Проектирование привода с цепной передачей и червячным редуктором с нижним расположением червяка

Размещено на http://www.allbest.ru/

ФЕДЕРАЛЬНОЕ ГОСУДАРСТВЕННОЕ БЮДЖЕТНОЕ ОБРАЗОВАТЕЛЬНОЕ УЧРЕЖДЕНИЕ

ВЫСШЕГО ПРОФЕССИОНАЛЬНОГО ОБРАЗОВАНИЯ

ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

к курсовому проекту

по дисциплине «Детали машин и основы конструирования»

на тему:«Проектирование привода с цепной передачей и червячным редуктором с нижним расположением червяка»

МХТА.000000.218ПЗ

Краснодар- 2011



Введение

Машиностроению принадлежит ведущая роль среди других отраслей экономики, так как основные производственные процессы выполняют машины. Поэтому и технический уровень многих отраслей в значительной мере определяет уровень развития машиностроения.

Повышение эксплуатационных и качественных показателей, сокращение времени разработки и внедрения новых машин, повышение их надежности и долговечности - основные задачи конструкторов-машиностроителей. Одним из направлений решения этих задач является совершенствование конструкторской подготовки инженеров высших технических учебных заведений.

Детали машин являются первым из расчётно-конструкторских курсов, в котором изучают основы проектирования машин и механизмов.

Каждый узел или механизм состоит из деталей, среди которых есть такие, которые применяются почти во всех машинах. Это болты, гайки, валы, оси, муфты, механические передачи и т.д.

Детали общего назначения применяют в машиностроении в больших количествах. Поэтому любое усовершенствование методов расчёта и конструирования деталей, позволяющее уменьшить затраты материала, понизить стоимость производства, повысить долговечность, приносит большой экономический эффект.

На развитие современного машиностроения большое влияние оказывает быстрый прогресс отечественного и зарубежного машиностроения. Этот процесс требует все большей стандартизации и унификации деталей машин, деталей общего назначения, а также их изготовления на специализированных заводах.

Большие возможности для совершенствования труда конструкторов дает применение ЭВМ, позволяющее оптимизировать конструкции, автоматизировать различную часть процесса проектирования. Объектами курсового проектирования являются приводы различных машин и механизмов, использующие большинство деталей и узлов общемашиностроительного применения.

Важной целью выполняемого проекта является развитие инженерного мышления, включающее умения использовать предшествующий опыт, находить новые идеи, моделировать, используя аналоги. Курсовому проекту по деталям машин свойственна многовариантность решений, при одном и том же задании развивает у студентов мыслительную деятельность и инициативу.

Важнейшая задача курсового проектирования - развитие умения разрабатывать техническую документацию. Базируясь на исходных предпосылках из курса графики и машиностроительного черчения, в процессе самостоятельной работы над курсовым проектом, студенты овладевают свободным чтением и выполнением чертежей неограниченной сложности.

В настоящем курсовом проекте будет предпринята попытка произвести расчет привода, состоящий из червячного редуктора и цепной передачи.

Редуктором называется механизм, состоящий из зубчатой или червячной передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи мощности двигателя к рабочей машине.

Назначение редуктора - понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим валом.

Редуктор состоит из корпуса в котором помещают элемент передачи - зубчатые колеса. Редуктор проектируют для привода определенной машины, либо по заданной нагрузке и передаточному числу без указания конкретного назначения. Второй случай характерен для специализированных заводов.

Редуктор классифицируется по следующим основным признакам:

а) тип передачи:

? зубчатая;

?червячная;

?зубчато-червячная.

б) число ступеней:

?одноступенчатые;

?двухступенчатые.

в) по форме зубчатого колеса:

?цилиндрические;

?конические;

?коническо-цилиндрические.



