Разработка привода кормораздатчика

Размещено на http://www.allbest.ru/

ВВЕДЕНИЕ

В курсе «Детали машин и основы конструирования» изложены вопросы теории, расчета и конструирования деталей машин и сборочных единиц общего назначения с учетом заданных условий работы машины.

Курсовой проект по деталям машин призван способствовать закреплению, углублению и обобщению знаний, полученных студентами во время изучения данного курса и применению этих знаний к комплексному решению инженерной задачи по проектированию деталей, узлов и машины в целом. Курсовое проектирование по деталям машин является первой конструкторской работой студентов, при выполнении которой они применяют знания, полученные после изучения как самого курса «Детали машин и основы конструирования», так и предыдущих дисциплин: теоретической механики, теории механизмов и машин, технологии металлов, сопротивления материалов, основ взаимозаменяемости, машиностроительного черчения. Проект должен способствовать развитию творческой инициативы и подготовить студентов к выполнению курсовых проектов последующих специальных технических дисциплин, а также к выполнению дипломного проекта и решению производственных конструкторских задач. В процессе работы над проектом студенты должны получить навыки анализа существующих конструкций с точки зрения преимуществ, недостатков и направления их совершенствования, пользования справочной литературой, ГОСТами, нормами, таблицами и номограммами, закрепить правила выполнения расчетов и составления пояснительных записок к проектам, а также графического оформления своих конструкторских решений.

В данном курсовом проекте необходимо разработать привод кормораздатчика.

1. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ И СИЛОВОЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА

Для определения требуемой мощности электродвигателя в задании указаны вращающий момент на валу барабана и угловая скорость этого вала или же сила тяги и скорость ленты

Рис 1.1 Кинематическая схема привода.

1 - эл.двигатель

2 - клиноременная передача

3 - червячный редуктор

1.1 Определяем общий к.п.д. привода транспортера

, (1.1)

где _рп - к.п.д. клиноременной передачи, _рп = 0,97 [1] табл. 1.1;

_чп - к.п.д. червячной передачи, _цп = 0,91 [1] табл. 1.1;

_пп - к.п.д. пары подшипников, _пп = 0,99 [1] табл. 1.1.

.

1.2 Определяем мощность на привод рабочей машины

Вт (1.2)

где Т₃ - вращающий момент на выходном валу, Т₃ =850 Нм;

₃ - угловая скорость выходного вала, ₃ =5,5 рад/с;

1.3 Определим потребную мощность двигателя

Вт (1.3)

1.4 Выбор двигателя

Мощность электродвигателя, подбираемого для проектируемого привода, должна быть не ниже той, которая определена по формуле (1.1). Из существующих типов электродвигателей выбирают преимущественно асинхронные электродвигатели трехфазного тока единой серии 4А.

Принимаем электродвигатель мощностью 5,5 кВт 1450 об/мин 4А112М4У3, [3] табл. 16.7.1.с.280.

1.5 Определяем общее передаточное отношение привода

(1.4)

где n₄ - частота вращения выходного вала привода.

n₁ - частота вращения вала двигателя

Определяем частоту вращения выходного вала привода

об/мин. (1.5)

Из стандартного ряда принимаем передаточное отношение клиноременной передачи U_рп =2,2.

Определяем общее передаточное отношение

, (1.6)

Для дальнейшего проектного расчета привода необходимо определить мощность, крутящий момент, частоту вращения и угловую скорость для каждого из валов. Результаты определения этих величин сведем в табл. 1.1.

Частота вращения валов:

(мин^-1),

(мин^-1), (1.7)

(мин^-1),

Угловая скорость:

(1.8)

(с^-1),

(с^-1),

(с^-1),

Мощность:

(Вт),

(Вт),

(Вт),

Передаваемый крутящий момент:

(1.9)

(Нм),

(Нм),

(Нм),

Таблица 1.1. Параметры привода

№ вала	Р, Вт	Т, Нм	n, об/мин	, с-1
1	5373,5	35,4	1450	151,8
2	5160,2	74,8	659	69
3	4648,8	845,2	52,7	5,5

2. РАСЧЁТ ПЕРЕДАЧ

2.1 Расчет клиноременной передачи

Рассчитаем передачу клиновым ремнем к смесителю, работающему в одну смену.

Дано:

кВт

1. Коэффициент режима работы [1] таб. 7.4, для кормораздатчика Kp=1,0.

2. Выбор сечения ремня

При значении мощности Р1=5,37 кВт, и частоте вращения n1=1450 принимаем по номограмме 2.2.1 [1] ремень сечения Б.

3.Диаметр меньшего шкива по формуле

(2.1.1)

По табл. 7.14 [1] принимаем ближайший =D=100 мм.

4. Выбор ремня

По таблице 7.7. [1] принимаем ремень

Обозначение сечения ремня	не менее мм	, мм	W, мм	, мм	A мм	, мм	мм	Масса 1 метра, кг
Б	100	14	17	10,5	133	800 - 6300	40	0,18

5. Скорость ремня

(2.1.2)

6. Диаметр ведомого шкива

(2.1.3)

Принимаем =220 мм. [1] c.120

7. Передаточное отношение

(2.1.4)

8.Определяем межосевое расстояние

(2.1.5)

Т0=10,5 мм. [1] таб. 7.7.

(2.1.6)

9. Длина ремня

(2.1.7)

По таблице [1] 7.7.принимаем L=1000 мм.

