Размещено на http://www.allbest.ru/

КУРСОВАЯ РАБОТА

на тему: «Привод с цепной передачей и червячным редуктором»

Содержание

1. Задание на курсовой проект

2. Кинематический расчёт

2.1 Выбор электродвигателя

2.2 Передаточное отношение привода и его передач

2.3 Частоты вращения, угловые скорости, мощности и моменты на валах

3. Расчёт червячной передачи редуктора

3.1 Материалы и допускаемые напряжения

3.2 Расчёт геометрических параметров передачи

3.3 Проверочный расчёт зубьев передачи

4. Предварительный расчёт валов

5. Расчёт цепной передачи

6. Конструктивные размеры корпуса редуктора

7. Расчёт шпоночных соединений

8. Проверка долговечности подшипников

8.1 Силы в зацеплении

8.2 Подшипники ведущего вала

8.3 Подшипники ведомого вала

9. Уточнённый расчёт валов

9.1 Расчёт ведущего вала

9.2 Расчёт ведомого вала

10. Тепловой расчёт редуктора

11. Смазка редуктора

12. Сборка редуктора

Литература

1. Задание на курсовой проект

Спроектировать привод междуэтажного ленточного конвейера. Привод содержит асинхронный электродвигатель, компенсирующую муфту, червячный редуктор и цепную передачу. Схема привода иллюстрирована нижеследующим рисунком.

Срок службы редуктора 10 лет при непрерывной двухсменной работе. Привод нереверсивный. Кратковременные перегрузки не более 50% от номинальной нагрузки. Мощность на ведомой звездочке цепной передачи Р₃=0,75 кВт и частота вращения этой звездочки n₃=30 об/мин.

1-элкектродвигатель; 2-муфта компенсационная; 3-червяк; 4-червячное колесо; 5-подшипник; 6,7-звездочки цепной передачи; 8-цепь; 9-корпус редуктора; 10-рама привода; 11,12-барабаны конвейера; 13-лента; 14-натяжное устройство; 15-перемещаемый штучный груз.

2. Кинематический расчёт

2.1 Выбор электродвигателя

По [2,с.4] принимаем КПД:

- червячной передачи: з_ч = 0,85

- цепной передачи: з_ц = 0,95

- пары подшипников: з_п = 0,99

Общий КПД привода: з = з_ч • з_ц • з_п² = 0,85 • 0,95 • 0,99² = 0,79

Требуемая мощность электродвигателя:

С учётом требуемой мощности Р_тр = 0,95 кВт выбираем двигатель серии 4А с номинальной мощностью Р_н = 1,1 кВт [2,с.390]. Для двигателей с Р_н = 1,1 кВт указаны следующие синхронные частоты вращения, об/мин [2,с.390]: 3000; 1500; 1000; 750.

Среднее передаточное отношение привода i_ср = i_срч • i_срц

где i_срч - среднее передаточное отношение червячной передачи i_срч = 8

i_срц - среднее передаточное отношение цепной передачи i_срц = 5

i_ср = 8 • 5 = 40

Требуемая частота вращения двигателя: N_тр = n₃ • i_ср = 140·30=1200 об/мин.

Выбираем электродвигатель 4А80А4 со следующими параметрами [2,с.390]:

1. Номинальная мощность Р_н = 1,1 кВт

2. Номинальная частота вращения об/мин.

