Рисунок 1 - Элементы привода общего назначения.

1. Выбор электродвигателя, кинематический расчёт привода

1.1 Определение требуемой мощности электродвигателя

Мощность на рабочем валу.

Общий К.П.Д. привода.

? м - К.П.Д. упругой компенсирующей муфты между электродвигателем и редуктором;

? пп - К.П.Д. пар подшипников;

? зп - К.П.Д. червячной передачи редуктора с учётом потерь в опорах;

? оп - К.П.Д. цепной передачи.

1.2 Определение требуемой частоты вращения вала электродвигателя

Частота вращения рабочего вала привода

Диапазон возможных передаточных чисел привода

1.3 Выбор электродвигателя

Исходя из полученных выше данных, выбираем электродвигатель переменного тока с короткозамкнутым ротором единой серии АИР по ТУ16-525.564-84 с техническими характеристиками, представленными в табл. 1.

АИР 112 М.

Таблица 1 - Технические характеристики выбранного электродвигателя.

Рисунок 2 - Электродвигатель АИР112М исполнения 1М1081.

1.4 Определение общего передаточного числа и разбивка его между отдельными ступенями

Общее передаточное число привода:

Определение передаточного числа закрытой передачи.

Принимаем:

Определение передаточного числа открытой передачи.

1.5 Определение частот вращения валов привода

1.6 Определение угловых скоростей валов привода

1.7 Определение мощностей на валах привода

1.8 Определение вращающих моментов на валах привода

Таблица 2 - Результаты кинематического расчёта привода.

2. Расчёт закрытой червячной передачи редуктора

Исходные данные для расчета червячной передачи выбираются из кинематического расчета силового привода с соответствующих валов и вводятся новые обозначения: параметры для червяка обозначаются с индексом единица, а параметры для червячного колеса обозначаются с индексом два.

Исходные данные.

Вращающий момент:

Т1 = 21615,848 Н*мм; Т2 = 162117,258 Н*мм.

Угловая скорость:

?1 = 303,687 рад /с; ?2 = 30,369 рад /с.

Частота вращения:

n1 = 2900 об/мин; n2 = 290 об/мин.

Передаточное число:

2.1 Выбор материала червячной пары. Назначение упрочняющей обработки и определение допускаемых напряжений

Предварительно определяем скорость скольжения:

Принимаем материал для венца червячного колеса без оловянную бронзу БрАЖ 9-4 Л, отливка в кокиль.

Допускаемое контактное напряжение:

Табличное значение допускаемых контактных напряжений.

Допускаемое напряжение изгиба:

Табличное значение допускаемых напряжений изгиба.

- Коэффициент долговечности;

N0 = 106 - базовое число изменений циклов напряжений;

- суммарное число изменений циклов напряжений.

Материал червяка:

Для выбранной бронзы принимаем соответствующий материал червяка: сталь 45 с закалкой до твёрдости с последующим шлифованием витков.

2.2 Определение размеров и параметров червячного зацепления

2.2.1 Определение числа заходов червяка и числа зубьев колеса

Принимаем число заходов червяка:

Z1 = 4;

Тогда число зубьев червячного колеса составит:

2.2.2 Предварительное определение расчётных коэффициентов

- Коэффициент нагрузки.

- коэффициент диаметра червяка.

2.2.3 Определение минимального межосевого расстояния из условия контактной прочности

Определяем расчетный модуль:

Принимаем основные параметры передачи по ГОСТ 2144:

Определяем коэффициент смещения:

2.2.4 Определение основных геометрических размеров передачи

Диаметры делительных окружностей:

Диаметры начальных окружностей:

Диаметры окружностей выступов:

Диаметры окружностей впадин:

Наибольший диаметр червячного колеса:

Длина нарезной части червяка:

Ширина венца червячного колеса:

угол подъема винтовой линии:

2.3 Проверочные расчёты передачи

2.3.1 Проверка условия прочности по контактным напряжениям

Определяем окружную скорость червяка:

Определяем скорость скольжения:

Червяк закален, шлифован и полирован. Колесо нарезается шлифованными червячными фрезами. Обкатка под нагрузкой.

Уточняем коэффициент нагрузки:

- коэффициент динамичности;

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

- коэффициент деформации червяка;

- коээффициент, зависящий от характера изменений нагрузки.

Проверяем условие прочности:

Допускается недогрузка 10% и перегрузка 5%. Условие выполняется.

2.3.2 Проверка условия прочности зубьев червячного колеса по напряжениям изгиба

Определяем приведенное число зубьев червячного колеса:

Определяем коэффициент формы зуба:

Проверяем условие прочности:

Условие выполняется.

2.4 Определение сил, действующих в зацеплении и К.П.Д передачи

В червячной передаче сила нормального давления раскладывается на три составляющие: окружную, радиальную и осевую силы.

Окружная сила на червяке равна осевой силе на колесе:

Окружная сила на червячном колесе равна осевой силе на червяке:

Радиальные силы на червяке и червячном колесе:

- угол зацепления;

Силы нормального давления:

К.П.Д. передачи с учетом потерь на разбрызгивание и перемешивание масла:

? = 1?29'

2.5 Тепловой расчёт и охлаждение червячной передачи

Червячные передачи работают с большим тепловыделением. Тепловой расчет проводим на основе теплового баланса - количество теплоты, выделяющееся в червячной передаче, должно отводится свободной поверхностью корпуса передачи и фланцем крепления к фундаментной плите или раме. По тепловому балансу определяют рабочую температуру масла, которая не должна превышать максимально допустимую величину:

Определяем температуру масла:

где

- температура окружающего воздуха;

- мощность на червяке;

- К.П.Д. передачи;

- коэффициент теплоотдачи;

- коэффициент, учитывающий теплоотвод в фундаментную плиту или раму.

А - поверхность теплоотдачи корпуса передачи, в которую включается 50% поверхности ребер.

Условие выполняется.

3. Расчёт открытой цепной передачи

Исходные данные для расчета цепной передачи выбираются из кинематического расчета с соответствующих валов и вводятся новые обозначения: параметры для ведущей звездочки обозначаются с индексом единица, а параметры для ведомой звездочки обозначаются с индексом два.

Исходные данные.

Вращающий момент:

Т1 = 162117,258 Н*мм; Т2 = 699577,569 Н*мм.

Угловая скорость:

?1 = 30,369 рад /с; ?2 = 6,375 рад /с.

Частота вращения:

n1 = 290 об/мин; n2 = 60,873 об/мин.

Передаточное число:

3.1 Определяем число зубьев звёздочек

Z1 = 15 - округляем до ближайшего целого, нечетного числа.

Z2 = 72 - округляем до ближайшего целого, четного числа.

3.2 Определение шага цепи

где

[p] = 19,6 МПа - ориентировочное допускаемое среднее давление в шарнирах цепи;

m = 1 - число рядов цепи;

- коэффициент эксплуатации,

здесь:

Кд = 1,5 - динамический коэффициент, учитывающий характер нагрузки;

Ка = 1 - коэффициент, учитывающий межосевое расстояние;

Кн = 1 - коэффициент, учитывающий влияние наклона цепи к горизонту;

Кр = 1,25 - коэффициент, учитывающий способ регулирования натяжения цепи;

Ксм = 1,4 - коэффициент, учитывающий способ смазки цепи;

Кп = 1 - коэффициент, учитывающий периодичность работы.

По полученному значению t принимаем согласно ГОСТ 13568 стандартную величину шага цепи.

Таблица 3 - Параметры цепи.

Цепь ПР - 31,75-86818 ГОСТ13568.

3.3 Проверка условия обеспечения износостойкости цепи

3.3.1 Проверка условия: n1 [n1]

[n1] = 630 об/мин. - допускаемое значение частоты вращения ведущей звездочки;

n1 = 290 об/мин ? [n1] = 630 об/мин.

Условие выполняется.

3.3.2 Проверка условия: р [р]

[p] - допускаемое значение среднего давления в шарнирах;

- окружная сила;

- скорость цепи.

p = 21,428 МПа ? [p] = 19,208 МПа.

Условие не выполняется.

Изменяем число зубьевзвездочек:

Z1 = 17;

Z2 = 17*4,764 = 80,988;

Z2 = 80.

Тогда шаг цепи:

здесь [p] = 20 МПа.

Принимаем t = 31,75 мм.

Цепь ПР - 31,75-86818 ГОСТ13568.

Проверка условия: р [р].

p = 18,907 МПа ? [p] = 20 МПа.

Условие выполняется.

3.4 Определение геометрических параметров передачи

3.4.1 Вычисление предварительного межосевого расстояния

3.4.2 Определение числа звеньев цепи

Округляем до ближайшего целого, четного числа L t = 132 звена.

3.4.3 Уточнение межосевого расстояния

Монтажное межосевое расстояние:

3.4.4 Определение делительного "d" диаметра ведущей и ведомой звездочек

Делительный диаметр ведущей звездочки:

Делительный диаметр ведомой звездочки:

3.4.5 Определение наружного "Dе" диаметра ведущей и ведомой звездочек

Наружный диаметр ведущей звездочки:

К - коэффициент высоты зуба, принимается в зависимости от геометрической характеристики зацепления ?.

К = 0,555;

Наружный диаметр ведомой звездочки:

3.5 Проверка коэффициента запаса прочности

Fp = 86818 Н - разрушающая нагрузка;

Кд = 1,5 - динамический коэффициент;

q = 3,8 кг. - масса 1м. цепи;

Кf = 6 - коэффициент, учитывающий положение цепи;

а = 1282 мм. - принятое межосевое расстояние;

[s] = 9,4 - допускаемый запас прочности;

s = 27,621 ? [s] = 9,4.

Условие выполняется.

3.6 Определение силы действующей на вал

КВ = 1,2 - коэффициент нагрузки вала;

4. Проектный расчёт валов

4.1 Выбор материала валов

Сталь 45;

Dпред. = 80 мм. - предельный диаметр заготовки;

Термообработка - улучшение;

Твердость заготовки - 270 НВ;

?в = 900 МПа;

?т = 650 МПа;

?-1 = 380 МПа;

?-1 = 230 МПа.

4.2 Выбор допускаемых напряжений на кручение

Проектный расчёт валов выполняется по напряжениям кручения (как при чистом кручении), т.е. при этом не учитывают напряжения изгиба, концентрации напряжений и переменность напряжений во времени (циклы напряжений).

Поэтому для компенсации приближённости этого метода расчёта допускаемые напряжения на кручение применяют заниженными:

[?]1 = 10 МПа - для быстроходного вала;

[?]2 = 20 МПа - для тихоходного вала.

4.3 Определение геометрических параметров ступеней валов

Быстроходный вал (вал червяк):

Первая ступень - под полумуфту.

Диаметр ступени:

dэдв = 32 мм - диаметр вала электродвигателя;

Полученное значение d1 округляем до ближайшего стандартного значения из ряда Ra40.

d1 = 30 мм.

Длина ступени:

Полученное значение l1 округляем до ближайшего стандартного значения из ряда Ra40.

l1 = 40 мм.

Вторая ступень - под уплотнение крышки с отверстием и подшипник.

Диаметр ступени:

t = 2,5 - значение высоты буртика;

Полученное значение d2 округляем до ближайшего стандартного значения диаметра внутреннего кольца подшипника.

d2 = 34 мм.

Длина ступени:

Полученное значение l2 округляем до ближайшего стандартного значения из ряда Ra40.

l2 =50 мм.

Третья ступень - под червяк.

Диаметр ступени:

r = 3 - координата фаски подшипника;

Полученное значение d3 округляем до ближайшего стандартного значения из ряда Ra40.

d3 = 42 мм.

Длина ступени определяется конструктивно.

Четвертая ступень - под подшипник.

Диаметр ступени:

Длина ступени:

В = 21 мм. - ширина шарикоподшипника; l4 = 21 мм.

Тихоходный вал (вал колеса).

Первая ступень - под элемент открытой передачи.

Диаметр ступени:

[?]к = 20 Н/мм² - допускаемое напряжение на кручение;

Мк = Т3 = 162,1173 Н*м. - крутящий момент равный вращающему моменту на валу;

Полученное значение d1 округляем до ближайшего стандартного значения из ряда Ra40.

d1 = 34 мм.

Длина ступени:

Полученное значение l1 округляем до ближайшего стандартного значения из ряда Ra40.

l1 = 42 мм.

Вторая ступень - под уплотнение крышки с отверстием и подшипник.

Диаметр ступени:

t = 3 - значение высоты буртика;

Полученное значение d2 округляем до ближайшего стандартного значения диаметра внутреннего кольца подшипника.

d2 = 40 мм.

Длина ступени:

Полученное значение l2 округляем до ближайшего стандартного значения из ряда Ra40.

l2 = 50 мм.

Третья ступень - под колесо.

Диаметр ступени:

r = 3 - координата фаски подшипника;

Полученное значение d3 округляем до ближайшего стандартного значения из ряда Ra40.

d3 = 50 мм.

Длина ступени определяется конструктивно.

Четвертая ступень - под подшипник.

Диаметр ступени:

Длина ступени:

Т - осевой размер роликоподшипника.

Пятая ступень - упорная.

Диаметр ступени:

f = 3 - ориентировочная величина фаски ступицы;

Полученное значение d5 округляем до ближайшего стандартного значения из ряда Ra40.

d5 = 60 мм.

Длина ступени определяется конструктивно.

Таблица 4 - Параметры ступеней валов.

При конструировании валов размеры диаметров и длин ступеней уточняются.

5. Предварительный выбор подшипников качения

Быстроходный вал:

Серия - средняя.

Схема установки - 3 (обе стороны фиксирующие).

Подшипники шариковые радиально - упорные однорядные 46307

ГОСТ831-75.

Основные размеры:

d = 35 мм - номинальный диаметр отверстия внутреннего кольца;

D = 80 мм - номинальный диаметр наружного кольца;

В = 21 мм - номинальная ширена;

r = 2,5 мм - номинальная координата монтажа фаски;

r1 = 1,2 мм;

С = 33400 Н - динамическая грузоподъемность;

С0 = 25200 Н - статическая грузоподъемность.

Тихоходный вал.

Схема установки - 3 (враспор).

Подшипники роликовые конические однорядные 7208 ГОСТ333-79.

Основные размеры:

d = 40 мм - номинальный диаметр отверстия внутреннего кольца;

D = 80 мм - номинальный диаметр наружного кольца;

Т = 20 мм - номинальная ширена;

c = 20 мм - номинальная ширена внутреннего кольца;

В = 16 мм - номинальная ширена наружного кольца;

? = 14? - угол контакта;

r = 2 мм - номинальная координата монтажной фаски;

С = 42400 Н - динамическая грузоподъемность;

С0 = 32700 Н - статическая грузоподъемность.

Факторы нагрузки:

e = 0,38; Y = 1,6; Y0 = 0,88.

Таблица 5 - Параметры подшипников.

6. Конструирование червячного колеса

Обод.

Наибольший диаметр:

Внутренний диаметр:

Толщина:

Ширина:

b2 = 45 мм.

Ступица.

Внутренний диаметр:

d3 - диаметр третьей ступени тихоходного вала.

Наружный диаметр:

Толщина:

Длина:

Диск:

Толщина:

Радиус закруглений:

R = 10 мм.

Уклон:

? = 12?.

Отверстия:

d0 = 10 мм - диаметр отверстий;

n0 = 4 шт. - количество отверстий.

7. Конструирование валов

Быстроходный вал.

Переходные участки.

Канавки:

b = 3 мм;

h = 0,25 мм;

r = 1 мм.

Посадочные поверхности.

Первая ступень.

Выходной конец вала - цилиндрический ГОСТ 12080-66.

d1 = 32 мм;

l1 = 50 мм;

r = 2 мм;

с = 1,6 мм.

Шпонка - 10*8*40 ГОСТ 23360-78.

Толщина: b = 10 мм;

Высота: h = 8 мм;

Длина: l = 40 мм;

Глубина паза вала: t1 = 5 мм;

Глубина паза ступицы: t2 = 3,3 мм;

Фаска: 0,5 мм.

Для установки и демонтажа подшипника на второй ступени без снятия шпонки нужно диаметр определить в зависимости от диаметра , равного диаметру внутреннего кольца подшипника:

По ГОСТ 12080-66 принимаем выходной конец вала:

d1 = 28 мм;

l1 = 42 мм;

r = 1,6 мм;

с = 1 мм.

Шпонка - 8*7*22 ГОСТ 23360-78.

Толщина: b = 8 мм;

Высота: h = 7 мм;

Длина: l = 22 мм;

Глубина паза вала: t1 = 4 мм;

Глубина паза ступицы: t2 = 3,3 мм;

Фаска: 0,5 мм.

Осевая фиксация полумуфты:

d1 = М12;

l3 = 14 мм;

l4 = 16,3 мм.

Вторая ступень.

Диаметр ступени принимается равным диаметру внутреннего кольца подшипника. Длина ступени зависит от осевых размеров деталей, входящих в размер подшипникового узла, расположенного со стороны выходного конца вала.

d2 = 35 мм;

l2 = 67 мм.

Третья ступень.

Диаметр ступени:

d3 = 43 мм;

Длина ступени:

l3 = 180 мм.

Четвертая ступень.

Диаметр четвёртой ступени равен диаметру второй ступени под подшипник, а её длина зависит от осевых размеров деталей, входящих в комплект подшипникового узла, расположенного со стороны глухой крышки.

d4 = 35 мм;

l4 = 31 мм.

Тихоходный вал.

Переходные участки.

Канавки:

b = 3 мм;

h = 0,25 мм;

r = 1 мм.

Посадочные поверхности.

Первая ступень.

Выходной конец вала - цилиндрический ГОСТ 12080-66.

d1 = 32 мм;

l1 = 58 мм;

r = 2 мм;

с = 1,6 мм.

Шпонка - 10*8*45 ГОСТ 23360-78.

Толщина: b = 10 мм;

Высота: h = 8 мм;

Длина: l = 45 мм;

Глубина паза вала: t1 = 5 мм;

Глубина паза ступицы: t2 = 3,3 мм;

Фаска: 0,5 мм.

Для установки и демонтажа подшипника на второй ступени без снятия шпонки нужно диаметр определить в зависимости от диаметра , равного диаметру внутреннего кольца подшипника:

Принимаем d1 = 32 мм.

Осевая фиксация шкива:

d2 = М12;

l3 = 14 мм;

l4 = 16,3 мм.

Вторая ступень.

Диаметр ступени принимается равным диаметру внутреннего кольца подшипника. Длина ступени зависит от осевых размеров деталей, входящих в размер подшипникового узла, расположенного со стороны выходного конца вала.

d2 = 40 мм;

l2 = 92 мм.

Третья ступень.

Диаметр ступени:

d3 = 50 мм;

Длина ступени:

l3 = 60 мм.

Шпонка - 16*10*40 ГОСТ 23360-78.

Толщина: b = 16 мм;

Высота: h = 10 мм;

Длина: l = 40 мм;

Глубина паза вала: t1 = 6 мм;

Глубина паза ступицы: t2 = 4,3 мм;

Фаска: 0,5 мм.

Канавка для третьей ступени:

b = 5 мм;

h = 0,5 мм;

r = 1,6 мм.

Четвертая ступень.

Диаметр четвёртой ступени равен диаметру второй ступени под подшипник, а её длина зависит от осевых размеров деталей, входящих в комплект подшипникового узла, расположенного со стороны глухой крышки.

d4 = 40 мм;

l4 = 30 мм.

Пятая ступень.

Диаметр ступени:

d5 = 62 мм.

Длина ступени:

l5 = 10 мм.

8. Конструирование подшипниковых узлов

8.1 Конструирование подшипниковых узлов быстроходного вала

8.1.1 Крепление колец подшипников на валу и в корпусе

Внутренние кольца подшипников в обеих опорах устанавливают с упором в буртик вала, с натягом, без дополнительного крепления с противоположной стороны.

Наружные кольца подшипников в обеих опорах устанавливают в корпус с односторонней фиксацией упором в торец крышки или компенсаторного кольца.

8.1.2 Крышки подшипниковых узлов

Крышка торцевая глухая ГОСТ 18511-73:

D = 80 мм;

D1 = 100 мм;

D2 = 120 мм;

D3 = 72 мм;

d = 9 мм;

d1 = 15 мм;

h =6 мм;

H1 = 18 мм;

s = 6 мм.

Крышка торцевая с жировыми канавками ГОСТ 18513-73:

D = 80 мм;

D1 = 100 мм;

D2 = 120 мм;

D3 = 72 мм;

d = 9 мм;

d1 = 15 мм;

h =6 мм;

h1 = 1 мм;

B = 16мм;

s = 6 мм;

b = 4 мм;

a = 2 мм.

8.1.3 Уплотнительные устройства

Наружное уплотнение - щелевое.

a = 2 мм.

Внутренние уплотнения - стальные уплотнительные шайбы.

Исполнение 1.

s = 0,3 мм;

h = 2,5 мм;

D1 = 77,8 мм;

d = 35 мм;

d1 = 54 мм.

8.1.4 Регулировочные устройства

Регулирование подшипников производят в фиксирующих опорах вала. Перемещение наружных колец осуществляется набором прокладок, устанавливаемых под фланец крышки.

8.2 Конструирование подшипниковых узлов тихоходного вала

8.2.1 Крепление колец подшипников на валу и в корпусе

Внутренние кольца подшипников в обеих опорах устанавливают с упором в буртик вала с натягом без дополнительного крепления с противоположной стороны.

Наружные кольца подшипников в обеих опорах устанавливают в корпус с односторонней фиксацией упором в торец крышки или компенсаторного кольца.

8.2.2 Крышки подшипниковых узлов

Крышка врезная с отверстием под регулировочный винт:

D = 80 мм;

D2 = 85 мм;

D4 = М68*1,5 мм;

h = 5 мм;

H = 16 мм;

h2 = 6 мм.

8.2.3 Уплотнительные устройства

Наружное уплотнение - щелевое.

a = 2 мм.

Внутренние уплотнения - стальные уплотнительные шайбы.

Исполнение 1.

s = 0,3 мм;

h = 3 мм;

D1 = 77,8 мм;

d = 40 мм;

d1 = 61 мм.

8.2.4 Регулировочные устройства

Винт регулировочный глухой:

D = 62 мм;

d = 6 мм;

d4 = М68*1,5 мм;

l = 8 мм;

H1 = 20 мм;

R = 65 мм.

Шайба регулировочная глухая:

d = 79,5 мм;

d2 = 62 мм;

d4 = 25 мм;

h = 3 мм;

H = 12 мм.

Винт регулировочный с отверстием:

D = 62 мм;

D3 = 50 мм;

d = 4 мм;

d4 = М68*1,5 мм;

l = 8 мм;

H = 22 мм;

B = 14 мм;

R = 65 мм.

Шайба регулировочная с отверстием.

d = 79,5 мм;

d2 = 62 мм;

d3 = 50 мм;

s1 = 6 мм;

H = 12 мм;

R = 65 мм.

9. Конструирование корпуса

9.1 Определение толщины стенок корпуса и рёбер жёсткости

9.2 Фланцевые соединения

9.2.1 Фундаментный фланец основания корпуса

Конструктивные элементы фланца:

K1 = 38 мм - ширина фланца;

C1 = 17 мм - координата оси отверстия под болт;

D01 = 26 мм - диаметр опорной поверхности под головку болта;

b01 = 4 мм - высота опорной поверхности под головку болта;

d01 = 18 мм - диаметр отверстия под болт.

Опорная поверхность фланца выполняется в виде двух длинных параллельно расположенных платиков. Места крепления расположены на расстоянии L1 = 168 мм. друг от друга.

Ширина опорной поверхности платиков:

Длина опорной поверхности платиков:

Высота платиков:

Редуктор крепится четырьмя болтами расположенными в нишах корпуса.

Высота ниши:

9.2.2 Фланец подшипниковый бобышки крышки и основания корпуса

Конструктивные элементы фланца:

K2 = 26 мм - ширина фланца;

С2 = 13 мм - координата оси отверстия;

D02 = 20 мм - диаметр опорной поверхности под головку винта;

b02 = 16 мм - высота опорной поверхности под головку винта;

d02 = 14 мм - диаметр отверстия под винт;

d2 = М12 мм - диаметр винта;

n2 = 2 шт. - количество подшипниковых стяжных винтов на одной стороне;

h2 = 50 мм - высота фланца;

L2 = 115 мм - расстояние между осями винтов.

9.2.3 Соединительный фланец крышки и основания корпуса

Конструктивные элементы фланца:

K3 = 26 мм - ширина фланца;

С3 = 13 мм - координата оси отверстия под винт;

D03 = 20 мм - диаметр опорной поверхности под головку винта;

b03 = 16 мм - высота опорной поверхности под головку винта;

d03 = 14 мм - диаметр отверстия под винт;

d3 = М12 мм - диаметр винта;

n3 = 4 шт. - количество стяжных винтов на одной стороне;

h3 = 50 мм - высота фланца;

L3 = 190 мм - расстояние между осями винтов.

9.2.4 Фланец для крышки подшипникового узла

Конструктивные элементы фланца:

Dб1 = 80 мм - внутренний диаметр со стороны крышки с отверстием;

Dб2 = 80 мм - внутренний диаметр со стороны глухой крышки;

Dб3 = 120 мм - наружный диаметр;

Dб4 = 100 мм - диаметр центровой окружности винтов;

h4 = 4 мм - высота фланца;

d4 = М8 мм - диаметр винтов;

n4 = 4 шт. - количество винтов.

Врезные крышки.

Конструктивные элементы фланца:

Dт = 80 мм - внутренний диаметр;

Dто = 85 мм - диаметр кольцевой расточки.

Наружный диаметр:

привод червячный редуктор вал подшипник

9.2.5 Фланец для крышки смотрового люка

Конструктивные элементы фланца:

K5 = 13 мм - ширина фланца;

С5 = 6 мм - координата оси отверстия под винт;

d05 = 7 мм - диаметр отверстия под винт;

d5 = М6 мм - диаметр винта;

n5 = 6 шт. - количество винтов;

h5 = 4 мм - высота фланца.

9.3 Подшипниковые бобышки

Быстроходный вал:

Dб1 = 80 мм - внутренний диаметр со стороны крышки с отверстием;

Dб2 = 80 мм - внутренний диаметр со стороны глухой крышки;

Dб5 = 120 мм - наружный диаметр;

l1 = 42 мм - длина.

Тихоходный вал:

Dт = 80 мм - внутренний диаметр;

Dт3 = Dт2 = 112 мм - наружный диаметр;

l2/1 = 64,5 мм - длина со стороны вала под звездочку;

l2/2 = 62 мм - длина со стороны глухой крышки.

9.4 Детали и элементы корпуса редуктора

9.4.1 Крышка смотрового люка

l = 216 мм - длина крышки;

b = 100 мм - ширина крышки;

? = 2 мм - толщина крышки;

С = 6 мм - координата оси отверстия под винт;

D = 7 мм - диаметр отверстий;

n = 6 шт. - количество отверстий.

Под крышку ставится уплотняющая прокладка из картона толщиной 1,5 мм.

9.4.2 Установочные штифты

Штифт конический ГОСТ 9464-79.

d = 8 мм; l = 30 мм;

d1 = М5; l1 = 9 мм.

9.4.3 Отжимные винты

Винт М12 - 6g * 30.68.029 ГОСТ 11738-84

d = 12 мм;

D = 18 мм;

H = 12 мм;

l = 30 мм;

l0 = 30 мм;

шаг резьбы - 1,75 мм.

9.4.4 Проушины

a = 7 мм;

b = 12 мм.

10. Смазывание. Смазочные устройства

10.1 Смазывание червячного зацепления

Непрерывное смазывание жидким маслом картерным непроточным способом (окунанием).

При: vск = 8,2 м/с - скорость скольжения;

?н = 144 Н/мм² - контактные напряжения;

выбираем индустриальное масло для тяжело нагруженных узлов с антиокислительными, антикоррозионными, противоизносными и противозадирными присадками ГОСТ 17479,4-87, И-Д-Т-68.

hм = 18 мм. - уровень масла;

Контроль уровня масла осуществляется круглым маслоуказателем.

Основные размеры маслоуказателя:

d = 30 мм - внутренний диаметр;

D = 60 мм - наружный диаметр;

D1 = 48 мм - диаметр центровой окружности винтов;

b = 12 мм - толщина.

Слив масла производится через сливное отверстие, закрываемое пробкой с конической резьбой.

Основные размеры пробки:

D = 20,9 мм;

L = 15 мм;

l = 13 мм;

b = 7,5 мм;

a = 4 мм;

S = 8 мм.

Внутренняя полость корпуса сообщается с внешней средой путём установки ручки - отдушины в верхней части корпуса.

Ручка - отдушина приваривается к крышке смотрового люка.

10.2 Смазывание подшипников

Смазывание подшипников производится пластичным материалом - солидол жировой ГОСТ 1033-79.

11. Выбор муфты

Муфта упругая втулочно-пальцевая:

250 - 32 - I.2 - 28 - I.2. ГОСТ 21424-75.

Основные размеры муфты:

D = 140 мм - наружный диаметр полумуфт;

d = 32 мм - внутренний диаметр полумуфты со стороны двигателя;

d1 = 28 мм - внутренний диаметр полумуфты со стороны редуктора;

l = 58 мм - длина полумуфт;

L = 121 мм - длина муфты;

d0 = 28 мм - диаметр отверстий под пальцы;

D0 = 98 мм - диаметр центра отверстий под пальцы;

В = 35 мм - толщина полумуфты со стороны редуктора;

b = 17,5 мм - толщина полумуфты со стороны двигателя.

Материал полумуфт:

Сталь 30 Л ГОСТ 977-88.

Материал пальцев:

Сталь 45 ГОСТ 1050-74.

Материал упругих втулок:

Резина с пределом прочности при разрыве не менее 8 Н/мм².

Радиальная сила, вызванная радиальным смещением, определяется по соотношению:

?r = 0,3 - радиальное смещение;

c?r = 3000 Н/мм - радиальная жесткость муфты;

12. Проверочные расчёты

12.1 Определение реакций в опорах подшипников, построение эпюр изгибающих и крутящих моментов

Быстроходный вал.

Исходные данные для расчета:

Ft1 = 864,6 Н - окружная сила на червяке;

Fr1 = 590 Н - радиальная сила на червяке;

Fa1 = 1621,2 Н - осевая сила на червяке;

Fм = 900 Н - консольная сила муфты;

lб = 221 мм - расстояние между точками приложения реакций в опорах подшипников;

lм = 88,5 мм - расстояние между точками приложения консольной силы и реакции смежной опоры подшипника;

d1 = 50 мм - диаметр делительной окружности червяка.

Вертикальная плоскость.

Определяем опорные реакции:

? М4 = 0.

? М2 = 0.

Проверка:

? y = 0;

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси X в характерных сечениях 1-4,(рисунок 3):

Горизонтальная плоскость.

Определяем опорные реакции:

? М4 = 0;

? М2 = 0;

Проверка:

? x = 0;

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси X в характерных сечениях 1…4,(рисунок 3):

Строим эпюру крутящих моментов (рисунок 3):

Определяем суммарные радиальные реакции:

Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях:

Тихоходный вал.

Исходные данные для расчета:

Ft2 = 1621,2 Н - окружная сила на червячном колесе;

Fr2 = 590 Н - радиальная сила на червячном колесе;

Fa2 = 864,6 Н - осевая сила на червячном колесе;

Fоп = 2264,5 Н - консольная сила открытой передачи вызванная цепной связью;

lоп = 116,5 мм - расстояние между точками приложения консольной силы и реакции смежной опоры подшипника;

lт = 123,5 мм - расстояние между точками приложения реакций в опорах подшипника;

d2 = 200 мм - диаметр делительной окружности червячного колеса.

Вертикальная плоскость.

Определяем опорные реакции:

? M3 = 0;

? M1 =0;

Проверка:

? y =0;

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси X в характерных сечениях 1…4, (рисунок 4):

Горизонтальная плоскость.

Определяем опорные реакции:

? M3 =0;

? M1 = 0;

Проверка:

? x = 0;

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси X в характерных сечениях 1…4, (рисунок 4):

Строим эпюру крутящих моментов:

Определяем суммарные радиальные реакции:

Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях.

Рисунок 3 - Эпюры изгибающих и крутящих моментов быстроходного вала, схема нагружения подшипников.

Рисунок 4 - Эпюры изгибающих и крутящих моментов тихоходного вала, схема нагружения подшипников.

12.2 Проверочный расчёт предварительно выбранных подшипников

Быстроходный вал.

Подшипники шариковые радиально-упорные однорядные 46307 ГОСТ 831-75.

Серия - средняя.

Исходные данные для расчёта:

? = 303,687 рад/с. - угловая скорость вала;

Cr = 33400 Н - динамическая грузоподъемность;

C0r = 25200 Н - статическая грузоподъемность;

X = 0,41 - коэффициент радиальной нагрузки;

Y = 0,87 - коэффициент осевой нагрузки;

e = 0,86 - коэффициент влияния осевого нагружения;

Ra1 = Fa = 1621,2 Н - осевое нагружение;

Rr1 = RA = 800.42 Н - суммарная реакция подшипника;

Rr2 = Rв = 956,27 Н - суммарная реакция подшипника;

Кб = 1,1 - коэффициент безопасности;

Кт = 1 - температурный коэффициент;

Lh = 11000 ч. - срок службы подшипника;

V = 1 - коэффициент вращения.

Определяем осевые составляющие радиальной нагрузки.

Определяем осевые нагрузки подшипников.

Определяем эквивалентную динамическую нагрузку.

Определяем динамическую грузоподъёмность.

Условие выполняется.

Определяем базовую долговечность.

Условие выполняется.

Составляем схему нагружения подшипников (рисунок 3).

Тихоходный вал:

Подшипники роликовые конические однорядные 7208 ГОСТ 333-79. Серия-лёгкая.

Исходные данные для расчёта:

? = 30,369 рад/с. - угловая скорость вала;

Cr = 42400 Н - динамическая грузоподъемность;

C0r = 32700 Н - статическая грузоподъемность;

X = 1 - коэффициент радиальной нагрузки;

Y = 0 - коэффициент осевой нагрузки;

e = 0,38 - коэффициент влияния осевого нагружения;

Ra2 = Fa = 864,6 Н - осевое нагружение;

Rr1 = Rс = 1386 Н - суммарная реакция подшипника;

Rr2 = Rd = 5305 Н - суммарная реакция подшипника;

Кб = 1,1 - коэффициент безопасности;

Кт = 1 - температурный коэффициент;

Lh = 11000 ч. - срок службы подшипника;

V = 1 - коэффициент вращения.

Определяем осевые составляющие радиальной нагрузки.

Определяем осевые нагрузки подшипников.

Определяем эквивалентную динамическую нагрузку.

Определяем динамическую грузоподъёмность.

Условие выполняется.

Определяем базовую долговечность.

Условие выполняется.

Составляем схему нагружения подшипников (рисунок 4).

Таблица 6 - Основные размеры и эксплуатационные характеристики подшипников.

12.3 Проверочный расчёт валов

Быстроходный вал:

Намечаем опасные сечения вала и определяем источники концентрации напряжений:

Опасное сечение второй ступени - посадка подшипника с натягом.

Опасное сечение третьей ступени - ступенчатый переход галтелью r между диаметром впадин червяка df1 и диаметром ступени d3.

Определяем нормальные напряжения в опасных сечениях второй и третьей ступеней вала:

- осевой момент сопративления сечения второй ступени;

df1 = 38 мм - диаметр окружностей впадин червяка;

Определяем касательное напряжение в опасном сечении второй ступени вала:

Мк = 21,616 Н*м - крутящий момент быстроходного вала;

- полярный момент инерции сопративления сечения второй ступени вала;

Определяем коэффициенты концентрации нормальных и касательных напряжений:

- отношение эффективного коэффициента концентрации напряжений к коэффициенту влияния абсолютных размеров поперечного сечения для посадки с натягом;

- коэффициент влияния шероховатости;

- коэффициент влияния поверхностного упрочнения;

- отношение эффективного коэффициента концентрации напряжений к коэффициенту влияния абсолютных размеров поперечного сечения для посадки с натягом.

Определяем пределы выносливости в расчётном сечении вала:

?-1 = 380 МПа - предел выносливости при ассиметричном цикле изгиба для выбранного материала вала;

?-1 = 230 МПа - предел выносливости при симметричном цикле кручения для выбранного материала вала;

Определяем коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:

Определяем общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении:

- требуемое значение коэффициента запаса прочности;

- при обеспечении лишь прочности;

- при обеспечении прочности и жесткости;

Условие выполняется.

Тихоходный вал.

Намечаем опасные сечения вала и определяем источники концентрации напряжений:

Опасное сечение второй ступени - посадка подшипника с натягом.

Опасное сечение третьей ступени - шпоночный паз.

Определяем нормальные напряжения в опасных сечениях второй и третьей ступеней вала:

- осевой момент сопративления сечения второй ступени;

осевой момент сопротивления сечения вала третьей ступени:

b = 16 мм - ширина шпоночного паза;

t1 = 6 мм - глубина шпоночного паза;

Определяем касательное напряжение в опасном сечении третьей ступени вала:

Мк = 162,117 Н*м - крутящий момент тихоходного вала;

полярный момент инерции сопротивления сечения третьей ступени:

Определяем коэффициенты концентрации нормальных и касательных напряжений:

К? = 1,9 - эффективный коэффициент концентрации напряжений для шпоночного паза;

Кd = 0,7 - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения;

КF? = 1 - коэффициент влияния шероховатости;

Кv = 2,5 - коэффициент влияния поверхностного упрочнения;

К? = 1,7 - эффективный коэффициент концентрации напряжений для шпоночного паза;

Определяем пределы выносливости в расчётном сечении вала:

?-1 = 380 Н/мм² - предел выносливости при асимметричном цикле изгиба для выбранного материала вала;

?-1 = 230 Н/мм² - предел выносливости при симметричном цикле кручения для выбранного материала вала.

Определяем коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:

?? = 0,2 -коэффициент чувствительности материала к асимметрии вала;

?m = 0 - напряжение изгиба;

?? = 0,1 -коэффициент чувствительности материала к асимметрии вала;

?m = ?a = 3,503 Н/мм² - напряжение кручения;

Определяем общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении:

- требуемое значение коэффициента запаса прочности;

- при обеспечении лишь прочности;

- при обеспечении прочности и жесткости;

Условие выполняется.

Оценка статической прочности вала.

Рдв.н. = 7500 Вт - номинальная мощность приводного двигателя;

Рдв.р. = 6630,76 Вт - расчетная мощность приводного двигателя;

- максимальный и номинальный вращающие моменты на валу.

?т = 650 МПа - предел текучести материала вала;

- требуемый коэффициент запаса по пределу текучести;

Условие выполняется.

Расчет на жесткость не выполняется в связи с достаточно большим запасом прочности.

12.4 Проверочный расчёт шпонок

Шпонка под полумуфтой.

Условие прочности:

Ft = 864,634 Н - окружная сила на червяке;

- допускаемое напряжение на смятие;

- рабочая длина шпонки;

h = 7 мм - высота шпонки;

t1 = 4 мм - глубина шпоночного паза;

l = 22 мм - длина шпонки;

b = 8 мм - толщина шпонки;

Условие выполняется.

Шпонка под червячным колесом.

Условие прочности:

Ft = 1621,172 Н - окружная сила на червячном колесе;

- допускаемое напряжение на смятие;

- рабочая длина шпонки;

h = 10 мм - высота шпонки;

t1 = 6 мм - глубина шпоночного паза;

l = 40 мм - длина шпонки;

b = 16 мм - толщина шпонки;

Условие выполняется.

Шпонка под звездочкой.

Условие прочности:

Ft = 2138,722 Н - окружная сила на звездочке;

- допускаемое напряжение на смятие;

- рабочая длина шпонки;

h = 8 мм - высота шпонки;

t1 = 5 мм - глубина шпоночного паза;

l = 45 мм - длина шпонки;

b = 10 мм - толщина шпонки;

Условие выполняется.

12.5 Проверочный расчёт стяжных винтов подшипниковых узлов

Стяжные винты рассчитывают на прочность по эквивалентным напряжениям на совместное действие растяжения и кручения.

расчетная сила затяжки винтов:

- сила воспринимаемая одним стяжным винтом, здесь:

Ry = 995,08 Н - большая из реакций в вертикальной плоскости в опорах подшипников тихоходного вала;

Кз = 1,5 - коэффициент затяжки;

x = 0,25 - коэффициент основной нагрузки;

- площадь опасного сечения винта, здесь:

- расчетный диаметр винта,

где:

d2 = 12 мм - наружный диаметр винта;

p = 1,75 - шаг резьбы;

- допускаемое напряжение при неконтролируемой затяжке, здесь:

?t = 300 Н/мм² - предел текучести;

Условие выполняется.

12.6 Тепловой расчёт редуктора

Температура масла tм в корпусе червячной передачи при непрерывной работе без искусственного охлаждения определяется по формуле:

tв = 20?С - температура воздуха вне корпуса редуктора;

P2 = 6564,452 Вт - мощность на быстроходном валу редуктора;

? = 0,986 - К.П.Д. редуктора;

Kt = 17 Вт/(м²*град) - коэффициент теплоотдачи;

A = 0,36 мм² - площадь теплоотдающей поверхности корпуса редуктора;

? = 0,2 - коэффициент учитывающий теплоотвод в фундаментную плиту или раму;

- допускаемая температура масла;

условие выполняется.

Список используемой литературы

1. С.Ю. Решетов, Г.А. Клещарева, В.М. Кушнаренко: "Кинематический расчет силового привода". Методические указания по курсовому проектированию.

2. Ю.А. Чирков, Р.Н. Узяков, Н.Ф. Васильев, В.Г. Ставишенко, С.Ю. Решетов: "Расчет закрытых передач". Методические указания по расчету механических передач в курсовых проектах для студентов немеханических специальностей.

3. Р.Н. Узяков, В.Г. Ставишенко, Ю.А. Чирков, Н.Ф. Васильев: "Расчет открытых передач". Методические указания по расчету механических передач в курсовых проектах для студентов немеханических специальностей.

4. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие для технических техникумов А.Е. Шейнблит. - Москва: Высшая школа.

Размещено на Allbest.ru