Привод с цилиндрическим двухступенчатым редуктором с раздвоенной быстроходной ступенью

БОЛЬШАЯ ЛЕНИНГРАДСКАЯ БИБЛИОТЕКА - РЕФЕРАТЫ - Привод с цилиндрическим двухступенчатым редуктором с раздвоенной быстроходной ступенью

Привод с цилиндрическим двухступенчатым редуктором с раздвоенной быстроходной ступенью

Задание №N

Спроектировать привод с цилиндрическим двухступенчатым редуктором с раздвоенной быстроходной ступенью.

Вариант N

Рт=4,0 кВт

nт=70 с-1

Тип конструкции редуктора [2. рис. 4а]

Ресурс редуктора - 24000 часов.

Режим работы - средний нормальный.

Соединительная муфта - упругая.

Содержание

1 Кинематический расчет

1.1 Находим момент на тихоходной ступени:

РВЫХ = Т;

1.2 Определим общий КПД привода:

привода = 3зуб 3подш муфты,

где: зуб - КПД зубчатой передачи ;

подш - КПД подшипников;

муфты - КПД муфты.

муфты = 0,98 ; зуб = 0,97; подш = 0,99;

привода = 0,973 0,993 0,98 = 0,867.

1.3 Определим мощность двигателя:

1.4 Определим частоту вращения вала электродвигателя:

nвх = nвых u,

где: u = uбыстр uтих;

Из таблицы 1.2 [1] выбираем передаточные отношения тихоходной и быстроходной передачи:

uтих = (2,5…5); uбыстр = (3,15…5);

nвх = nвых u = 70 (2,5…5) (3,15…5) 551,25…1750 об/мин.

Исходя из мощности ориентировочных значений частот вращения, используя т.2.4.8 [1] выбираем электродвигатель закрытый обдуваемый единой серии 4А

80B/720. Мощность РДВ = 5,5 кВт; синхронная частота равна 720 об/мин.

1.5 Определим общие передаточные числа привода и разобъем его между ступенями:

Определим действительное фактическое передаточное число:

Разбиваем передаточное число по ступеням Uд = Uред = 10,28.

Используя таблицу 1.3 [1] стр.7 имеем :

uбыстр = uред/uтих; uтих = 0,88 uред;

Cледовательно:

uтих = 0,88 10,28 = 2,82; Принимаем Uтих=3

uбыстр = 10,28 / 3 = 3,42; Принимаем Uбыстр=3,55

1.6 Определяем кинематические и силовые параметры отдельных валов привода:

I вал частота вращения : n1= nдв = 720 об/мин;

окружная скорость: 1 = дв = n/30 = 3,14720/30 =75,36 рад/с ;

мощность: Р1 = Рдв = 5,5 кВт;

вращающий момент: Т1 = Тдв = Рдв/дв = 5500/75,36 = 72,98 Нм;

II вал частота вращения : n2= n1 = nдв = 720 об/мин;

окружная скорость: 2=1=75,36 рад/с ;

мощность: Р2=Р1 муфты подш = 5,5 0,98 0,99 = 5,3361 кВт;

вращающий момент: Т2=Т1 муфты uмуфты = 72,98 0,98 1 =

= 71,5204 Нм;

III вал частота вращения : n3= n2/uбыстр = 202,8 об/мин;

окружная скорость: 1 = n3/30 = 3,14202,8/30 = 21,2 рад/с ;

мощность: Р3 = Р2 2зуб подш = 5,3361 0,972 0,99 = 4,97 кВт;

У промежуточного вала расчетом на кручение определяем диаметр опасного сечения (под шестерней) по пониженным допускаемым напряжениям.

[k] = 15H/мм2

принимаем диаметр под шестерней dк3=45 мм, найдем диаметр под колесом:

принимаем диаметр под подшипники dn3=35 мм.

Ведомый вал.

Рассчитываем при []k =25H/мм2 диаметр выходного конца вала

Принимаем диаметр подшипниками dn4 =55 мм, под колесом dk4 =60 мм, dl4=60мм.

5 Уточненный расчет вала

Уточненный расчет проведем для промежуточного вала. Составим расчетную схему. Все размеры возьмем из компановки: а=50мм; b=35мм.

