Привод механизма подъема

Размещено на http://www.allbest.ru/

Министерство образования Республики Беларусь

Белорусский государственный технологический университет

Кафедра деталей машин и ПТУ

Прикладная механика

раздел: Детали машин

Тема:

Привод механизма подъема

Разработал:

Гришанова

Елена Николаевна

Минск

2006



Содержание

Реферат

Введение

1. Краткое описание работы привода

2. Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода

2.1 Выбор электродвигателя

2.2 Кинематический расчет привода

3. Расчет открытых передач

3.1 Расчет зубчатой передачи

4. Расчет закрытой передачи (червячного редуктора)

4.1 Выбор материала и допускаемых напряжений

4.2 Проектировочный расчет червячной передачи

4.3 Проверочные расчеты на прочность червячной передачи

4.3.1 Проверочный расчет на контактную выносливость

4.3.2 Проверочный расчет на выносливость при изгибе

4.4 Расчет параметров червячной передачи

4.5 Усилия в зацеплении

4.6 Расчет вала червяка на жесткость

4.7 Тепловой расчет редуктора

5. Предварительный расчет валов и выбор стандартных изделий (подшипники, крышки, уплотнения)

5.1 Червяк (входной вал)

5.2 Вал червячного колеса (выходной вал)

6. Расчет основных элементов корпуса

7. Проверочные расчеты

7.1 Определение реакций в опорах и построение эпюр изгибающих и крутящих моментов

7.2 Проверочный расчет подшипников на долговечность

7.3 Проверочный расчет шпонок

7.4 Проверочный расчет вала на усталостную прочность

8. Смазка редуктора

Список использованных источников



Реферат

РЕДУКТОР, ПРИВОД, ЧЕРВЯК, ЧЕРВЯЧНОЕ КОЛЕСО, СМАЗКА, ПОДШИПНИК, ВАЛ, ЗУБЧАТАЯ ПЕРЕДАЧА, ШЕСТЕРНЯ, ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЬ,МУФТА.

В данной расчетно-пояснительной записке приведен кинематический расчет многоступенчатого привода, включающего в себя электродвигатель, муфту, закрытую червячную и открытую зубчатую передачи. Выполнен также прочностной расчет червячной и зубчатой передачи, произведен подбор подшипников входного и выходного валов закрытой передачи. Выполнен подбор смазки редуктора. Рассчитаны напряжения, возникающие в опорах выходного вала, а также крутящие и изгибающие моменты на данном валу, приведены их эпюры.

Записка содержит:

таблиц; многоступенчатый электродвигатель муфта зубчатый

рисунков;

приложения;

листов.



Введение

В химической технологии органических материалов широко используются многоступенчатые приводы, которые могут в себя включать ременную, червячную, цепную, зубчатую и др. передачи.

Ременные передачи обладают следующими достоинствами:

· простота конструкции;

· плавность и бесшумность работы;

· невысокие требования к точности расположения деталей передачи;

· предохранение от перегрузки за счет возможности проскальзывания ремня по шкиву.

Наряду с достоинствами ременные передачи обладают и некоторыми существенными недостатками. Это:

· большие габариты;

· непостоянство передаточного числа из-за проскальзывания ремня по шкиву;

· большая нагрузка на валы и опоры;

· низкая долговечность ремней.

Передаваемая мощность - обычно не более 50 кВт, передаточное число - до 6.

Червячные передачи предназначены для редуцирования скорости при передаче энергии между перекрещивающимися валами, главным образом под углом 90°.

Червячная передача осуществляется посредством винта (червяка) чаще всего с трапецеидальной или близкой к ней нарезкой и червячного колеса, имеющего косые зубья дуговой формы, что способствует увеличению длины контактных линий, а следовательно, несущей способности передачи.

К достоинствам червячных передач относятся: плавность зацепления и бесшумность работы; большие передаточные числа при сравнительно малых габаритах, например в кинематических передачах и до 1000, в силовых чаще всего и до 80; повышенная кинематическая точность, что особенно важно для делительных устройств; возможность создания самотормозящей передачи.

Недостатками червячных передач являются: ограниченная передаваемая мощность, не превышающая 50…60 кВт; необходимость точной установки и жесткой осевой фиксации червячного колеса, поскольку осевое смещение колеса, неточности межосевого расстояния и ошибки угла скрещивания оказывают значительное влияние на величину и расположение пятен контакта, а следовательно, работоспособность передачи. Но наиболее существенный недостаток,

обусловленный геометрией передачи, - невозможность получения жидкостного трения в контакте, что служит причиной повышенного тепловыделения, пониженного КПД, повышенного изнашивания и склонности к заеданию, необходимости применения для червячных колес дефицитных антифрикционных материалов, усложнения конструкции передачи, связанного с теплоотводом.