3. Отношение пускового момента к номинальному Т_п/Т_н = 2,0

2.2 Передаточное отношение привода и его передач

Общее передаточное отношение привода при частоте вращения выходного вала n₃ = 30 об/мин:

Принимаем для червячной передачи: i_ч =10, на цепную передачу остаётся:

2.3 Частоты вращения, угловые скорости, мощности и моменты на валах

Частоты вращения валов:

Угловые скорости валов:

Мощности на валах:

Р₁ = Р_тр = 0,95 кВт

Р₂ = Р₁ • з_ч • з_п = 0,95 • 0,85 • 0,99 = 0,79кВт

Р₃ = Р₂ • з_ц • з_п² = 0,79 • 0,95 • 0,99² = 0,75 кВт

Моменты на валах:

Максимальные моменты при перегрузке:

Максимальный момент при перегрузке на первом валу (валу двигателя): Т_1max = T_п = 1,6 • Тн

Номинальный момент двигателя прои номинальной мощности Рн = 5,5 кВт, равен Т_н = Р_н/щ₁ = =0,75·10³ /146,01 = 5,14 Н • м, тогда Т_1max = 1,6 • 5,14 = 8,22 Н • м.

При перегрузках максимальные моменты будут превышать моменты, расчитанные для требуемой мощности в Т_1max/ Т₁ = 8,22 / 6,51 = 1,26 раза.

Получаем:

Т_1max = Т₁ • 1,26 = 6,51 •1,26= 8,21 Н • м

Т_2max = Т₂ • 1,26 = 54,73 • 1,26= 68,96 Н • м

Т_3max = Т₃ • 1,26 = 238,95• 1,26= 300,95 Н • м

Результаты расчетов, выполненных в подразделе 2.3, сведены в таблицу 1.1

Таблица 1.1

№ вала	n, об/мин	, с-1	Р, кВт	Т, Нм	Tmax, Нм
1	1395	146,01	0,95	6,51	8,21
2	139,5	14,6	0,79	54,73	68,96
3	30	3,14	0,75	238,85	300,95

3. Расчёт червячной передачи редуктора

3.1 Материалы и допускаемые напряжения

Выбираем материалы червяка и венца червячного колёса принимаем для червяка сталь 45 с закалкой до твёрдости не менее HRC 45. Для венца червячного колеса принимаем бронзу БрА9Ж3Л с пределом текучести у_т = 275 МПа [2,с.66]

Допускаемое контактное напряжение при длительной эксплуатации зависит от скорости скольжения. Предварительно принимаем скорость скольжения в зацеплении х_s = 5 м/с. Тогда допускаемое контактное напряжение [2,с.68,табл.4.9]: [у_н ] = 160 МПа.

Допускаемое контактное напряжение изгиба [2,с.66]: [у_oF] = K_FL • [у_oF] ^?

где K_FL- коэффициент долговечности, при длительной эксплуатации равный K_FL = 0,543 [2,с.67]

[у_oF] ^?= 98 МПа [2,с.66]

[у_oF] = 0,543 • 98 = 53,3 МПа

Допускаемое контактное напряжение при перегрузках для без оловянных бронз зависят от предела текучести [у_н ]_max = 2 ? у_т

При пределе текучести колеса у_т = 275 МПа: [у_н ]_max = 2 • 275 = 550 МПа

Допускаемое напряжение изгиба при перегрузках для бронз также зависят от предела текучести [у_F ]_max = 0,8 ? у_т = 0,8 • 275 = 220 МПа

3.2 Расчёт геометрических параметров передачи

В зависимости от передаточного числа U = i_ч =10, принимаем:

Число витков червяка Z₁ = 4 [2,с.55]

Число зубьев червячного колеса Z₂ = U • Z₁ = 10 • 4 = 40

Момент на колесе Т₂ = 54,73• 10³ Н • м

В зависимости от момента примем коэффициент диаметра червяка q = 10 [2,с.60]

Предварительно примем коэффициент нагрузки K = 1,2

Межосевое расстояние [2,с.62]:

Модуль [2,с.61] .

