Проектировка привоа рабочей машины

Содержание Введение…………………………………………………………………………………………………3 Кинематический и силовой расчёт привода………………………………………………………..4 Расчёт плоскоремённой передачи…………………………………………………………………....5 2.1 Проектный расчёт передачи……………………………………………………………..5 2.2 Проверочный расчёт передачи…………………………………………………………....7 3. Расчёт червячной передачи редуктора…………………………………………………………….....8 3.1. Выбор материала. Определение допускаемых контактных и изгибных напряжений……8 3.2. Проектный расчёт червячной передачи………………………………………………………..9 3.3. Проверочный расчёт червячной передачи и выбор смазки…………………………………..11 4. Расчёт валов редуктора………………………………………………………………………………..13 4.1. Проектный расчёт валов…………………………………………………………………….13 4.1.1. Быстроходный вал………………………………………………………………………….13 4.1.2. Тихоходный вал……………………………………………………………………………...14 4.2. Выбор подшипников…………………………………………………………………………..15 4.3. Проверочный расчёт валов…………………………………………………………………..16 4.3.1. Расчёт быстроходного вала……………………………………………………………….17 4.3.2. Расчёт тихоходного вала………………………………………………………………….20 Расчёт подшипников…………………………………………………………………………………24 5.1. Проверка подшипников быстроходного вала……………………………………………...24 5.2. Проверка подшипников тихоходного вала………………………………………………...25 5.3 Посадки подшипников и червячного колеса………………………………………………..26 Расчёт шпонок………………………………………………………………………………………...27 Расчёт элементов корпуса…………………………………………………………………………..28 Система смазки……………………………………………………………………………………….30 Заключение…………………………………………………………………………………………….31 Список литературы………………………………………………………………………………………32
								Лист
Изм.		Лист	№ докум.	Подп.	Дата			2
1. Кинематический и силовой расчёт привода Таблица 1

Уточненное значение частот вращения и моменты на валах привода.

Таблица 2

Вал	Частота вращения , мин-1	Крутящий момент , Н*м
Двигателя	=2920
Первый
Второй
Третий

Лист

Изм.

Лист

№ докум.

Подп.

Дата

4

2. Расчёт плоскоремённой передачи.

2.1. Проектный расчёт передачи,

Определяем диаметр ведущего шкива

, мм

мм

Подбираем стандартный диаметр

мм

Диаметр ведомого шкива определяем с учётом скольжения ремня

мм

Принимаем стандартный диаметр

d2=400мм

Вычисляем фактическое передаточное число и его отклонение

Ориентировочно определяем межосевое расстояние, мм

мм

Определяем длину ремня

мм

Выбираем стандартную длину ремня

L=2800мм

Уточняем межосевое расстояние, мм

Угол охвата ремнём ведущего шкива

Скорость движения ремня

м/с

м/с

Определяем частоту пробега ремня

- допускаемая частота пробега прорезиненного ремня

Определяем передаваемую ремнём окружную силу

Н

Допускаемая приведенная удельная окружная сила на единицу площади поперечного сечения ремня, Н/мм2

Н/мм2 при мм и =2,8мм

Поправочные коэффициенты:

Коэффициент динамической нагрузки и длительности работы Ср=1(спокойная работа);

Коэффициент угла на ведущем шкиве Са=0,96;

Коэффициент влияния центробежных сил СV=0,68 (при V=30 м/с);

Коэффициент угла наклона шкивов к горизонту СQ=1;

Лист

Изм.

Лист

№ докум.

Подп.

Дата

5

Коэффициент влияния диаметра шкива Сd=1,2 (при

мм);

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по сечению ремня СF=0,85;

Допускаемая окружная сила, Н/мм2

*СQ*Ca*CV*Cp*Cd*CF=1,96*1*0,96*0,68*1*1,2*0,85=1,31 Н/мм2

Ширина ремня

мм

Принимаем стандартную ширину ремня

мм и шкива В=100мм

Площадь поперечного сечения ремня

А=b*

=90*2,8=252 мм2

Предварительное натяжение ремня

Н где Н/мм2 – предварительное натяжение

Натяжение ведущей ветви ремня

H

Натяжение ведомой ветви ремня

H

Сила давления ремня на вал, Н

Н

Лист

Изм.

Лист

№ докум.

Подп.

Дата

6

2.2. Проверочный расчёт передачи:

Напряжение от силы F1

Напряжение от изгиба ремня

Н/мм2 где Еи=100 Н/мм2 – модуль упругости

Напряжение от центробежных сил

Н/мм2 где =1100 кг/м3 плотность материала

Максимальное напряжение в ведущей ветви ремня

Н/мм2

Условие прочности ремня

= 8 Н/мм

Долговечность ремня, ч

часов

где Си=1,5

Сн=1 при постоянной нагрузке

=7 Н/мм2 - предел выносливости материала

Долговечность должна быть не менее 2000 часов.