1.Кинематический расчет привода

1.1 Определение общего КПД привода

з₀= з₁ з₂ (1.1)

где з₁=0,73 - КПД редуктора

з₂=0,925 - КПД передачи

=0,99 - КПД пар подшипников (m - число пар, согласно схеме привода m=3)

з₀=0,73•0,925•0,99³=0,655

1.2 Определение расчетной мощности электродвигателя

(1.2)

1.3 Определение среднеквадратичной мощности электродвигателя

(1.3)

где T_i - частные значения нагрузок на i-тых участках циклограммы нагружения;

-частные значения длительности на i-тых участках циклограммы нагружения;

T-наибольшее значение длительно действующей нагрузки;

- срок службы передачи



Примем номинальную мощность электродвигателя

1.4 Определение электродвигателя и разбитие общего передаточного числа по ступеням

редуктор механизм червячный передача

По принятой номинальной мощности электродвигателя из каталога выбираем четыре электродвигателя серии 5А по ГОСТ 19523-81 с различной частотой вращения вала. Для них выполняем сравнительный расчет. Результаты сведем в таблицу 1.1

Таблица 1.1 - Разбивка общего передаточного числа по ступеням

Определяемые параметры	Тип электродвигателя Рн= 5,5 кВт
	АИР100L2	АИРM112M4	AИРМ132S6	АИРМ132М8
1.Частота вращения вала электродвигателя nдв, мин-1	2850	1345	960	710
2.Общее передаточное число привода U0=U1U2=	57	26,89	19,2	14,2
3.Рекомендуемое передаточное число цепной передачи U2	3	3	3	3
4.Расчетное значение передаточного числа редуктора U1	19	8,96	6,4	4,73
5.Передаточное число редуктора U1 по ГОСТ 2185-66	20	9	-	-
6.Расчетное значение передаточного числа цепной передачи	2,895	2,988	-	-

На основании анализа таблицы, принимаем по ГОСТ 28330-89 электродвигатель АИРМ112M4. В этом случае:

общее передаточное число привода U₀=26,89;

передаточное число редуктора U₁=9;

передаточное число цепной передачи U₂= 2,988;

1.5 Определение частот валов двигателя

Рисунок 1.1- Передача крутящего момента

Ведущий вал (вал электродвигателя)

n₁=n_дв=1345 мин^-1 (1.5)

Выходной вал редуктора

n₂= мин^-1 (1.6)

Выходной вал привода

n₃=мин^-1 (1.7)

1.6 Определение крутящих моментов

Ведущий вал (вал электродвигателя)

T₁=T_дв= Нм (1.8)

Выходной вал редуктора

T₂=T₁•U₂=•9=378,45Нм (1.9)



Выходной вал привода

T₃=T₂=378.45•2.988=1130.8Нм (1.10)



2. Расчет цепной передачи

2.1 Выбор типа и параметров цепи

По схеме привода, цепная передача является тихоходной. Полагая, что скорость цепи не будет превышать 17м/с и, учитывая заданные условия работы, принимаем приводную однорядную роликовую цепь ПР-15,875-23000-1 по ГОСТ 13568-75.

2.2 Определение числа зубьев звездочек

Минимальное число зубьев ведущей звездочки:

(2.1)

Согласовывая с рекомендациями, окончательно принимаем .

Число зубьев ведомой звездочки:

(2.2)

Принимаем .

Действительное передаточное число:

(2.3)

Отклонение от требуемого передаточного числа

(2.4)



Отклонение не превышает 3%.

2.3 Уточнение шага цепи

Шаг цепи определяют исходя из допустимой величины среднего давления в шарнирах (условие износостойкости).

(2.5)

где - коэффициент эксплуатации;

- коэффициент неравномерности распределения нагрузки по рядам

цепи: для однорядных цепей;

- допустимое среднее давление в шарнирах, МПа.

Принимаем .

Коэффициент эксплуатации вычисляют по уравнению:

(2.6)

где-коэффициент динамичности нагрузки. Принимаем.

- коэффициент межосевого расстояния. Принимаем

- коэффициент, учитывающий влияние угла наклона линии центров к горизонту. Принимаем

- коэффициент способа регулировки натяжения цепи. Принимаем

- коэффициент смазки. Принимаем.

- коэффициент режима работы в течение суток. Принимаем



Тогда шаг цепи:

Принимаем .

Окончательно принимаем цепь ПР-31,75-89000 легкой серии ГОСТ 13568-75. Параметры цепи: ;статическая разрушающая нагрузка ; масса ;проекция площади шарнира .

Предельно допустимая частота вращения ведущей звездочки

Так как , значит, передача не высокоскоростная и расчет на усталостную прочность роликов не требуется. В противном случае передача будет высокоскоростной, и ее работоспособность обеспечивается применением многорядных цепей. В этом случае необходим расчет на усталостную прочность роликов.