Принимаем соответствующие стандартным значения [2,c.56]: m = 4 мм; q = 10

Уточним межосевое расстояние при значениях m и q:

б_w = 0,5 • m • (q + Z₂) = 0,5 • 4 • (10 + 40) = 100 мм

Основные размеры червяка [2,c.56,57]:

- делительный диаметр: d₁ = q • m = 10 • 4 = 40 мм

- диаметр вершин: d_б1 = d₁ + 2 • m = 40 + 2 • 4 = 48 мм

- диаметр впадин витков: d_f1 = d₁ - 2,4 • m = 40 - 2,4 • 4 = 30,4 мм

- длина нарезанной части при Z₁ = 4:

b₁ ? (12,5 + 0,09 • Z₂) • m + 25 = (12,5 + 0,09 • 40) • 4+ 25 = 89,4 мм;

принимаем напряжения b₁ = 90 мм.

- делительный угол подъёма витка при Z₁ = 4 и q = 10: г = 21?48?

Основные размеры червячного колеса [2,c.58]:

- делительный диаметр: d₂ = Z₂ • m = 40 • 4 = 160 мм

- диаметр вершин зубьев: d_б2 = d₂ + 2 • m = 160 + 2 • 4 =168 мм

- диаметр впадин зубьев: d_f2 = d₂ - 2,4 • m = 160 - 2,4 • 4 = 150,4 мм

- наибольший диаметр:

- ширина венца при Z₁ = 4: b₂ ? 0,67 • d_б1 = 0,67 • 48 = 32,16 мм; принимаем b₂ = 32 мм;

Окружная скорость червяка [2,c.59]

электродвигатель привод передача ленточный редуктор

Скорость скольжения [2,c.59]

.

При этой скорости V_s = 3,32 м/с по [2,c.68] допускаемое контактное напряжение равно [у_н ] = 165 МПа.

Отклонение ; к тому же межосевое расстояние по расчету было получено а_W =92 мм, а после выравнивания m и q по стандарту было увеличено до а_W =100 мм, т.е. на 87 %, и пересчет а_W делать не надо, необходимо лишь проверить . Для этого уточняем КПД редуктора.

При скорости = 3,32 м/с приведенный коэффициент трения для без оловянной бронзы и шлифованного червяка [2,c.59] и приведенный угол трения 1⁰35^I.

КПД редуктора с учетом потерь в опорах, потерь на разбрызгивание и перемешивание масла

Принимаем 7-ю степень точности передачи по [2,c.65].

3.3 Проверочный расчёт зубьев передачи

Расчётное контактное напряжение

где К_н - коэффициент нагрузки [2,c.64] К_н = К_в • Kv

К_в - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий

где и - коэффициент деформации червяка, при Z₁ = 4 и q = 10, и = 70 [2,c.64]

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

K_v - коэффициент динамичности нагрузки, при V_s = 3,32 м/с и 7-й точности K_v = 1,1

Тогда коэффициент нагрузки К_н = 1,07 • 1,1 = 1,18

Расчётное контактное напряжение равно:

что меньше допустимого [у_н] = 165 МПа

Расчётное контактное напряжение при перегрузках моментом

Т_2max = 68,96H • м равно:

что меньше допустимого [у_н] = 550 МПа

Напряжение изгиба зубьев

где Y_F - коэффициент формы зуба, зависящий от эквивалентного числа зубьев.

При эквивалентном числе зубьев:

коэффициент формы зуба: Y_F = 2,19 [2,c.63]

Напряжения изгиба:

Что меньше допустимого [у_oF]' = 53,3 МПа

Напряжение изгиба зубьев при перегрузке моментом Т_2max = 68,96 H • м:

Что меньше допустимого [у_oF]'_max = 167 МПа

4. Предварительный расчёт валов

Минимальный диаметр вала при расчёте на чистое кручение [2,c.161]

где [ф] - допускаемое напряжение при кручении, МПА

Для всех видов назначаем сталь 45 по ГОСТ 1050-88 нормализованная со следующими свойствами [2,c.34]

1. предел прочности ув = 570 МПа

2. предел текучести ут = 290 МПа

3. пределы выносливости у-1 = 0,43 ? ув = 0,43 • 570 = 246 МПа

ф_-1 = 0,58 ? у_-1 = 0,58 • 246 = 142 МПа

Вал 2 испытывает дополнительную изгибающую консольную нагрузку от цепной передачи, поэтому [ф_к] = 20 МПа

Для вала 1 возьмём [ф_к] = 25 МПа

Диаметр ведущего вала:

Принимаем стандартное значение d_В1 = 18 мм [2,c.161]

Диаметр вала под подшипниками d_п1 = 30,0 мм.

