускаемая удельная окружная сила:

мПа

Окружная сила:

Н

Найдем площадь  сечения S и число ремней z:

Сила предварительного натяжения ремней:

Н 

3. Эскизное проектирование

3.1. Проектный расчет валов.

 

Для построения компоновочной схемы следует  дополнительно определить некоторые размеры валов.

Для быстроходного  вала ранее нашли: d=50мм; d_п=60 мм.

Диаметр буртика  Произведем расчет диаметра буртика d_БП= d_п + 3×r=60+3×3,5=70,5 мм

Наружный диаметр  шестерни d_a1= d₁+2×m=68+2×4=76 мм, что мало отличается от d_БП=70,5мм. Поэтому примем d_БП=70,5мм.

Для тихоходного  вала ранее нашли: d =55 мм, d_п =70 мм. Диаметр буртика d_БП= d_п + 3×r=70+3×3,5=80,5 мм. Примем стандартное значение d_БП= 80 мм.

Предварительно  выберем шариковые радиальные подшипники. Установку подшипников наметим по схеме «враспор».

Размеры других участков валов.

Быстроходного вала с коническим концом:

Длина посадочного  конца вала l_МБ=1,5×d=1,5×50=75 мм. Принимаем 75 мм;

длина цилиндрического  участка 0,15×d = 0,15×50 =7,5 мм. Принимаем 7,5 мм;

диаметр и длина  резьбы (3.9) d_Р=0,9×(d-0,1×l_MБ)= 0,9×(50-0,1×75)=38,25 мм. Принимаем 40 мм

l_Р=1,2×d_Р =1,2×40 =48 мм;

длина промежуточного участка l_КБ=1,4×d_П=1,4×60=84 мм;

тихоходного вала с коническим концом:

Длина посадочного  конца вала l_МТ=1,5×d=1,5×55=83 мм. Принимаем 85 мм;

длина промежуточного участка l_КТ=1,4×d_П=1,4×70=98 мм;

длина цилиндрического  участка 0,15×d = 0,15×55 =8,25 мм. Принимаем 8,5 мм;

диаметр и длина  резьбы (3.9) d_Р=0,9×(d-0,1×l_MТ)= 0,9×(55-0,1×83)=42 мм. Принимаем 42 мм

l_Р=1,2×d_Р =1,2×42@ 50 мм; 
 
 
 
 
 

3.2. Выбор типа и схемы установки  подшипников.

3.2.1. Выбор типа подшипника.

В соответствии с установившейся практикой проектирования и эксплуатации машин тип подшипника выбирают по следующим рекомендациям.

Для опор валов  цилиндрических колес редукторов и  коробок передач применяют чаше всего шариковые радиальные подшипники. Первоначально принимают подшипники легкой серии. Если при последующем расчете грузоподъемность подшипника легкой серии окажется недостаточной, принимают подшипник средней серии. При чрезмерно больших размерах шариковых подшипников в качестве опор валов цилиндрических колес можно использовать также подшипники конические роликовые.