Размещено на http://www.allbest.ru/

СОДЕРЖАНИЕ

Введение

1. Кинематический расчет

2. Расчет червячной передачи

2.1 Выбор материалов и допускаемых напряжений

2.2 Проектировочный расчет червячной передачи

2.3 Проверочные расчеты червячной передачи

2.4 Параметры червячной передачи

2.5 Усилия в зацеплении

2.6 Расчет вала червяка на жесткость

2.7 Тепловой расчет червячного редуктора

3. Расчет ременной передачи

4. Предварительные расчеты и эскизная компоновка редуктора

4.1 Ориентировочный расчет валов

4.2 Предварительный выбор подшипников

4.3 Расчет и конструирование основных элементов корпуса

4.4 Эскизная компоновка редуктора

5. Проверочные расчеты

5.1 Определение реакций и построение эпюр

5.2 Проверочный расчет подшипников на долговечность

5.3 Проверочный расчет шпонок

6. Выбор смазки редуктора

7. Выбор и обоснование посадок деталей редуктора

Список использованных источников

ВВЕДЕНИЕ

Привод - совокупность механизмов, включающая двигатель, служащий для передачи движения рабочим органам.

При конструировании должны быть выбраны оптимальные параметры изделия (привода), удовлетворяющие следующим требованиям: небольшие габариты, невысокая стоимость, наибольший КПД.

Без преувеличения можно сказать, что вся подготовка студентов в высших учебных заведениях направлена на то, чтобы обучить их мастерству проектирования. При выполнении курсового проекта студент должен проявлять максимум самостоятельности и творческой инициативы в выборе вариантов конструкций, материалов, форм деталей, графического оформления чертежей и т.п.

Изучения основ проектирования начинают с проектирования простейших элементов машин общего назначения. Знания и опыт, приобретенные студентом при проектировании элементов машин, являются базой для дальнейшей конструкторской работы, а также для выполнения курсовых проектов по специальным дисциплинам и дипломного проекта.

1. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА

Кинематическая схема привода подъемника на Рис. 1.1.

- тяговое усилие Ft = 20 кН;

- скорость ленты конвейера = 0,1м/с;

диаметр барабана D = 350мм;

угол наклона ременной передачи = 200;

срок службы привода LT = 10 лет.

червячный передача редуктор подшипник

Рис.1.1. Кинематическая схема привода подъемника

Электродвигатель передает крутящий момент через муфту на быстроходный вал червячного редуктора, с передаточным числом 32, (частота вращения уменьшается, крутящий момент увеличивается), на выходе из редуктора крутящий момент подается на ременную передачу с передаточным число 4,5 и далее на рабочий орган.

Выполнение проекта следует начинать с выбора электродвигателя по каталогу [1], для чего надо определить требуемую для привода мощность.

Частоту вращения на приводном валу определим из формулы:

nт = (1.1)

где D - диаметр приводного барабана (мм), 350

скорость движения (м/с); 0,1

Мощность на приводном валу лебедки определим по формуле:

Рт = (1.2)

Коэффициент полезного действия з0 привода определяют по формуле [1]:

з0=з1·з2 … зк, (1.3)

где з1 - КПД ременной передачи, по [1, табл. 2.2] принимаем равный 0,96;

з2 - КПД закрытой червячной передачи, равный 0,8; з3 - КПД пары подшипников, равный 0,99, з4 - КПД муфты, принимаем равный 0,98.

Тогда

з0=0,96·0,8·0,980,993=0,730.

Требуемую мощность электродвигателя Ртр находим с учётом потерь, возникающих в приводе [1]:

Ртр=Рт/з0, (1.4)

где Рт=Р4=2000 Вт - мощность на приводном валу подъемника.

Тогда

Ртр=2000/0,730?2700 Вт.

Ориентировочное значение общего передаточного числа привода Uор определяем по формуле [1]:

Uор=Uор1·Uор2 … Uорi, (1.5)

где Uорi - ориентировочные значения передаточных чисел передач привода, которые принимают как средние значения из рекомендуемого диапазона для соответствующих передач по [2, табл. 1.2.2], для закрытой червячной передачи принимаем Uор1=32; для открытой ременной передачи принимаем Uор2=4,4

Тогда

Uор=32·4,4=140,8.

Определяем требуемую частоту вращения вала электродвигателя [1]:

nдв.тр.= n4 Uор =5·140,8=704 мин-1. (1.4)

По [1, табл. К9, стр. 384] выбираем электродвигатель с мощностью Рдв?Ртр и действительной частотой вращения nдв близкой к значению nдв.ор., т.е. принимаем электродвигатель 4А100L8У3 со следующими параметрами:

- синхронная частота вращения 750 мин-1;

- действительная частота вращения 710 мин-1;

- номинальная мощность 3,0 кВт.

Определяем действительное передаточное число привода по формуле [1]:

Uпр=nдв/nв, (1.5)

Uпр=710/5,0=142.

Принимаем действительное значение передаточного числа открытой передачи Uр.п. равное предварительному значению Uор1=4,4.

Определяем действительное значение передаточного числа закрытой передачи

Uзп=Uпр/U ор2, (1.6)

Uзп=142/4,4=32,27.

Определяем угловые скорости щi валов привода по следующим формулам [1]:

щ1=щдв= nдв ·р/30=710·3,14/30= 74,31 с-1;

щ2=щдв =74,31с -1;

щ3=щ2/ ·U1=74,31/32=2,3 с-1;

щ4= щ3/ ·U2=2,3/4,4=0,5 с-1;

Частоты вращения валов привода ni определяем по формулам [1]:

n1=nдв=710 мин -1;

n2=nдв=710 мин -1;

n3=n2/U1 =710/32=22 мин -1;

n4= n3/U2 =22 /4,4=5,0 мин -1;

Определяем мощности Рi на валах привода по формулам [1]:

Р1=Ртр =2700 Вт;

Р2=Ртр·з1·з3 =2700·0,98·0,99=2620 Вт;

Р3=Ртр·з1·з2 ·з32=2700·0,98·0,8·0,992=2070 Вт.