РрадС=1,208103Н

РосС=894Н

РокрС=3212,7Н

РрадВ,Д=505,8Н

РосВ,Д=382,1Н

РокрВ,Д=1,336103Н

Построим по эпюру крутящих моментов:

Определим реакции в опорах:

В плоскости YOZ:

M3=0;

M3=-PрадВа+

+РрадС(а+b)-

-PрадД(2b+a)+Y3

(a+b+b+a)=0

Истинное значение силы Y4 направленно в противоположную сторону, от выбранного на схеме.

М4=0;

М4=-РрадДа+РрадС(а+b)-РрадВ(а+b+b)+Y3(a+b+b+a)=0;

Истинное значение силы Y3 направлено в противоположную сторону от ранее выбранного направления.

Проверка:

Fy=0;

Строим эпюру изгибающих моментов в плоскости YOZ.

В плоскости XOZ:

Проверка :

2942.3+1.336•103+3212.7+1.336•103-2942.3=0;

MY3=0; MY4=0; MYB=-X3•a=-147.1(H•м)

MYC=-X3•(a+b)-Pокрb•b=-203.3 (H•м)

MYД=-Х4•а=-147,1(H•м)

M?И3=0; M?И4=0;

Опасным сечением является сечение С:

Из условия прочности:

получим:

Принимаем d=45(мм)

6 Проверка долговечности подшипников

6.1 Ведущий вал

Роликоподшипники радиальные с короткими цилиндрическими роликами, однорядные. Тип 7305, ГОСТ 333-79, средняя серия d = 25, D = 62, B = 17, c = 2, D1=67, Т =18.25, грузоподъемность = 2960, ролики DT = 9.5, z = 13;

6.2 Промежуточный вал

Роликоподшипники радиальные с короткими цилиндрическими роликами, однорядные. Тип7307, ГОСТ 333-79, средняя серия d = 35, D = 80, B = 21, c=2.5, D1=85, Т =22.75, грузоподъемность = 6100, ролики DT = 11.7, z = 12;

6.3 Ведомый вал

Роликоподшипники радиальные с короткими цилиндрическими роликами, однорядные. Тип 7311, ГОСТ 333-79, средняя серия d = 55, D = 120, B = 27, c= 3, D1=127, Т =31.5, грузоподъемность = 10200, ролики DT = 16.7, z = 13;

Силы, действующие в зацеплении: Pокр = 1336 H, Ррад = 506 H и Рос = 382 H.

Первый этап компоновки дал a = 50 мм, b = 35 мм

Определим реакции опор:

В плоскости yz

Y2 (2a + 2b) = Рокрa + Рокр (a + 2b) = Рокр(2a + 2b)

Y2 = Рокр = 1336 H.

Y1 (2a + 2b) = Рокр a + Рокр (a + 2b) = Рокр (2a + 2b)

Y1 = Рокр = 1336 H.

В плоскости yz

X2 (2a + 2b) = Ррад a + Ррад (a + 2b) = Ррад (2a + 2b)

X2 = Ррад = 506 H.

X1 (2a + 2b) = Ррад a + Ррад (a + 2b) = Ррад (2a + 2b)

X1 = Ррад = 1336 H.

Суммарные реакции

H

H

Находим осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников по формуле:

S=0,83eR

S2 = 0,83eR2 = 0,830,361429 = 427 H;

S1=0,83eR1 = 0,830,361429 = 427 H;

здесь для подшипников 7305 параметр осевого нагружения е = 0,36, С = 33 кН.

Осевые силы подшипников. В нашем случае S1 = S2; Рос > 0;тогда Foc1 = S1 = 1429 H; Foc2 = S1 + Рос = 1811 H.

Так как реакции, действующие на подшипники равны, то рассмотрим один из подшипников. Рассмотрим левый подшипник.

Отношение , поэтому следует учитывать осевую нагрузку.

Эквивалентная нагрузка по формуле:

Pэ2 = (XVR2 + YFoc2) Kб Kт;

для заданных условий V = Kб = Kт = 1; для конических подшипников при коэффициент X = 0,4 и коэффициент Y = 1,67 (табл.9.18 и П7 Чернавский).