2.4 Определение диаметров делительных окружностей звездочек

Ведущая звездочка:

(2.7)



Ведомая звездочка:

(2.8)

2.5 Определение диаметров окружностей вершин зубьев

Ведущая звездочка

(2.9)

Ведомая звездочка:

(2.10)

2.6 Определение диаметров окружностей впадин

Ведущая звездочка

Ведомая звездочка

где , - диаметр втулки, мм



2.7. Окружная сила, передаваемая цепью ,H

(2.11)

2.8 Проверка цепи на удельное давление в шарнирах

Условие соблюдается.

2.9 Определение скорости цепи

(2.12)

2.10 Определение межосевого расстояния

Mежосевое расстояние определяют конструктивно так, чтобы оно находилось в пределах

Предварительно принимаем . Определяем число звеньев:

(2.13)



Округляем до целого четного числа, чтобы обеспечить более равномерный износ звездочек и цепи. Принимаем

2.11 Уточнение межосевого расстояния

(2.14)

Для свободного провисания цепи необходимо уменьшить межосевое расстояние на 0,2...0,4%, округлив полученный размер до целого числа

Окончательно принимаем

2.12 Сила предварительного натяжения цепи

(2.15)

где - коэффициент провисания цепи. Принимаем ,

тогда

2.13 Нагрузка на валы



где - коэффициент нагрузки вала.

Принимаем .

Сила направлена по линии центров звездочек.

2.14 Расчетный коэффициент запаса прочности цепи

(2.16)

где - натяжение от центробежных сил цепи при огибании звездочек.

(2.17)

Допускаемый коэффициент запаса прочности 24.95Расчетный коэффициент запаса прочности больше допускаемого. Условие прочности и долговечности цепи выполнено.

2.15 Определение размеров зубьев и венцов звездочек

Размеры зубьев и венцов звездочек определяю в зависимости от параметров выбранной цепи по таблицам.

Радиус закругления зуба

Расстояние от вершины зуба до линии центров дуг закругления



(2.18)

Диаметр обода:

(2.19)

для ведущей звездочки:

для ведомой звездочки:

Ширина зуба звездочки

Где В - внутренняя ширина цепи, мм



3. Расчет закрытой червячной передачи

3.1 Проектировочный расчет

Определение межосевого расстояния из условия контактной выносливости.

a_w=(z₂+q) ,(1.1)

где a_w-межосевое расстояние, мм;

z₂-число зубьев червячного колеса;

q-коэффициент диаметра червяка;

-допускаемое контактное напряжение материала червячного колеса, соответствующее эквивалентному числу циклов перемены напряжений.N_HE,МПа.

Согласно ГОСТ 2144-76(П.29) заданному передаточному числу Uможет соответствовать z₂равное только 36,при этом 28 и рекомендуется принимать z₂

z₂=z₁u, (1.2)

где z₁-число заходов червяка;

отсюда следует, что z₁=4

Фактическое передаточное число передачи:

u_ф==



Процент отклонения фактического передаточного числа от заданного:

100%=

Отклонение не должно превышать ±5%

По ГОСТ 19672-74 для проектировочного расчета рекомендуется принимать q=6,3...25[1.П.29] Принимаем q=8

, (1.3)

где допускаемое контактное напряжение материала червячного колеса, соответствующее базовому числу циклов перемены напряжений МПа; -коэффициент долговечности при расчете на контактную прочность.

Принимаем материалы червяка-сталь 45 с закалкой до HRC=45;венца червячного колеса-бронза БРОНФ. Для выбранных материалов

=260 МПа,N_HO=10⁷[1.П.39]

Коэффициент долговечности:

=, (1.4)

Эквивалентное число циклов перемены напряжений

], (1.5)



где -частные значения моментов на червячном колесе, соответствующие i-тым участкам циклограммы нагружения, Н -наибольшее значение длительно действующего момента на червячном колесе, Н

-частные значения длительностей нагрузок на i-тых участках циклограммы нагружения, час.