Р4=Ртр·з1·з2 ·з4· з32=2700·0,98·0,8·0,97·0,992=2000 Вт.

Крутящие моменты Тi на валах привода определяем по формулам [1]:

Т1=Р1/щ1=2700/74,31=36,3Н·м;

Т2=Р2/щ2=2620/74,31=35,2 Н·м;

Т3=Р3/щ3=2070/2,3=900,9 Н·м;

Т4=Р4/щ4=2000/0,5=3821 Н·м;

Результаты расчёта сводим в табл. 1.1

Таблица 1.1 Сводная таблица результатов расчётов

		n [об/мин]	? [рад/c]	Р [кВт]	T [кН?мм]
Вал двигателя:		710	74,31	2,70	36,3
Быстроходный вал редуктора:	710	74,31	2,62	35,2
Тихоходный вал редуктора:	22	2,30	2,07	900,9
Приводной вал :	5	0,5	2,00	3821,3

2. РАСЧЕТ ЧЕРВЯЧНОЙ ПЕРЕДАЧИ С ЦИЛИНДРИЧЕСКИМ ЧЕРВЯКОМ

Червячные передачи рассчитывают на прочность по контактным напряжениям с последующей проверкой зубьев червячного колеса на изгиб как менее прочных по сравнению с витками червяка. Кроме того, после определения размеров корпуса выполняют тепловой расчет червячного редуктора, а также проверочный расчет вала червяка на жесткость.

2.1 Выбор материала и допускаемых напряжений

Ввиду того, что в червячном зацеплении преобладает трение скольжения, применяемые материалы червячной пары должны обладать хорошими антифрикционными свойствами, повышенной износостойкостью и пониженной склонностью к заеданию

Для этого в червячной передаче сочетают разнородные материалы при малой шероховатости контактирующих поверхностей.

Червяки изготавливают из среднеуглеродистых сталей марок 40, 45, 50 или легированных сталей марок 40Х, 40ХН и др. с поверхностной или объемной закалкой до твердости НRC 45 - 55. При этом необходима шлифовка и полировка рабочих поверхностей витков. Хорошую работу передачи обеспечивают червяки из цементумых сталей (15Х, 20Х и др.) с твердостью после закалки HRC 58 - 63.

Зубчатые венцы червячных колес изготавливают преимущественно из бронзы, причем выбор марки материала определяется скоростью скольжения и длительностью работы.

Ориентировочную скорость скольжения VS, в зависимости от которой выбирают марку материала венца червячного колеса определяют по эмпирической формуле [1]:

VS = (2.1)

где Т2 - крутящий момент на валу червячного колеса, 35,2 Н·м;

2 - угловая скорость вала червячного колеса,74,31 с-1;

U - передаточное число червячной передачи, 32.

VS =

Выбираем из табл. 2.1 [1], для средних скоростей скольжения VS = 2 - 6 м/с алюминиевую бронзу марки БрАЖ 9 - 4. Эта бронза обладает пониженными противозадирными свойствами.

Таблица 2.1

Материалы для изготовления венцов зубчатых червячных колес

Выбираем материал червяка: сталь марки 40ХН, с поверхностной закалкой до твердости НRC 50 [1].

2.2 Проектировочный расчет червячной передачи

При проектировочном расчете определяют ориентировочное значение межосевого расстояния червячной передачи, исходя из контактной выносливости поверхностей зубьев, а затем, после уточнения параметров передачи, проверяют действительные контактные напряжения и сравнивают их с допускаемыми.

Определяем межосевое расстояние аw (мм) по формуле [1]:

(2.2)

где число зубьев червячного колеса:

z2 = z1·U (2.3)

z2 = 1·32 = 32

где z1 - число заходов (витков) червяка, значение z1 определяют в зависимости от передаточного числа, принимаем z1 = 1;

q - коэффициент диаметра червяка, предварительно принимают равным 9 - 11, принимаем q = 10

КН - коэффициент нагрузки, предварительно принимают КН = 1,1 - 1,3, принимаем КН = 1,2

По рассчитанному межосевому расстоянию аW определяем осевой модуль зацепления по формуле [1]:

m = 2·aw / q + z2 (2.4)

m = 2·219/ 10 + 32 = 11,5 мм

Полученный модуль округляем до стандартного по табл. [1], m = 12,5, определяем соответствующее ему стандартное значение коэффициента диаметра червяка q = 10.

Уточняем межосевое расстояние, по принятым m и q по формуле [1]:

; (2.5)

Уточняем коэффициент нагрузки КН по формуле [1]:

где КН коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине венца колеса, при постоянной нагрузке КН = 1

КНV - коэффициент динамической нагрузки, зависящий от скорости скольжения и принятой степени точности изготовления червячной пары, принимаем по табл. [1], КНV = 1,1

КН = 1·1,1 = 1,1

Определяем скорость скольжения в зацеплении, VS (м/с) по формуле [1]:

VS = V1 / cos (2.7)

VS = 4,75 / cos543// = 4,77

где V1 - окружная скорость червяка, м/с определяем по формуле [1]

V1 = 0.5 d1w1

где d1 - делительный диаметр червяка, мм определяем по формуле [1]

d1=m·q (2.8)

d1 = 12,5·10 = 125 мм

V1 = 0,5·125·74,31 = 4,75 м/с

угол подъема червяка, определяем по формуле [1]

= arctg (z1/q) (2.9)

= arctg (1/10) = 0,09966 = 543//

2.3 Проверочные расчеты на прочность червячной передачи

Проводятся по контактным напряжениям и напряжениям изгиба для червячного колеса как наиболее слабого звена.

2.3.1 Проверочный расчет на контактную выносливость

Условие прочности по контактным напряжениям определим по формуле [1]:

GH = (2.10)

где GH - действительное контактное напряжение, Мпа

GНР - допускаемое контактное напряжение, для выбранного материала венца червячного колеса БрАЖ 9 - 4, GНР=160Мпа [1]

GH =

Условие прочности выполняется.