Лист

Изм.

Лист

№ докум.

Подп.

Дата

7

3. Расчёт червячной передачи редуктора

3.1. Выбор материала. Определение допускаемых контактных и изгибных напряжений.

Таблица 3

Наименование	Материал	НВ сердцевина	HRC поверхность	,МПа	, МПа	Примечание
Червяк	Сталь 35 ХМ	269-302	57-63	1000	850	Термообработка: Улучшение + нитроцемент
Колесо	Бронза ОФ 10-1	-	-	260	150	Отливка в кокиль

Допускаемое контактное напряжение для оловянных бронз при шлифованном и полированном червяке с поверхностной твёрдостью Н

45НRC равно:

МПа

Скорость скольжения оцениваем по приближённой зависимости

м/с

Допускаемые напряжения изгиба для всех марок бронз

МПа

МПа

Лист

Изм.

Лист

№ докум.

Подп.

Дата

8

3.2. Проектный расчёт червячной передачи.

Определение межосевого расстояния

Таблица 4

Параметры	Обозначение	Расчётные формулы и численное значение
Передаточное число пары		=16,2
Крутящий момент передаваемый колесом, Н*м		=814
Число заходов червяка		=2
Число зубьев колеса
Коэффициент диаметра червяка		=10
Коэффициент неравномерной нагрузки		=1 – для прирабатываемых зацеплений
Коэффициент динамической нагрузки		=1,2
Скорость скольжения, м/с		=6,13
Допускаемые контактные напряжения, МПа		=227,5
Межосевое расстояние, мм

Лист

Изм.

Лист

№ докум.

Подп.

Дата

9

Основные геометрические параметры передачи.

Таблица 5

Параметры	Обозначение	Расчётные формулы и численное значение
Модуль зубьев, мм	т	т принимаем стандартный т = 8
Делительный диаметр червяка, мм		=
Угол подъёма резьбы червяка
Окружная скорость червяка, м/с
Скорость скольжения, м/с
Делительный диаметр, мм: Червяк Колесо		=
Диаметр вершин, мм: Червяк Колесо
Диаметр впадин, мм: Червяк Колесо
Уточнённое значение межосевого расстояния, мм
Длина нарезной части червяка, мм
Наружный диаметр колеса, мм
Ширина колеса, мм
Окружная скорость колеса, м/с
Степень точности передачи		8
Зазоры контура для рабочей пары, мм
Высота рабочей пары, мм

Силы действующие в зацеплении

Таблица 6

Параметры	Обозначение	Расчётные формулы и численное значение
Окружная сила червяка и осевая сила колеса, Н		=
Окружная сила колеса и осевая сила червяка, Н		=
Радиальная сила, Н

Лист

Изм.

Лист

№ докум.

Подп.

Дата

10

3.3. Проверочный расчёт червячной передачи и выбор смазки.

Таблица 7

Параметры	Обозначение	Расчётные формулы и численное значение
Эквивалентное число зубьев колеса
Коэффициент, учитывающий форму зуба колеса		=1,66 – по таблице в зависимости от
Коэффициент неравномерности нагрузки		=1
Коэффициент динамической нагрузки		=1,2 – при =6,23м/с
Удельная расчётная окружная сила, Н/мм
Модуль в нормальном сечении
Расчётное напряжение, МПа
Вязкость смазки		=120 при t=500C
Сорт масла		Автотракторное АК-15 ГОСТ 1862-63

КПД червячной передачи и тепловой расчёт.

Таблица 8

Параметры	Обозначение	Расчётные формулы и численное значение
Приведённый угол трения, град		=1 – по таблице в зависимости от
КПД червячной передачи
Мощность на червяке, кВт
Количество тепла, выделяющегося в передаче, ккал/ч
Коэффициент теплоотдачи, ккал/м2*ч*град		=11
Температура масла в редукторе, 0С		=60
Температура окружающей среды, 0С
Поверхность охлаждения, м2
Количество отдаваемого тепла, ккал/ч
Условие достаточности естественного охлаждения		697 > 424 требуется дополнительное охлаждение(рёбра)

Лист

Изм.

Лист

№ докум.

Подп.

Дата

11

4. Расчёт валов редуктора

4.1. Проектный расчёт валов.

В качестве материала для валов используем сталь 40Х у которой

=900МПа, =750МПа, =410МПа. Термическая обработка – улучшение и закалка ТВЧ.

4.1.1. Быстроходный вал.

Диаметр выходного конца вала определяем по приближённой формуле:

мм где - 10МПа – допускаемое напряжение.