Уменьшение Lmin=0,99L=0,99 1000=990 мм

Увеличение Lmax=1,025L=1,025 1000=1025 мм

10.Уточнение межосевого расстояния

(2.1.8)

где,

11. Угол обхвата на малом шкиве

(2.1.9)

12.Окружная сила

(2.1.10)

13. Число ремней

(2.1.11)

=1,1 - коэффициент режима работы [1] табл. 7.10. с.136

=0,95 - коэффициент угла обхвата [1] с.135

=0,85 - коэффициент длины ремня [1] табл. 7.9. с.135

=0,9 - коэффициент числа ремней в передаче [1] с.135

- номинальная мощность, передаваемая одним клиновым ремнём [1] табл. 7.8

Принимаем число ремней z=3

14. Натяжение ветви ремня

Н. (2.1.12)

коэффициент центробежной силы [1] c.136

Ведущая ветвь: Н. (2.1.13)

Ведомая ветвь: Н (2.1.14)

15. Сила действующая на вал

Н (2.1.15)

16. Частота цикла напряжений равна частоте пробегов ремня

(2.1.16)

Для клиновых ремней допускаемые значения U 10…20 ,[4]

19. Суммарное максимальное напряжение в работающем ремне

(2.1.17)

МПа - растягивающие напряжения (2.1.18)

МПа - изгибающие напряжения (2.1.19)

МПа - напряжения от центробежной силы (2.1.20)

МПа

МПа

2.2. Расчет червячного редуктора

1.Число витков червяка z₁ принимаем в зависимости от передаточного числа: при U=12,5 принимаем z₁=2 [2,стр.55].

2.Число зубьев червячного колеса

(2.2.1)

3.Материал для венца червячного колеса и червяка

примем [2.] табл.4.8 в зависимости от скорости скольжения при частота вращения червяка =659 мин^-1 .

В этом случае следует для венца червячного колеса принять безоловянную бронзу, для которой допускаемое напряжение [G_H] не зависит от скорости скольжения (Принимаем бронзу БрА9ЖЗЛ, отлитую в кокиль). Для червяка примем углеродистую сталь 45 с твердостью HRC>45. В этом случае по таблице допускаемое контактное напряжение [G_H]^/=221 МПа.[2.,табл.4.8]

4.Расчетное допускаемое контактное напряжение

[2]c.214 (2.2.2)

Тогда: (МПа),

Принимаем предварительно коэффициент диаметра червяка q=10 и коэффициент динамической нагрузки к=1,0.

5.Определяем межосевое расстояние из условия контактной прочности:

(мм), (2.2.3)

6.Модуль:

(мм)(2.4)

Принимаем по ГОСТ 2144-76 [1.табл.4.2.16 ] стандартные значения m=10 мм

7.Коэффициент диаметра червяка:

Принимаем по ГОСТ 2144-76 [1.табл.4.2.17] стандартные значения q=6,3;z₂=25, z₁=4.

8.Пересчитываем межосевое расстояние по стандартным значениям:

(мм) (2.2.5)

Принимаем по ГОСТ 2144-76 [1.табл.4.2.16 ] стандартные значения межосевое расстояние мм.

9.Основные геометрические размеры червяка:

9.1 Делительный диаметр червяка

(мм)(2.2.6)

9.2 диаметр вершин витков червяка

(мм)(2.2.7)

9.3 диаметр впадин витков червяка

(мм)(2.2.8)

9.4 длина нарезанной части шлифованного червяка

(мм) [1,таб.4.2.19] (2.2.9)

принимаем b₁=154 мм

9.5 делительный угол подъема витка г=

10.Основные размеры венца червячного колеса:

10.1 Делительный диаметр червячного колеса

(мм)(2.2.10)

10.2 диаметр вершин зубьев червячного колеса

(мм)(2.2.11)

10.3 диаметр впадин червячного колеса

(мм)(2.2.12)

10.4 наибольший диаметр червячного колеса

(мм) [1,таб.4.2.19](2.2.13)

10.5 ширина венца червячного колеса

(мм). [1,таб.4.2.19](2.2.14)

принимаем b₂=56 мм

10.6 Окружная скорость червяка, червячного колеса.

(м/с)(2.2.15)

(м/с) (2.2.16)

10.7 Скорость скольжения:

(м/с)(2.2.17)

11. Уточняем К.П.Д. редуктора:

(2.2.18)

[1,таб.4.2.23]

Выбираем 7-ю степень точности передачи и находим значение коэффициента динамичности k_х=1,1 [2.табл.4.7].

(2.2.19)

где ? - коэффициент деформации червяка (?=57) [2.табл.4.6]

X - вспомогательный коэффициент (x0,6)

(2.2.20)

Коэффициент нагрузки:

12.Определяем силы в зацеплении.

(H) (2.2.21)

(H) (2.2.22)

(H) (2.2.23)

Где:[1,стр.52]

13. Проверяем контактное напряжение:

(МПа) (2.2.24)

К - коэффициент динамической нагрузки.[1.стр.52]

Что меньше допускаемого [G_H]=211 МПа.

14. Проверяем прочность зубьев червячного колеса на изгиб.

Эквивалентное число зубьев:

(2.2.26)

Коэффициент формы зуба Y_F=1,69 [1.табл.4.2.20]

Напряжение изгиба:

(МПа)(2.2.27)

15.Основное допускаемое напряжение изгиба для не реверсивной работы по [1.стр.52]

МПа (2.2.28)

Где: Y= (2.2.29)

N=60=60 (2.2.30)

- Коэффициент долговечности. [3.стр.145 ф.(5.22)]

N - Циклическая долговечность передачи. [3.стр.137 ф.(5,2)]

L - Предварительный ресурс передачи.