]

=

Вычисленное значение сравниваю с предельно допускаемыми значениями, ограниченными в зависимости от материалов червячных колес [1.П.44]

Допускаемое контактное напряжение:

Межосевое расстояние:

a_w=44=140,24 мм

Принимаем все параметры червячной передачи по ГОСТ 2144-76 [1.П.29]

a_w=140мм; z₁=4; z₂=36; u₂=9;q=8; модуль зацепления m=6,3мм; коэффициент смещения х=-0,222



3.2 Определение размерных параметров передачи

Размеры червяка

Делительный диаметр:

d₁=m

Делительный диаметр червяка соответствует ГОСТ 2144-76.

Начальный диаметр червяка:

d_w1=m

Диаметр впадин червяка:

d_f1=m

Диаметр вершин витков червяка:

d_a1=m

Высота витка червяка:

h=2,2

Длина нарезанной части червяка:

b₁=(C₁+C₂ (1.6)

где С₁,С₂ и k-коэффициенты, определяемые по таблице [1.П.30],

тогда: b₁=(11+0.09

Принимаем b₁=115мм

Размеры червячного колеса.

Делительный диаметр червячного колеса:

d₂=m₂=6,3

Диаметр впадин червячного колеса:

d_f2=m(z₂-2,4+2х)=6,3(36-2,4

Диаметр вершины зубьев червячного колеса :

d_a2=m(z₂+2+2x)=6,3

Наибольший диаметр червячного колеса определяют

по зависимости [1.П.31].В рассчитываемом случае:

d_aм2

Ширину венца колеса также определяют по зависимости [1.П.31]. В рассчитываемом примере:

b₂

Принимаем b₂=46мм

Начальный угол подъема линии витка червяка - град.



При х = 0 имеем = , где - делительный угол подъема линии витков червяка, град.

Окружная скорость червяка и скорость скольжения

(1.7)

где , м/с;

частота вращения червяка,

Тогда

(1.7)

Скорость скольжения

Рассчитанной скорости скольжения соответствует степень точности изготовления передачи.

Приведенный угол трения

Приведенный угол трения определяют интерполированием в зависимости от скорости скольжения и выбранного материала венца червячного колеса, а также твердости и шероховатости рабочих поверхностей червяка. В рассматриваемом случае , =.



4. Проверочный расчет

4.1 Расчет на контактную выносливость рабочих поверхностей зубьев червячного колеса

Условие прочности имеет вид:

(2.1)

где - действительные контактные напряжения в зацеплении, МПа;

- коэффициент, зависящий от контактирующих материалов червячной пары и угла зацепления;

- окружная сила на червячном колесе, Н;

- коэффициент нагрузки;

- коэффициент, учитывающий условный угол обхвата червяка колесом.

Для некоррегированного зацепления (угол зацепления = 20 град.) в зависимости от материалов контактирующих пар коэффициент принимается следующие значения:

бронза - сталь =380

чугун - сталь = 410

В рассматриваемом примере = 380

, (2.2)

где- коэффициент динамической нагрузки;

- коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине венца колеса.

В рассматриваемом примере = 1,2

(2.3)

где Q - коэффициент деформации червяка. При = 4 и q = 8Q = 47;

-средний по времени действия крутящий момент на валу червячного колеса, Н·м.

(2.4)

где - частное значение частоты вращения червячного колеса на i-том участке циклограммы нагружения, . При = = const

Тогда

(2.5)

где - условный угол обхвата червяка колесом, град.



Тогда, действительные контактные напряжения в зацеплении:

Условие прочности выполнено с перегрузкой 8%

Расчет зубьев червячного колеса на изгибную выносливость

Условие прочности имеет вид:

(2.6)

где - действительные напряжения изгиба материала червячного колеса, МПа;

- коэффициент нагрузки;

- коэффициент нагрузки;

-допускаемое напряжение изгиба, соответствующее эквивалентному числу циклов перемены напряжений. МПа.

Коэффициентопределяют по эквивалентному числу зубьев колеса

Тогда. Для червячных передач.

(2.7)



где - допускаемое напряжение изгиба, соответствующее базовому числу циклов перемены напряжений, МПа;

- коэффициент долговечности при расчете на изгиб.

(2.8)

где - базовое число циклов перемены напряжений. Для выбранных материалов и = 58МПа

- эквивалентное число циклов перемены напряжений.

Предельные значения ограничены в зависимости от материалов

Напряжения изгиба

. Условие прочности выполнено.