2.3.2 Проверочный расчет на выносливость при изгибе

Условие прочности по напряжениям изгиба зубьев червячного колеса определим по формуле [1]:

GF = 0,7·YF· (2.11)

где GF - действительное напряжение изгиба, Мпа

GFP - допускаемое напряжение изгиба, для выбранного материала венца червячного колеса БрАЖ 9 - 4, GFP = 100Мпа [1];

YF - коэффициент формы зуба, выбираем по таблице [1], в зависимости от эквивалентного числа зубьев колеса ZV2, определяемого по формуле:

ZV2 = z2 / cos3 (2.12)

ZV2 = 28/ cos543// = 28,1

YF = 1,8

d2 - делительный диаметр колеса, (м) определяем по формуле [1]

d2 = m·z (2.13)

d2 = 12,5·32 = 350мм = 0,35м

КF - коэффициент нагрузки, принимают КF = KH = 1,1 [1];

b2 - ширина венца червячного колеса, (мм) зависит от диаметра вершин червяка, для z1 = 1 - 2, определяется по формуле [1]:

b2 0,75·da1 (2.14)

где da1 - диаметр вершин червяка, (мм) определяем по формуле [1]:

da1 = m·(q + 2) (2.15)

da1 = 12,5(10 + 2) = 150 мм

b2 = 0,75·150 = 112,5мм

mn - нормальный модуль, (мм) определим по формуле [1]:

mn = m·cos

mn = 12,5·cos543// = 12,43мм

GF = 0,7·1,8·

Условие выполняется

2.4 Параметры червячной передачи

Основные параметры червячной передачи представлены на рис. 2.1

Диаметры делительные:

d1 = 125 мм

d2 = 350 мм

Диаметры вершин

da1 = 150 мм

da2 = 375 мм

Диаметры впадин определим по формуле [1]:

df1 = m·(q - 2,4) (2.16)

Для червяка:

df1 = 12,5·(10 - 2,4) = 95мм

Для колеса:

df2 = m·(z2 - 2,4)

df2 = 12,5·(32 - 2,4) = 320мм

Длина нарезной части червяка,мм при z1 = 1 и 2 определим по формуле [1]:

b1 (11 + 0,0672·z2)·m (2.17)

b1 (11 + 0,0672·32)·12,5 = 233мм

Ширина венца червячного колеса мм:

b2 = 112,5мм

Длина ступицы определим по формуле [1]:

lст = (1,2 - 1,6)d (2.18)

lст = 1,6·75 = 120мм

Диаметр ступицы определим по формуле [1]:

dст = (1,6 - 1,8)·d (2.19)

где d - диаметр вала под ступицей колеса

dст = 1,7·75 = 125мм



Рис 2.1. Параметры червячной передачи

Толщину обода венца а, мм определим по формуле [1]

а = (2 - 4)·m (2.20)

а = 2·12,5 = 25 мм

Толщину диска связывающего ступицу и обод с (мм), определим по формуле [1]:

с = (1 - 1,2)·а (2.21)

с = 1·25 = 25 мм

Диаметр отверстий в диске dотв, мм определим по формуле [1]

dотв = (2.23)

dотв = =25мм

2.5 Усилия в зацеплении

Определение усилий в зацеплении червячной передачи рис 2.2 необходимо для расчета валов и подбора подшипников.

Окружное усилие на червяке Ft1 (Н) равно осевому усилию на червячном колесе определяем по формуле [1]:

Ft1 = Fa2 = 2T1/d1 (2.24)

Ft1 = 2·35,2·1000/125 = 1152 H

Окружное усилие на червячном колесе Ft2 (Н) равно осевому усилию на червяке [1]:

Ft2 = Fa1 = 2T2/d2 (2.25)

Ft2 = 2·900,9·1000/350 = 7982 H

Радиальное усилие на червяке Fr1 (Н) равно радиальному усилию на червячном колесе Fr2 находим по формуле [1]:

Fr1 = Fr2 = Ft2·tg (2.26)

где - угол профиля, = 20

Fr1 = 7982·tg20є = 2905 H

Усилия в зацеплении червячной передачи



Рис. 2.2

2.6 Расчет вала червяка на жесткость

Правильность зацепления червячной пары обеспечивает достаточная жесткость червяка. Критерием жесткости является значение прогиба f (мм) в среднем сечении червяка, которое не должно превышать допустимого f [f], обычно принимают по формуле[1]:

[f] = (0,005 - 0,01)m (2.27)

[f]=0,005·12,5 = 0,0625мм

f = l3· (2.28)

где l - расстояние между опорами, принимают из компоновки редуктора (мм), 341

Е - модуль упругости стали (МПа), для стали Е = 2,1·105 [1];

IПР - приведенный момент инерции, (мм4) определяем по формуле [1]:

IПР = (2.29)

IПР =

f = 3413·

Условие выполняется

2.7 Тепловой расчет червячного редуктора

При работе червячной передачи, значительная часть мощности расходуется на преодоление трения, в результате чего происходит нагревание редуктора. Выделяемое тепло отводится в окружающую среду через стенки корпуса редуктора. В случае недостаточного отвода тепла редуктор перегревается и выходит из строя. Поэтому необходимо производить тепловой расчет с целью определения температуры масла, которая не должна превышать допускаемой величины. Температуру масла определяют по формуле [1]:

tm = (2.30)

где [tm] - допускаемая температура масла (60 - 90єС) [1];

Р - мощность, подводимая к редуктору, Р = 5480Вт

tв - температура окружающей среды, tв = 20єС [1];

К - коэффициент теплопередачи, К = 17Вт/м2град при хорошей циркуляции воздуха [1];

S - площадь поверхности охлаждения, приближенно площадь поверхности охлаждения можно брать в зависимости от межосевого расстояния передачи S = 1,14 м2 [1];

КПД передачи определяем по формуле [1]:

= (0,95 - 0,96)· (2.31)

где / приведенный угол трения, выбираем в зависимости от скорости скольжения VS, / = 1є 20/ [1];

угол подъема винтовой линии червяка, = 5є43/

= 0,95·

tm =

Условие выполняется

3. Расчет ременной передачи

Основными критериями работоспособности и расчета ременных передач являются: тяговая способность, определяемая величиной передаваемой окружной силы, и долговечность ремня, которая в условиях нормальной эксплуатации ограничивается разрушением ремня от усталости.