Длина нарезанной части червяка в₁ = 89 мм.

Расстояние между опорами l₁ = d_АМ2 =172 мм.

Ведущий вал редуктора соединяем муфтой с валом электродвигателя d_дв =38 мм .

Диаметр ведомого вала:

Принимаем стандартное значение d_В2 = 22 мм [2,c.161]

Диаметр вала под подшипниками d_п2 = 25 мм.

под колесом d_к2 = 30 мм.

Диаметр ступицы d_ст = (1,6 …1,8)• d_к2 = (1,6…1,8) • 30 = 48…54 мм => 50.

Длина ступицы l_ст = (1,2…1,8) • d_к2 = (1,2…1,8) • 30 = 36…54 мм.

Принимаем l_ст = 40 мм.

5. Расчёт цепной передачи

Выбираем приводную роликовую однорядную цепь

Вращающий момент на валу ведущей звездочки Т₂=54,73•10³ Н•мм.

Передаточное число было принято ранее i_цепн=4,65

Число зубьев: ведущей звездочки Z₃=31-2· i_цепн=31-2·4,65=21,7?22

ведомой звездочки Z₄= Z₃· i_цепн=22·4,65=102,3?102 .

Передача расположена под углом 45⁰ к горизонту .

Определяем шаг цепи

Расчетный коэффициент нагрузки

К_э=k_д· k_{a ·} k_{н ·} k_{p ·} k_{cм ·} k_n=1·1·1·1,25·1,4·1,25=2,19 ,

Где k_д=1-динамический коэффициент при кратковременных нагрузках;k_a =1 учитывает влияние межосевого расстояния (k_a=1 при a_ц=40t); k_н=1-учитывает влияние угла наклона линии центров; k_p=1,25 при периодическом регулировании натяжения цепи;k_cм=1,4 при периодической смазке; k_n учитывает продолжительность работы в сутки, при двухсменной работе k_n=1,25.

Для определения шага цепи надо знать допускаемое давление [p] в шарнирах цепи. В табл. 7.18 /2, с.150/ допускаемое давление [p] задано в зависимости от частоты вращения ведущей звездочки и шага t. Поэтому для расчета величиной [p] следует задаваться ориентировочно. Ведущая звездочка имеет частоту вращения n₂= 139,5 об/мин. Среднее значение допускаемого давления [p] = 37 МПа.

Шаг однорядной цепи 15,21 мм.

Выбираем цепь ПР15,87588,5 по ГОСТ 13568-75*, имеющую t=15,875 мм; разрушающую нагрузку Q=22,7 кН; массу q=1,0 кг/м; А_оп=54,8 мм².

Скорость цепи

Окружная сила Н.

Давление в шарнире проверяем по формуле

.

Уточняем допускаемое давление [p]=37·[1+0,01·(22-17)]=38,85 МПа.

Условие р<[p] выполнено.

Определяем число звеньев цепи по формуле :

где ==40;;=12,74;

Тогда L_t= 2·40+0,5·124+(12,74²/40)=146,06;

Округляем до четного 146.

Уточняем межосевое расстояние цепной передачи по формуле

Для свободного провисания цепи предусматриваем возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,4%, т.е. на 635·0,004=3,5 мм .

Определяем диаметры делительных окружностей звездочек

; .

Определяем диаметры наружных окружностей звездочек

,

где d₁=10,16 мм - диаметр ролика данной цепи;

;

.

Силы, действующие на цепь:

окружная F_tц= Н - определена выше;

центробежная .