10 - Базовое число циклов.

Тепловой расчет червячной передачи

16.Мощность на червяке.

(Вт)

17.Поверхность охлаждения.

(2.2.31)

Где: А - Поверхность охлаждения корпуса редуктора

Коэффициент теплопередачи.

(2.2.32)

Для чугунных корпусов при естественном обдуве. [2] с.228

18.Выделяемая тепловая мощность.

(Вт) (2.2.33)

19.Тепловая мощность передаваемая в атмосферу.

(Вт) (2.2.34)

Где: Температура масла.

Температура окружающей среды.

[] - Допустимая температура нагрева масла. [4.стр. 30]

(2.2.35)

Так как и не превышает ,то для охлаждения достаточно редуктора.

3. Расчет валов

В процессе эксплуатации валы передач испытывают деформации от действия внешних сил, масс самих валов и насаженных на них деталей. Однако в типовых передачах, разрабатываемых в курсовых проектах, массы валов и деталей, насаженных на них, сравнительно невелики, поэтому их влиянием обычно пренебрегают, ограничиваясь анализом и учетом внешних сил, возникающих в процессе работы.

Проектирование вала начинают с определения диаметра выходного конца его, из расчета на чистое кручение по пониженному допускаемому напряжению без учета влияния изгиба.

3.1 Расчет ведущего вала червяка

Проектный расчет.

1. Выбор материала.

Принимаем материал вала сталь 45.

у_В=560МПа; у_Т=280МПа

2. Определяем диаметр выходного конца вала.

(3.1.1)

где:Нм - крутящий момент на валу

- допускаемое напряжение на кручение [5] с.16.

Принимаем d_В=28мм. [5] с.16.



Рисунок 3.1. Ведущий вал.

3. Определяем диаметры отдельных участков и длины вала.

Под уплотнение: d_у= [5] с.16.

Под подшипники: d_П= [5] с.16.

Принимаем линейные размеры вала: f=60 мм [5] таб.4

Диаметр впадин вала червяка.

4. Межопорное расстояние: мм. (3.1.2)

5. Изображаем вал, как балку на двух опорах , рисунок 3.1. Разложим силы на две плоскости.

6. Определяем реакции в опорах:

в плоскости XOY

; ; (3.1.3)

; (3.1.4)

где Fк=902 Н. -сила действующая на вал (консольная нагрузка)

Ft1=2374 Н. - окружная сила на червяке,

Н;

Н.

Проверка: (3.1.5)

Проверка сошлась значит реакции определены правильнов плоскости YOZ

; ; (3.1.6)

; , (3.1.7)

где Fr1 - радиальная сила в зацеплении, Fr1 =2475 Н;

Fx1 - осевая сила в зацеплении, Fx1 =6800 Н;

d1 - делительный диаметр червяка , d1 =63 мм.

Н;

Н.

Проверка: (3.1.8)

Проверка сошлась значит реакции определены правильно

7. Определяем суммарные реакции в опорах

Н; (3.1.9)

Н. (3.1.10)

8. Определение изгибающих моментов, построение эпюры изгибающих моментов.

Нм; Нм;

Нм; Нм.

Нм;

Нм; Нм; Нм; Нм.

9. Определяем максимальный суммарный изгибающий момент в точке 3

(3.1.11)

10. Определяем эквивалентный изгибающий момент

(3.1.12)

11. Определяем диаметр вала в наиболее нагруженном сечении (сечение червяка)

< мм (3.1.13)

где - предел прочности при симметричном цикле нагружения, = 60 МПа.

Проверочный расчет вала

Наметив конструкцию вала, установив основные его размеры, выполняют уточненный проверочный расчет, заключающийся в определении коэффициента запаса прочности S в опасном сечении.

Определяем коэффициент запаса прочности в опасном сечении

(3.1.14)

где S - коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;

S - коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям.

Определяем коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

(3.1.15)

где - предел выносливости стали при симметричном цикле нагружения;[5] таб.2.

- эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений; [5] таб.7.

- масштабный фактор для нормальных напряжений, [5] таб.8.

=0,9 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности [5] с.36.

- амплитуда цикла нормальных напряжений, равная наибольшему напряжению изгиба в рассматриваемом сечении;

- коэффициент, учитывающий влияние среднего напряжения цикла; [5] с.36.

- среднее напряжение цикла, (3.1.16)

14. Определяем предел выносливости стали при симметричном цикле нагружения

МПа (3.1.17)

где в - предел прочности на растяжение материала вала, в = 560 МПа [5] таб.2.

15. Определяем амплитуду цикла нормальных напряжений

МПа. (3.1.18)

.

16. Определяем коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

, (3.1.19)

где МПа- предел выносливости стали при симметричном цикле кручения;

- эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений; [5] таб.7.

- масштабный фактор для нормальных напряжений; [5] таб.8.

- коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, = 0,9 [5.с.36].

МПа (3.1.20) - амплитуда цикла касательных напряжений, равная наибольшему касательному напряжению в рассматриваемом сечении;

- коэффициент, учитывающий влияние среднего напряжения цикла [5] с.36.

- среднее напряжение цикла, равное амплитуде цикла касательных напряжений.

Wk - момент сопротивления сечения кручению.

. .

Прочность обеспечена.

Расчёт вала на жёсткость

Валы червяков всегда проверяют на изгибную жёсткость для обеспечения правильности зацепления червячной пары.