Во всех отраслях машиностроения и приборостроения наиболее широкое применение нашли зубчатые передачи благодаря ряду их достоинств: постоянству передаточного числа; отсутствию проскальзывания; большой несущей способности при сравнительно малых габаритах и массе; большой долговечности; работе в обширном диапазоне режимов нагружения; сравнительно малым нагрузкам на валы и опоры, высокому КПД, простоте обслуживания и ухода. К недостаткам зубчатых передач можно отнести высокие требования к точности изготовления колес и сборки передач и необходимость повышенной жесткости корпусов, валов, опор; шум, особенно при высоких частотах вращения и недостаточной точности; вибрации; низкую демпфирующую способность.



1. Краткое описание работы привода

Источником механической энергии в данном приводе является асинхронный электродвигатель 4А90L2. На валу двигателя установлена муфта, посредством которой вращение передается на входной вал (червяк) червячного редуктора.(КПД муфты 0,98)

Редуктор служит для увеличения вращающего момента посредством уменьшения угловой скорости вращения и имеет передаточное число u_ЧП = 30. К достоинствам червячных передач относятся: плавность зацепления и бесшумность работы; повышенная кинематическая точность, что особенно важно для делительных устройств; возможность создания самотормозящей передачи. Наиболее существенный недостаток, обусловленный геометрией передачи, - невозможность получения жидкостного трения в контакте, что служит причиной повышенного тепловыделения, пониженного КПД, повышенного изнашивания и склонности к заеданию, необходимости применения для червячных колес дефицитных антифрикционных материалов, усложнения конструкции передачи.

Далее вращающий момент передается на шестерню цилиндрической прямозубой передачи, имеющей передаточное число u_ЗП =5. На данном участке привода также происходит увеличение крутящего момента, и уменшение угловой скорости.

В дальнейшем крутящий момент передается на цепную передачу, где на тихоходном валу получаем крутящий момент Т=2857(Н^.м) и угловую скорость щ=0,7 с^-1



2. Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода

Кинематическая схема привода и номера валов

Рис. 1

2.1 Выбор электродвигателя

Р_вых=7кВт , щ_вых=0,9 с^-1

КПД привода определяется по формуле

где КПД отдельных кинематических пар (червячной, зубчатой, цепной передач, подшипников, муфты). Значения КПД выбираются как средние значения из рекомендуемого диапазона [1].

Требуемую мощность электродвигателя находят с учетом потерь, возникающих в приводе:

Ориентировочное значение общего передаточного числа привода

где ориентировочные значения передаточных чиселпередач привода (выбирают как средние значения из рекомендуемого диапазона для соответствующих передач) [1].

Ориентировочное значение угловой скорости вала электродвигателя

где угловая скорость на ведомом (тихоходном) валу, с^-1.

Ориентировочное значение частоты вращения вала электродвигателя

Выбираем электродвигатель с мощностью и действительной частотой вращения п_ДВ близкой к значению п_ДВ.ОР [1].

Выбранный двигатель - 4А160S2,Р_ДВ=15,0кВт,n_ДВ=2940мин^-1

В дальнейшем расчет ведется по и выбранной .



2.2 Кинематический расчет привода

Угловая скорость вала электродвигателя

Общее передаточное число привода

Производим разбивку U_O по отдельным ступеням привода

где передаточные числа отдельных ступеней.

Определяем угловые скорости валов привода (рис. 1):

Определяем частоты вращения валов привода:

Определяем мощности на валах привода:

Определяем крутящие моменты на валах привода:

Результаты расчета сводим в табл. 1.

Таблица 1

Сводная таблица результатов кинематического расчета привода.

№ вала	Мощность Р, кВт	Угловая скорость щ, с-1	Частота вращения n, мин-1	Крутящий момент Т, Нм
1	11.709	307.72	2940	38.05
2	8.115	11.396	108.89	712.03
3	7.551	3.26	31.111	2316.26
4	7.07	0.9	8.64	7527.92



3. Расчет открытых передач

3.1 Расчет зубчатой передачи

Расчет цилиндрических прямозубых передач производится в соответствии с ГОСТ 21354-75. Основными видами расчетов являются расчеты на контактную выносливость активных поверхностей зубьев и расчет зубьев на выносливость при изгибе. Так как основной причиной выхода из строя зубьев закрытых передач, работающих при хорошей смазке, является усталостное контактное выкрашивание, то проектный расчет закрытых передач выполняется на контактную выносливость с последующей проверкой зубьев на контактную выносливость и выносливость при изгибе. Открытые зубчатые передачи рассчитывают на выносливость по напряжениям изгиба.