4.2 Предварительный расчет валов

Предварительный расчет валов проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям. Диаметр вала при допускаемом касательном напряжении при кручении вычисляем по формуле

(4.1)

Ведущий вал

Под свободный (присоединительный) конец выбираем диаметр вала:20 мм

Под 2-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: 24 мм;

Под 3-й элемент (шестерня) выбираем диаметр вала: 30 мм;

Под 4-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: 32 мм.

Ведомый вал ( выходной вал редуктора)

Под свободный (присоединительный) конец выбираем диаметр вала: 42 мм;

Под 2-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: 48 мм;

Под 3-й элемент (шестерня) выбираем диаметр вала: 55 мм;

Под 4-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: 60 мм.

Ведомый вал ( выходной вал привода)

Под свободный (присоединительный) конец выбираем диаметр вала: 60 мм;

Под 1-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: 65 мм;

Под 2-й элемент (шестерня) выбираем диаметр вала: 75 мм;

Под 4-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: 80 мм.

Диаметры участков валов назначаем исходя из конструктивных соображений. Длины участков валов, необходимые для дальнейших расчетов и компоновки редуктора, назначаем на основании рекомендаций.



5 Конструктивные параметры элементов передач

5.1 Ведущая звездочка цепной передачи (вариант с отверстиями в диске)

Диаметр ступицы:

(5.1)

Длина ступицы:

Толщина обода:

где -- диаметр вершин зубьев, мм

-- делительный диаметр, мм

Диаметр проточки:

гдеh - высота звена, мм

Толщина диска:



5.2 Ведомая звёздочка цепной передачи (вариант с отверстиями в диске)

Диаметр ступицы:

мм

Длина ступицы:

Толщина обода:

где -- диаметр вершин зубьев, мм

-- делительный диаметр, мм

Диаметр проточки:

где h - высота звена, мм

Толщина диска:



Диаметр центровой окружности:

Диаметр отверстий:

где

5.3 Червячное колесо червячной передачи

Диаметр ступицы:

Длина ступицы:

Толщина обода напрессовываемой части червячного колеса:

Толщина обода центральной части червячного колеса:



Толщина диска:

Внутренний диаметр обода:

D_обода=D_f2-()=208,88-2(18,7+14,96)=141,56 мм

Диаметр центровой окружности:

D_cотв=0,5(D_обода+ )=0,5=114,78 мм

Диаметр отверстий:

D_отв=(D_обода- )/4=13,39 мм

Параметры для стопорных винтов:

D_винт=1,4



6 Проверка прочности шпоночных соединений

6.1 Ведущая звездочка цепной передачи

(6.1)

(6.2)

Допускаемые напряжения смятия при переменной нагрузке и пристальной ступице .

Допускаемые напряжения среза при стальной ступице:

(6.3)

Так как , то принимает две шпонки данного сечения , расположенных под углом 180°.

6.2 Ведомаязвездочка цепной передачи

Так как , то принимает две шпонки данного сечения , расположенных под углом 180°.



6.3 Колесо

=

=

Все условия прочности выполнены.



7. Конструктивные размеры корпуса редуктора. Червячный редуктор

1.Для данного червячного редуктора определяем толщину стенки корпуса и крышки:

0,045+2 (7.1)

(7.2)

2.Толщина фланцев корпуса и крышки:

(7.3)

3.Толщина нижнего пояса корпуса и крышки при наличии бобышек:

(7.4)

(7.5)

4.Плоскости стенок, встречающихся под прямым углом, сопрягают радиусом:

r=0,5 (7.6)

5.Плоскости стенок, встречающихся под тупым углом, сопрягают радиусом:

R=1,5=13 мм (7.7)

6.Толщина внутренних ребер корпуса и крышки из-за более медленного охлаждения металла:

m=и m₁=

7.Учитывая неточности литья, размеры сторон опорных платиков для литых корпусов должны быть на 2…4 мм больше размеров опорных поверхностей прикрепляемых деталей. Обрабатываемые поверхности выполняются в виде платиков, высотаh=0,5=4

8.Диаметр винтов крепления крышки корпуса вычисляем в зависимости от вращающегося момента на выходном валу редуктора:

d₃=1,25 (7.8)

d₃=1,25=73мм

9.Диаметр фундаментальных болтов:

d_ф=0,036 (7.8)

