Привод к шнеку-смесителю

Размещено на http://www.allbest.ru/

6

Изм	Лист	№ докум.	Подпись	Дата
Выполнил	.			Привод к шнеку-смесителю	Лит.	Лист	Листов
Проверил						у
Н. Контр.
Т. Контр.

Уфимский государственный нефтяной технический университет

КУРСОВАЯ РАБОТА ПО ТЕМЕ:

ПРИВОД К ШНЕКУ-СМЕСИТЕЛЮ



Содержание

Введение

1. Кинематический и силовой расчет привода

2. Расчет открытой плоскоременной передачи

2.1 Проектный расчет плоскоременной передачи

2.2 Проверочный расчет плоскоременной передачи

3. Расчет закрытой червячной передачи редуктора

3.1 Проектный расчет червячной передачи

3.2 Проверочный расчет червячной передачи

4. Предварительный расчет валов редуктора

4.1 Расчет быстроходного вала

4.2 Расчет тихоходного вала

5. Конструктивные размеры червяка и колеса

6. Конструктивные размеры корпуса редуктора

7. Первый этап эскизной компоновки редуктора

8. Подбор и проверка долговечности подшипников

8.1 Расчет подшипников быстроходного вала

8.2 Расчет подшипников тихоходного вала

9. Проверочный расчет шпоночных соединений

10. Проверочный расчет валов

11. Смазка редуктора и подшипников

12. Сборка редуктора

Список литературы



Введение

Редуктор - это механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, заключенный в отдельный закрытый корпус и работающий в масляной ванне. Назначение редуктора - понижение частоты вращения и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим. Редуктор, как законченный механизм, соединяется с двигателем и рабочей машиной муфтами. Это принципиально отличает его от зубчатой передачи, встраиваемой в исполнительный механизм. В корпусе редуктора на валах неподвижно закреплены зубчатые или червячные передачи. Валы опираются в основном на подшипники качения. Подшипники скольжения применяют в специальных случаях, когда к редуктору предъявляются повышенные требования по уровню вибраций и шума, при очень высоких частотах вращения, при отсутствии подшипников качения нужного размера или при очень близком расположении параллельных валов редуктора. Редукторы широко применяют в различных отраслях народного хозяйства, в связи, с чем число разновидностей редукторов велико. Ориентироваться во всём многообразии редукторов поможет классификация их по типам, типоразмерам и исполнениям.

Достоинства зубчатых редукторов:

постоянство передаточного числа и компактность;

высокий КПД и длительный срок службы;

простота обслуживания;

К недостаткам следует отнести следующее:

для изготовления быстроходных передач требуются станки высокой точности;

передачи не могут быть предельными и при перегрузке не предохраняют от поломки другие детали машины.

наличие вибраций;

невозможность бесступенчатого изменения передаточного числа.

1. Кинематический и силовой расчет привода

Исходные данные для расчета:

- тяговая сила шнека F, кН 3,1

- скорость перемещения смесих, м/с 1,2

- наружный диаметр шнека D, мм 600

- угол наклона ременной передачи, град 45

- срок службы, лет 4

Двигатель является одним из основных элементов машинного агрегата. От типа двигателя, его мощности, частоты вращения и прочего зависят конструктивные и эксплуатационные характеристики рабочей машины и её привода.

Определяем требуемую мощность двигателя рабочей машины Ррм, кВт:

, (1)

.

Общий коэффициент полезного действия

,(2)

где - КПД закрытой червячной передачи, ;

- КПД открытой плоскоремённой передачи, ;

- КПД пары подшипников качения, ;

- КПД пары подшипников скольжения, ;

- КПД муфты, .

Определим требуемую мощность двигателя , кВт:

кВт(3)

Выбираем асинхронный электродвигатель с короткозамкнутым ротором серии 4А основного исполнения (закрытые обдуваемые) номинальной мощности , большей, но ближайшей к требуемой : . Применив для расчёта четыре варианта типа двигателя. По таблице 25.3 стр. 347 для требуемой мощности подходят электродвигатели со следующих марок:

Таблица 1 - Электродвигатели асинхронные с короткозамкнутым ротором

Тип двигателя	Номинальная мощность, кВт	Частота вращения, мин-1
		синхронная	при ном. нагрузке
4АМ100L2 У3	5,5	3000	2880
4АМ112М4У3	5,5	1500	1445
4АМ132S6У3	5,5	1000	965
4АМ132М8У3	5,5	750	720

Определим частоту вращения приводного вала рабочей машины

, (4)

об/мин.