Основным расчетом ременных передач является расчет по тяговой способности. Расчет на долговечность ремня выполняется как проверочный.

В зависимости от крутящего момента выбираем тип (сечение) ремня и минимальный диаметр D1 меньшего шкива.

Выбираем ремень клиновой сечения А, выбираем диаметр ведущего шкива D1 = 112 мм при крутящем моменте на ведущем шкиве Т1 = 900,9 Н·м

Определяем диаметр ведомого шкива:

D2 = D1·U (3.1)

где U - передаточное число, U = 4,4

D2 = 112·4,4 = 492,8мм

Расчетный диаметр округляем до ближайшего стандартного D2=500 мм.

Уточняем фактическое передаточное число:

U = (3.2)

где е - коэффициент упругого скольжения, принимают е = 0,01 - 0,02

U =

Определяем скорость ремня:

V= (3.3)

V=

Межосевое расстояние а определяется из условия аmin a amax

где аmin = 0,55·(D1 + D2)+ h

amax = 2·(D1 + D2)

h - высота ремня определяем по табл. 3.1, h = 8мм

Таблица 3.1

Таблица параметров ремней

аmin = 0,55·(112 + 500)+ 8 =345 мм

amax = 2·(112 + 500) = 1224мм

Принимаем а = 600 мм.

Определяем длину ремня:

L=2·a + (3.4)

L=2·600 +

Полученное значение L округляем до стандартного L = 2240 мм.

Уточняем действительное межосевое расстояние, соответствующее принятой стандартной длине ремня:

а = 0,25·(L - 1) +

1 = 0,5·(D2 + D1) (3.5)

2 = 0,25·(D2 - D1)2 (3.6)

1 = 0,5·3,14·(500 + 112) = 961

2 = 0,25·(500 - 112)2 = 37636

а = 0,25·(2240 - 961) +

Определяют угол обхвата на малом шкиве:

1 = 180є - 57є (3.7)

рекомендуется 1 120є

1 = 180є - 57є (3.8)

Определяем требуемое число ремней:

(3.9)

где Р1 - передаваемая мощность, Р1 = 2,07 кВт,

Р0 - мощность передаваемая одним клиновым ремнем, Р0 = 1,3 кВт,

Кр - коэффициент режима работы: при спокойной работе передачи, КР = 1

К - коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата , К = 0,92.

Проверяем ремень на долговечность по числу пробегов за 1с:

U/ = V/L 10 c-1 (3.10)

U/ = 0,13/2,2 = 0,06 10 c-1

Условие выполняется.

Определяют усилие, действующее на вал:

FВ (3.11)

где G0 - начальное напряжение в ремне для передач общего назначения принимают G0 = 1,4 - 1,6Мпа,

z - число ремней, z = 2,

А - площадь сечения ремня, А = 81мм2

FВ

Определяем параметры шкивов:

Наружные диаметры:

DН = D + 2h0 (3.12)

где h0 - определяем по табл. 3.2, h0 =3,3мм

Таблица 3.2

Параметры шкивов

DН1 = 112 + 2·3,3 = 119мм

DН2 = 500 + 2·3,3 = 507мм

Ширина шкивов:

В = 2b1 + (z - 1)·Р (3.13)

где Р - определяем по табл. 3.2, Р = 15 мм

b1 - определяем по табл. 3.2, b1 = 10 мм

В = 2·10 + (2 - 1)·15 = 35мм

Н = 12,5 мм, h0 = 3,3 мм,1 = 34є, 2 = 36є

Размеры ступицы шкива принимают в зависимости от посадочного диаметра вала d.

Посадочный диаметр вала определяется при предварительном расчете валов, d = 60 мм.

Длина ступицы:

LСТ = (1,5 - 2)·d (3.14)

LСТ =90-120 мм.

Принимаем LСТ = 100 мм.

Диаметр ступицы:

dст = (1,8 - 2)d (3.15)

dст = 108-120 мм.

Принимаем dст = 110 мм.

4. ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЕ РАСЧЕТЫ И ЭСКИЗНАЯ РАЗРАБОТКА ОСНОВНЫХ ЭЛЕМЕНТОВ РЕДУКТОРА

4.1 Ориентировочный расчет валов

Валы предназначены для установки на них вращающихся деталей (зубчатых колес, шкивов, звездочек и т.п.) и передачи крутящего момента.

Конструкция валов в основном определяется деталями, которые на них размещаются, расположением и конструкцией подшипниковых узлов, видом уплотнений и технологическими требованиями.

Валы воспринимают напряжения, которые меняются циклично от совместного действия кручения и изгиба. На первоначальном этапе проектирования валов известен только крутящий момент, а изгибающий момент не может быть определен, т.к. неизвестно расстояние между опорами и действующими силами. Поэтому при проектировочном расчете вала определяется его диаметр по напряжению кручения, а влияние изгиба учитывается понижением допускаемого напряжения кручения.

Валы выполняются ступенчатыми, что облегчает насаживание и снятие на них и с них различных вращающихся деталей (зубчатых колес, шкивов, звездочек и т.п.), а также подшипников.

Диаметр вала (мм) определяется по формуле:

(4.1)

где Т - крутящий момент на рассматриваемом валу (Н·м)

[кр] - пониженные допускаемые напряжения кручения (Па),

Для валов, изготавливаемых из сталей 35, 40, 45, 40Х, 40ХН, допускаемые напряжения принимаются:

- выходных концов вала [кр] = (15 - 40) Мпа;

- промежуточных валов в местах посадки колес и вала червяка [кр] = (10 - 20) Мпа.

Полученное значение диаметра должно быть округлено по ГОСТ 8639 - 69 до ближайшего из ряда диаметров: 10; 10,5; 11; 11,5; 12; 13; 14; 15; 16; 17; 18; 19; 20; 21; 22; 24; 25; 26; 28; 30; 32; 34; 36; 38; 40; 42; 48; 50; 52; 55; 60; 63; 65; 70; 75; 80; 85; 90; 100; 105; 110; 120 и т.д.