от провисания гдеК_f=1,5 при угле наклона цепи 45⁰.

Расчетная нагрузка на валы F_в=F_tц+2F_f=925,93+2·9,76=945,45 Н.

Проверяем коэффициент запаса прочности цепи

Это больше, чем нормативный коэффициент запаса [s]~7,4;следовательно, условие s>[s] выполнено.

Размеры ведущей звездочки :

Ступица звездочки:

d_ст3=1,6•d_в2=1,6•22=35 мм ;

l_ст3=(1,2?1,5)d_в2 =(1,2?1,5)·22=26,4?33 мм ;

принимаем l_ст3=33 мм .

Толщина диска звездочки 0,93В_вн=0,93•9,65=8,97 мм,

Где В_вн=9,65 мм-расстояние между пластинами внутреннего звена /2, c.147/.

6. Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщина стенок корпуса и крышки:

д = 0,04 • а_w + 2 = 0,04 • 100 + 2 = 6 мм принимаем д=8 мм.

Толщина верхнего пояса корпуса и пояса крышки:

в = 1,5 • д = 1,5 ? 8 = 12 мм.

Толщина нижнего пояса корпуса: р = 2,35 • д = 2,40 • 8 ? 20 мм.

Диаметры болтов:

Фундаментных d₁ = (0,03…0,036) • а_w +12 = (0,03…0,036) • 100 +12 = 15…15,6 мм

Принимаем болты с резьбой М16.

Крепящих крышку к корпусу у подшипников:

d₂ = (0,7…0,75) • d₁ = (0,7…0,75) • 16 = 11,2…12 мм

Принимаем болты с резьбой М6.

Соединяющих крышку с корпусом:

d₃ = (0,5…0,6) • d₁ = (0,5…0,6) • 16 = 8…9,6 мм

Принимаем болты с резьбой М10.

7. Расчёт шпоночных соединений

Для всех валов назначаем шпонки призматические по ГОСТ 23360-78 скруглёнными торцами. Материал шпонок - сталь 45 по ГОСТ 1050-88 нормализованная.

Условие прочности соединения по напряжениям смятия [2,c.169]

где Т - момент, передаваемый валом, Н • м

d - диаметр вала, мм

h - высота шпонки, мм

t₁ - глубина паза вала, мм

l - длина шпонки, мм

b - ширина шпонки, мм

[у_см] - допускаемое напряжение смятия, МПа а необходимую длину l вычислим по преобразованной формуле:

На ведущем вале шпоночное соединение расположено на диаметре d = 18 мм, для которого b ? h = 6 ? 6 мм, t₁ = 3,5 мм. Длина шпонки при моменте Т₁ = 6,51 Н • м на валу:

Округляем для стандартной величины и принимаем шпонку l₁ = 10 мм [2,c.169].

На выходе ведомого вала шпоночное соединение расположено на диаметре d = 22 мм, для которого b ? h = 6 ? 6 мм, а размер паза t₁ = 3,5 мм. Длина шпонки при моменте Т₃ = 238,85 Н•м на валу:

Округляем для стандартного значения и принимаем шпонку l₃ = 25 мм [2,c.169].

Шпоночное соединение, расположенное под колесом на диаметре d = 30 мм, для которого b ? h = 8 ? 7 мм, а размер паза t₁ = 4 мм. Длина шпонки при моменте Т₂ = 54,73 Н•м на валу:

Округляем для стандартного значения: l₂ = 18 мм [2,c.169].

8. Проверка долговечности подшипников

8.1 Силы в зацеплении

Окружная сила на колесе, равная осевой силе на червяке:

F_t2 = F_a1 = 2 • T₂ / d₂ = 2 • 54,73 • 10³ / 160 = 684,13 H

Окружная сила на червяке, равная осевой на колесе:

F_t1 = F_a2 = 2 • T₁ / d₁ = 2 • 6,51 • 10³ / 40 = 325,5 H

Радиальная сила на червяке и на колесе:

F_r1 = F_r2 = F_t2 • tg б = 684,13 • tg20? = 249 H

8.2 Подшипники ведущего вала

При отсутствии специальных требований червяк должен иметь правое направление витков.