Определим передаточное число привода для каждого варианта:

,(5)

Производим разбивку передаточного числа привода , принимая для всех вариантов передаточное число червячного редуктора постоянным uзп=10

Таблица 2 - Передаточные числа привода

Передаточное число	Варианты
	1	2	3	4
Привода	18,85	25,3	37,8	75,4
Червячного редуктора	10	10	10	10
Плоскоремённой передачи	1,885	2,53	3,78	7,54

привод вал подшипник

Анализируя полученные значения передаточных чисел, приходим к выводам:

четвертый вариант затрудняет реализацию принятой схемы двухступенчатого привода посредством червячного редуктора и ремённой передачи из-за большого передаточного числа всего привода;

первый вариант не рекомендуется для приводов общего назначения (двигатель весьма металлоёмкий);

в третьем варианте получилось большое значение передаточного числа ремённой передачи, уменьшение которого за счёт уменьшения передаточного числа редуктора нежелательно.

Из рассмотренных четырех вариантов предпочтительнее второй. Здесь передаточное число плоскоремённой передачи имеет приемлемое значение.

Определим силовые и кинематические параметры привода. Результаты расчетов сведены в таблицу 3.

Таблица 3 - Определение силовых и кинематических параметров привода

Параметр	Вал	Последовательность соединения элементов привода по кинематической схеме. дв - оп -зп - м- рм
Мощность Р, кВт	дв Б Т рм	Рдв = 4,8
Частота вращения n, об/мин	Угловая скорость щ, 1/с	дв Б Т рм	nном= 965	=101
Вращающий момент Т, Нм	дв Б Т рм



2. Расчёт открытой плоскоремённой передачи

Исходные данные для расчета:

Передаваемая мощность Рдв, кВт4,8

Вращающий момент на валу электродвигателя Тдв, Нм 47,5

Частота вращения электродвигателя nдв, об/мин965

Угловая скорость электродвигателя , 1/с101

Передаточное число uоп2,53

Размещено на http://www.allbest.ru/

6

Изм	Лист	№ докум.	Подпись	Дата
Выполнил	.			Привод к шнеку-смесителю	Лит.	Лист	Листов
Проверил						у
Н. Контр.
Т. Контр.

Рисунок 1 - Геометрические и силовые параметры ремённой передачи.

2.1 Проектный расчёт плоскоременной передачи

Определяем диаметр ведущего шкива .

d1=(35…70)д=(35…70)2,8=98…196 мм.

Принимаем d1 =160 мм.

Определяем диаметр ведомого шкива:

(6)

где -коэффициент скольжения,

принимаем стандартное значение d2=400мм.

Определяем фактическое передаточное число :

, (7)

Отклонение передаточного числа:

, (8)

что допустимо.

Ориентировочное межосевое расстояние :

(9)

Определяем расчётную длину ремня:

(10)

Выбираем ближайшее стандартное значение l=2500 мм.

Уточняем значение межосевого расстояния:



(11)

Найдём угол обхвата ремнём ведущего шкива :

(12)

2.2 Проверочный расчёт плоскоременной передачи

Определим скорость ремня :

(13)

где допускаемая скорость для клиновых ремней,

Следовательно, условие скоростного ограничения выполняется.

Определяем частоту пробегов ремня :



(14)

где допускаемая частота пробегов ремня, условие Uгарантирует долговечность ремня - 1000…5000 ч.

следовательно, условие выполняется.

Определяем окружную силу, передаваемую одним ремнем:

, (15)

Допускаемаяудельная окружная сила:

, (16)

где допускаемая приведённая удельная окружная сила, определяем по таблице 5.1 [6] в зависимости от диаметра ведущего шкива[k0]=1,6МПа;

коэффициент динамичности нагрузки и длительности работы, из таблицы 5.2 стр. 82 при нагрузке с умеренными колебаниями и двухсменном режиме работы -Ср=0,9;

коэффициент, учитывающий влияние угла охвата ведущего шкива, из таблицы 5.2 - для плоских ремней при Сб=0,94;

коэффициент, учитывающий влияние натяжения от центробежной силы, Cх=1;

коэффициент, учитывающий влияние диаметра меньшего шкива Сd=1,2;

коэффициент, учитывающий влияние неравномерности распределения нагрузки между кордшнурами и уточными нитями плоского ремня =0,85.

Определим ширину ремня:

Принимаем b=160 мм.

Определим площадь поперечного сечения ремня:

Определим силу предварительного натяжения ремня:

, (17)

где - предварительное натяжение, определяем по таблице 5.1 =2 МПа.

.