17. Максимальный прогиб (стрела прогиба):

(3.1.21)

где, Lоп=280 мм - межопорное расстояние

Ft и Fr - окружное и радиальное усилие на червяке

МПа - модуль продольной упругости для стали

Iпр - приведенный момент инерции сечения червяка

(3.1.22)

- диаметры впадин и вершин витков червяка

[f]=(0,005…0,01)m=0,05…0,1 мм - допускаемый прогиб

m - модуль зацепления

- следовательно вал рассчитан верно

3.2 Расчет вала червячного колеса

Проектный расчёт

1. Выбор материала

Принимаем материал вала сталь 45.

у_В=560МПа; у_Т=280МПа

2. Определяем диаметр выходного конца вала из расчета на кручение по пониженным допускаемым напряжениям кручения

(3.2.1)

где - крутящий момент на валу, = 850 Нм;

[]кр - допускаемое напряжение на кручение, []кр = 35 МПа [3] таб.6.5.1.

Принимаем d_В=52мм. [5] стр. 16.

3. Определяем остальные диаметры и длины вала

Под уплотнение: d_у=56мм. [5] с.16.

Под подшипники: d_П=60мм. [5] с.16.

Под червячное колесо dк=64мм [5] с.16.

4. Межопорное расстояние:

мм.

5. Изображаем вал, как балку на двух опорах , рисунок 3.2. Разложим силы на две плоскости.

6. Определяем реакции в опорах:

; ; (3.2.2)

; , (3.2.3)

Ft2 - окружная сила на червячном колесе, Ft2 =6800 Н.

H

Н; Н.

Рис.3.2 Ведомый вал

Проверка: (3.2.4)

Проверка сошлась значит реакции определены правильно

в плоскости YOZ:

; ; (3.2.5)

; , (3.2.6)

где Fr2 - радиальная сила в зацеплении, Fr2 = 2475 Н;

Fx2 - осевая сила в зацеплении, Fx2 =2374 Н;

d2 - расчётный диаметр червячного колеса , d2 = 250 мм.

Н;

Н.

Проверка:

Проверка сошлась, значит реакции определены правильно.

7. Определяем суммарные реакции в опорах

Н; (3.2.7)

Н. (3.2.8)

8. Определение изгибающих моментов, построение эпюры изгибающих моментов.

Нм; Нм;

Нм

Нм;

Нм; Нм; Нм.

9. Определяем максимальный суммарный изгибающий момент в точке 3

(3.2.9)

10. Определяем эквивалентный изгибающий момент

(3.2.10)

11. Определяем диаметр вала в наиболее нагруженном сечении (под червячным колесом)

< мм (3.2.11)

где - предел прочности при симметричном цикле нагружения, = 60 МПа.

Проверочный расчет вала

Наметив конструкцию вала, установив основные его размеры, выполняют уточненный проверочный расчет, заключающийся в определении коэффициента запаса прочности S в опасном сечении.

12. Определяем коэффициент запаса прочности в опасном сечении

, (3.2.12)

Где S - коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;

S - коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям.

13. Определяем коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

, (3.2.13)

где,- предел выносливости стали при симметричном цикле нагружения;

- эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений; [5] таб.7

- масштабный фактор для нормальных напряжений, [5] таб.8

=0,9 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности [5] с.36;

- амплитуда цикла нормальных напряжений, равная наибольшему напряжению изгиба в рассматриваемом сечении;

- коэффициент, учитывающий влияние среднего напряжения цикла; [5] с.36

-среднее напряжение цикла, (3.2.14)

14. Определяем предел выносливости стали при симметричном цикле нагружения

МПа (3.2.15)

где в - предел прочности на растяжение материала вала, в = 560 МПа [5] таб.2.

15. Определяем амплитуду цикла нормальных напряжений

МПа. (3.2.16)

где b=18 - ширина шпонки [5] таб.6

.

16. Определяем коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

, (3.2.17)

где МПа- предел выносливости стали при симметричном цикле кручения;

- эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений; [5] таб.7.

- масштабный фактор для нормальных напряжений; [5] таб.8.

- коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, = 0,9 [5] с.36.

МПа (3.2.18)

амплитуда цикла касательных напряжений, равная наибольшему касательному напряжению в рассматриваемом сечении;

- коэффициент, учитывающий влияние среднего напряжения цикла [5] с.36.

- среднее напряжение цикла, равное амплитуде цикла касательных напряжений.

Wk - момент сопротивления сечения кручению.

. > .

Прочность обеспечена. Расчетный коэффициент значительно больше допустимого вследствие того, что вал рассчитан верно.

Привод кормораздатчик подшипник редуктор

4. Расчет подшипников

4.1 Расчет подшипников ведущего вала

1. Выбор типоразмера подшипника

По [5] т. 11 назначаем подшипники роликовые конические типа 7307А средней серии, при dп=35 мм.

d=35 мм; D=80 мм; Т=23 мм; В=21 мм; с=18мм;r=2,5 мм; r1=0,8мм; С=68,2 кH; C₀=50 кН; e=0,31; Y=1,9; Y0=1,1; б=12^?

Назначаем установку подшипников «враспор» рис. 4.1:

Рис. 4.1 Схема установки подшипников ведущего вала

2.Определяем расстояние между точками приложения радиальных реакций подшипников для схемы «враспор»:

(4.1.1)

2. Определяем расстояние от точки приложения реакции до дальнего торца подшипника:

(4.1.2)

4.Определяем расстояние между реакцией подшипника и концом ведущего вала

==60-=65,9 мм. (4.1.3)

5. Пересчитываем реакции в опорах.

Плоскость XOZ

Н;

Н.