Схема нагружения вала представлена на рис. 2.

Силы, действующие на вал: F_t1 = 325,5 Н; F_a1 = 684,13 Н; F_r1 = 249 Н.

Расстояния между опорами и точками приложения сил: l₁ = 200 мм.

Силы реакций опор:

В плоскости XZ

R_x1 = R_x2 = F_t1 / 2 = 325,5 / 2 =162,75 H

В плоскости YZ

Проверка:

R_у1 +R_у2 F_r1 = 44,95 +204,05 249 = 0

Суммарные реакции:

Осевые составляющие радиальных реакций шариковых радиально-упорных подшипников 80206 [2,с.399] при параметре осевого напряжения е = 0,68 [2,с.212]

S₁ = e • Р_r1 = 0,68 • 168,84 = 114,81 H

S₂ = e • Р_r2 = 0,68 • 261 = 177,48 H

Осевые нагрузки подшипников при S₁ < S₂

Р_а1=F_a ? S₂ S₁;

тогда Р_a1 = S₁ = 114,81 H; Р_a2 = S₁ + F_a1 = 114,81+684,13 = 798,94 H.

Рассмотрим правый подшипник (опора 2):

Отношение Р_a2 / Рr₂ = 798,94 / 168,84 = 4,73 <0,68 (е), осевую нагрузку учитываем. Эквивалентная нагрузка на подшипник [2,с.212]

Р_э2 = (XР_r2 • V +Y P_a2)• К_b • К_T

где V - коэффициент, при вращении внутреннего кольца V = 1 [2,с.212]

K_д - коэффициент безопасности, при перегрузках до 150% K_д = 1,2 [2,с.214]

К_т - температурный коэффициент, приняв что t ? 100?C K_т = 1 [2,с.214]

X = 0,41 и Y = 1,44 [2,с.213]

Р_э2 = (0,41•168,84•1+0,87•798,84)•1,2•1= 917,16 Н.

Рассмотрим левый подшипник (опора 1)

Отношение Р_a1 / Р₁ = 114,89 / 168,84 = 0,67 <0,68 (е), осевую нагрузку не учитываем. Эквивалентная нагрузка на подшипник [2,с.212]

Р_э1 = Р_r1•V•K_д•К_т = 168,84•1•1,2• = 202,61 Н

Долговечность определяем по более нагруженному подшипнику, т.е. по опоре 2.

Расчётная долговечность подшипника 46306 [2,с.211] при С = 22,5 [2,с.399]

Расчётная долговечность в часах при n₁ = 1395 об/мин [2,с.211]

часов.

что больше минимально допускаемой долговечности 10000 часов.

8.3 Подшипники ведомого вала

Схема нагружения вала представлена на рис.3

Силы, действующие на вал: F_t2 = 684,13 Н, F_a2 =325,5 Н, F_r2 = 249 Н, F_б = 2637,58 Н.

Расстояния между опорами и точками приложения сил: l₂ = 88 мм, d₂ = 160 мм

Силы реакций опор:

В плоскости XZ

= 684,13/2=342 Н

В плоскости YZ

Проверка:

R_у3 - R_у4 -F_r2 = 223-471+249 = 0

Суммарные реакции:

Осевые составляющие радиальных реакций шариковых радиально-упорных конических роликоподшипников 7305 [2,с.402] при параметре осевого напряжения е = 0,36 [2,с.212]

S₃ = 0,83•е•Р_r3 =0,83•0,36•408 = 122 Н

S₄ =0,83•е•Р_{r 4} =0,83•0,36•582= 174 Н

Осевые нагрузки подшипников [2,с.217] при S₃ < S₄

S₃ < S₄ ; Р_a3 = F_a > S₄ -S₃ ; Р_a3 = S₃ =122 H

Р_a4 = S₃ + F_a =122+325,5=448 H

Рассмотрим левый подшипник (опора 3)

Отношение Р_a3/ Р₃ = 122 / 408 = 0,29 < е, поэтому осевую нагрузку не учитываем

Эквивалентная нагрузка на подшипник [2,с.212].