Определим силы натяжения ведущей и ведомой ветвей:

, (18)

Определим силу давления ремня на вал :

, (19)

Проверим прочность ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви:



, (20)

где - напряжение растяжения,

- напряжения изгиба,

где Еи- модуль продольной упругости при изгибе для прорезиненных ремней, Еи=80…100 МПа;

- напряжения от центробежных сил,

МПа.

где - плотность материала ремня, для плоских ремней =1000…1200 кг/м3.

Таблица 4 - Параметры плоскоременной передачи

Параметр	Обозначение	Ед. измерения	Значение
Тип ремня	-	-	кордшнуровый прорезиненный
Межосевое расстояние	а	мм	801,42
Толщина ремня	д	мм	2,8
Ширина ремня	b	мм	160
Длина ремня	l	мм	2500
Угол обхвата ведущего шкива	б1	град	163
Частота пробегов ремня	U	с-1	3,23
Диаметр ведущего шкива	d1	мм	160
Диаметр ведомого шкива	d2	мм	400
Максимальное напряжение		МПа	4,5
Предварительное натяжение ремня		Н	896
Сила давления ремня на вал		Н	1772,32



3. Расчёт закрытой червячной передачи редуктора

Исходные данные для расчета:

Быстроходный вал

угловая скорость вала40

вращающий момент на валу Т1, Нм114,3

мощность Р1, кВт 2,53

Тихоходный вал

угловая скорость вала 4

вращающий момент на валу Т2, Нм962

передаточное число - uзп10

3.1 Проектный расчет червячной передачи

Выбираем марку материала для венца червячного колеса, для чего определяем скорость скольжения по формуле

хs=, (21)

хs = = 1,7 м/с

По таблице 3.5 [6] выбираем чугун СЧ18, имеющую следующие характеристики: уви = 355МПа

Допускаемые контактные напряжения:

[уH] = 175-35нs= 175-35·1,7 = 115,5МПа

Так как червяк расположен внемасляной ванны, то [уH] уменьшаем на 15%.

[уH] = 0,85·115,5?98,2 МПа

Допускаемые изгибные напряжения:

[уF] = 0,075уBиKFL = 0,075·355·1 = 26,625 МПа

где KFL - коэффициент долговечности при расчете на изгиб

Число циклов нагружения зубьев червячного колеса за весь срок службы

Так как N=, то принимаем N=106.

где - продолжительность смены, ;

L - срок службы редуктора, L=4 года;

- число смен, принимаем

Уточняем срок службы приводного устройства, принимая время простоя машинного агрегата 15% ресурса

Определяем межосевое расстояние передачи:

бw=61·, (22)

=282,91 мм.

По стандарту принимаем бw =280 мм.

Принимаем число витков червяка (z1). Для u = 10, z1 = 4.

Число зубьев червячного колеса z2 = z1·u = 4·10 = 40

Модуль зацепления:

m = (1,5…1,7)бw/z2 = (1,5...1,7)280/40 = 10,5…11,9

По стандарту принимаем m = 10 мм.

Коэффициент диаметра червяка:

q = (0,212...0,25)z2= 8,48...10.

Принимаем q=10.

Коэффициент смещения инструмента:

х = (бw/m)-0,5(q + z2) = (280/10)-0,5(10+40) = 3>1

т.к. х не находится в заданном диапазоне (-1< х<1) изменяем значение q, принимаем q=14.

Тогда х = (бw/m)-0,5(q + z2) = (280/10)-0,5(14+40) = 1.

Фактическое передаточное число: uф = z2/z1 = 40/4 = 10

Отклонение от заданного передаточного числа 0%.

Фактическое значение межосевого расстояния

бw = 0,5m(q + z2 + 2х) = 0,5·10(14 + 40 + 2·1) = 280 мм

Основные геометрические размеры передачи:

а) червяка:

делительный диаметр d1 = qm = 14·10 = 140 мм

начальный диаметр dwl = m(q + 2х) = 10(14 + 2·1) = 160 мм

диаметр вершин витков da1 = d1 + 2m =140 + 2·10 = 160 мм

диаметр впадин витков df1 = d1- 2,4m = 140- 2,4·10 = 116 мм

угол подъёма линии витков г = arctg(z1/q) = arctg(4/14)=16°

длина нарезаемой части червяка

b1 = (10+5,5|x|+z1)m+100m/z2 = (10 + 5,5·1 + 4)10 + 100·10/40 = 220 мм

б) венца червячного колеса:

делительный диаметр d2 = mz2 = 10·40= 400 мм

диаметр вершин зубьев da2 = d2+2m(1+x) = 400+2·10(1+1) = 440мм

наибольший диаметр колеса

daM2?da2 + 2m(1 + х)=440+2·10(1+1)=480 мм

диаметр впадин зубьев df2 = d2-2m(1,2-x) = 400-2·10(1,2-1)=396 мм

ширина венца b2 = 0,355бw = 0,355?280 = 99,4 мм

Примем b2=100 мм

условный угол обхвата червяка венцом колеса 2д:

Sinд = b2/(da1- 0,5m) =100/(160- 0,5 · 10) = 0,65д = 40,54°

Фактическая скорость скольжения хs = м/с

Угол трения ц=2° определяется в зависимости от фактической скорости скольжения.