В данном проекте расчет зубьев на контактную выносливость и выносливость при изгибе ведется при нулевом смещении (). В расчетах принят постоянный режим нагрузки, для которого при длительной работе эквивалентное число циклов перемены напряжений больше базового числа циклов (). Для этого случая коэффициент долговечности , учитывающий влияние срока службы и режима нагрузки, принимается равным

1. Выбираем материал для изготовления зубчатых колес.

Зубчатые колеса в большинстве случаев изготавливают из углеродистой или легированной стали. При выборе марок стали учитывают назначение и тип передачи, требования к габаритам и массе, технологию изготовления, экономическую целесообразность.



Таблица 2

Свойства стали Ст45.

Марка стали	Механические свойства	Термическая обработка
	Твердость	Предел прочности GB, МПа	Предел текучести GT, МПа
	HB	HRC
Ст45	269-302	-	890	650	Улучшение

2. Ориентировочное значение модуля m вычисляют по формуле:

где - вспомогательный коэффициент, который для цилиндрических прямозубых передач равен

- крутящий момент на валу шестерни, Нм, который принимают из таблицы 1:

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца, который находится из соответствующего графика в зависимости от значения [2].

- число зубьев шестерни

где z₂ - число зубьев колеса;

U_II - передаточное число зубчатой передачи.

- коэффициент, учитывающий форму зуба, который определяется по графику в зависимости от эквивалентного числа зубьев Z_V [2]:

- коэффициент ширины зубчатого венца [1]

- допускаемые напряжения изгиба зубьев, МПа, который определяется по формуле:

где - предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий эквивалентному числу циклов перемены напряжений, МПа, который вычисляется согласно формуле

- предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений, МПа, который определяют в зависимости от способа химико-термической обработки [1].

- коэффициент, учитывающий влияние шлифования переходной поверхности зуба. Для зубьев с нешлифованной переходной поверхностью зуба , а для прочих случаев определяют в зависимости от термической или химико-термической обработки: при закалке = 0,9; нормализации, улучшении = 1,1; цементации и нитроцементации = 0,7.

=1,1;

- коэффициент, учитывающий влияние деформационного упрочнения или электрохимической обработки переходной поверхности. Для зубьев колес без деформационного упрочнения или электрохимической обработки переходной поверхности зубьев принимают

=1;

- коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки. При одностороннем приложении нагрузки

=1;

- коэффициент долговечности. Для длительно работающих передач принимается

=1;

Учитывая все найденные коэффициенты определим :

- коэффициент безопасности, который равен

Коэффициент, учитывающий нестаби-льность свойств материала зубчатого колеса и ответственность зубчатой передачи.

Коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса.

Определяют в зависимости от способа термической и химико-термической обработки и заданной вероятности разрушения. При вероятности разрушения 0,99 и объемной закалке, нормализации и улучшении = 1,75; при цементации и нитроцементации = 1,55.

Для поковок и штамповок = 1;

Для проката = 1,15;

Для литых заготовок = 1,3.

= 1,75

= 1

- коэффициент, учитывающий градиент напряжения и чувствительность материала к концентрации напряжений. При проектном расчете открытых зубчатых передач принимаем

- коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности. Для шлифования и зубофрезерования при шероховатости не ниже R_Z40 принимают = 1. при полировании в зависимости от способа термического упрочнения принимают: при цементации, нитроцементации, азотировании = 1,05; при нормализации и улучшении = 1,2.

=1,2;

- коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса. Определяют в зависимости от диаметра вершин зубчатого колеса по специальному графику [1].

=1.

Определив все величины и коэффициенты, входящие в формулу, находим :

Определяем ориентировочное значение модуля m:

Полученное значение округляем до стандартного в соответствии c ГОСТ 9563-60 [1]:

3. Определяем диаметры начальных (внешних) делительных окружностей шестерни и колеса.

Диаметр начальной делительной окружности шестерни:

Диаметр начальной делительной окружности колеса:

4. Определяем межосевое расстояние.

5. Определяем окружную скорость.

где щ₁ - угловая скорость на валу шестерни, с^-1,

6. Определяем степень точности передачи.

Степень точности выбирают в зависимости от назначения передачи, условий ее работы и возможности производства.

Открытые цилиндрические зубчатые передачи обычно выполняют по 9-ой степени точности.

7. Определяем рабочую ширину венца шестерни и колеса.

8. Проведем проверочный расчет зубьев на выносливость при изгибе

Расчетное напряжение изгиба зубьев определяют по формуле

где - удельная расчетная окружная сила.

Для цилиндрических прямозубых передач

где - крутящий момент на валу шестерни, который берется из таблицы 1:

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Расчет зубчатых колес первоначально производят, предполагая, что в зацеплении находится одна пара зубьев. Тогда

= 1;

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца. См. п. 2.

- коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникшую в зацеплении:

=1,2

- коэффициент, учитывающий форму зуба. См. п. 2.

= 3,97;

- коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев:

= 1;

- коэффициент, учитывающий наклон зуба:

= 1;

Определив все величины и коэффициенты, входящие в формулу, находим напряжение изгиба зубьев:

Найденное значение напряжения изгиба зубьев соответствует условиям расчета.Т,к нагрузочная способность большенства зубчатых передач ограничивается контактной прочностью.

Усилия в зацеплении.

Определение усилий в зацеплении зубчатых колес необходимо для расчета валов и подбора подшипников. Усилия определяют по формулам, приведенным ниже:

Окружное усилие:

:

Радиальное усилие:

4. Расчет закрытой передачи (червячного редуктора)

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, червячного редуктора, а также проверочный расчет вала червяка на жесткость.

4.1 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 изготавливаются из среднеуглеродистых или легированных сталей с поверхностной или объемной закалкой до твердости HRC_Э 45-55. При этом необходима шлифовка и полировка рабочих поверхностей витков. Хорошую работу передачи обеспечивают червяки из цементуемых сталей с твердостью после закалки HRC_Э 58-63.

Зубчатые венцы червячных колес изготавливают преимущественпосле определения размеров корпуса выполняют тепловой расчет но из бронзы, причем выбор материала определяется скоростью скольжения V_S и длительностью работы.

Ориентировочную скорость скольжения V_S, в зависимости от которой выбирается марка материала венца червячного колеса, определяют по эмпирической формуле:

где Т₂ - крутящий момент на валу червячного колеса, Нм;

щ₂ - угловая скорость вала червячного колеса, с^-1;

U - передаточное число червячной передачи.

В зависимости от скорости скольжения выбирают материал и находят допускаемые напряжения [1] (см. таблицу 3).

Червяк Сталь 45

Таблица 3

Материал для изготовления зубчатого венца червячного колеса.

Материал	Способ отливки	GHP, МПа	GFР, МПа
		Скорость скольжения VS, м/с	Тип передачи
			Нереверсивная	Реверсивная
БрОЦ6-6-3	В землю	VS =3-12 м/с, GHP = 144 МПа	43	33

4.2 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, поверяют действительные контактные напряжения и сравнивают их с допускаемыми.

1. Определяем межосевое расстояние

где - число зубьев червячного колеса:

q - коэффициент диаметра червяка, предварительно принимают равным

q = 10;

К_Н - коэффициент нагрузки, предварительно принимают

К_Н = 1,2;

Т₂ - крутящий момент на валу червячного колеса, Н^.мм

Т₂ = 133 Нм;

G_HP - допускаемое контактное напряжение, МПа, (см. таблицу 3).

2. Определяем осевой модуль зацепления:

Полученный модуль округляют до стандартного по ГОСТ 2144-76 и определяют соответствующее ему стандартное значение коэффициента диаметра червяка q [1].

3. Уточняем межосевое расстояние:

4. Уточняем коэффициент нагрузки по формуле:

где - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине венца колеса. При постоянной нагрузке

=1;

- коэффициент динамической нагрузки, зависящей от скорости скольжения и принятой степени точности изготовления червячной пары [1]:

Степень точности -8

5. Определяем скорость скольжения в зацеплении:

где V₁ - окружная скорость червяка, м/с, находится по формуле:

где щ₁ - угловая скорость червяка, с^-1;

d₁ - делительный диаметр червяка, м, находится по формуле:

тогда

г - угол подъема витка червяка:

тогда

4.3 Проверочные расчеты на прочность червячной передачи

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

Проверочный расчет на контактную выносливость

Условие прочности по контактным напряжениям имеет вид

где G_H - действительное контактное напряжение, МПа;

Т₂ - крутящий момент на валу червячного колеса, Нмм;

a_W - межосевое расстояние, мм.

Погрешность при расчете:

Рассчитанная погрешность удовлетворяет условиям расчета.

Проверочный расчет на выносливость при изгибе

Условия прочности по напряжениям изгиба зубьев червячного колеса

где G_F - действительное напряжение изгиба, МПа;

Y_F - коэффициент формы зуба, выбирается в зависимости от эквивалентного числа зубьев колеса [1]:

F_t2 - окружное усилие на колесе, Н, которое находится по формуле:

K_F - коэффициент нагрузки, который принимают равным K_H:

b₂ - ширина венца червячного колеса, мм, зависит от диаметра вершин червяка:

m_n - нормальный модуль:

Полученное значение удовлетворяет условиям расчета.

4.4 Расчет параметров червячной передачи

Расчет параметров червячной передачи (рис.3) осуществляется в следующей последовательности:

1. Определяем делительные диаметры

2. Определяем диаметры вершин зубьев:

Параметры червячной передачи

Рис 1.

3. Определяем диаметры впадин зубьев:

4. Определяем наружный диаметр колеса:

5. Определяем длину нарезной части червяка при z₁ = 2:

6. Определяем ширину венца червячного колеса:

7. Определяем толщину обода (венца) червячного колеса:

8. Определяем длину ступицы:

где d - диаметр вала под ступицей колеса, мм, определяется по формуле

Где

Т₂ - крутящий момент на валу червячного колеса, Нмм;

[ф_k] - пониженное допускаемое напряжение кручения, МПа, принимается равным 15 МПа

d=d₄=50мм -

выбираем из предварительного валов

9. Определяем диаметр ступицы:

10. Определяем толщину диска, связывающего ступицу и обод:

11. Определяем диаметр отверстий в диске

Результаты расчетов сведем в табл. 4.

Таблица 4

Сводная таблица параметров червячной передачи.

Наименование параметров	Червяк	Червячное колесо
Диаметры делительные, мм	50	170
Диаметры вершин, мм	60	180
Диаметры впадин, мм	38	158
Наружный диаметр колеса, мм	-	187,5
Длина нарезной части червяка, мм	169	-
Ширина венца червячного колеса, мм	-	45
Толщина обода (венца) червячного колеса, мм	-	10
Длина ступицы, мм	-	60
Диаметр ступицы, мм	-	80
Толщина диска, связывающего ступицу и обод, мм	-	11
Диаметр отверстий в диске, мм	-	13



4.5 Усилия в зацеплении

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

Окружное усилие на червяке равно осевому усилию на червячном колесе

Окружное усилие на червячном колесе равно осевому усилию на червяке :

Радиальное усилие на червяке равно радиальному усилию на червячном колесе

где б - угол профиля:

б = 20є

Таблица 5

Усилия в зацепления червячной передачи.

Усилие	Червяк	Червячное колесо
Окружное Ft, Н	517	1956
Осевое Fa, Н	1956	517
Радиальное Fr, Н	712	712

4.6 Расчет вала червяка на жесткость

Правильность зацепления червячной пары обеспечивает достаточная жесткость червяка. Критерием жесткости является значение прогиба f в среднем сечении червяка, которое не должно превышать допустимого [f] = (0,005-0,01):

[f] = (0,005-0,01)m=0,005^.5=0,025

где l - расстояние между опорами, мм;

Е - модуль упругости, для стали МПа;

I_пр - приведенный момент инерции, мм⁴

:

Жесткость червяка удовлетворяет требованиям.

4.7 Тепловой расчет 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 определяем по формуле

где [tM] - допускаемая температура масла (60-90 °С);

Р - мощность, подводимая к редуктору, Вт;

t_B - температура окружающей среды (обычно t_B = 20 °С);

К - коэффициент теплопередачи, К = (17-28) Вт/м2град;

S - площадь охлаждения, м², определяется по эмпирической формуле:

з - КПД передачи, определяется по формуле

Где

с' - приведенный угол трения, выбираем в зависимости от скорости скольжения по табл. 3.8 [1];

г - угол подъема винтовой линии червяка.

Температура масла меньше допускаемой, но для дополнительного охлаждения рекомендуется выполнить корпус с охлаждающими ребрами.



5. Предварительный расчет валов и выбор стандартных изделий (подшипники, крышки, уплотнения)

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

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

Валы воспринимают напряжения, которые меняются циклично от совместного действия кручения и изгиба. На первоначальном этапе проектирования вала 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.

5.1 Червяк (входной вал)

Червяк (входной вал)

Рис. 4

Участок I - выходной конец вала для установки шкива ременной передачи.

Диаметр выходного конца вала определяется по формуле:

где - крутящий момент на рассматриваемом валу, Нм;

- пониженные допускаемые напряжения кручения, МПа, для выходных концов вала принимаются равными МПа;

Участок II - участок для установки уплотнения; диаметр выбирается с учетом стандартных значений для деталей по эмпирической формуле:

Участок III - участок червячного вала для установки подшипников; диаметр выбирается с учетом стандартных значений для деталей по эмпирической формуле:

С учетом полученного диаметра выбираем подшипники по ГОСТ 333-71 (подшипники роликовые конические однорядные) [3] Со стороны фиксирующей опоры ставится торцовая глухая крышка, выбранная в зависимости от диаметра внешнего кольца подшипника [3].

Со стороны выходного конца вала ставится торцовая крышка с отверстием для войлочного уплотнения, выбранная в зависимости от диаметра внешнего кольца подшипника,[3].

Таблица 6

Подшипники, устанавливаемые на червяке.

Обозначе-ние	Основные размеры,мм	Грузоподъемность, кН
	d,	D,	B,	Т,, °	с,	r	r1	C	C0
7306	30	72	21	19	17	2,0	0,8	40	29,9

Со стороны выходного конца вала ставится войлочное уплотнение выбранное в зависимости от диаметра d₂-вала. Служащей для защиты от загрязнений извне и предупреждения вытекания смазки редуктора.

Участок IV - участок, несущий нарезную часть червяка. Диаметр также определяется по эмпирической формуле:

Участок V - собственно нарезная часть червяка.

Диаметры впадин зубьев вершин зубьев и делительный берутся из таблицы 4.

Длины соответствующих участков определяются конструктивно.



5.2 Вал червячного колеса (выходной вал)

Выходной вал

Рис. 5

Участок I - выходной конец вала для установки шестерни зубчатой передачи. Диаметр выходного конца вала определяется по формуле:

где - крутящий момент на рассматриваемом валу, Нм;

- пониженные допускаемые напряжения кручения, МПа, для выходных концов вала принимаются равными МПа;

Участок II -

участок для установки уплотнения; диаметр выбирается с учетом стандартных значений для деталей по эмпирической формуле:

Для защиты подшипников от внешней среды и удержания смазки в опорных узлах ставится войлочное уплотнение, выбранное в зависимости от диаметра вала d₂

Участок III - участок для установки подшипников; диаметр выбирается с учетом стандартных значений для деталей по эмпирической формуле:

С учетом полученного диаметра выбираем подшипники по ГОСТ 831-75 (подшипники шариковые радиально упорные)

Таблица 7

Подшипники, устанавливаемые на выходном валу.

Обозна чение	Основные размеры	Грузоподъемность кН
	d, мм	D, мм	В, мм	r, мм	r1,мм	С	C0
36 309	45	100	25	2,5	1,2	50,9	41,0

Со стороны выходного конца вала ставится торцовая крышка с отверстием для войлочного уплотнения , выбранная в зависимости от диаметра внешнего кольца подшипника [4], [3].

С другой стороны ставится торцовая глухая крышка, выбранная в зависимости от диаметра внешнего кольца подшипника [4], [3].

Участок IV - участок для установки червячного колеса. Диаметр определяется по формуле:

Участок V-буртик для удерживания зубчатого колеса, Диаметр определяется по формуле:

6. Расчет основных элементов корпуса

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

Редукторы общего назначения для удобства сборки и разборки конструируют разъемными. Плоскость разъему 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.

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

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 отверстий 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 редуктора предусматривают крючья, проушины или рым-болты.

Выбор рым-болта: M 10

1. Толщина стенок одноступенчатого червячного редуктора определяется по формуле:

где - толщина стенок основания редуктора, мм;

- толщина стенок крышки редуктора, мм;

- межосевое расстояние, мм;

2. Глубина корпуса червячного редуктора с нижним расположением червяка определяется по формуле:

где - диаметр вершин зубьев червячного колеса, мм;

- модуль, мм;

3. Размеры сопряжений выбираются в зависимости от толщины стенок [1]:

a) расстояние от стенки -

b) расстояние от фланца -

c) радиус закругления -

4. Диаметры болтов:

a) фундаментных:

b) соединяющих крышку корпуса с основанием редуктора:

1) у подшипников

2) прочих

c) крепящих крышку подшипников к корпусу, определяются исходя из размеров крышки [1]

d) крепящих смотровую крышку

5. Количество фундаментных болтов определяется по формуле:

где M и N - размеры основания корпуса,

6. Размеры элементов фланцев определяются в зависимости от диаметра болтов:

Таблица 8

Размеры элементов фланцев.

Элементы фланцев	Диаметр болта
	М8	М10	М12	М16	М20	М24
Ширина фланца К, мм	24	28	33	39	48	54
Расстояние от оси болта до стенки С, мм	13	15	18	21	25	27
Диаметр отверстия d0, мм	9	11	13	17	22	26
Диаметр планировки D0, мм	17	20	26	32	38	45
Радиус закругления R, мм	3	3	4	5	5	8

7. Размеры элементов подшипниковых гнезд:

a) Диаметр расточки D принимают равным наружному диаметру подшипника или стакана;

b) Длина гнезда подшипника:

c) Количество болтов для крепления крышки подшипника:

d) Диаметр болтов:

e) Глубина завинчивания:

f) Глубина нарезания резьбы:

g) Глубина сверления:



7. Проверочные расчеты

7.1 Определение реакций в опорах и построение эпюр изгибающих и крутящих моментов

Необходимые данные приведены в табл. 9.

Таблица 9

Силы, действующие на вал, и расстояния между точками их приложения.

Усилия в зацеплении	Геометрические параметры
Червячной передачи	Прямозубой передачи

1. Выполняем схему нагружения вала с указанием действующих сил и расстояний между точками их приложения (взято с эскизной компоновки) (рис. 6а).

2. (рис. 6б).

3. По правилам сопротивления материалов, рассматривая вал как балку, лежащую на шарнирно-подвижных опорах и нагруженную сосредоточенными силами, определяем реакции в опорах в вертикальной плоскости и строим эпюру изгибающих моментов (рис. 6в):

a) (Вертикальная плоскость)находим реакции в опорах:

Найдем крутящие моменты (для соответствующих сечений вала) и построим эпюру крутящих моментов:

4. Аналогичную схему нагружения вала, определение реакций опор и построение эпюр изгибающих моментов выполняем для горизонтальной плоскости (рис. 6г):

a) находим реакции в опорах:

b) находим изгибающие моменты:

5. Определяем крутящие моменты, и строим эпюру крутящих моментов (рис 6):

6. Определяем суммарные радиальные реакции в опорах:

7. Определяем суммарные изгибающие моменты:

Расчетная схема выходного вала

7.2 Проверочный расчет подшипников на долговечность

Расчет будем проводить для подшипников

36310 ГОСТ 831-75.

1. Определяем эквивалентные динамические нагрузки ,действующие на подшипники опор:

2.Статическая грузоподъемность подшипника С₀=41кН

3.Определяем отношение R/C₀:

И по графику 7.3. [1] находим коэффициент е для подшипников с углом контакта в=12⁰ :

4.Вычислим осевые составляющие реакций опор от действия радиальных сил :

5.Определяем расчетные осевые нагрузки (подшипники установлены в распор) по формуле:

6.Находим коэффициенты Х и Y:

Х=1; Y=0;

7.V-коэффициент вращения: V=1;

8.К_б-коэффициент безопасности: К_б=1-с малыми толчками;

9.К_т-температурный коэффициент:К_т=1;

Зная все данные рассчитаем эквивалентные динамические нагрузки подшипников:

10.Определим отношение С/Р=г в зависимости от принятой долговечности и частоты вращения вала:

С/Р= г=3,11

11.Вычислим требуемую динамическую грузоподъемность подшипников:

Подшипники пригодны для установки на данном валу т.к. выполняется условие С₀=48,8 kH >С₁и С₀=48,8 kH>С₂

7.3 Проверочный расчет шпонок

Зубчатые колеса, шкивы, звездочки 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.

Сечение шпонки выбирается в зависимости от диаметра вала по табл. 7.7 в [1]. Длину шпонки принимают по длине ступицы с округлением в меньшую сторону до стандартной

Схема шпоночного соединения

Рис. 7

Таблица 10

Призматические шпонки, устанавливаемые на выходном валу.

Диаметр вала d	Сечение шпонки	Глубина паза	Длина шпонки l
	b	H	t1	t2
50	16	10	6,0	4,3	50
36	10	8	5,0	3,3	40

После определения размеров шпонки производим проверочный расчет соединения по напряжениям смятия:

где Т - крутящий момент на валу, Н^.мм;

d - диаметр вала, мм;

l - рабочая длина шпонки, мм;

(h-t₁) - сминаемая высота шпонки, мм;

[G_СМ] - допускаемые напряжения смятия, при стальной ступице

[G_СМ]₁ = 50-80 МПа и

[G_СМ]₂ = 110-190 МПа

a) шпонка, соединяющая вал и червячное колесо:

Шпонка удовлетворяет условиям работы и пригодна для установки на валу.

b) шпонка, соединяющая вал и шестерню прямозубой передачи:

Шпонка удовлетворяет условиям работы и пригодна для установки на валу.

7.4 Проверочный расчет вала на усталостную прочность

Проверочный расчет выполняют на совместное действие изгиба и кручения путем определения коэффициентов запаса прочности в опасных сечениях вала и сравнения их с допускаемым значением. Рекомендуется принимать [S] = 1,5-2,5. Коэффициент запаса прочности определяют по формуле:

где S_у и S_ф - коэффициенты запаса прочности соответственно по изгибу и кручению.