10.Диаметр шпилек для крепления крышки редуктора к корпусу около подшипников:

d_n=0,75d_ф=0,7517=13 мм (7.9)

11.Диаметр шпилек для крышки редуктора:

=0,5d_ф=0,5 (7.10)

12.Диаметр болтов для крепления крышки подшипников к корпусу:

d_r=0,7=0,7 (7.11)



13.Диаметр болтов для крепления крышки смотрового отверстия d_cм=8мм

14.Диаметр резьбы пробки для слива масла из картера редуктора:

d_w (7.12)

15.Ширина нижнего пояса корпуса редуктора:

К=2,517=42мм (7.13)

16.Зазор внутренней крышки и корпуса редуктора, а также торца ступицы червячного колеса:У₁?0,5=4 мм (7.14)

17.Расстояние между внутренней стенкой корпуса и торца ступицы:

У₁14мм

18.Высоту ниши для крепления корпуса к плите принимаем равной:

h₀=2,5d₁=2,5



8. Расчет реакций в опорах

Решение выполняется в два этапа:

1.Определение реакций в опорах предварительно выбранных подшипников: по результатам первого этапа проводится проверочный расчет подшипников.

2.Определение реакций в опорах окончательно принятых подшипников, построение эпюр изгибающих и крутящих моментов и составление схемы нагружения подшипников; второй этап выполняется при проверочном расчете валов на прочность.

Расчет выполняется в следующей последовательности:

- вычерчивается расчетная схема вала в соответствии с выполненной схемой нагружения валов редуктора;

-выписываем исходные данные: силы в зацеплении редукторной пары (и консольные силы гибкой передачи и муфты ;

- расставляем расстояния между точками приложения реакций в опорах подшипников и консольной силы;

- определяем реакции в опорах предварительно выбранных подшипников вала в вертикальной и горизонтальной плоскости, составив два уравнения равновесия плоской системы сил;

- определяем суммарные радиальные реакции опор подшипников, например, , Н, где и - соответственно реакции в опоре подшипника А в горизонтальной и вертикальной плоскости;

- определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях вала , Н·м, где и - соответственно изгибающие моменты в горизонтальной и вертикальной плоскости.



9. Проверочный расчет подшипников

Конструкция подшипникового узла должна обеспечивать фиксацию валов в осевом направлении, компенсацию температурных деформаций, надежную смазку и защиту подшипников от посторонних частиц, удобство монтажа, демонтажа и регулировки.

Выбор типоразмера подшипника зависит от характера нагрузки, ее величины и направления, частоты вращения и условий эксплуатации.

Проектируют подшипниковые узлы в такой последовательности:

Выполняют эскизную компоновку узла; на основании расчетной схемы намечают расстояние между опорами и закрепленными на валу деталями.

На основании кинематической схемы и силовой характеристики механизма определяют величины и направления нагрузок на опоры.

Намечают тип подшипника с учетом нагрузок, конструкции узла, условий эксплуатации и монтажа.

Определяют эквивалентную нагрузку и проверяют расчетную долговечность подшипника.

Назначают посадки на внутренние и наружные кольца подшипника и выбирают способ крепления колец на посадочных местах.

Определяют систему смазки и конструкцию уплотнения.

Окончательно оформляют конструкцию подшипникового узла.

При выборе подшипников следует руководствоваться не только конструктивными, но и экономическими соображениями; например, учитывать, что шариковые подшипники дешевле роликовых, подшипники повышенных классов точности значительно дороже подшипников нормального класса.

В опорах, подверженных действию ударных нагрузок, предпочтение следует отдавать роликоподшипникам.

При действии на узел только радиальных нагрузок следует, как правило, ставить шарикоподшипники.

Проверочный расчет предварительно выбранных подшипников выполняется отдельно для быстроходного и тихоходного валов. Пригодность подшипников определяется сопоставлением расчетной динамической грузоподъемности.

Для подшипников с частотой вращения кольца n< 1 об/мин основной характеристикой служит статическая грузоподъемность С_о; при большей частоте вращения -- динамическая грузоподъемность С.