Коэффициент полезного действия червячной передачи:

з=

3.2 Проверочный расчет червячной передачи

Окружная сила на червякеFt1 = 2T1·103/d1 = 2·114,3·103/140 = 1633 Н

Окружная сила на колесе Ft2 = 2T2·103/d2 = 2·962·103/400 = 4810 Н

Радиальные силы Fr1= Fr2= Ft2tgб=4810·tg200=1751 Н

Осевая сила на червяке Fa1= Ft2= 4810Н

Осевая сила на колесе Fa2= Ft1=1633Н

Окружная скорость на колесе v2 = щ2d2/2000 = 4·400/2000=0,8м/с

Тогда коэффициент нагрузки К=1.

Контактные напряжения зубьев колеса:

уН=340[ уН]=98,2 МПа.

Перенапряжение составляет 1,5%<5%, что допустимо.

Напряжения изгиба зубьев колеса:

уF=0,7YF2? [уF], (23)

здесь YF2 зависит от zv2 = z2/cos3г = 40/cos316° = 45. Тогда YF2 = 1,48

уF =0,7·1,48·4810/(100·10)5 МПа< [уF]=26,625 МПа

условие прочности по напряжениям изгиба выполняется.



4. Предварительный расчёт валов редуктора

Исходные данные для расчета:

вращающий момент на быстроходном валу редуктора Т1,Нм 114,3

вращающий момент на тихоходном валу редуктора Т2,Нм 962

допускаемое напряжение при кручении , МПа 10…25

4.1 Расчёт быстроходного вала

Принимаем допускаемое напряжение =15 МПа

Определим диаметр выходного конца вала:

, (24)

По ГОСТ принимаем

Длина выходного конца вала под шкив ремённой передачи

, (25)

мм, учитывая ширину ремня конструктивно принимаем мм.

Определим диаметр вала под уплотнение крышки с отверстием и правый подшипник

, (26)



где - высота буртика, при диаметре ступени из табл. 7.1 стр. 112t=2,5 мм.

Определим длину ступени вала под правый подшипник и уплотнение крышки подшипника

(27)

.

Определим диаметр вала под червяк

, (28)

где - координата фаски подшипника, при диаметре ступени из таблицы 7.1 стр. 112r=2,5 мм;

принимаем

Длину ступени вала под шестерню определим графически по эскизной компоновке.

Диаметр вала под подшипники:.

По диаметру вала в местах посадки подшипников в соответствии с таблицей 7.2 стр. 115для быстроходного вала червячной передачи предварительно намечаем роликовые конические однорядные подшипникилегкой широкой серии 7508, имеющие следующие размеры: d= 40мм; D1=80 мм; Т=25 мм.

Определим длину ступени вала под правый подшипник :



, (29)

где - толщина маслозащитного кольца,

Размещено на http://www.allbest.ru/

6

Изм	Лист	№ докум.	Подпись	Дата
Выполнил	.			Привод к шнеку-смесителю	Лит.	Лист	Листов
Проверил						у
Н. Контр.
Т. Контр.

Рисунок 2 - Конструкция быстроходного вала червячного редуктора

4.2 Расчёт тихоходного вала

При расчёте тихоходного вала принимаем1=25МПа

Определим диаметр выходного конца вала

мм

По ГОСТ принимаем

Определим длину выходного конца тихоходного вала под полумуфту

, (30)

мм, принимаем мм

Определим диаметр вала под левый подшипник

где - высота буртика, при диаметре ступени t=3,3 мм.

Принимаем стандартное значение диаметра .

Определим длину ступени вала под левый подшипник

, (31)

.

Принимаем

Определяем диаметр вала под червячное колесо:

где - координата фаски подшипника, при диаметре ступени из таблицы 7.1 стр. 112r=3,5 мм.

Принимаем .

Диаметр вала под подшипники:

Длину ступени вала под колесо определим графически по эскизной компоновке.