Для уменьшения потерь мощности на трение и снижения интенсивности износа трущихся поверхностей, а также для предохранения их от заедания, задиров, коррозии и лучшего отвода теплоты трущиеся поверхности деталей должны иметь надежную смазку.

В настоящее время в машиностроении для смазывания передач широко применяют картерную систему. В корпус редуктора или коробки передач

заливают масло так, чтобы венцы колес были в него погружены. При их вращении масло увлекается зубьями, разбрызгивается, попадает на внутренние стенки корпуса, откуда стекает в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которая покрывает поверхность расположенных внутри корпуса деталей.

Картерную смазку применяют при окружной скорости зубчатых колес и червяков от 0,3 до 12,5 м/с. При более высоких скоростях масло сбрасывается с зубьев центробежной силой и зацепление работает при недостаточной смазке. Кроме того, заметно увеличиваются потери мощности на перемешивание масла, и повышается его температура.

Выбор смазочного материала основан на опыте эксплуатации машин. Принцип назначения сорта масла следующий: чем выше окружная скорость колеса, тем меньше должна быть вязкость масла, чем выше контактные давления в зубьях, тем большей вязкостью должно обладать масло. Поэтому требуемую вязкость масла определяют в зависимости от контактного напряжения и окружной скорости колес. Предварительно определяют окружную скорость, затем по скорости и контактным напряжениям находят требуемую кинематическую вязкость и марку масла.

В настоящее время широко применяют пластичные смазочные материалы ЦИАТИМ-201 и ЛИТОЛ-24, которые допускают температуру нагрева до 130°С.

Предельно допустимые уровни погружения колес цилиндрического редуктора в масляную ванну , наименьшую глубину принято считать равной модулю зацепления. Наибольшая допустимая глубина погружения зависит от окружной скорости вращения колеса. Чем медленнее вращается колесо, тем на большую глубину оно может быть по-гружено.

В соосных редукторах при расположении валов в горизонтальной пло-скости в масло погружают колеса быстроходной и тихоходной ступеней. При расположении валов в вертикальной плоскости погружают в масло шестерню и колесо, расположенные в нижней части корпуса. Если глубина погружения колеса окажется чрезмерной, то снижают уровень масла и устанавливают спе-циальное смазочное колесо.

В конических или коническо-цилиндрических редукторах в масляную ванну должны быть полностью погружены зубья конического колеса или шестерни.

8 Проверка прочности шпоночного соединения

Отличается простотой конструкции и удобством монтажа и демонтажа. Обычно применяется в передачах от электродвигателя с малыми крутящими моментами. Упругими элементами здесь служат гофрированные резиновые втулки. Из-за сравнительно небольшой толщины втулок муфты обладают малой податливостью и применяются в основном для компенсации несоосносги валов в небольших пределах (1...5 мм; 0.3…0,6 мм; до 1 ).

Материал полумуфт - чугун СЧ20.

Материал пальцев - сталь 45.

Для проверки прочности рассчитывают пальцы на изгиб, а резину - по напряжениям смятия на поверхности соприкасания втулок с пальцами. При этом полагают, что все пальцы нагружены одинаково, а напряжения смятия распределены равномерно по длине втулки:

где z - число пальцев, z = 6. Рекомендуют принимать = 1,8...2 МПа.

Тогда

(Иванов с.362)

Список используемой литературы

М.Н. Иванов. Детали машин. М.: «Машиностроение», 1991.

П.Ф. Дунаев, О.П.Леликов - Конструирование узлов и деталей машин. М.: «Высшая школа», 1985.

В.И. Анурьев - Справочник конструктора-машиностроителя, т.1. М.: «Машиностроение», 1980.

В.И. Анурьев - Справочник конструктора-машиностроителя, т.2. М.: «Машиностроение», 1980.

В.И. Анурьев - Справочник конструктора-машиностроителя, т.3. М.: «Машиностроение», 1980.

С.А. Чернавский и др. Курсовое проектирование деталей машин. М.: «Машиностроение», 1987.

Д.Н. Решетов - Детали машин. Атлас конструкций. М.: «Машиностроение», 1970.

М.И. Анфимов - Редукторы. Конструкции и расчет. М.: «Машиностроение», 1972.