Диаметры остальных участков вала назначают по конструктивным соображениям с учетом удобства посадки на вал подшипника качения, зубчатых колес и т.д. и необходимости фиксации этих деталей на валу в осевом направлении.

Рис. 4.1. Конструкция вала-червяка редуктора

Обычно применяется ступенчатая конструкция валов, которая обеспечивает удобство сборки и разборки, а также простоту фиксации детали от осевого перемещения.

Для быстроходного вала червячного редуктора

d1 = мм

Принимаем d1 = 34 мм

d2 = d1 + (5 - 10) - под уплотнение с учетом стандартов на них

d2 = 34 + 6 = 40 мм

d3 = d2 + (2 - 10) - под внутреннее кольцо подшипника с учетом стандартного значения;

d3 = 40 + 5 = 45мм

d4 = d3 + (5 - 10) - под зубчатое колесо;

d4 = 45 + 5 = 50 мм

Для тихоходного вала редуктора:

Рис. 4.2. Конструкция ведомого вала редуктора

d1 = мм

Принимаем d1 = 60 мм

d2 = d1 + (5 - 10) - под уплотнение с учетом стандартов на них

d2 = 60 + 5 = 65 мм

d3 = d2 + (2 - 10) - под внутреннее кольцо подшипника с учетом стандартного значения;

d3 = 65 + 5 = 70мм

d4 = d3 + (5 - 10) - под зубчатое колесо;

d4 = 70 + 5 = 75 мм

d5 = d4 + (5 - 10) - диаметр буртика для удержания колеса;

d5 = 75 + 7 = 82 мм

4.2 Предварительный выбор подшипников

Тип подшипника выбирается в зависимости от величины и направления сил, действующих на опоры, характера нагрузок, частоты вращения вала, требуемого срока службы и т.п.

Для редукторов общего назначения при действии в зацеплении только радиальных сил следует выбирать радиальные шариковые или роликовые подшипники. При наличии в зацеплении осевых сил предварительно следует ориентироваться на радиально-упорные шариковые или роликовые подшипники. Шариковые подшипники рекомендуется выбирать для быстроходных, а роликовые - для тихоходных валов. Для валов с зубчатыми колесами с высокой твердостью, а также в червячных передачах для вала червячного колеса рекомендуется выбирать роликовые подшипники по условиям соответственно ограничения радиальных габаритов и повышения жесткости опор.

Принимаем для вала червяка, посадочный диаметр d = 45мм:

Роликовый конический подшипник средней серии марки 7309;

Для ведомого вала, посадочный диаметр d = 70мм:

Роликовый конический подшипник средней серии марки 7314.

4.3 Расчет и конструирование основных элементов корпуса

Корпус редуктора предназначен для размещения в нем деталей передачи, обеспечения смазки, восприятия усилий, возникающих при работе, а также для предохранения деталей передачи от повреждений и загрязнения.

Наиболее распространенным материалом для литых корпусов является серый чугун (например СЧ 15). Реже применяются стальные сварные либо литые корпуса (в основным при высоких динамических нагрузках).

Редукторы общего назначения для удобства сборки и разборки конструируют разъемными. Плоскость разъема проходит, как правило, через оси валов параллельно плоскости основания. В этом случае каждый вал редуктора со всеми расположенными на нем деталями представляет собой самостоятельную сборочную единицу, которую собирают и контролируют заранее независимо от других валов и затем монтируют в корпусе.

Взаимное положение основания корпуса фиксируют двумя коническими штифтами. Эти штифты точно фиксируют относительное положение деталей при последующих сборках.

Габариты и форма редуктора определяются числом и размерами зубчатых колес, заключенных в корпус, положением плоскости разъема и расположением валов.

Корпус редуктора должен быть достаточно прочным и жестким, так как его деформации могут вызвать перекос валов и нарушить зацепление зубчатых колес, что может привести к повышенному износу и даже поломке зубьев. Увеличение жесткости достигается ребрами у приливов под подшипники. Дно корпуса выполняют наклонным (1-20) в сторону сливного отверстия.

В крышке корпуса для заливки масла, контроля сборки и осмотра редуктора при эксплуатации предусматривают смотровое окно. Оно располагается в местах, удобных для осмотра зацепления. Размеры окна должны обеспечивать хороший обзор зацепления. Форма отверстия может быть прямоугольной, круглой или овальной.

В нижней части основания корпуса предусматривают маслосливное отверстие, закрываемое резьбовой пробкой, и отверстие для установки маслоуказателя.

Для подъема и транспортировки крышки, основания корпуса и собранного редуктора предусматривают крючья, проушины (Рис. 4.3) или рым-болты.

Рис. 4.3. Элементы корпуса для подъема и транспортировки редуктора

Определяем основные соотношения размеров элементов корпуса редуктора, указанных на Рис. 4.4 [1].

Толщина стенок основания д и крышки д1 редуктора определяем по следующим формулам, но не менее 7 мм:

д=0,04·аw+2=0,04·237,5+ (4.2)

д1=0,032·аw+2=0,032·237,5+2=9,6

Принимаем д=12мм; д1=10 мм.

Глубина корпуса должна обеспечивать необходимый объём масла V=0,4ч0,8 л/кВт. На основании вышеизложенного глубина Н (мм), для червячного редуктора, с нижним расположение червяка, определяется из выражения:

Н (dа1 /2)+6m (4.3)

Н = (150/2) + 6·12,5 = 150мм

Размеры сопряжений зависят от толщины стенок, при д=12мм, д1=10 мм принимают:

- расстояние от стенки Х=3 мм;

- расстояние от фланца Y=15 мм;

- радиус закругления R=5 мм;

- высота просвета h=4 мм.

Диаметр фундаментных болтов dф определяется по формуле:

dф=0,036·аw+12=0,036·237,5+12=20,55 мм. (4.4)

Округляем диаметр до ближайшего стандартного, т.е. dф=20 мм.