По диаметру вала в местах посадки подшипников предварительно намечаем роликовые конические однорядные подшипники легкой широкой серии 7515, имеющие размеры: d= 75мм; D1=130 мм; Т=33,5 мм.

Определим длину ступени под правый подшипник:

, (32)

.

Принимаем



Размещено на http://www.allbest.ru/

6

Изм	Лист	№ докум.	Подпись	Дата
Выполнил	.			Привод к шнеку-смесителю	Лит.	Лист	Листов
Проверил						у
Н. Контр.
Т. Контр.

Рисунок 3 - Конструкция тихоходного вала червячного редуктора



5. Конструктивные размеры червяка и колеса

Геометрические параметры проектного расчёта червячной передачи:

для червяка: d1 = 140 мм; da1=160 мм; df1=116 мм; b1 = 220 мм

для колеса: d2 = 400 мм; da2=440 мм; df2=396 мм; b2 = 100 мм

Высчитываем дополнительные геометрические размеры передачи:

диаметр ступицы червячного колеса

(33)

принимаем

толщина обода колеса

, (34)

толщина ступицы червячного колеса

, (35)

толщина диска червячного колеса

(36)

.

Принимаем с=24 мм.

длину ступицы червячного колеса



, (37)

Принимаем

фаски на колесе

, (38)

.



6. Конструктивные размеры корпуса редуктора

Корпус редуктора служит для размещения и координации деталей передачи, защиты их от загрязнения, организации системы смазки, восприятия сил, возникающих в зацеплении редукторной пары, подшипниках, открытой передачи. Наиболее распространённый способ изготовления корпусов - литьё из серого чугуна (СЧ 15). Выбираем конструкцию разъёмного корпуса, состоящего из крышки и основания.

а) Форма корпуса определяется в основном технологическими, эксплуатационными и эстетическими условиями с учётом его прочности и жёсткости. Этим требованиям удовлетворяет корпус:

прямоугольной формы, с гладкими наружными стенками без выступающих конструктивных элементов;

подшипниковые бобышки и ребра внутри;

стяжные болты только по продольной стороне корпуса;

крышки подшипниковых узлов для валов редуктора - врезные;

фундаментные лапы не выступают за габариты корпуса.

Габаритные размеры корпуса определяются размерами расположенной в корпусе редукторной пары и кинематической схемой редуктора. Редукторная пара вписывается в параллелепипед.

Толщина стенок корпуса, стенок крышки и ребер жёсткости. В проектируемом одноступенчатом редукторе толщину стенок крышки и основания корпуса принимаем одинаковыми:

, (39)

Примем

б) Фланцевые соединения предназначены для соединения корпусных деталей редуктора. В корпусе проектируемого червячного редуктора четыре фланца:

фундаментный фланец основания корпуса предназначен для крепления редуктора к фундаментной раме. Опорная поверхность фланца выполнена в виде четырех небольших платиков. Редуктор крепится к раме 4 болтами М16 с шестигранной головкой;

Фланец крышки и основания корпуса соединяет крышку корпуса с основанием по всему контуру разъёма винтами М12с цилиндрической головкой и шестигранным углублением под ключ. На коротких боковых сторонах не соединенных винтами, фланец расположен внутрь корпуса; на длинных продольных сторонах, соединенных винтами фланец располагается: в крышке корпуса - наружу от стенки, в основании -внутрь.

Фланец для крышки смотрового окна предназначен для крепления крышки смотрового люка винтами М6со шлицем под отвёртку. Размеры сторон фланца, количество винтов и расстояние между ними устанавливают конструктивно в зависимости от места расположения окна и размеров крышки; высота фланца 3…5 мм.

Опорные платики (фланцы) служат для прикрепления к корпусу сливных пробок, отдушин, маслоуказателей на крышке и основании корпуса. Размеры сторон платиков должны быть на величину больше размеров опорных поверхностей прикрепляемых деталей. Высота платика -

в) Подшипники быстроходного и тихоходного валов размещаем в подшипниковых бобышках, предназначенных для размещения комплекта деталей подшипникового узла.

Внутренний диаметр подшипниковой бобышки равен диаметру наружного кольца подшипника -, а наружный диаметр:



Dнар=Dвн+3·д, (40)

где -толщина стенки корпуса.

Dнар1=80+3·8=104мм; Dнар1=130+3·8=154мм

г) Детали и элементы корпуса

Смотровой люк служит для контроля сборки и осмотра редуктора при эксплуатации. Для удобства осмотра его располагают на верхней крышке корпуса, что позволяет использовать люк для заливки масла. Смотровой люк делаем прямоугольной максимально возможных размеров. Люк закрывают стальной крышкой толщиной . Для того чтобы внутрь корпуса извне не засасывалась пыль, под крышку ставят уплотняющую прокладку из картона толщиной 1,5 мм. Крышки крепятся к корпусу винтами с полукруглой головкой.