Коэффициенты запаса прочности определяем в следующей последовательности:

1. Выбираем материал вала согласно рекомендациям [1]. Выбранный материал - Сталь 45.

2. Определяем по расчетной схеме (рис. 6) опасное сечение вала. Опасное сечение - участок 4 и участок 3.

3. Определяем коэффициент запаса прочности по изгибу в предположение, что напряжения изменяются по симметричному циклу:

где у-₁ - предел выносливости при изгибе с симметричным циклом, для углеродистых конструкционных сталей

у_а - амплитудные напряжения изгиба в рассматриваемом сечении вала, при симметричном цикле напряжений

К_у - эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений, определяется по табл. 7.8 в [1].

К_у1=3,0; К_у2=1,9

K_d - масштабный фактор, определяется по табл. 7.9 и 7.10 (в зависимости от величины К_у1 / K_{d1 )} в [1].

K_d1=1,07; K_d2=0,85

K_V - коэффициент, учитывающий способ упрочнения поверхночтей, для валов без поверхностного упрочнения

K_V=1;

4. Определяем коэффициент запаса прочности по кручению для случая пульсирующего цикла как наиболее часто применяющегося (нереверсивная передача):

где ф-₁ - предел выносливости при кручении с симметричным циклом, для углеродистых и легированных сталей

ф_а - амплитудное напряжение кручения в рассматриваемом сечении вала, при пульсирующем цикле

К_ф - эффективные коэффициент концентрации при кручении, определяется по табл. 7.8 в [1].

Кф₁=2,0,К_Т2=1,9

К_D-масштабный фактор определяем по таблице(7.9) и (7.10) :

К_D1=0,95; К_D2=0,85

Ш_ф - коэффициент, учитывающий асимметрию цикла, для углеродистых сталей

Шф=0,05,



Условие прочности выполняется, поэтому конструкция вала пригодна для использования.



8. Смазка редуктора

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

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

Картерная смазка осуществляется окунанием венцов червячных колес (или червяков) в масло, заливаемое внутрь корпуса. Эту смазку применяют при скоростях скольжения в зацеплении червячных передач V<10 м/с. При большей скорости масло сбрасывается центробежной силой. При смазывании окунанием объем масла, заливаемого в картер, определяют из расчета (0,4-0,8) л масла на 1 кВт передаваемой мощности.

Рекомендуется, чтобы уровень масла был не выше центра нижнего тела качения подшипника. Для лучшего смазывания червячного колеса на валу червяка устанавливаются брызговики, забрасывающие масло на червячное колесо.

Смазывание подшипников качения редукторов общего назначения осуществляют жидкими маслами или пластинчатыми 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.

На практике подшипники стремятся смазывать тем же маслом, которым осуществляется смазывание деталей передач механизма. При этом смазывание подшипников обычно осуществляется за счет разбрызгивания масла зубчатыми колесами, в результате чего масло попадает в подшипниковые узлы.

Выбор сорта масла начинают с определения необходимой кинематической вязкость масла в зависимости от скорости скольжения по табл. 8.3 в [1].

Затем по найденному значению вязкости выбирают соответствующее масло по табл. 8.4 [1].

Масло авиационное МС-20 ГОСТ 21743-76

Для контроля за уровнем масла в редукторе используем жезловый маслоуказатель .

Для слива масла из корпуса редуктора предусматривается маслосливное отверстие, размещаемое в нижней части корпуса и закрываемое резьбовой пробкой.

Пробка маслосливного отверстия

Рис. 8

Устанавливается маслосливная пробка:М16Ч1 с резиновым уплотнением.

Во время работы редуктора 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 (обычно в крышке смотрового окна):установлена отдушина М27Ч2

Пробка-отдушина

Рис. 9

Все конструктивные размеры отдушины и резьбовой пробки указаны в [1]



Список использованных источников

1. "Курсовое проектирование" Дулевич А.Ф., Новиков С.А., Сурус А.И., Царук Ф.Ф. - Мн.: БГТУ, 1997.

2. "Детали машин и основы конструирования" Скойбеда А.Т., Кузьмин А.В., Макейчик Н.Н. - Мн.: Высшая школа, 2000.

3. "Курсовое проектирование деталей машин" Шейнблит А.Е. -М.: Высшая школа, 1985

4. "Конструирование узлов и деталей машин" Дунаев П.Ф., Леликов О.П. - М: Высшая школа, 1985.

5. "Курсовое проектирование деталей машин" Чернавский С.А. - М.: Машиностроение, 1979.

6. "Детали машин" Иванов М.Н., Иванов В.Н. - М.: Высшая школа, 1975.

Размещено на Allbest.ru