Диаметр болтов соединяющих крышку корпуса с основанием редуктора определяются по формулам:

- у подшипников:

d1=0,75·dф=0,75·20=15 мм, (4.5)

Округляем диаметр до ближайшего стандартного, т.е. d1=16 мм;

- прочих:

d2=(0,5ч0,6)·dф=(0,5ч0,6)·20=10ч12 мм, (4.6)

Округляем диаметр до ближайшего стандартного, т.е. d2=12 мм.

Диаметр болтов крепящих крышку подшипников с корпусом d3 определяем по формуле:

d3=(0,4ч0,5)·dф=(0,4ч0,5)·20=8ч10 мм. (4.7)

Округляем диаметр до ближайшего стандартного, т.е. d3=10 мм.

Диаметр болтов крепящих смотровую крышку d4 определяем по формуле:

d4=(0,3ч0,4)·dф=(0,3ч0,4)·20=6ч8 мм. (4.8)

Округляем диаметр до ближайшего стандартного, т.е. d4=8 мм.

Размеры элементов фланца определяем в зависимости от диаметра болта d1=16 мм:

- ширина фланца К1=39 мм;

- расстояние от оси болта до стенки С1=21 мм;

- диаметр отверстия d01=17 мм;

- диаметр планировки D01=32 мм;

- радиус закругления R1=5 мм.

Размеры элементов фланца определяем в зависимости от диаметра болта d2=12 мм:

- ширина фланца К2=33 мм;

- расстояние от оси болта до стенки С2=18 мм;

- диаметр отверстия d02=13 мм;

- диаметр планировки D02=26 мм;

- радиус закругления R2=4 мм.

Размеры элементов подшипниковых гнезд определяют в зависимости от наружного диаметра подшипника, для ведущего вала-червяка D1=150 мм:

- длина гнезда подшипника lп1=д+К1+(3ч5)=12+39+(3ч5)=49ч51 мм. Принимаем lп1=55 мм;

- количество болтов для крепления крышки подшипника n=6;

- глубина завинчивания l1=15 мм;

- глубина нарезания резьбы l11=18 мм;

- глубина сверления l21=24 мм.

Для ведомого вала редуктора D2=175 мм:

– длина гнезда подшипника lп2=д+К1+(3ч5)=12+39+(3ч5)=49ч51 мм. Принимаем lп2=55 мм;

- количество болтов для крепления крышки подшипника n=6;

- глубина завинчивания l2=18 мм;

- глубина нарезания резьбы l12=22 мм;

глубина сверления l22=30 мм.

4.4 Эскизная компоновка редуктора

Эскизная компоновка выполняется с целью определения сил, действующих на опоры, и изгибающих моментов, действующих на валы.

Необходимые размеры и их соотношения при выполнении компоновки из наглядного изображения рис. 4.6.



Рис. 4.4. Наглядное изображение эскизной компоновки редуктора

Зазор Х между наиболее выступающими элементами передач и стенками корпуса либо другими неподвижными деталями редуктора определяется из выражения:

Х=(1,1ч1,2)·д=(1,1ч1,2)12=13,2ч14,4 мм. (4.9)

Принимаем Х=14 мм.

Расстояние Y между торцом подшипника и внутренней стенкой корпуса при наличии мазеудерживающего кольца принимают Y=6 мм.

Толщину фланцев крышек подшипников, для ведущего вал-шестерня принимаем д2=10 мм, для ведомого вала редуктора д2=10 мм.

Высота головки болта hб принимается по зависимости:

hб=0,7·d3=0,7·10=7 мм. (4.10)

5. ПРОВЕРОЧНЫЕ РАСЧЕТЫ

5.1 Определение реакций и построение эпюр изгибающих и крутящих моментов

Для валов основным видом разрушения является усталостное, статическое разрушение наблюдается значительно реже. Оно происходит под действием случайных кратковременных перегрузок. Поэтому для валов расчет на сопротивление усталости является основным, а расчет на статическую прочность выполняется как проверочный.

Проверочный расчет ведущего вала.



Выбор расчетной схемы и определение опорных реакций

Опорные реакции в вертикальной плоскости:



Опорные реакции в горизонтальной плоскости:

Назначение опасных сечений.

Основываясь на эпюрах изгибающих и крутящего моментов и эскизе вала, назначаем сечение, для которого будет выполняться расчет. Это опасное сечение в точке С.

Проверка прочности вала в сечении С.

Суммарный изгибающий момент в сечении С:

Моменты сопротивления сечения вала-червяка определяем по формуле:

Напряжения изгиба:

Напряжения кручения:

Пределы выносливости материала (таблица 3[3]):

-1 = 360 МПа;

-1 = 210 МПа.

Коэффициенты, характеризующие чувствительность материала к асимметрии цикла напряжений для стали 40ХН:

= 0.15; = 0.1

Эффективные коэффициенты концентрации напряжений для сечения с червяком для стали 40ХН с пределом прочности В = 820 Мпа (по таблице 4[3]):

K = 2.4; K = 1.8

Коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения при

d = 95 мм (по таблице 6[3]):

= 0.70; = 0.70

Коэффициент влияния шероховатости поверхности (по таблице 7[3]):

KF = 1.12

Коэффициент влияния поверхности упрочнения (по таблице 8[3]):

KV = 1.3

Коэффициент перехода от пределов выносливости образцов к пределу выносливости деталей.

по нормальным напряжениям:



По касательным напряжениям:

Коэффициент запаса только по нормальным напряжениям изгиба:

Коэффициент запаса только по касательным напряжениям кручения:

Коэффициент запаса сопротивлению усталости:

Проверочный расчет ведомого вала.

Выбор расчетной схемы и определение опорных реакций

Опорные реакции в вертикальной плоскости:



Опорные реакции в горизонтальной плоскости:

Назначение опасных сечений.

Основываясь на эпюрах изгибающих и крутящего моментов и эскизе вала, назначаем сечение, для которого будет выполняться расчет. Это опасное сечение в точке С.

Проверка прочности вала в сечении С.

Суммарный изгибающий момент в сечении С:

Моменты сопротивления сечения вала при наличии шпоночного паза (по таблице 4[3]):

Напряжения изгиба:

Напряжения кручения:

Пределы выносливости материала (таблица 3[3]):

-1 = 250 МПа; -1 = 150 МПа.