Установочные штифты. Расточку отверстий под подшипники в крышке и основании корпуса производят в сборе. Перед расточкой устанавливают два фиксирующих штифта на возможно большем расстоянии друг от друга для фиксации относительного положения крышки корпуса и основания при последующих сборках. Фиксирующие конические штифты располагаем вертикально. Диаметр штифта

(41)

где - диаметр соединительного винта,

принимаем

Отжимные винты. Уплотняющее покрытие плоскости разъёма склеивает крышку и основание корпуса, для того чтобы обеспечить их разъединение, при разборке применяют отжимные винты, которые ставят в двух противоположных местах крышки корпуса. Диаметр винтов принимаем равным диаметру соединительных винтов.

Для подъёма и транспортировки крышки корпуса и собранного редуктора предусматриваем сквозные отверстия в корпусе.

Отверстия под жезловый маслоуказатель и сливную пробку располагаем рядом на одной стороне основания корпуса в доступных местах.

При установке маслоуказателя и сливной пробки с цилиндрической резьбой обязательно применяют уплотнительные прокладки из паронита или резиновое кольцо.



7. Первый этап эскизной компоновки редуктора

Наметим расположение проекций компоновки в соответствии со схемой привода и наибольшими размерами червяка и червячного колеса. Проведём оси проекций и осевые линии валов на межосевом расстоянии друг от друга.

Вычертим червячную пару в соответствии с геометрическими параметрами проектного расчёта передачи:

для червяка: d1 = 140 мм; da1=160 мм; df1=116 мм; b1 = 220 мм

для колеса: d2 = 400 мм; da2=440 мм; df2=396 мм; b2 = 100 мм

Для предотвращения задевания поверхностей вращающихся колес за внутренние стенки корпуса редуктора контур стенок проводим с зазором . Такой же зазор предусматриваем между подшипниками и контуром стенок. Расстояние y между дном корпуса и поверхностью зацепления принимаем Действительный контур корпуса зависит от его кинематической схемы, размеров деталей передач, системы смазки и т. п., и определяется при разработке конструктивной компоновки.

Вычерчиваем ступени вала на соответствующих осях по размерам , полученным в проектном расчёте валов.

Длина 3-й ступени получается конструктивно, как расстояние между противоположными стенками редуктора.

На 2 и 4 ступенях вычертим подшипники 7508и 7515 по размерам:

7508 - d= 40 мм; D1=80 мм; В1 =25 мм.

7515 - d= 75 мм; D1=130 мм; В1 =33,5 мм.

Контуры подшипников наносим основными линиями, диагонали- тонкими.

Определяем расстояния и между точками приложения реакций подшипников валов. Для роликовых подшипников точка приложения реакции лежит в средней плоскости подшипника:

для быстроходного вала:

, (42)

где - толщина маслозащитного кольца,

для тихоходного вала:

, (43)

где - толщина прижимного кольца и зазора,



8. Подбор и проверка долговечности подшипников

Проводим предварительный выбор подшипников редуктора

В соответствии с таблицей 7.2 стр.115 выбираем тип, серию и схему установки подшипников: для червячной передачи - роликовые конические однорядные подшипники средней серии.

Выбираем типоразмер подшипников по величине диаметра внутреннего кольца, равного диаметру 2-ой и 4-ой ступеней.

Выписываем основные параметры подшипников валов: геометрические размеры и значение грузоподъёмности:

- диаметр внутреннего кольца подшипника;

- диаметр наружного кольца подшипника;

- ширина шарикоподшипников;

- динамическую грузоподъёмность;

- статическую грузоподъёмность.

7508 - d= 40 мм; D1=80 мм; В1 =25 мм.

7515 - d= 75 мм; D1=130 мм; В1 =33,5 мм.

Исходные данные для расчета:

вращающий момент на быстроходном валу редуктора Т1,Нм 114,3

вращающий момент на тихоходном валу редуктора Т2,Нм 962

угловая скорость быстроходного вала щ1, с-140

угловая скорость тихоходного вала щ2, с-14

окружная сила на червяке Ft1, Н 1633

окружная сила на колесе Ft2, Н 4810

радиальная сила червячной передачи Fr1 (Fr2), Н 1751

осевая сила на червяке Fa1, Н 4810

осевая сила на колесе Fa2, Н 1633

консольная сила от открытой передачи Fоп, Н

делительный диаметр червякаd1, мм140

делительный диаметр червячного колесаd2, мм 400

расстояние между точками приложения консольной силы и реакциями ближайшей опоры

расстояние между реакциями опор быстроходного вала lб, мм 396

расстояние между реакциями опор тихоходного вала lТ, мм 185

8.1 Расчёт подшипников быстроходного вала

Нанесём составляющие реакций подшипников:

опора А - опора B -

Определяем составляющие от силы открытой передачи:

?1542 Н

=886,2 Н

Определяем реакции опор от сил, действующих в горизонтальной плоскости

;

;

Проверка:

Определим изгибающие моменты в опасных сечениях вала:

МY1 =МY4= 0

МY2 =

МY3 =

Определяем реакции опор от сил, действующих в вертикальной плоскости

;

;

Проверка:

Определим изгибающие моменты в опасных сечениях вала:

МХ1 = МХ4=0

МХ2 =Fy·lоп =886,2 0,1175= 104,13 Нм

МX3= Fy (lоп+lб/2) - RАY·lб/2= 886,2 ·(0,1175+0,396/2) - 1124 ·0,396/2= 57 Нм

МX3= -RBY·lб/2= 1988,8 · 0,396/2 = 394 Нм

определим крутящий момент на валу

Мz= Ft1 d1/2= 1633 0,14/2 = 114,31 Нм

Построим в масштабе эпюры изгибающих и крутящих моментов.

Fy Fоп RAX RВX



Рисунок 4 - Расчётная схема быстроходного вала редуктора

Определяем суммарные реакции опор и :

(44)

Расчёт эквивалентной нагрузки выполняем для подшипника с большей радиальной нагрузкой -RВ=2362H. Принимаем коэффициенты:

коэффициент радиальной нагрузки -

коэффициент осевой нагрузки -Y=1,575;

коэффициент вращения внутреннего кольца подшипника -

коэффициент безопасности -;

температурный коэффициент (до 100С)-

Определяем эквивалентную динамическую нагрузку:

, (45)

Определяем расчётную динамическую грузоподъемность наиболее нагруженного подшипника

, (46)

где -ресурс редуктора общего применения в часах,

что не удовлетворяет динамической грузоподъёмности подшипника, следовательно, подшипник не пригоден.

Следовательно устанавливаем подшипник средней широкой серии №7608 (d=40 мм, D=90 мм, Т=35,5 мм) у которого .

Определяем эквивалентную динамическую нагрузку:

Определяем расчётную динамическую грузоподъемность подшипника

что удовлетворяет динамической грузоподъёмности подшипника.

Определяем расчётную долговечность подшипника



, (47)

что удовлетворяет ресурсу редуктора.

8.2 Расчёт подшипников тихоходного вала

Нанесём составляющие реакций подшипников:

опора C-опора D-

Определим величину консольной силы от муфты

Определяем реакции опор в горизонтальной плоскости :

;

;

Проверка:

Определим изгибающие моменты в опасных сечениях вала:

МY1 = МY4= 0

МY2 =

МY3 =

Определяем реакции опор от сил, действующих в вертикальной плоскости 

;

;

Проверка:

Определим изгибающие моменты в опасных сечениях вала:

МХ1 = МХ4=МХ3 =0

МХ2 = -RСY ·lT/2=4324,5 · 0,185/2 = 400 Нм

МХ2 = -RСY ·lT/2=400-=73,4Нм

Определяем величину крутящего момента

Мz= Ft2 · d2/2= 4810· 0,4/2 = 962 Нм.

Построим в масштабе эпюры изгибающих и крутящих моментов.

Рисунок 5 - Расчётная схема тихоходного вала редуктора



Определяем суммарные реакции опор и

Расчёт эквивалентной нагрузки выполняем для подшипника с большей радиальной нагрузкой -RD=18589,3H.Принимаем коэффициенты:

коэффициент радиальной нагрузки -

коэффициент осевой нагрузки -Y=1,476;

коэффициент вращения внутреннего кольца подшипника -

коэффициент безопасности -;

температурный коэффициент (до 100С)-

Определяем эквивалентную динамическую нагрузку:

Определяем расчётную динамическую грузоподъемность наиболее нагруженного подшипника

что удовлетворяет динамической грузоподъёмности подшипника.

Определяем расчётную долговечность подшипника

что удовлетворяет ресурсу редуктора.



9. Проверочный расчёт шпоночных соединений

Для соединения вала с деталями, передающими вращение, применяем призматические шпонки со скруглёнными концами, выполненные из стали 45, имеющей предел прочности . В курсовом проекте необходимо рассчитать два шпоночных соединения:

шкив открытой передачи с ведущим валом редуктора;

червячного колеса с ведомым валом редуктора.