в плоскости YOZ

Н;

Н.

5. Определяем суммарные реакции:

(4.1.10)

(4.1.11)

6. Определяем осевые составляющие от радиальных реакций

Н (4.1.12)

Н (4.1.13)

7. Определение расчетных осевых нагрузок на подшипник

Опора 1. ,то H (4.1.14)

Опора 2. , то (4.1.15)

Принимаем одинаковые подшипники на две опоры, рассмотрим более нагруженный

8. Левый подшипник

(4.1.16)

9. Определяем эквивалентную нагрузку на подшипник

Н (4.1.17)

где К_т - температурный коэффициент, принимаем К_т=1 [5] т.14;

K_б - коэффициент безопасности, принимаем К_б=1,2, [5] т.13;

10. Определяем требуемую динамическую грузоподъёмность подшипника (Н, кН):

<кН(4.12) (4.1.18)

где n - частота вращения кольца рассчитываемого подшипника, n =659 об/мин;

Lh10 - долговечность подшипника в часах при вероятности безотказной работы 90%, Lh10 = 3000 час [5] т.13;

а1 - коэффициент долговечности в функции необходимой надежности,

а1 = 1,0 [5] т.15

а2 - обобщенный коэффициент совместного влияния качества металла и условий эксплуатации, а2 = 0,7 [5] т.15.

11. Определяем расчётную действительную долговечность подшипника, ч.

(4.1.19)

Подобранные подшипники имеют значительный запас долговечности, что позволит им работать безаварийно на протяжении планируемого срока эксплуатации.

4.2 Расчет подшипников ведомого вала

1 Выбор типоразмера подшипника

По [5] т. 11 и ,назначаем подшипники роликовые конические типа 7312 средней серии, при dп=60 мм.

d=60 мм; D=130 мм; Т=33,5 мм; В=31 мм; с=27 мм; r=3,5 мм; r1=1,2 мм; С=128 кH; C₀=96,5 кН; e=0,3; Y=1,97; Y0=1,08; б=12^?

Назначаем установку подшипников «враспор» рис. 4.2:

Рис. 4.2 Схема установки подшипников ведомого вала

2 Определяем расстояние между точками приложения радиальных реакций подшипников для схемы «враспор»:

(4.2.1)

3 Определяем расстояние от точки приложения реакции до дальнего торца подшипника:

(4.2.2)

4.Определяем расстояние между реакцией подшипника и концом ведущего вала

==100-=109,5 мм. (4.2.3)

5. Пересчитываем реакции в опорах.

Плоскость XOZ

Н; Н.

в плоскости YOZ

Н;

Н.

5. Определяем суммарные реакции:

(4.2.10)

(4.2.11)

6. Определяем осевые составляющие от радиальных реакций

Н (4.2.12)

Н (4.2.13)

7. Определение расчетных осевых нагрузок на подшипник

Опора 1. ,то H (4.2.14)

Опора 2. , то (4.2.15)

8. Рассмотрим левый подшипник

(4.2.16)

9. Определяем эквивалентную нагрузку на подшипник

кН (4.2.17)

где К_т - температурный коэффициент, принимаем К_т=1 Л[5] т.14;

K_б - коэффициент безопасности, принимаем К_б=1,2, Л[5] т.13;

10. Определяем требуемую динамическую грузоподъёмность подшипника (Н, кН):

<кН(4.12) (4.2.18)

где n - частота вращения кольца рассчитываемого подшипника, n =52,7 об/мин;

Lh10 - долговечность подшипника в часах при вероятности безотказной работы 90%, Lh10 = 3000 час [5] т.13;

p - показатель степени, p = 3,33;

а1 - коэффициент долговечности в функции необходимой надежности,

а1 = 1,0 [5] т.15

а2 - обобщенный коэффициент совместного влияния качества металла и условий эксплуатации, а2 = 0,7 [5] т.15.

11. Определяем расчётную действительную долговечность подшипника, ч.

(4.2.19)

Подобранные подшипники имеют значительный запас долговечности, что позволит им работать безаварийно на протяжении планируемого срока эксплуатации.

4.3 Смазка и уплотнение подшипников

Для смазывания подшипников, при затруднённом доступе к нему масла применяют пластичную смазку - солидол.

Подшипники смазываем пластичным смазочным материалом, закладываемым в подшипниковые камеры при монтаже. Сорт мази выбираем по [5] с.46 солидол марки УС-2.

Для защиты подшипниковых узлов от попадания извне пыли и влаги применяют наружные уплотнения.

Принимаем по [5] т.19 резиновую армированную манжету типа l с пыльником (по ГОСТ 8752 - 79). Рис.4.3.

Ведущий вал: l - 3052 ГОСТ 8752 - 79

Ведомый вал: l - 5680 ГОСТ 8752 - 79

Параметры манжеты:

для подшипников ведущего вала: d=30 мм; D=52 мм; h1=10 мм;

для подшипников ведомого вала: d=56 мм; D=80 мм; h1=12 мм;

Для защиты подшипников от обильных струй масла и продуктов износа принимаем маслозащитную шайбу со ступицей.

5. Проверка шпоночных соединений

Для соединения вала с деталями передающими вращение, будем применять призматические шпонки из стали 45.

Напряжения смятия и условие прочности:

(5.1)

где [у_см] - допускаемое напряжение смятия. [у_см]=100 МПа, [5] с.38.

5.1 Ведущий вал - шкив

Выбираем шпонку для соединения шкива с быстроходным валом. По [5] т. 6, для диаметра вала d=28мм, выбираем шпонку призматическую bh=87 мм с глубиной паза вала t₁=4 мм, длину шпонки назначаем в зависимости от длины ступицы шкива по [5] с.34. Принимаем l=32 мм.