Р_э3 = Р₃ • V • K_д • К_т

где V - коэффициент, при вращении внутреннего кольца V = 1 [2,с.212]

K_д - коэффициент безопасности, при перегрузках до 150% K_д = 1,2 [2,с.214]

К_т - температурный коэффициент, приняв что t ? 100?C K_т = 1 [2,с.214]

Р_э4 = 448•1•1,2•1 =538 Н.

Рассмотрим правый подшипник (опора 4)

Отношение Р_a4 / Р₄ = 448 / 582 = 0,76 > е, осевую нагрузку учитываем. Эквивалентная нагрузка на подшипник [2,с.212] при коэффициентах X = 0,4 [2,с.212] и Y = 1,67 [2,с.212]

Р_э4 = (X • Р₄ • V + Y • Р_a4) • K_д • К_т = (0,4•582•1 + 1,67•448 )•1,2 • 1 = 1,18 кН

Долговечность определяем по более нагруженному подшипнику, т.е. по опоре 4.

Расчётная долговечность в млн. об. подшипника 7305 при С = 50,0 [2,с.402]

Расчётная долговечность в часах при n₂ = 139,5 об/мин

ч

что больше минимально допускаемой долговечности 10000 часов.

9. Уточнённый расчёт валов

9.1 Расчёт ведущего вала

В сечении А-А концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночного паза. Размеры паза при диаметре вала d = 18 мм. b = 6 мм, t₁ =3,5 мм [2,с.169].

Крутящий момент Т₁ = 6,51 Н • м.

Момент сопротивления кручению [2,с.165]:

Амплитуды касательных напряжений:

Среднее напряжение цикла касательных напряжений ф_m = ф_v = 3,19 МПа

Коэффициент напряжений при у_в = 570 МПа, К_ф = 1,5 [2,с.165]

Пределы выносливости:

Масштабный фактор для углеродистой стали при диаметре d = 18 мм, е _ф = 0,76 [2,с.166]

Коэффициент ш_у = 0,05 и ш_ф = 0,1 возьмём по рекомендации [3,с.271], [2,с.166] для углеродистых сталей.

Коэффициенты запаса прочности по касательным напряжениям равный общему коэффициенту у_-1 запаса при чистом кручении.



что больше минимально допускаемого [S] ? 2,5 [2,с.162]

Проведём расчёт на жёсткость, для чего проверим стрелу прогиба червяка.

Приведённый момент инерции поперечного сечения червяка.

Стрела прогиба:

где E - модуль упругости, Н/мм², для сталей Е = 2,1 • 10⁵ Н/мм²

Допускаемый прогиб:

[F] = (0,005…0,01) • m = (0,005…0,01) • 4 = 0,020…0,04 мм

Жёсткость обеспечена т.к.

F = 0,0002 мм < [F]_min = 0,020 мм

9.2 Расчёт ведомого вала

В сечении А-А концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночного паза. Размеры паза при диаметре вала d =30 мм. b = 8 мм, t₁ = 4 мм.

Крутящий момент Т₂ = 54,73 Н • м. Изгибающий момент при х = 0,04 м

М_изг = F_a· х = 325,5 • 0,04 = 13,34 Н • м

Моменты сопротивления кручению и изгибу

Амплитуды касательных и нормальных напряжений:

Среднее напряжение циклов у_m = 0, ф_m = ф_v = 5,54 МПа

Коэффициенты концентрации напряжений и масштабные факторы: К_ф = 1,5; К_у = 1,6;

е_у = 0,79; е_ф = 0,675. Коэффициент ш_у = 0,05 и ш_ф = 0,1.

Коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:

Результирующий коэффициент запаса прочности:

В сечении Б-Б концентрацию напряжений вызывает подшипник.

Диаметр вала d = 25 мм. Изгибающий момент М_изг = 238,85 Н • м

Моменты сопротивления изгибу и кручению:

Амплитуды нормальных и касательных напряжений:

Средние напряжения циклов у_m = 0, ф_m = ф_v = 38,95 МПа

Коэффициенты концентрации напряжений и масштабные факторы:

К_у / е_у = 3,5; К_ф / е_ф = 2,5

Коэффициенты ш_у = 0,05 и ш_ф = 0,1.

Коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:

Результирующий коэффициент запаса прочности:

10. Тепловой расчёт редуктора

Условие работы редуктора без перерыва при продолжительной работе

где Р₄ - мощность на червяке. Р₄ = Р₁ = 0,95 кВт;

з - КПД редуктора, з = 0,80

К_t - коэффициент теплопередачи К_t = 17 Вт/м² • с /2, с.382/

А - площадь теплоотводящей поверхности, м²

[?t] - допускаемый перепад температур, при нижнем червяке [?t] = 60?С

Для проектируемого редуктора площадь теплоотводящей поверхности А = ? 0,47 м².

В этом значении учитывалась площадь днища, т.к. обеспечивается хорошая циркуляция воздуха около днища.

Тогда

11. Смазка редуктора

Смазывание зубчатого зацепления и подшипников будет проводиться разбрызгиванием жидкого масла. При контактных напряжениях у_к = 150,7 МПа и скорости скольжения V_s = 3,32 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть приблизительно равна 20 • 10^-6 м²/с . [2,с.253]. Выбираем масло индустриальное И-20А ГОСТ 20799-75.

12. Сборка редуктора

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку редуктора начинают с того, что на червячный вал редуктора напрессовывают подшипники, предварительно нагретые в масле до температуры

80 - 100?С. Затем вал устанавливают в крышку редуктора с помощью стакана.

В шпоночную канавку колеса устанавливают шпонку и напрессовывают колесо до упора в бурт вала; затем устанавливают дистанционное кольцо и напрессовывается подшипники. Вал устанавливается в корпус редуктора, после чего устанавливается крышка редуктора, центруется штифтами и закрепляется болтами.

В сквозные крышки подшипников закладывают резиновые манжеты, устанавливают кольца упорные ведущего вала и крышки с прокладками, закрепляем болтами. Регулируется червячное зацепление и радиально-упорные подшипники с помощью металлических прокладок.

Ввёртывается сливная пробка и маслоуказатель. В редуктор заливают масло и устанавливают отдушину. Собранный редуктор обкатывают и испытывают на стенде.

Литература

1. Жингаровский А.Н., Кеин Е.И., Проектирование деталей машин. Часть 1. Пояснительная записка: учеб. Пособие. 2-е издание-Ухта: УГТУ, 2001.-104., ил. Машиностроение, 1988. - 416 с.: ил.

2. Курсовое проектирование деталей машин: учебное пособие для учащихся Машиностроительных специальностей техникумов / С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин и др. 2-е изд., перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 1988. - 416 с., ил.

3. Детали машин: учебное пособие для студентов вузов / Гузенков П.Г. 3-е изд., перераб. и доп. - М.: Высшая школа, 1982. - 351 с., ил.

4. Детали машин: Атлас конструкций. Учебное пособие для машиностроительных вузов /В.Н. Беляев, И.С. Богатырёв А.В. Буланже и др; под ред. д-ра техн. наук проф. Д.Н. Решетова./. - 4-е изд; перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 1979. - 367 с; ил.

5. Седов В.П. Задание на курсовое проектирование по Деталям Машин: Ухта, УИИ, 1999. - 43 с.: ил.

Размещено на Allbest.ru