Коэффициенты, характеризующие чувствительность материала к асимметрии цикла напряжений для стали 45:

= 0.1; = 0.05

Эффективные коэффициенты концентрации напряжений для сечения со шпоночной канавкой с пределом прочности В = 560 МПа (по таблице 4[3]):

K = 1.75; K = 1.5

Коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения при d = 48 мм (по таблице 6[3]):

= 0.82; = 0.71

Коэффициент влияния шероховатости поверхности (по таблице 7[3]):

KF = 1.05

Коэффициент влияния поверхности упрочнения (по таблице 8[3]):

KV = 1

Коэффициент перехода от пределов выносливости образцов к пределу выносливости деталей.

по нормальным напряжениям:

по касательным напряжениям:

Коэффициент запаса только по нормальным напряжениям изгиба:

Коэффициент запаса только по касательным напряжениям кручения:

Коэффициент запаса сопротивлению усталости:

5.2 Проверочный расчет подшипников на долговечность

Подшипники для входного вала.

Для червяка примем подшипники роликовые конические 7209 средней серии. Основные параметры роликовых конических подшипников представлены на рис. 5.1. Из таблицы 19.24 [4] выписываем: d = 45 мм, D = 100 мм, Т = 27,5 мм, e = 0.287, С = 76100Н.

Основные параметры роликовых конических подшипников



Рис. 5.1

Из условия равновесия вала:

от сил, действующих в вертикальной плоскости, Fr

от сил, действующих в горизонтальной плоскости, Ft

Полные радиальные реакции опор

Выбираем Х = 0.4 и Y = 0.92 (по рекомендациям [4])

Рассчитаем приведенную нагрузку первого подшипника

P1 = (VXFr1 + YFa1)KбKт , где (5.13)

Kб = 1.3 - коэффициент безопасности (по таблице 6.3 [4]);

KТ = 1.0 - температурный коэффициент (по таблице 6.4 [4]);

Х - коэффициент радиальной нагрузки;

V - коэффициент вращения относительного вектора нагрузки внутреннего кольца подшипника.

P1 = (0.41898 + 0.9228844.61)1.31.0 = 3860 (H)

Ресурс подшипника:

m =3.33 - показатель кривой выносливости.

Lh тр = 9460.8 ч - требуемая долговечность.

Lh1 > Lh тр , подшипники удовлетворяют поставленным требованиям.

Подшипники для выходного вала.

Для вала червячного колеса примем подшипники роликовые конические 7314 средней серии. Из таблицы 19.24 [4] выписываем: d = 70 мм, D = 150 мм, Т = 38,5 мм, e = 0.310, С = 168000 Н.

Из условия равновесия вала:

от сил, действующих в вертикальной плоскости, Fr

от сил, действующих в горизонтальной плоскости, Ft

Полные радиальные реакции опор

Выбираем Х = 0.4 и Y = 0.86 (по рекомендациям [4])

Рассчитаем приведенную нагрузку первого подшипника

P1 = (VXFr1 + YFa1)KбKт , где

Kб = 1.3 - коэффициент безопасности (по таблице 6.3 [4]);

KТ = 1.0 - температурный коэффициент (по таблице 6.4 [4]);

Х - коэффициент радиальной нагрузки;

V - коэффициент вращения относительного вектора нагрузки внутреннего кольца подшипника.

P1 = (0.412324.12 + 0.8665.191)1.31.0 = 1281.426 (H)

Ресурс подшипника:

m =3.33 - показатель кривой выносливости.

Lh тр = 9460.8 ч - требуемая долговечность.

Lh1 > Lh тр , подшипники удовлетворяют поставленным требованиям.

5.3 Проверочный расчет шпонок

Зубчатые колеса, звёздочки, полумуфты и другие детали крепятся на валах с помощью шпоночных или шлицевых соединений, предназначенных для передачи крутящих моментов.

В редукторах общего назначения из-за простоты конструкции, сравнительно низкой стоимости и удобства сборки и разборки широко применяются соединения призматическими шпонками (Рис. 5.3).

Сечения шпонки выбираем в зависимости от диаметра вала [1]. Длину шпонки принимают по длине ступицы, с округлением в меньшую сторону до стандартной по формуле [1]:

lш=lст-(3ч7) мм. (5.11)

Тогда получаем следующие шпонки:

Под шкивом ременной передачи:

- диаметр вала d=60 мм;

- ширина шпонки b=18 мм;

- высота шпонки h=11 мм;

- глубина паза вала t1=7,5 мм;

- глубина паза ступицы t2=4,4 мм;

- длина шпонки при lст=140 мм: lш=140-(3ч7)=137ч133 мм, принимаем lш=126 мм.

Под зубчатым колесом:

- диаметр вала d=75 мм;

- ширина шпонки b=22 мм;

- высота шпонки h=14 мм;

- глубина паза вала t1=9,0 мм;

- глубина паза ступицы t2=5,4 мм;

- длина шпонки при lст=75 мм: lш=75-(3ч7)=72ч68 мм, принимаем lш=70 мм.

Под полумуфтой:

- диаметр вала d=38 мм;

- ширина шпонки b=10 мм;

- высота шпонки h=8 мм;

- глубина паза вала t1=5 мм;

- глубина паза ступицы t2=3,3 мм;

длина шпонки при lст=50 мм: lш=50-(3ч7)=43ч47 мм, принимаем lш=40 мм.

Рис. 5.3. Шпоночное соединение с призматическими шпонками (ГОСТ 23360-78)

Проверочный расчет соединения по напряжениям смятия производим по формуле [1]:

Gсм=2·Т/(d·lр·(h-t1)) ? [Gсм], (5.12)

где lр - рабочая длина шпонки, для шпонки со скругленными торцами определяется по формуле [1]:

lр=lш-b, (5.13)

[Gсм] - допускаемое напряжение смятия, по [1] при стальной ступице [Gсм]=190 МПа.