По ГОСТ 18855--73 динамической грузоподъемностью радиальных и радиально-упорных подшипников называют величину постоянной радиальной нагрузки, которую группа идентичных подшипников с неподвижным наружным кольцом может выдержать в течение 1 млн. оборотов внутреннего кольца. Для упорных подшипников динамическая грузоподъемность -- это постоянная центральная осевая нагрузка, которую любой из группы идентичных подшипников сможет выдерживать в течение 1 млн. оборотов одного из колец подшипника. Под номинальной долговечностью понимают срок службы подшипников, в течение которого не менее 90% из данной группы при одинаковых условиях должны проработать без появления признаков усталости металла.

Расчетную долговечность Lв млн. оборотов или в ч определяют по динамической грузоподъемности С и величине эквивалентной нагрузки (m=3 для шарикоподшипников и 3,33 для роликоподшипников)

Эквивалентная нагрузка в зависимости от вращения колец, радиальной и осевой нагрузки определяется для радиальных шарикоподшипников и радиально-упорных шарико- и роликоподшипников



Для упорных шариковых и роликовых подшипников

Для ведущего вала редуктора выбираем подшипник №1209 с грузоподъемностью 17 кН.

Для ведомого вала редуктора выбираем подшипник №1205 с грузоподъемностью 9,44 кН

Для выходного вала привода выбираем подшипник №1215 с грузоподъемностью 30,5 кН



10. Уточненный расчет валов

Проектировочный расчет валов на чистое кручение выполнен ранее. Проверочный расчет валов на прочность выполняют на совместное действие изгиба и кручения. Проверочный расчет проводится после завершения конструктивной компоновки и установления окончательных размеров валов.

Цель расчета - определить коэффициенты запаса прочности в опасных сечениях вала и сравнить их с допускаемыми:

Для этого определяем коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям

И в заключении находим общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении

При высокой достоверности расчета ; при менее точной расчетной схеме .



11. Выбор сорта масла

Для смазывания передач при окружной скорости вращения зубчатых колес 0,3 м/c<V< 12,5 м/с рекомендуется применять картерную смазку. В корпус редуктора масло заливают так, чтобы венец зубчатого колеса был в него погружен. При вращении колес 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.

Смазывание элементов передач редуктора в проектируемом приводе производится окунанием нижних элементов в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение элемента передачи примерно на 10-20 мм. Объем масляной ванны Vопределяется из расчета 0,25 дм³ масла на 1 кВт передаваемой мощности:

(8.1)

При контактных напряжениях у_н = 412 МПа и скорости V = 3,78м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 34,0х10^-6 м/с. Принимаем масло индустриальное И-ЗОА (по ГОСТ 20799-75*).

Подшипники смазываются тем же маслом, которым смазываются детали передачи. При окружной скорости вращения колес брызгами масла покрываются все детали передачи и внутренние поверхности стенок корпуса. Стекающее с колес, валов и со стенок корпуса масло попадает в подшипники.

При необходимости для смазки подшипников качения выбираем пластическую смазку ЦИАТИМ - 201 по ГОСТ 6267-74. Камеры подшипников заполняются данной смазкой и периодически пополняют ей.

12. Выбор посадок

Посадка подшипников

Правильный выбор посадки колец подшипников на вал и в корпус является важным условием нормальной работы подшипников.

Установлено, что незначительное ослабление посадки или появление зазора между внутренним кольцом и валом снижает долговечность подшипников.

Характер сопряжения подшипника с валом и корпусом зависит от величины и направления нагрузки, динамики работы механизма и многих других факторов.

ГОСТ 3325-*5 устанавливает поля допусков и технические требования к посадочным поверхностям валов и корпусов механизмов под подшипники качения, отвечающие следующим условиям:

1) Валы должны быть сплошными или полыми толстостенными;

2) Материал валов - сталь;

3) Материал корпуса - сталь или чугун;

4) Подшипники при работе не должны нагреваться до температуры более 100 С⁰.

Поля допусков обеспечивают по внутреннему и наружному диаметрам подшипника посадки с зазором, переходные посадки и с натягом. Условия работы внутренних и наружных колес в основном зависят от того, вращается или не вращается данное кольцо относительно действующей радиальной нагрузки. В соответствии с этим различают три основных вида нагружения колец: местное, циркуляционное и колебательное.