Принимаем

= 35мм

мм

Диаметр вала под подшипник и уплотнение:

мм, принимаем d2 = 45мм

мм

Диаметр под червяком:

мм, принимаем =55мм

- определяется графически. =270мм

Диаметр вала под второй подшипник:

мм

мм

Диаметр выходного конца вала.

мм где - 16МПа. Принимаем = 65мм

мм

Диаметр вала под подшипник и уплотнение:

мм, принимаем d2 = 75мм

мм

Диаметр вала под червячным колесом:

мм, принимаем =90мм

мм

Диаметр вала под второй подшипник:

мм

мм – для роликовых конических подшипников.

Зазор между корпусом редуктора и деталями передачи:

мм

где L – расстояние по вертикали между крайними точками червяка и червячного колеса.

Лист

Изм.

Лист

№ докум.

Подп.

Дата

12

4.1.2. Тихоходный вал.

Диаметр выходного конца вала.

мм где - 16МПа. Принимаем = 65мм

мм

Диаметр вала под подшипник и уплотнение:

мм, принимаем d2 = 75мм

мм

Диаметр вала под червячным колесом:

мм, принимаем =90мм

мм

Диаметр вала под второй подшипник:

мм

мм – для роликовых конических подшипников.

Зазор между корпусом редуктора и деталями передачи:

мм

где L – расстояние по вертикали между крайними точками червяка и червячного колеса.

Лист

Изм.

Лист

№ докум.

Подп.

Дата

13

4.2. Выбор подшипников.

Для быстроходного вала применяем конические роликоподшипники по ГОСТ 27365-87, средней серии №7309А

d	D	T	Cr	Соr	е	Y	Y0
45мм	100мм	27,5мм	101кН	72кН	0,35	1,7	0,9

Для тихоходного вала применяем конические роликоподшипники по ГОСТ 27365-87, средней серии №7315А

d	D	T	Cr	Соr	е	Y	Y0
75мм	160мм	40,5мм	229кН	185кН	0,35	1,7	0,9

Лист

Изм.

Лист

№ докум.

Подп.

Дата

14

4.3. Проверочный расчёт валов

4.3.1. Расчёт быстроходного вала.

Схема сил действующая на вал в вертикальной плоскости

Лист

Изм.

Лист

№ докум.

Подп.

Дата

15

Определение опорных реакций в вертикальной плоскости

H

H

Проверка:

Определение изгибающих моментов

Н*м

Н*м

Сосредоточенный момент в точке С от FA1

Н*м

Проверка :

0 = 0

Определение опорных реакций в горизонтальной плоскости

H

H

Проверка:

Определение изгибающих моментов в горизонтальной плоскости

Н*м

Н*м

Проверка:

Н*м

Суммарный изгибающий момент

Н*м

Н*м

Н*м

Лист

Изм.

Лист

№ докум.

Подп.

Дата

16

Опасные сечения вала в районе левого подшипника (сечение А) и середине червяка (сечение С)

Моменты сопротивления в сечении А:

м3

м3

Моменты сопротивления в сечении С:

м3

м3

Напряжения в сечении А:

МПа

МПа

Напряжения в сечении С от изгиба:

МПа

МПа

Максимальные напряжения в сечении С, где

МПа и МПа.

Основным видом разрушения валов является - усталостное разрушение.

Условием прочности является зависимость:

Где S – расчётный коэффициент запаса прочности;

- допустимый коэффициент запаса, = 1,7 - 2,5

Коэффициент запаса в сечении по середине червяка при изгибе (симметричный цикл нагрузки) равен:

где

=410МПа – предел выносливости материала,

=0,6 – масштабный фактор,

=0,9 – коэффициент шероховатости поверхности,

= 14,86МПа – амплитуда изменения напряжения.

Коэффициент запаса прочности при кручении (пульсирующий цикл).

где

МПа,

МПа,

- эффективный коэффициент концентрации,

=0,1 – для легированных сталей

Лист

Изм.

Лист

№ докум.

Подп.

Дата

17

Общий коэффициент запаса прочности в сечении С:

Проверка запаса прочности в сечении А:

=6,82МПа; 3,47МПа

Общий запас прочности:

Лист

Изм.

Лист

№ докум.

Подп.

Дата

18

4.3.2. Расчёт тихоходного вала.

Схема действующих сил на вал в вертикальной плоскости.

Лист

Изм.

Лист

№ докум.

Подп.

Дата

19

Определение опорных реакций в вертикальной плоскости:

H

H

Проверка:

Определение изгибающих моментов в вертикальной плоскости:

Н*м

Н*м

Проверка:

Н*м

0 = 0

Определение опорных реакций в горизонтальной плоскости:

Из-за несоостности валов муфты нагружают вал силой:

Н

H

H

Проверка:

0 = 0

Определение изгибающих моментов в горизонтальной плоскости

Н*м

Н*м

Проверка:

Н*м

Суммарный изгибающий момент

Н*м

Н*м

Н*м

Лист

Изм.