Тогда получаем для шпонок:

под шкивом ременной передачи:

lр=126-18=108 мм;

Gсм=2·1397·103/(60·108·(11-7,5))=123 МПа ? [Gсм]=190 МПа.

Условие соблюдается.

под зубчатым колесом:

lр=70-22=48 мм;

Gсм=2·1397·103/(75·48·(14-9))=155,2 МПа ? [Gсм]=190 МПа.

Условие соблюдается.

под полумуфтой:

lр=40-10=30 мм;

Gсм=2·39·103/(38·30·(5-3,3))=40,2 МПа ? [Gсм]=190 МПа.

Условие соблюдается.

6. СМАЗКА РЕДУКТОРА

Смазка зубчатых зацеплений и подшипников уменьшает потери на трение, износ и нагрев деталей.

По способу подачи смазки к зацеплению различают картерную и циркуляционную смазки.

Картерная смазка осуществляется окунанием венцов зубчатых колес в масло, заливаемое внутрь корпуса. Эту смазку применяют при окружных скоростях в зацеплении зубчатых передач V<12ч15 м/с. При большей скорости масло сбрасывается центробежной силой. При смазывании окунанием объем, масла, заливаемого в картер, определяют из расчета 0,4ч0,8 л масла на 1 кВт передаваемой мощности.

В червячных редукторах при нижнем расположении червяка глубина погружения в масло зубьев hм = (0,1 - 0,25)d1, причем hм min = 2,2m

Принимаем масло индустриальное 70А.

Смазывание подшипников качения, редукторов общего назначения осуществляют жидкими маслами или пластичными мазями. Наиболее благоприятные условия для работы подшипников обеспечивают жидкие масла. Преимущества их заключаются в высокой стабильности смазывания, меньшем сопротивлении вращению, способности отводить теплоту и очищать подшипник от продуктов износа. Жидкое масло легче заменить без разборки узла. Недостаток жидких масел связан с необходимостью применения сложных уплотнений.

Пластичные мази лучше, чем жидкие масла, защищают подшипник от коррозии, особенно при длительных перерывах в работе. Для их удержания в подшипнике и корпусе не требуются сложные уплотнения. При выборе пластичной мази учитывают рабочую температуру подшипникового узла и наличие в окружающей среде влаги. В узлах с интенсивным тепловыделением пластичные мази не применяют из-за недостаточного отвода теплоты от трущихся поверхностей. Принимаем для червячного редуктора смазку: ЦИАТИМ - 202, с температурой применения -50 - +120єС

Уровень масла, находящегося в корпусе редуктора, контролируют различными маслоуказателями. Наибольшее распространение имеют жезловые указатели, так как они удобны для осмотра, конструкция их проста и достаточно надежна.

Для слива масла из корпуса редуктора предусматривается маслосливное отверстие, размещаемое в нижней части корпуса и закрываемой резьбовой пробкой [1]. Разновидности и основные размеры пробок для маслосливных отверстий приведены на Рис. 6.1 и в табл. 6.1.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рис. 6.1. Пробки с цилиндрической резьбой

Таблица 6.1. Основные размеры пробки с цилиндрической резьбой

d1	D	D1	L	l	b	S	t	d2	D2	B1
М16х1,5	25	21,9	24	13	3	19	1,9	16	38	3
М20х1,5	30	25,4	28	15	4	22	2,5	20	32	3

Во время работы редукторов повышается давление внутри корпуса в связи с нагревом масла и воздуха. Это приводит к выбрасыванию масла из корпуса через уплотнения и стыки. Чтобы избежать этого, внутреннюю полость корпуса соединяют с внешней средой путем установки отдушин (Рис. 6.2) (обычно в крышке смотрового окна)



Рис. 6.2. Ручка-отдушина

7. ВЫБОР И ОБОСНОВАНИЕ ПОСАДОК ДЕТАЛЕЙ РЕДУКТОРА

Одним из принципов конструирования и производства, независимо изготовленных деталей и узлов, обеспечивающих правильную сборку, работоспособность и замену их при ремонте без дополнительной обработки с соблюдением требований качества и экономичности является взаимозаменяемость.

Для обеспечения взаимозаменяемости деталей и узлов и упорядочения их производства должны выполняться определенные требования, предъявляемые к точности геометрических, механических и других параметров качества, устанавливаемых соответствующими стандартами.

Точность геометрических параметров оценивается точностью размеров, форм и шероховатостью поверхностей и должна быть соответствующим образом задана в технической документации (на чертежах).

Посадки основных деталей редуктора, муфты и звездочек принимаем [1]:

- полумуфта на валу -Н7/k6;

- внутренние кольца подшипников качения на валах - L0/k6;

- наружные кольца подшипников качения в корпус - Н7/ l0;;

- крышки торцовые узлов на подшипниках качения - Н7/ d11

- зубчатое колесо на валу - Н7/р6;

- шкивы на валах - Н7/к6.

Список использованной литературы

1. Шейнблит А. Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для техникумов.-М.: Высш. шк., 1991.-432с.; ил.

2. Л.В. Курмаз, А.Т. Скойбеда. Детали машин. Проектирование: Учебное пособие. - Мн.: УП «Технопринт», 2001. - 290 с.

3. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование. М.: Высшая школа, 1990. 400 с.

4. Детали машин и основы конструирования: Учеб./А.Т. Скойбеда, А.В. Кузьмин, Н.Н. Макейчик; Под общ. Ред. А. Т. Скойбеды.-Мн.: Высш.шк., 2000-584 с.

5. Курсовое проектирование. Учебно-методическое пособие по дисциплинам «Прикладная механика», «Детали машин и основы конструирования», «Детали машин, основы конструирования и ПТМ отрасли» для студентов очной и заочной форм обучения.

6. Колесников В.Н. Расчет валов. Методические указания. Курган, 1996. 25 с.

7. Чернавский С.А., Ицкович Г.М. и др. Курсовое проектирование деталей машин. М.: Машиностроение, 1979. 351 с.

8. Федоренко В.А., Шошин А.И. Справочник по машиностроительному черчению. Л.: Машиностроение, 1981. 416 с.

Размещено на Allbest.ru