1. Местным нагружением кольца называют такой вид нагружения, при котором действующая на подшипник результирующая радиальная нагрузка постоянно воспринимается одним и тем же ограниченным участком дорожки качения этого кольца и передается соответствующему участку посадочной поверхности вала или корпуса.

2. Циркуляционным нагружением кольца называют такой вид нагружения, при котором действующая на подшипник результирующая радиальная нагрузка воспринимается и передается телами качения в процессе вращения дорожки качения последовательно всей посадочной поверхности вала или корпуса.

3. Колебательным нагружением кольца называют такой вид нагружения, при котором неподвижное кольцо подшипника подвергается одновременному воздействию радиальных нагрузок, постоянной по направлению и вращающейся. Их равнодействующая совершает периодическое колебательное движение.

В ГОСТ 3325-85 в приложении приведены рекомендуемые поля допусков для установки подшипников качения на вал и в отверстие корпуса в зависимости от конструктивной разновидности подшипников, диапазона диаметра отверстия подшипников и класса точности, вида нагружения, режима работы и конструкции машины или механизма.

В Редукторах широко применяется посадка H7/k6.

Посадка шпонок

При передаче момента шпоночным соединением посадки можно принимать по следующим рекомендациям:

- для цилиндрических прямозубых колес H7/p6.

- для цилиндрических косозубых и червячных колес H7/r6.

- для конических колес H7/s7.

- для колес коробок передач H7/k6.

Посадка с большим натягом - для колес реверсивных передач.

Посадки шпонок регламентированы ГОСТ 23360 -78 для призматических шпонок и СТ СЭВ 647-77 - для сегментных шпонок.

Поле допуска размера ширины призматической шпонки и размера толщины сегментной шпонки определено приведенными стандартами h9. Призматическая шпонка должна сидеть в пазу вала с натягом. Поэтому после допуска ширины шпоночного паза вала во всех случаях следует принимать P9. Для сегментной шпонки после допуска ширины шпоночного паза вала принимают N9. Поля допусков ширины шпоночных пазов отверстий следует принимать:

- при неподвижном соединении нереверсивной передачи Js9;

- при неподвижном соедини реверсивной передачи P9;

- при неподвижном соединении для призматической шпонки D10.

Установка открытых элементов передач на вал

Элементы открытых передач сажают на цилиндрические или конические посадочные поверхности выходных концов валов. Для передачи вращающего момента используют шпоночные соединения. При установке элементов открытых передач на цилиндрические концы валов применяют следующие посадки:

-при нереверсивной работе без толчков и ударов - H7/k6;

-при нереверсивной работе с умеренными толчками -H7/m6;

- при реверсивной работе с большими толчками и ударами - H7/n6.

13. Технология сборки редуктора

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку производят в соответствии с чертежом общего вида редуктора, начиная с узлов валов.

- на валы закладывают шпонки и напрессовывают элементы передач редуктора. Мазеудерживающие кольца и подшипники следует насаживать, предварительно нагрев в масле до 80 - 100 градусов по Цельсию, последовательно с элементами передач. Собранные валы укладывают в основание корпуса в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком.

Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; затягивают болты, крепящие крышку и корпус. После этого в подшипниковые камеры закладывают смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок, регулируют тепловой зазор. Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают войлочные уплотнения, пропитанные горячим маслом. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышку винтами.

Далее на конец ведущего или ведомого вала в шпоночную канавку закладывают шпонку, устанавливают элемент гибкой связи и закрепляют его торцовым креплением; винт торцового крепления стопорят специальной планкой.

Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой, закрепляют крышку болтами.

Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.



Заключение

В настоящем курсовом проекте нами был разработан привод, состоящий из электродвигателя серии АИРМ, одноступенчатого червячного редуктора и цепной передачи.

В результате расчетов нами были определены следующие основные параметры:

1.Общее передаточное число привода - 26,9;

2.Шаг цепи- 31,75 мм;

3.Межосевое расстояние цепной передачи - 1394 мм;

4.Межосевое расстояние редуктора - 140 мм;

5.Для привода предлагается использовать электродвигатель марки АИРМ112М4 номинальной мощностью 5,5 кВт и частотой вращения 1345 мин^-1

Размещено на Allbest.ru