Лист

№ докум.

Подп.

Дата

20

Опасные сечения вала в точках С и В.

Сечение вала в точке С:

Сечение вала в точке В:

мм3

мм3

Нормальное напряжение в точке В:

МПа

Касательное:

МПа

В сечении В:

МПа

МПа

МПа

Определение коэффициента запаса прочности в сечении В:

где

=0,5

=0,9

=1,9

МПа

где

МПа

Лист

Изм.

Лист

№ докум.

Подп.

Дата

21

Общий коэффициент запаса:

Лист

Изм.

Лист

№ докум.

Подп.

Дата

22

5.Расчёт подшипников

Ранее выбранные подшипники проверяем на динамическую грузоподъёмность и долговечность отдельно для быстроходного и тихоходного вала.

5.1. Проверка подшипников быстроходного вала.

Осевая нагрузка на подшипники

=6359Н

Радиальная нагрузка на подшипники равна:

Н

Н

Наиболее загружен подшипник в точке В. Для него и производим расчёт.

Соотношение осевой и радиальной нагрузок на подшипник в сечении В:

где

- при вращении внутреннего кольца подшипника.

Эквивалентная динамическая нагрузка на подшипник:

Н

где X=0,4

Y=1,7

Kб=1,0 – коэффициент безопасности при скоростной нагрузке

КТ= 1 – температурный коэффициент.

Срок службы подшипников, ч

ч

где

= 7лет – срок службы;

=0,67 – коэффициент годового использования;

= 8часов – продолжительность смены;

= 3 – количество смен;

= 0,8 – коэффициент сменного использования.

Динамическая грузоподъёмность:

Н=100,2кН

где m= 3,33 – для роликоподшипников;

с-1

кН

Лист

Изм.

Лист

№ докум.

Подп.

Дата

23

5.2. Проверка подшипников тихоходного вала.

Осевая нагрузка на подшипники

=1578Н

Радиальная нагрузка на подшипники равна:

Н

Н

Наиболее загружен подшипник в точке А. Для него и производим расчёт.

Эквивалентная динамическая нагрузка на подшипник:

Н

где X=0,4

Y=1,7

Kб=1,0 – коэффициент безопасности при скоростной нагрузке

КТ= 1 – температурный коэффициент.

Динамическая грузоподъёмность:

Н=23,9кН

где m= 3,33 – для роликоподшипников;

с-1

кН

Лист

Изм.

Лист

№ докум.

Подп.

Дата

24

5.3Выбор посадок под подшипники

Быстроходный вал:

Внутреннее кольцо подшипника вращается вместе с валом относительно действующей радиальной нагрузки и имеет , следовательно , циркуляционное нагружение.

Отношение эквивалентной нагрузки к динамической грузоподъёмности:

Выбираем поле допуска вала - k6

Наружное кольцо подшипника неподвижно относительно радиальной нагрузки и подвергается местному нагружению. Выбираем поле допуска отверстия для посадки – H7

Тихоходный вал:

Внутреннее кольцо подшипника вращается вместе с валом относительно действующей радиальной нагрузки и имеет , следовательно , циркуляционное нагружение.

Отношение эквивалентной нагрузки к динамической грузоподъёмности:

Выбираем поле допуска вала - n6

Наружное кольцо подшипника неподвижно относительно радиальной нагрузки и подвергается местному нагружению. Выбираем поле допуска отверстия для посадки – H7

Посадка червячного колеса на вал

При применении шпоночного соединения посадка с зазором недопустима. Поэтому применим посадки H7/s7

Лист

Изм.

Лист

№ докум.

Подп.

Дата

25

6. Расчёт шпонок.

Для крепления на валу ведомого шкива ременной передачи и червячного колеса используем призматические шпонки из углеродистой стали с пределом прочности не ниже 500 МПа и допускаемым напряжением на сжатие

= 60 - 90МПа.

Для крепления шкива на валу

=45мм используем шпонку призматическую обыкновенную, скруглённую, сечением длиной = 50мм по ГОСТ 23360-78

Условие прочности:

где

мм

Для крепления червячного колеса на валу

=90мм используем шпонку призматическую обыкновенную, скруглённую, сечением длиной = 70мм по ГОСТ 23360-78

Условие прочности:

где

мм

Лист

Изм.

Лист

№ докум.

Подп.

Дата

26

7. Расчёт конструктивных размеров корпусных деталей

Толщина стенок редуктора:

Принимаем 8 мм

Фланцы и крепёжные винты (болты):

Фундаментный

Диаметр d1 винта (болта) выбираем исходя из межосевого расстояния.

d1=М16

Конструктивные размеры фланца, мм: