Размещено на http://www.allbest.ru

Содержание

Введение

1. Кинематический и силовой расчет привода

2. Расчет цепной передачи

3. Расчет передачи редуктора

4. Предварительный расчет валов редуктора

5. Конструктивные размеры шестерни и колеса

6. Конструктивные размеры корпуса редуктора

7. Первый этап эскизной компоновки

8. Проверочный расчет валов редуктора и подшипников качения

9. Подбор и проверка шпоночных соединений

10. Выбор посадок основных деталей редуктора

11. Выбор сорта масла

12. Сборка редуктора

Заключение

Список использованной литературы

Введение

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых и червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащего для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины. Кинематическая схема привода может включать помимо редуктора открытые зубчатые, цепные и ременные передачи. привод цепной передача редуктор

Назначение редуктора - понижение угловой скорости и соответственно, повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим. Механизмы для повышения угловой скорости выполнены в виде отдельных агрегатов, называющихся ускорителями или мультипликаторами.

Редуктор состоит из корпуса литого чугунного или сварного стального, в который помещают элементы передачи- зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д. В отдельных случаях в корпусе редуктора размещают устройство для смазывания зацеплении и подшипников или устройство для охлаждения.

Редуктор проектируют либо для привода определенной машины либо по заданной нагрузке (моменту на выходном валу) и передаточному числу без указания конкретного назначения. Второй случай характерен для специализированных заводов, на которых организованно серийное производство редукторов.

Редуктора классифицируются по следующим основным признакам:

- по типу передач (зубчатые, червячные, зубчато-червячные)

- по числу ступеней (одноступенчатые, многоступенчатые)

- по типу колес (цилиндрические, конические, коническо-цилиндрические и т.д)

- по относительному расположению валов редуктора в пространстве (горизонтальные, вертикальные).

1. Кинематический и силовой расчет привода

Определим требуемую мощность двигателя P_ДВ, кВт.

P_ДВ=P/

где - КПД привода

=_МЧВ³_ПКЦ

- КПД цепной передачи _ц=0,95

- КПД подшипников качения _ПК=0,995

- КПД червячной передачи _ЧВ=0,8

- КПД муфты _М=0,99

получим =0,990,80,950,995³=0,741

При заданной силе F=5,6 кН и v=0,5 м/с мощности на выходе Р=5,60,5=2,8 кВт определяем требуемую мощность двигателя.

тогда P_ДВ=2,8/0,741=3,78кВт

По найденным мощностям двигателя P_ДВ, выбираем двигатель:

Тип 4АМ100S2У3

Мощность P_ДВ=4 кВт,

Синхронная частота вращения n_С=3000 об/мин.

с учетом скольжения n_НОМ=2895 об/мин

Определим общее передаточное отношение привода u_ОБ и разобьем его по ступеням:

u_ОБ=n_ДВ/n_ВЫХ

n_ВЫХ=60V10³/D=600,510³/3.14300=31,9 об/мин

получим u_ОБ=2895/31,9=90,75

Общее передаточное отношение разобьем по ступеням и получим

u_ОБ=u_редu_Р

Примем передаточное отношение червячного редуктора u_ред=20 тогда передаточное отношение цепной передачи

Тогда u_Ц=u_ОБ/u_ред=90,75/20=4,53

Мощность передаваемая валами Р, кВт.

P_ДВ=3,78 кВт.

P₁=P_ДВМПК=3,780,990,995=3,73 кВт.

P₂=P_2ЧВПК=3,730,80,995=2,96 кВт.

P₃=P_2ЦПК =2,960,950,995=2,8 кВт.

Частота вращения, передаваемая валами n, об/мин

n_НОМ=2895 об/мин.

n₁=n_НОМ=2895 об/мин.

n₂=n₁/u_Р=2895/20=144,8 об/мин.

n₃=n₂/u_Ц =144,8/4,53=31,9 об/мин.

Угловая скорость, передаваемая валами w, рад/с.

w_НОМ=(n_НОМ/30)=(3,142895)/30=303,1 рад/с

w₁=w_НОМ=303,1 рад/с.

w₂=w₁/u_Р=303,1/20=15,2 рад/с

w₃=w₂/u_Ц =15,2/4,53=3,35 рад/с

Момент, передаваемый валами привода T, Hм.

T_ДВ=P_ДВ/w_НОМ=3,7810³/303,1=12,5 Hм.

T₁=T_{ДВМ ПК}=12,50,990,995=12,3 Hм.

T₂=T₁u_РЧВПК=12,3200,80,995=195,6 Hм.

T₃=T₂u_ПКРМПК=195,64,530,950,995=837,4 Hм.

2. Расчет цепной передачи

Определим число зубьев ведущей Z₁ и ведомой Z₂ звездочек:

Z₁=29-2u Z₂=uZ₁

где u=4,53 - передаточное отношение передачи

Z_1min=19-2u но не менее 9 Z₂120

получим Z₁=29-24,53=19,94 Z₂=19,944,53=90,33

Примем Z₁=20 Z₂=90

Определим шаг цепи t:

t60N₁10³k_Э/ Z₁n₁pj

где N₁=2,96 кВт - мощность на валу меньшей звездочки,

Z₁=20- число зубьев меньшей звездочки

j=1 - число рядов цепи

n₁=144,8 об/мин - частота вращения вала меньшей звездочки

p=36,1 МПа - допускаемое давление в шарнирах

K_Э=k_Дk_аk_Нk_Рk_СМk_П - коэффициент

k_Д=1 - динамический коэффициент учитывающий характер нагрузки

k_а=1 - учитывает влияние межосевого расстояния

k_Н=1 - учитывает влияние наклона цепи

k_Р=1,25 - учитывает способ регулирования натяжения цепи

k_СМ=1,3 - учитывает способ смазки

k_П=1,25 - учитывает периодичность работы

получим K_Э=1111,251,31,25=2,032

t602,9610³2,032/20144,8136,1=25,018 мм

Стандартное значение t=25,4 мм.

Выбираем тип цепи по ГОСТ 13568-81: цепи приводные роликовые однорядные t=25,4 мм; В_ВН=15,88 мм; d₁=15,88 мм; h=24,1 мм; A=179,7мм²; b=39 мм; Q=60 кH; q=2,6 кг/м.

Допускаемое значение частоты вращения n₁ ,об/мин, малой звездочки для приводных роликовых цепей нормальной серии ПР-25,4 при Z₁15,n₁=800об/мин

Условие n<n₁ выполняется, так как 144,8 об/мин <800 об/мин

Определим скорость цепи V , м/с:

V=(Z₁tn₁)/(601000);

получим V=(2225,4144,8)/(601000)=3,1 м/с.

Определим окружную силу передаваемую цепью F_t, H.

F_t=N/V

где N=2,96 кВт - мощность.

V=3,1 м/с. - скорость цепи.

получим F_t=2,9610³/3,1=1350 H

Проверим среднее давление p, Н/мм².

p=(F_tK_Э)/A;

получаем p=(13502,032)/179,7=8,98 Н/мм².

Уточним p при n₁=144,8 об/мин и получим p=26,58 Н/мм².

Определим оптимальное межосевое расстояние a, мм.

a=40t,

получаем a=40 25,4=1016 мм.

Определим число звеньев цепи

=(2a)/t+(Z₁+Z₂)/2+(Z₂-Z₁)/(2)²(t/a);

получим

=(21019)/25,4+(20+90)/2+(90-20)/6,28²(25,4/1016)=130,577

Округлим до четного числа =132

Определим длину цепи l, мм.

l=t=13425,4=3403,6 мм.

Определим число входов цепи в зацепление с обеими звездочками

=2V/L

получаем =23,1/3,4036=1,822 уд/с

Допустимое число ударов []=30 уд /с

Определим делительный диаметр меньшей d_Д1 и большей d_Д2 звездочек.

d_Д1=t/Sin(180/Z₁)

d_Д2=t/Sin(180/Z₂)

Получим

d_Д1=25,4/Sin(180/20)=210,2 мм.

d_Д2=25,4/Sin(180/90)=389,3 мм.

Определим наружный диаметр меньшей d_a1 и большей d_a2 звездочек

d_a1=t[ctg(180/Z₁)+0,5]

d_a2=t[ctg(180/Z₂)+0,5]

Получаем

d_a1=25,4[ctg(180/20)+0,5]=229,3 мм

d_a2=25.4[ctg(180/90)+0,5] =401,6 мм.

Силы действующие на цепь F_r=2F_t

получим F_r=13502=2700 Н.

3. Расчет передачи редуктора

Выбор материала и расчет допустимых напряжений для червячной передачи.

Выбираем марку стали для червяка и определим ее механические характеристики.

При передаваемой мощности Р=3,73 кВт, червяк изготовим из стали 40Х с твердо стью 45 HRC_Э, термообработка улучшение и закалка на ТВЧ. Сталь 40Х при 40-45HRC_Э имеет следующие показатели _В=900 Н/мм²; _Т=750 Н/мм²

Определим скорость скольжения V_S, м/с.

V_S=(1,8…6,6)10^-4n₂Т₂z₂

где n₂=144,8 об/мин- часто вращения колеса.

Выбираем число витков червяка Z₁, зависит от передаточного числа редуктора u_ЧЕР=20: примем Z₁=2

Определим число зубьев червячного колеса Z₂.

Z₂=Z₁u_ЧЕР

получим Z₂=220=40

округлим в меньшую сторону до целого числа, из условия отсутствия подрезания Z₂26, оптимальное значение Z₂=4060. Z₂=40 u=20 -передаточное число червячной передачи.

V_S=(1,8…6,6)10^-4144,8195,640=4,071 м/с

в соответствии со скоростью скольжения принимаем материал для венца червячного колеса: при V в пределах 2…5 м/с - БрА10Ж4Н4 _В=700 Н/мм²; _Т=460 Н/мм².

Определим допустимые контактное напряжение _Н,

При червяке с термообработкой - улучшение и твердостью и 45 HRC_Э материале червячного колеса БрА10Ж4Н4

_Н=(300-25V_S)

K_HL- коэффициент долговечности при расчете на контактную прочность

K_HL=10⁷/N

N - число циклов нагружения за весь период службы, если N>2510⁷ то примем N=2510⁷

N₂=573w₂L_h -наработка за весь срок наработки

где L_h=365L_ГК_Гt_СL_СK_С=36550,66280,25=4818 часов.

N₂=573481815,2=4210⁶ циклов.

Определяем коэффициент долговечности при расчете на контактную прочность:

K_HL=10⁷/4310⁶ =0,699

тогда получим _Н=(300-254,071)=198,2 Н/мм²

Определим допустимые напряжения изгиба _F

_F=(0,08_B+0,25_Т) K_FL

K_FL -коэффициент долговечности при расчете на изгиб

K_FL=10⁶/N

N - число циклов нагружения за весь период службы, если N>2510⁷ то примем N=2510⁷, если N<10⁶ то примем N=10⁶.

Определяем коэффициент долговечности при расчете на изгиб:

K_FL=10⁶/4310⁶=0,563

тогда получим _F=(0,08700+0,25460) 0,563=96,3 Н/мм²

Определим межосевое расстояние a, мм:

a=k_ач(Z₂/q+1)T₂ kk/(Z₂/q_H)²

где T₂=1956 Нм - вращающий момент на тихоходном валу передачи.

_H=198,2 Н/мм²- допустимое контактное напряжение материала червячного колеса.

Вспомогательный параметр k_ач=31

k=1- коэффициент нагрузки

k= 1 коэффициент динамичности, при V<3 м/с

Определим коэффициент диаметра червяка q ,

q=(0,2120,25)Z₂

тогда получаем q=(0,2120,25)40=8,48…10.

Полуученое значение модуля округляем в большую сторону до стандартного q=10 тогда

a_W=31(40/10+1) 195,610³ 11/(40/10198.2² =123,587 мм

Полуученое значение округлим до ближайшего стандартного и получим a_W=125 мм.

Определим модуль зацепления m_х, мм:

m_х = (2a/q+Z₂)

получим m_х =(2125/10+40)=5 мм

Полуученое значение модуля округляем в большую сторону до стандартного m=5мм.

Определим фактическое передаточное число u_Ф и проверим его отклонение u от заданного u:

u_Ф=Z₂/Z₁=40/4=10

u=(¦u_Ф-u¦/u)100%<4%

тогда получим u=(¦10-10¦/10)100%=0<4%

Определим основные геометрические размеры передачи:

Червяка:

Делительный диаметр: d₁=qm=105=50 мм.

Начальный диаметр: d_W1=m (q+2X)=5 (10+20)=50 мм.

Диаметр вершин витков: d_a1=d₁+2m=50+25=60 мм.

Диаметр впадин витков: d_f1=d₁-2,4m=50-2,45=38 мм.

Делительный угол подъема линии витка = arctg(Z₁/q)=arctg(4/40)=542

Длина нарезаемой части червяка

b₁=(10+Z₁) m+C=(10+4) 5+0=70 мм.

где X - коэффициент смещения

при X=0, C=0

Колесо:

Делительный диаметр: d₂=d_W2=mZ₂=540=200 мм.

Диаметр вершин зубьев: d_a2=d₂+2m =200+25=210 мм.

Наибольший диаметр колеса: d_am2=d_a2+6m/(Z₁+2)=210+65/(4+2)=215 мм.

Диаметр впадин зубьев: d_f2=d₂-2,4m(200-2,45=188 мм.

Ширина венца: Z₁=4 b₂=0,315a_W=0,315125=39,4 мм.

Радиус закругления зубьев, мм

R_a=0,5d₁-m=0,550-5=20 мм.

R_f=0,5d₁+1,2m=0,550+1,25=31 мм.

Условный угол обхвата червяка венцом колеса 2,

Sin=b₂/(d_a1-0,5m)

получаем Sin=39,4/(60-0,55)=4315

тогда угол 2=24315=8630

Проверим колесо по контактным напряжениям _H, Н/мм²

_H=340F_t2/(d₁d₂) K _H

где F_t2- окружная сила на колесе.

F_t2=2Т₂10³/d₂

F_t2=2195,610³/200=2415 Н

К - коэффициент нагрузки, принимается в зависимости от V₂:

получим V₂=w₂d₂/(210³)=15,2200/(210³)=3,042 м/с.

при V₂>3 м/с, К=1,1

d₁=50 мм, d₂=200 мм - делительные диаметры

_H=198,2- допустимое контактное напряжение, Н/мм²;

получаем

_H=3402415/(50200) 1,1=175,2 Н/мм² _H=198,2 Н/мм²

Проверим колесо по напряжению изгиба _F, Н/мм²

_F=0,7Y_F2F_t2/(b₂m) K _F

где m=5 мм - модуль зацепления

b₂=39,4 мм - ширина венца

F_t2=2415 Н - окружная сила в зацеплении

К=1 - коэффициент нагрузки

Y_F2- коэффициент формы зуба колеса, зависит от эквивалентного числа зубьев Z_v2.

Z_v2=Z₂/(Cos)³=40/(Cos251)³=40,15

получаем Y_F2=1,536

_F=39 Н/мм²

тогда _F=0,71,5362415/(39,55)1=13,147 Н/мм² _F=39 Н/мм²

Окружная

F_t1=2T₁10³/d_w1=212,310³/50=1212 H

F_t2=2T₂10³/d_w2=2415 Н

Радиальная

F_r1=F_r2=F_t2tg=2415tg20^o=879 H

Осевая

F_a1=F_t2=2415 H

F_a2=F_t1=1212 H

4. Предварительный расчет валов редуктора

Определим диаметр выходного конца вала, мм.

d_ВТ10³/0,2_К

где T - вращающий момент на валу, Нм;

_К=10…25 Н/мм²- допустимое напряжение кручения

Полуученое значение округляем до ближайшего стандартного по ГОСТ 6636-75.

Быстроходный вал (червяк) Т₁=12,3 Нм

d_В112,310³/0,210=22,148 мм.

Диаметр вала принят d_В1=30 мм из конструктивных соображений проектируемого вала при соединений валов через муфту при диаметре вала двигателя 32 мм.

Размеры вала: d=30 мм. d₁=35 мм. d₂=40 мм. d₃=40 мм. d₄=35 мм.

Тихоходный вал Т₃=195,6 Нм

d_В3195,610³/3,1420=37,218 мм. примем d_В3=40 мм.

Размеры вала: d=40 мм. d₁=45 мм. d₂=50 мм. d₃=55 мм. d₄=45 мм.

5. Конструктивные размеры шестерни и колеса

Червяк выполняем совместно с валом (червяк- вал)

Основные конструктивные размеры колеса червячной передачи

Определим основные параметры обода зубчатого цилиндрического колеса.

Диаметр наибольший d_am2=215 мм.

Диаметр внутренний d_в=0,9d₂-2,5m

Получаем d_в=0,9200-2,55=167,5 мм Конструктивно примем d_в=168 мм

Толщина обода: S0,05d₂

Получаем S0,05d₂=0,05200=10 мм примем S=10 мм

S_о1,2S

Получаем S_о1,210=12 мм примем S_о=12 мм

h0,15b₂

получаем h0,1539,4=5,91 мм примем h=6 мм

t0,8h

получаем t0,86=4,8 мм примем t =5 мм

Ширина обода b=b₂=39,4 мм.

Определим основные параметры ступицы червячного колеса.

Диаметр внутренний d=50 мм.

Диаметр наружный в зависимости от способа получения заготовки.

d_СТ=1,6d

получаем d_СТ=1,650=80 мм, примем d_СТ=80 мм

Толщина ступицы _СТ=0,3d

Получаем _СТ=0,350=15 мм, примем _СТ=15 мм.

Длина ступицы l_СТ=(1,0…1,5) d

Получаем l_СТ=(1,0…1,5) 50=50…75 мм, конструктивно примем l_СТ=60 мм.

Определим основные параметры диска зубчатого цилиндрического колеса.

Толщина диска C=0,5(S+_СТ)0,25b₂

Получаем C=0,5 (10+15)=12,5 мм.

0,2544,4=11,1 мм примем С=12 мм.

Радиусы закруглений и уклон. R=6 мм, =7

Диаметр и количество отверстий d=50 мм., n_O=4



Рисунок 3 Конструктивные размеры колеса

6. Конструктивные размеры корпуса редуктора

Определим основные геометрические размеры корпуса редуктора:

Толщина стенки корпуса 8 мм

=0,04a_W+1

=0,04125+1=6 мм. примем =8 мм.

Толщина стенки корпуса ₁8 мм

₁=0,032a_W

₁=0,032125+1=5 мм. примем ₁=8 мм.

Толщина верхнего пояса корпуса:

b=1,5

получаем b=1,58=12 мм. примем b=12 мм.

Толщина нижнего пояса крышки корпуса:

b₁=1,5₁

получаем b₁=1,58=12 мм. примем b₁=12 мм.

Толщина нижнего пояса корпуса:

p=2,35

получаем p=2,358=18,8 мм, примем p=20 мм.

Толщина ребер основания корпуса:

m=(0,851)

получаем m=(0,851)8=6,88 мм, примем m₁=8 мм.

Толщина ребер крышки:

m₁=(0,851)₁

получаем m₁=(0,851) 8=6,88 мм, примем m₁=8 мм.

Диаметр фундаменых болтов:

d₁=(0,03…0,036) a_W+12

получаем d₁==(0,03…0,036)125+12=15,75…16,5 мм. примем d₁=16 мм.

Диаметр болтов у подшипников: d₂=(0,70,75) d₁

d₂=(0,70,75) 16=11,2…12 мм примем d₂=12 мм

Диаметр болтов соединяющих основание корпуса и крышки: d₃=(0,50,6) d₁

d₃=(0,50,6) 16=8…9,6 мм. примем d₃=8 мм.

Размеры, определяющие положение болтов d₂:

e=(11,2) d₂ q=0,5d₂+d₄

получим e=(11,2) 12=12…14,4 мм. q=0,512+6=12 мм.

примем е=14 мм. q=12 мм.

Размеры штифта:

Диаметр d_Ш=d₃ Длина l_Ш=b+b₁+5

получим d_Ш=12 мм. l_Ш=12+12+5=29 мм. примем l_Ш=30 мм.

Наименьший зазор между наружной поверхностью колеса и стенкой корпуса:

по диаметру А=(11,2)=(11,2) 8=89,6 мм. Примем А=8 мм.

по торцам А₁=А=8 мм.

Высота бобышек под болты h_б.

Уклон a:h=1:50,величина угла 1^о (сталь), h_б=25500 мм.

примем h_б=25150 мм.

Ширина фланца "К" и расстояние от корпуса до оси болтов подшипников "С":

М16 K=39 мм. C=21 мм. М12 K=33 мм. C=18 мм. М8 K=28 мм. C=13 мм.

Диаметр болта под заливную крышку редуктора d₅,мм.

d₅=0,4d₁

получим d₅=0,416=8 6,4 мм, примем d₅=8 мм.

Радиусы галтелей R из ряда: 3; 5; 8; 10; 15; 20; 25; 30; 40 мм.

Расстояние между болтами фланца редуктора L_Ф;

L_Ф=(1015)d₃

получим L_Ф=(1015) 8=80120 мм. примем L_Ф=100 мм.

7. Первый этап эскизной компоновки

Выполним конструктивное исполнение проектируемого редуктора, используя для этого ранее рассчитанные геометрические размеры червячной передачи, валов, корпуса редуктора. Примем предварительно подшипники и шпонки:

Быстроходный вал (червяк)- подшипники №7207 ГОСТ 333-75

d=35 мм.; D=72 мм.; b=17 мм.; C_R=38,5 Кн.; C_OR=26 Кн. e=0,37 Y=1,62.

Размеры шпонки и шпоночного паза вала по ГОСТ 23360-78

d=30 мм. b=8 мм. h=7 мм. t₁=4 мм. l=40 мм.

Тихоходный вал : подшипники №7209 ГОСТ 333-75

d=45 мм. D=85 мм. b=19 мм. C_R=42,7Кн.; C_OR=33,4 Кн. e=0,41 Y=1,45

Размеры шпонки и шпоночного паза вала по ГОСТ 23360-78

d=40 мм. b=12 мм. h=8 мм. t₁=5 мм. l=50 мм.

d=50 мм. b=14 мм. h=9 мм. t₁=5,5 мм. l=50 мм.

8. Проверочный расчет валов редуктора и подшипников качения

Проверочный расчет валов редуктора

Силы действующие на рассчитываемые валы.

Червячная передача.

Окружная F_t1=1212 H F_t2=2415 Н

Радиальная F_r1=F_r2=879 H

Осевая F_a1=2415 H F_a2=1212 H

Со стороны цепной передачи F_ОП=2700 Н

При установке на тихоходном валу редуктора муфты, действует радиальная

F_М=50Т =5031,2 =275 Н.

Быстроходный вал

Определим реакции опор

В горизонтальной плоскости:

M_A=0;

M_A=-F_М0,06+F_t10,11-R_Bx0,22=0

R_Bx=(-F_М0,06+F_t10,11)/0,22

R_Bx=(-2750,06+12120,11)/0,22=531 Н

M_В=0;

M_В=-F_М0,28-F_t10,11-R_Аx0,22=0

R_Аx=(-F_М0,28-F_t10,11)/0,22

R_Аx=(-2750,28-12120,11)/0,22=-956 Н

Проверка F_Y=0:

F_М+R_Аx+F_t1-R_Bx=0 275+(-956)+1212-531=0

В вертикальной плоскости:

M_A=0;

M_A=-F_r10,11-F_a10,025-R_By0,22=0

R_By=(-F_r10,11-F_a10,025)/0,22

R_By=(-8730,11-24150,025)/0,22=-162 Н

M_В=0;

M_В=F_r10,11-F_a10,025-R_Аy0,22=0

R_Аy=(F_r10,11-F_a10,025)/0,22

R_Аy=(8730,11-24150,025)/0,22=2253 Н

Проверка F_Y=0:

R_Аy-F_r1-R_By=0 2253-2415-(-162)=0

Суммарные реакции

R_А=R²_Ax+R²_Аy =956²+2253²=2447 Н

R_B=R²_Bx+R²_By =531²+162² =555 Н

Определим изгибающие моменты:

В горизонтальной плоскости

M₁=0

M_A=F_М0,06=2750,06=16,5 Нм

M₂=F_М0,17+R_Ax0,11=2750,17+(-956) 0,11=-58,4 Нм

M₂=-R_Bx0,11=-5310,11=-58,4 Нм

M_B=0

В вертикальной плоскости:

M_А=0

M₂=R_Аy0,11=22530,11=247,8 Нм

M₂=-R_By0,11=-(-162) 0,11=17,8 Нм

M_B=0

Построим эпюру суммарного изгибающего момента в каждой точке приложения сил по формуле.

М_сумi=М²_ix+М²_iy

М_сум1=0

М_сумА=16,5²+0² =16,5 Нм

М_сум2=58,4²+247,8² =254,6 Нм

М_сум2=58,4²+17,8² =61,1 Нм

М_сумB=0

Наиболее опасным сечением является т.2 где М_СУМ-2=254,6 Нм

Концентратором в данной точке является нарезка червяка при d_f1=38 мм.

Определим эквивалентный момент в каждой характерной точке рассчитываемого вала.

М_ЭКВ-i=М²_СУМ-i+Т²

М_ЭКВ1=12,3 Нм

М_ЭКВА=16,5²+12,3² =34,5 Нм

М_ЭКВ2=254,6²+12,3² =256,4 Нм

М_ЭКВ2=61,1²+12,3² =68,2 Нм

М_ЭКВB=0

Проверим предварительно принятый диаметр d=38 мм в точке 2 по эквивалентному моменту

d₂=(M_ЭКВ-210³)/(0,1)

получаем

d₂=(256,410³)/(0,160)=34,961 мм. < d=38 мм.

Материал вала Сталь 45

Определим коэффициенты:

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

S=_-1/k/()_v+_M)

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

S=_-1/k/()_v+_M)

где _-1- предел выносливости при симметричном цикле изгиба

_-1=0,43_В,

_-1=0,43600=258 Н/мм².

_-1- предел выносливости при симметричном цикле кручения, Н/мм².

_-1=0,58_-1,

_-1=0,58258=149,64 Н/мм².

_V -амплитуда цикла нормальных напряжений, Н/мм².

_M -среднее напряжение цикла нормальных напряжений, Н/мм².

_V -амплитуда цикла нормальных напряжений при кручении, Н/мм².

_M -среднее напряжение цикла нормальных напряжений при кручении, Н/мм².

Для определения найдем все выше перечисленные напряжения и подставим их в основные формулы.

получим _V=_M=М/W_НЕТТО; _V=_M=T/2W_{К НЕТТО}

где W_НЕТТО- момент сопротивления сечения вала изгибу,

W_{К НЕТТО}- момент сопротивления сечения вала кручению,

T₁=12,310³ Нмм - передаваемый крутящий момент в опасном сечении.

M₁=254,610³ Нмм - суммарный изгибающий момент в опасном сечении.

Момент сопротивления сечения вала

Нарезка червяка d_f1=38 мм

W_НЕТТО=0,1d_f1³=0,138³=5,510³ мм³

W_{К НЕТТО}=0,2d _f1³=0,238³=1110³ мм³

получим

_V=_M=(254,610³)/(5,510³)=46,3 Н/мм²

_V=_M=(12,310³)/(21110³)=0,56 Н/мм²

принимаем

k=2,33 эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений

=0,71 масштабный фактор для нормальных напряжений

=0,9 коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности

=0,2 коэффициент

получаем S=258/2,33/(0,710,9) 46,3+0,246,3)=5,69

принимаем

k=1,7 эффективный коэффициент концентрации касательным напряжений

=0,6 масштабный фактор для касательных напряжений

=0,9 коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности

=0,1 коэффициент

получаем S=149,64 /1,7/(0,770,9) 0,56+0,10,56)=22,4

Определим результирующий коэффициент прочности:

S=(SS)/(S²+S²)S

Получим

S=(5,6922,4)/(5,69²+22,4²)=5,072 S=2,5

Тихоходный вал

Определим реакции опор

В горизонтальной плоскости:

M_A=0;

M_A=-F_ОП0,07-F_t20,05-R_Bx0,1=0

R_Bx=(-F_ОП0,07-F_t20,05)/0,1

R_Bx=(-27000,07-24150,05)/0,1=-3098 Н

M_В=0;

M_В=-F_ОП0,17+F_t20,05-R_Аx0,1=0

R_Аx=(-F_ОП0,17+F_t20,05)/0,1

R_Аx=(-27000,17+24150,05)/0,1=-3383 Н

Проверка F_Y=0:

F_ОП+R_Аx-F_t2-R_Bx=0 2700+(-3383)-2415-(-3098)=0

В вертикальной плоскости:

M_A=0; M_A=F_r20,05-F_а20,1-R_By0,1=0

R_By=(F_r20,05-F_а20,1)/0,1

R_By=(8790,05-12120,1)/0,1=-773 Н

M_В=0;

M_В=-F_r20,05-F_а20,1-R_Аy0,1=0

R_Аy=(-F_r20,05-F_а20,1)/0,1

R_Аy=(-8790,05-12120,1)/0,1=-1652 Н

Проверка F_Y=0:

R_Аy+F_r2-R_By=0 -1652+879-(-773)=0

Суммарные реакции

R_А=R²_Ax+R²_Аy =3383²+1652²=3765 Н

R_B=R²_Bx+R²_By =3098²+773²=3193 Н

Определим изгибающие моменты:

В горизонтальной плоскости

M₁=0

M_А=F_ОП0,07=27000,07=108 Нм

M₂=F_ОП0,12+R_Аx0,05=27000,12+(-3383) 0,05=154,9 Нм

M₂=-R_Bx0,05=-(-3098) 0,05=154,9 Нм

M_B=0

В вертикальной плоскости:

M_А=0

M₂=R_Аy0,05=-16520,05=-82,6 Нм

M₂=-R_By0,05=-7730,05=-38,7 Нм

M_B=0

Построим эпюру суммарного изгибающего момента в каждой точке приложения сил по формуле.

М_сумi=М²_ix+М²_iy

М_сум1=0

М_сумА=108²+0 =108 Нм

М_сум2=154,9²+82,6²=175,6 Нм

М_сум2'=154,9²+38,7²=159,7 Нм

М_сумB=0

Наиболее опасным сечением является т.2 где М_СУМ-2=175,6 Нм.

Концентратором в данной точке является посадка червячного колеса при d=50 мм.

Определим эквивалентный момент в каждой характерной точке рассчитываемого вала.

М_ЭКВ-i=М²_СУМ-i+Т²

М_ЭКВ1=195,6 Нм

М_ЭКВА=195,6²+108² =264,5 Нм

М_ЭКВ2=195,6²+175,6² =298,6 Нм

М_ЭКВ2'=195,6²+159,7² =289,5 Нм

М_ЭКВB=0

Проверим предварительно принятый диаметр d=50 мм в точке 2 по эквивалентному моменту

d₂=(M_ЭКВ-210³)/(0,1)

получаем

d₂=(298,610³)/(0,160)=36,783 мм. < d=50 мм.

Рисунок 5 расчетная схема тихоходного вала

Материал вала сталь 45

Определим коэффициенты:

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

S=_-1/k/()_v+_M)

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

S=_-1/k/()_v+_M)

где _-1- предел выносливости при симметричном цикле изгиба

_-1=0,43_В,

_-1=0,43600=258 Н/мм².

_-1- предел выносливости при симметричном цикле кручения, Н/мм².

_-1=0,58_-1,

_-1=0,58258=149,64 Н/мм².

_V -амплитуда цикла нормальных напряжений, Н/мм².

_M -среднее напряжение цикла нормальных напряжений, Н/мм².

_V -амплитуда цикла нормальных напряжений при кручении, Н/мм².

_M -среднее напряжение цикла нормальных напряжений при кручении, Н/мм².

Для определения найдем все выше перечисленные напряжения и подставим их в основные формулы.

получим _V=_M=М/W_НЕТТО; _V=_M=T/2W_{К НЕТТО}

где W_НЕТТО- момент сопротивления сечения вала изгибу,

W_{К НЕТТО}- момент сопротивления сечения вала кручению,

T₁=195,610³ Нмм - передаваемый крутящий момент в опасном сечении.

M₁=175,610³ Нмм - суммарный изгибающий момент в опасном сечении.

Шпоночная канавка при d=50 мм. b=14 мм. t₁=5,5 мм.

W_НЕТТО=(d³)/32-bt₁ (d-t₁)/(2d)=(3,1450³)/32-145,5 (50-5,5)/(250)=12,210³ мм³

W_{К НЕТТО}=(d³)/16-bt₁ (d-t₁)/(2d)=(3,1450³)/16-145,5 (50-5,5)/(250)=24,410³ мм³

получим

_V=_M=(175,610³)/(12,210³)=14,4 Н/мм²

_V=_M=(195,610³)/(224,410³)=4,95 Н/мм²

принимаем

k=1,6 эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений

=0,7 масштабный фактор для нормальных напряжений

=0,9 коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности

=0,2 коэффициент

получаем S=258/1,6/(0,70,9) 14,4+0,214,4)=5,13

принимаем

k=1,5 эффективный коэффициент концентрации касательным напряжений

=0,59 масштабный фактор для касательных напряжений

=0,9 коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности

=0,1 коэффициент

получаем S=149,64 /1,5/(0,590,9) 4,95+0,14,95)=7,1

Определим результирующий коэффициент прочности:

S=(SS)/(S²+S²)S

Получим

S=(5,137,1)/(5,13²+7,12²)=4,15S=2,5

Проверочный расчет подшипников редуктора

Проверим предварительно подобранные подшипники:

Быстроходный вал

По предварительно найденным суммарным реакциям опор и предварительно выбран ному подшипнику имеющему следующие параметры

по ГОСТ 333-79 №7207 C_r=38,5 кН. C_or=26 кН. e=0,37 Y=1,62

Определим эквивалентную нагрузку P_Э, (кН)

P_Э=(XVR_r+YF_a) K_БK_Т при F_a/(VR)>e

P_Э=VR_rK_БK_Т при F_a/(VR)e

где X=0,4 - коэффициент радиальной нагрузки,

V - коэффициент, учитывающий вращение колец:

V = 1,0-вращение внутреннего кольца.

Y - коэффициент осевой нагрузки;

e - коэффициент влияния осевого нагружения;

R_r - радиальная нагрузка (суммарная реакция опоры),Н

F_a=2415 H - осевая нагрузка.

K_Т=1- температурный коэффициент.

K_Б=1,2 -коэффициент безопасности.

Расчет будем вести по наиболее нагруженной опоре, суммарные реакции опор найдены при расчете валов: R_rА=2447 Н; R_rВ=555 Н

Осевая составляющая R_S=0,83eR_r

R_SА=0,830,372447=751 H;

R_SВ=0,830,37555=170 H;

Условия нагружения

Осевые силы R_SА>R_SВ; F_а>0 тогда F_a1=R_SА; F_a2=R_SА+F_а

получаем F_a1=751 H. F_a2=751+2415=3166 H.

Определим отношения и проведем расчет подшипниковых опор для каждого вала.

F_a1/(VR_rA)=751/(12447)=0,307<e=0,37

F_a2/(VR_rB)=3166/(1555)=5,705>e=0,37

получаем

P_Э1=111,22447=2936 H.

P_Э=(0,41555+1,622415) 11,2=4962 Н.

Требуемая динамическая грузоподъемность С_ТР.

С_ТР=P_э573w (L_h/10⁶)

где L_h=4818 часов- требуемая долговечность.

m=10/3 для роликоподшипников

получим

С_ТР1=4962573303,1 (4818/10⁶)=31862,3 Н<C_r=38500 H.

Определим расчетную долговечность L, млн. об.

L_i=(C_r/P_Э)^m

где m=10/3 для роликоподшипников

получим L₁=(38500/4962)^10/3=918,4 млн. оборотов

Определим расчетную долговечность L_h, часов.

L_h=(L_i10⁶)/(60n_i)L_hТР

где n_I- частота вращения подшипника, n₁=2930 об/мин

L_h1=(918,410⁶)/(602895)=5287,3 часов L_hТР=4818 часов

тихоходный вал

Из предварительно найденных суммарных реакций опор и подобранному подшип нику имеющему следующие параметры по ГОСТ 333-79 №7209

C_R=42,7Кн.; C_OR=33,4 Кн. e=0,41 Y=1,45

Определим эквивалентную нагрузку P_Э, (кН)

P_Э=(XVR_r+YF_a) K_БK_Т при F_a/(VR)>e

P_Э=VR_rK_БK_Т при F_a/(VR)e

где X=0,4 - коэффициент радиальной нагрузки,

V - коэффициент, учитывающий вращение колец:

V = 1,0-вращение внутреннего кольца.

Y - коэффициент осевой нагрузки;

e - коэффициент влияния осевого нагружения;

R_r - радиальная нагрузка (суммарная реакция опоры),Н

F_a=1212 H - осевая нагрузка.

K_Т=1- температурный коэффициент.

K_Б=1,2 -коэффициент безопасности.

Расчет будем вести по наиболее нагруженной опоре, суммарные реакции опор найдены при расчете валов:

R_rА=3765 Н; R_rВ=3193 Н

Осевая составляющая R_S=0,83eR_r

R_SА=0,830,413765=1281 H;

R_SВ=0,830,413193=1086 H;

Условия нагружения

Осевые силы R_SА>R_SВ; F_а>0 тогда F_a1=R_SА; F_a2=R_SА+F_а

получаем F_a1=1281 H. F_a2=1281+1212=2493 H.

Определим отношения и проведем расчет подшипниковых опор для каждого вала.

F_a1/(VR_rA)= 1281/(13765)=0,340<e=0,39

F_a2/(VR_rB)= 2493/(13193)=0,781>e=0,39

получаем

P_Э1=111,23765=4518 H.

P_Э=(0,413193+1,451212) 11,2=3642 Н.

Требуемая динамическая грузоподъемность С_ТР.

С_ТР=P_э573W (L_h/10⁶)

где L_h=4818 часов- требуемая долговечность.

m=10/3 для роликоподшипников

получим

С_ТР1=451857315,2 (4818/10⁶)=31314,3 Н<C_r=42700 H.

Определим расчетную долговечность L, млн. об.

L_i=(C_r/P_Э)^m

где m=10/3 для роликоподшипников

получим L₁=(42700/4518)^10/3=1771,6 млн. оборотов

Определим расчетную долговечность L_h, часов.

L_h=(L_i10⁶)/(60n_i)L_hТР

где n_I- частота вращения подшипника; n₁=144,8 об/мин

L_h1=(1771,610⁶)/(60144,8)=6891,3 часов L_hТР=4818часов

9. Подбор и проверка шпоночных соединений

Проверим шпонку на смятие узких граней.

Должно выполняться условие:

_см=(2T)/d (h-t₁) (l-b)_см;

Быстроходный вал

Т=12,310³ Нмм. - передаваемый вращающий момент.

d=30 мм - диаметр вала в месте установки шпонки.

hhhрррh=7 мм - высота шпонки.

b=8 мм-ширина шпонки.

l=40 мм - длина шпонки.

t₁=4 мм - глубина паза в валу.

_см=110-190 Н/мм² - допустимое напряжение смятия

получаем _см=(212,310³)/30 (7-4) (40-8)=21,042 Н/мм² _см

Тихоходный вал

Т=195,610³ Нмм - передаваемый вращающий момент.

d=40 мм - диаметр вала в месте установки шпонки.

hhhрррh=8 мм - высота шпонки.

b=12 мм-ширина шпонки.

l=50 мм - длина шпонки.

t₁=5 мм - глубина паза в валу.

_см=110-190 Н/мм² - допустимое напряжение смятия

получаем _см=(2195,610³)/40 (8-5) (50-12)=111,805 Н/мм² _см

Т=195,610³ Нмм. - передаваемый вращающий момент.

d=50 мм - диаметр вала в месте установки шпонки.

hhhрррh=9 мм - высота шпонки.

b=14 мм-ширина шпонки.

l=50 мм - длина шпонки.

t₁=5,5 мм - глубина паза в валу.

_см=110-190 Н/мм² - допустимое напряжение смятия

получаем _см=(2195,610³)/50 (9-5,5) (50-14)=79,667 Н/мм² _см

Рисунок 6 Шпоночное соединение

10. Выбор посадок основных деталей редуктора

Посадка - это характер соединения деталей, определяемый величиной получающихся в нем зазоров и натягов. Посадки характеризуют свободу относительного перемещения деталей в соединении и подразделяются на подвижные (с зазаром), неподвижные (с натягом) и переходные посадки, при которых возможно получение как зазора так и натяга.

Предельные отклонения размеров деталей указывают в виде дроби: в числителе проставляют условное обозначение поля допуска отверстия, а в знаменателе - условное обозначение поля допуска вала.

Рекомендуются применять следующие посадки на основные детали редукторов при их проектировании

Зубчатые колеса на валы - H7/p6.

Распорные втулки - H7/h6.

Распорные кольца, сальники - H8/h8.

Надежность работы подшипников качения в значительной степени зависит от правильного выбора посадок колец подшипников на вал в корпус:

Внутренние кольца подшипников качения на валы - отклонение вала k6.

Наружные кольца подшипников качения в корпус - отклонение отверстия H7.

Назначение шероховатостей на основные поверхности деталей редукторов.

Торцы наплечников валов для базирования подшипников качения класса

точности 0 Ra1,6 мкм.

Зубчатых колес при отношении длины отверстия к диаметру

l/d>0,8 Ra3,2 мкм.

Поверхности валов под резиновые манжеты Ra0,2 мкм.

Канавки, фаски, радиусы галтелей на валах Ra0,3 мкм.

Поверхности шпоночных пазов: рабочая Ra3,2 мкм.

нерабочая Ra6,3 мкм.

Торцы ступиц зубчатых колес, базирующихся по торцу наплечников валов, при отношении длины отверстия к диаметру l/d>0,8 Ra3,2 мкм.

Профили зубьев зубчатых колес степеней точности 9 Ra3,2 мкм.

Поверхности выступов зубьев колес Ra6,3 мкм.

Фаски и выточки на колесах Ra6,3 мкм.

Поверхности шпоночных пазов в отверстиях колес:

рабочая Ra1,6 мкм.

нерабочая Ra3,2 мкм.

Отверстия под болты, винты Ra12,5 мкм.

Опорные поверхности под головки болтов, винтов, гаек Ra6,3 мкм.

11. Выбор сорта масла

Для выбора сорта масла необходимо определить кинематическую вязкость масла зависящую от контактного напряжения и окружной скорости.

Для червячных редукторов кинематическая вязкость min 2810⁶ м²/с при 50 ^oС.

Для смазки разрабатываемого редуктора применим масло индустриальное:

И - 30А (кинематическая вязкость 28-3310⁶ м²/с при 50 ^oС ) ГОСТ20799-75

Метод смазки зацеплении - картерный : заключается в том, что одно из колес (в нашем случае червяк) погружаем в масло, этот способ применяют для передач при кружных скоростях от 0,3 до 12,5 м/с.

Количество заливаемого масла в редуктор:

V=(0,4…0,8) P,

где P=9,31 кВт - передаваемая мощность

Получаем V=(0,4…0,8) 9,31=3,724…7,448 литра. примем V=4,12 литра.

В проектируемом редукторе смазка подшипников в процессе работы осуществляется разбрызгиванием.

В корпусе предусматриваем сливное отверстие (для слива отработанного масла) которое закрываем пробкой с трубной резьбой. В крышке редуктора выполнено смотровое окно, которое закрывается крышкой с отдушиной. Через это окошко также производим и заливку масла.

В корпусе редуктора необходимо установить круглый масло указатель.

12. Сборка редуктора

Перед сборкой внутреннюю полость редуктора тщательно очищают и покрывают масляной краской. Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом, начиная со сборки валов:

Ведущий: насаживают втулки распорные, подшипники, предварительно нагретые в масле до температуры 80-100^oС.,упорные кольца и крышки.

Собранный вал устанавливаем в корпус.

Тихоходный вал: закладывают шпонку и напрессовываем колесо до упора в бурт вала, насаживают втулки распорные, подшипники предварительно нагретые в масле до 80-100^oС,крышки подшипника.

Перед установкой вала червяка в корпус редуктора установим стакан.

Собранный вал устанавливаем в корпус редуктора и надеваем крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком.

Для центровки устанавливают крышки и корпус с помощью 2-х конических штифтов, затягиваю болты, крепящие крышку к корпусу.

Перед установкой сквозных крышек устанавливаем манжеты. Проверяем отсутствие заклинивания подшипников( валы должны проворачиваться от руки) и закрепляем крышки винтами.

Далее на конец ведомого и ведущего валов закладываем шпонки, устанавливаем и закрепляем муфту и звездочку.

Затем ввертываем пробку масло спускного отверстия и трубчатый масло указатель). Заливаем в корпус масло и закрываем смотровое окошко крышкой с прокладкой, закрепляем крышку болтами.

Собранный редуктор обкатываем и подвергаем испытания на стенде по программе предусмотренной техническими условиями.

Заключение

Цель данного курсового проекта - разработка привода.

Курсовой проект состоит из пояснительной записки и графической части.

В ходе проектирования были выполнены кинематический расчет с выбором электродвигателя, расчет передач (червячной и цепной). После выполнения компоновочных чертежей были выполнены проверочные расчеты подшипников качения, вала, шпонок. Были выполнены расчет муфты, подбор посадок, выбор смазки и уплотнений.

Список использованной литературы

1. А.Е. Шейнблит " Курсовое проектирование деталей машин" -М.: Высшая школа, 1991г.

2. С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин, Г.М. Ицкович, В.П. Козин " Курсовое проектирование деталей машин" -М.: Машиностроение, 1987г.

3. А.В. Кузьмин, И.М. Чернин, Б.С. Козинцев " Расчеты деталей машин "

(справочное пособие) - Мн.: " Вышэйшая школа", 1986

4. Д.Н. Решетов " Детали машин" - М.: Машиностроение, 1974г.

5. В.И. Анурьев " Справочник конструктора-машиностроителя" - М.:

Машиностроение, 1982г.

6. П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов " Курсовое проектирование деталей машин" - М.: Высшая школа, 1987г.

Размещено на Allbest.ru