Шпонка 10840 мм ГОСТ 23360-78.

Проверим шпоночное соединение на смятие:

<[у_см]=100 Мпа

5.2 Ведомый вал - червячное колесо

Проверяем шпоночное соединение червячное колесо вал. По [5] т.6 для диаметра вала d=64 мм, выбираем шпонку призматическую bh=1811 с глубиной паза вала t1=7 мм, длину шпонки назначаем в зависимости от длины ступицы колеса по [5] т. 6. Принимаем l=63мм.

Шпонка 181163 мм ГОСТ 23360-78.

Проверим шпоночное соединение на смятие:

у_см=60,2 Мпа<[у_см]=100 Мпа

5.3 Вал электродвигателя

Проверяем шпоночное соединение червячное колесо вал. По [5] т.6 для диаметра вала d=32 мм, выбираем шпонку призматическую bh=108 с глубиной паза вала t1=7 мм, длину шпонки назначаем в зависимости от длины ступицы колеса по [5] т. 6. Принимаем l=30мм.

Шпонка 10830 мм ГОСТ 23360-78.

Проверим шпоночное соединение на смятие:

у_см=17,7 Мпа<[у_см]=100 Мпа

6. КОНСТРУИРОВАНИЕ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС И ШКИВОВ

6.1 Конструирование червяка и червячного колеса

Основные параметры зубчатых колес и червяков (диаметры, ширина, модуль, число зубьев и пр.) определены при проектировании передач. Конструкция колес зависит, главным образом, от проектных размеров, материала, способа получения заготовки.

Червяки выполняют стальными чаще всего заодно с валом. Геометрические размеры червяка известны из расчёта передачи.

Червячные колёса в целях экономии цветных металлов выполняют с венцом из антифрикционного материала, а центр - из серого чугуна или стали. Соединение центра с венцом должно обеспечивать передачу большого вращающего момента и сравнительно небольшой осевой силы. Лишь колёса малого диаметра (до 100…120 мм) или при малой скорости скольжения () изготавливаются цельны Рис.6.1. Червячное колесо ми.

Определяем параметры колеса:

1.Диаметр наибольший обода: мм

2..Внутренний диаметр обода: мм

3.Толщинаобода:; ;мм; мм.

4.Ширина обода: мм.

5.Внутренний диаметр ступицы:мм.

6.Наружный диаметр ступицы (чугун):мм.

7.Толщина ступицы: мм.

8.Длинна ступицы: мм.

9.Толщина диска: мм

6.2 Конструирование шкивов ременной передачи

6.2.1 Конструирование ведущего шкива

Внешний диаметр шкива для передачи клиновыми ремнями: мм (6.2.1.1)

где: мм.--расчёт ременной передачи

мм. для сечения ремня Б; [5]ст. 58

мм мм.

Ширина шкива:

мм (6.2.1.2)

где: z-число канавок на шкиве;

для сечения ремня Б; [5] т. 58

для сечения ремня Б; [5] т. 58

Толщина обода шкивов:мм (6.2.1.3)

где: для сечения ремня Б; [5] т. 58

Размер С принимается равным 8…14. Принимаем С=10мм.

Диаметр ступицы равен:

мм (6.2.1.4)

Длинна ступицы:мм (6.2.1.5)

6.2.2 Конструирование ведомого шкива

Внешний диаметр шкива для передачи клиновыми ремнями:

мм (6.2.2.1)

где: расчётный диаметр шкива

для сечения ремня Б; [5] т. 58

мм мм.

Ширина шкива: мм (6.2.2.2)

где: z - число канавок на шкиве;

для сечения ремня Б; [5] т. 58

для сечения ремня Б; [5] т. 58

Толщина обода шкивов:мм (6.2.2.3)

где: для сечения ремня Б; [5] т. 58

Размер С принимается равным 8…14. Принимаем С=10мм.

Диаметр ступицы равен: мм (6.2.2.4)

Длинна ступицы:мм (6.2.2.5)

7. КОНСТРУИРОВАНИЕ КОРПУСНЫХ ДЕТАЛЕЙ, СТАКАНОВ И КРЫШЕК

7.1 Конструирование корпусных деталей

Корпус редуктора служит для размещения и координации деталей передачи, защиты их от загрязнения, организации системы смазки, а также восприятия сил, возникающих в зацеплении редукторной пары, подшипниках, открытой передаче. Материал литого корпуса обычно чугун СЧ10, СЧ15 или СЧ18; сварного -- листовая сталь Ст2 или СтЗ. При конструировании корпуса редуктора должны быть обеспечены прочность и жесткость, исключающие перекосы валов. Для повышения жесткости служат рёбра, располагаемые у приливов под подшипники. Корпус обычно выполняют разъемным, состоящим из основания (его иногда называют картером) и крышки. Плоскость разъема проходит через оси валов. В вертикальных цилиндрических редукторах разъемы делают по двум и даже по трем плоскостям. При конструировании червячных редукторов можно применять неразъемный корпус (при а_w < 140 мм) с двумя окнами по боковым стенкам, через которые при сборке вводят в корпус комплект вала с червячным колесом, и разъемный (плоскость разъема располагают по оси вала червячного колеса).Несмотря на разнообразие форм корпусов, они имеют одинаковые конструктивные элементы - подшипниковые бобышки, фланцы, ребра, соединенные стенками в единое целое, - и их конструирование подчиняется некоторым общим правилам. Основание корпуса и крышку фиксируют относительно друг друга двумя коническими штифтами. Для предотвращения протекания масла плоскости разъема смазывают спиртовым лаком или жидким стеклом. Ставить прокладку между основанием и крышкой нельзя, так как при затяжке болтов она деформируется и посадка подшипников нарушается.

Определяем толщину стенки корпуса , (7.1.1)

Принимаем = 8 мм [5].

Определяем толщину стенки крышки мм. (7.1.2)

Определяем толщину ребра в сопряжении со стенкой корпуса мм. (7.1.3)

Определяем толщину ребра в сопряжении со стенкой крышки мм.

Определяем толщину фланца корпуса и крышкимм. (7.1.4)

Определяем толщину подъемных ушей корпуса мм. (7.1.5)

Определяем толщину фланца крышки (7.1.6)

Определяем толщину подъемных ушей крышки мм. (7.1.7)

Определяем диаметр фундаментных болтов мм. (7.1.8)

Принимаем d₁ =16 мм. Принимаем 4 фундаментных болта [5].

Определяем толщину фундаментных лап м (7.1.9)

Определяем диаметр болтов соединения крышки с корпусом редуктора у подшипников мм (7.1.10)

Принимаем болты М12.

Определяем диаметр болтов, соединяющих основание корпуса с крышкой

мм (7.1.11)

Принимаем винты М10.

Определяем диаметр крепления торцовых крышек подшипников и крышки смотрового отверстия

мм. (7.1.12)

Принимаем болты М8.

Принимаем отжимные болты М8 [2].

Определяем диаметр пробки для выпуска масламм. (7.1.13)

Принимаем болты М16

Определяем диаметр прилива подшипникового узла

(7.1.14)

Определяем расстояние от стенки корпуса до края фланца фундаментных лап

мм (7.1.15)

Определяем расстояние от стенки до края фланца по разъему корпуса и крышки

у подшипников мм. (7.1.16)

у основания мм (7.1.17)

Определяем расстояния от стенки корпуса до оси болтов (7.1.18)

(7.1.19)

(7.1.20)

Определяем размеры, определяющие положение болтов d₂ мм, (7.1.21)

мм (7.1.22)

Определяем расстояния между осями болтов для крепления крышки редуктора к корпусу

мм. (7.1.23)

к корпусу в месте приливов подшипниковых гнёзд (7.1.24)

Определяем наименьший зазор между наружной поверхностью колеса и стенкой корпуса по диаметру мм. (7.1.25)

Определяем наименьший зазор между наружной поверхностью колеса и стенкой корпуса по торцам

мм.

По полученным размерам выполняются рабочие чертежи корпуса и крышки.

7.2 Конструирование крышек подшипников

Крышки подшипников изготавливают из чугуна марок СЧ15, СЧ20. Различают крышки привёртные и закладные.

При небольшом межосевом расстоянии фланцы двух соседних крышек подшипников могут перекрывать друг друга. В этом случае у обеих крышек фланцы срезают, оставляя между срезами зазор 1...2 мм.

Принимаем толщину привертной крышки для ведущего вала 8 мм, для ведомого =10 мм [5], т.28.

Диаметр болтов для ведущего вала d = 8 мм, для ведомого d = 10 мм [5], т. 28.

Число болтов для ведущего вала z =6, для ведомого z = 6 [52, табл. 28].

При установке в крышке подшипников манжетного уплотнения выполняют расточку отверстия так, чтобы можно было выпрессовать изношенную манжету.

8. Смазка зацепления. Выбор сорта масла

Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием червяка в масло, заливаемое внутрь корпуса на высоту витка, но не выше центра червяка .

По [5] т. 29 устанавливаем вязкость масла. При скорости скольжения V=2,8 м/с и контактном напряжении у_Н=221 МПа вязкость масла должна быть приблизительно равна Рис.8. Маслоуказатель. 25сСт. По [5] т.31 принимаем масло ИТД-220.

Минимальный объем заливаемого масла должен составлять (0,5…0,8 л/кВт.

Объем масла в картере равен:

Vм = (0,5…0,8) • P=(0,5…0,8)5,7142,9…4,6л (8.1)

Уровень масла:мм (8.2)

Уровень масла, находящегося в корпусе редуктора, контролируют с помощью маслоуказателей. Рис.8

Слив масла производят через сливное отверстие, закрываемое пробкой с цилиндрической или конической резьбой.

9. КОНСТРУИРОВАНИЕ РАМЫ (ПЛИТЫ)

Установочные плиты и рамы предназначены для объединения механизмов привода в установку, монтируемую на фундамент.

Конфигурацию и размеры литой плиты или сварной рамы определяют при выполнении компоновочного чертежа привода.

В верхней части чертежа в масштабе вычерчивают контур электродвигателя.

Ввычерчивают контур редуктора с указанием положения фундаментных лап. В результате выясняют разность высот центров осей электродвигателя и редуктора h₀ и расстояние между болтами их крепления к плите (раме) l_б.

На главном виде вычерчивают контур плиты (рамы) и приступают к конструрованию плиты (рамы) на виде сверху. Для этого в контурах электродвигателя и редуктора наносят центры и контуры опорных поверхностей (фундаментных лап). Опорные поверхности под лапы электродвигателя, редуктора на плите (раме) выделяют в виде приливов (платиков) и подвергают механической обработке. Ширину и длину приливов (платиков) назначают больше ширины b_э, b_р1, b_к и длины l₀, 1_р, l_k опорных (присоединительных) поверхностей электродвигателя, редуктора и защитного кожуха на величину - 2С₀ = 8...10 мм.

Длину плиты (рамы) определяют следующим образом:

(9.1)

а - межосевое расстояние.

Высоту плиты(рамы)Н, в зависимой мере определяющую жёсткость, назначают в зависимости от L:

(9.2)

По этому размеру принимается ближайший размер швеллера: №5 (При выполнении чертежей возможна конструктивная замена)

Для крепления рамы к полу цеха применяют фундаментные болты, их расположение определяют при проектировании рамы. Диаметр фундаментных болтов равен 16мм и число фундаментных болтов принимают 4.

Ориентировочное расстояние между болтами должно быть равно 250...300 мм. При сложной конфигурации рамы число болтов может быть увеличено.

10. ВЫБОР ПОСАДОК

На сборочном чертеже основных сопряжений необходимо выбрать посадку, систему и квалитет.

Принятые виды посадок для различных сопряжений приведены в т. 10.1.

Таблица 10.1. Принятые посадки

Сопряжение	Условное обозначение
Внутреннее кольцо подшипника на вал	к6
Наружное кольцо подшипника в корпус	H7
Червячное колесо на вал	H7/р6
Шкивы	Н7/js6
Крышки подшипников в корпус	H7/h8
Распорные кольца	H8/h8
Шпоночная канавка в ступице по ширине	D10
Шпоночная канавка в ступице по глубине	Н12
Шпоночная канавка на валу по ширине	D10
Шпоночная канавка на валу по глубине	Н12
Шпонка по ширине	h9
Шпонка по длине	h14
Отверстие в крышке подшипника под мманжету	Н8
Участок вала под манжету	h11

11. СБОРКА И РЕГУЛИРОВКА РЕДУКТОРА

Перед сборкой внутренние части корпусных деталей очищают и покрывают маслостойкой краской. Перед общей сборкой собираются валы с насаженными деталями. В выходной вал закладывают шпонку, и напрессовывают червячное колесо до упора в буртик, затем последовательно надеваются втулка, верхний и нижний подшипники. Собранный вал вставляется в отверстие корпуса. Подшипники перед сборкой нагреваются в масле до 80…100^оС. В крышку подшипника устанавливается манжета. Затем на вал надевается подшипниковая крышка, которая крепится к корпусу. На быстроходный вал-червяк надеваются маслоотбойные кольца, а затем предварительно нагретые в масле до 80…100^оС подшипники качения. Сверху на корпус редуктора надевается крышка корпуса и фиксируется болтами. На быстроходный вал сверху надеваются подшипниковая крышка, которые винтами крепятся к корпусу. Перед установкой в проточки подшипниковых крышек закладываются манжетные уплотнения, предварительно пропитанные маслом. Затем на подшипниковые крышки надеваются регулировочные прокладки (комплект). Собранные крышки вставляются в гнезда корпуса и крепятся к нему.

После сборки производится регулировка редуктора. Регулировка подшипников на валах (подшипники радиально-упорные) заключается в создании предварительного натяга в подшипниках (смещение наружного кольца подшипника относительно внутреннего) за счет изменения толщины регулировочных прокладок. В собранном редукторе быстроходный вал должен свободно проворачиваться. Закручивается пробка маслоспускного отверстия. Заливается масло. Собранный редуктор обкатывается.

12. ТЕХНИКА БЕЗОПАСНОСТИ

При освещении вопросов техники безопасности во время монтажа и в период эксплуатации редукторной установки необходимо обратить внимание на следующие мероприятия.

Предусмотреть надежное крепление электродвигателя и редуктора к раме и рамы к фундаменту.

Вращающиеся детали (входные и выходные концы валов, муфты) должны иметь защитный кожух.

Ременные, цепные, открытые зубчатые и червячные передачи должны быть ограждены (кожухом из листового металла или мелкой металлической сеткой).

Электрические провода должны иметь защитный экран (пропущены через трубку).

Концы проводов (подвод к электродвигателю) должны быть изолированы и закрыты крышкой.

Установка должна быть заземлена.

Рама после слесарной обработки и сварки не должна иметь заусенцев.

Проводить осмотр зацепления, регулировки, устранение неисправностей и сборочно-разборочные работы необходимо только при выключенном электродвигателе.

При работе не прикасаться к вращающимся деталям.

Техническое обслуживание производить при полной остановке электродвигателя.

Регулярно контролировать уровень масла в редукторе и следить за наличием смазки в подшипниках.

Не допускать к работе лиц, которые не прошли инструктаж по технике безопасности и обслуживанию редукторной установки.

При обслуживании, монтаже и демонтаже пользоваться только исправными инструментами.

Не допускать грубых ударов по деталям во избежание их порчи.

При хранении все открытые детали должны иметь антикоррозийную окраску или смазку.

Нельзя хранить детали в сырых помещениях.

Литература

1. Чернавский С.А. Курсовое проектирование деталей машин. М.: Машиностроение, 1987. - 416 с.

2.Чернавский С.А. Проектирование механических передач. М.: Машиностроение, 1984. - 560 с.

3. Курмаз Л.В., Скойбеда А.Т. Детали машин. Проектирование. Мн.: УП "Технопринт", 2001

4.Иванов М.Н.,Финогенов В.А. Детали машин. М.: Высшая школа, 2003 - 408 с.

5.Горелько В.М.,Мажугин Е.И. Расчёт и конструирование элементов механических приводов машин Горки 2003 - 88 с.

6.Агейчик В. А. и др. Методическое пособие. Минск 2007г. - 283 с.

Размещено на Allbest.ru