Исходные данные для расчета:

момент на быстроходном валу редуктора Т1, Нм 114,3

диаметр быстроходного вала под шкив открытой передачи35

момент на тихоходном валу редуктора Т2, Нм 962

диаметр тихоходного вала под зубчатое цилиндрическое колесо 90

По диаметру ступени вала подбираем стандартные призматические шпонки со скруглёнными концами.

а) Шпоночное соединение шкива ременной передачи с выходным концом быстроходного вала редуктора =35 мм длина ступени вала =50 мм.

Из таблицы К42, выбираем шпонку:

ширина -b=10 мм;

высота -h=8 мм;

глубина паза вала -t1=5 мм;

глубина паза втулки -t2=3,3 мм



Размещено на http://www.allbest.ru/

6

Изм	Лист	№ докум.	Подпись	Дата
Выполнил	.			Привод к шнеку-смесителю	Лит.	Лист	Листов
Проверил						у
Н. Контр.
Т. Контр.

Рисунок 6 - Схема шпоночного соединения

Из стандартного ряда выбираем длину шпонки lШ=40 мм, что на 10 мм меньше длины ступени вала. Рабочая длина шпонок со скруглёнными торцами:

, (48)

Проверяем ступицу шкива на смятие. Для стальной ступицы и при спокойной нагрузке:

, (49)

что удовлетворяет условию прочности.

б) Шпоночное соединение червячного колеса закрытой передачи с тихоходным валом редуктора=90 мм длина ступицы. Выбираем шпонку:

bxh=25x14мм; t1=9мм; t2=5,4мм

Из стандартного ряда выбираем длину шпонкиlШ=80 мм,на 20 мм меньше длины ступицы колеса. Определим рабочую длину шпонки:

Проверяем ступицу колеса на смятие:

что удовлетворяет условию прочности.



10. Проверочный расчёт валов

Реакции опор принятых типоразмеров подшипников

Н Н,

Н Н

Между ступенями с буртиком выбираем переход галтелью.

Определяем нормальные напряжения в опасных сечениях валов

где М - суммарный изгибающий момент сечений, Нм;

- осевой момент сопротивления сечения вала, мм3.

- для быстроходного вала

М2 = Нм.

М3 = Нм.

Определяем осевой момент сопротивления сечения вала

(50)

где - диаметр ступени вала, мм.

мм3

мм3

Рассчитаем касательное напряжение

(51)

где крутящий момент, 114,31Нм

- полярный момент инерции сопротивления сечения вала, мм3.

Определяем полярный момент инерции сопротивления сечения вала, мм3.

, (52)

мм3

мм3

МПа

МПа

Определяем коэффициенты концентрации нормальных и касательных напряжений

, (53)

где коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения;

коэффициент влияния шероховатости;

коэффициент влияния поверхностного упрочнения.

Все коэффициенты определяются табличным путем, при t/r=1 и r/d=0,0625, материал изготовления вала сталь 35.

(54)

где коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения;

коэффициент влияния шероховатости;

коэффициент влияния поверхностного упрочнения.

Все коэффициенты определяются табличным путем.

Определяем пределы выносливости в расчетном сечении вала , МПа

(55)

где предел выносливости при изгибе для стали 35235МПа.

(56)

где предел выносливости при кручении, МПа.

МПа.

Определяем коэффициент запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям

(57)

где - предел выносливости в расчетном сечении вала, МПа

(58)

где предел выносливости при кручении, МПа.



Определяем общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении, S

(59)

где - коэффициент запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям;

- допустимый коэффициент запаса прочности,

условие выполняется.

- для тихоходного вала

М2 = Нм.

М3 = Нм.

Определяем осевой момент сопротивления сечения вала

мм3

мм3

Определяем нормальные напряжения в наиболее опасном сечении вала

Определяем полярный момент инерции сопротивления сечения вала

мм3

мм3

Рассчитаем касательное напряжение

где крутящий момент, 962 Нм

Рассчитаем касательное напряжение

МПа

МПа

Определяем коэффициенты концентрации нормальных и касательных напряжений

, (60)

где коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения;

коэффициент влияния шероховатости;

коэффициент влияния поверхностного упрочнения.

Все коэффициенты определяются табличным путем, при t/r=0,94 и r/d=0,05, материал изготовления вала сталь 35.

Определяем пределы выносливости в расчетном сечении вала

МПа.



Определяем коэффициент запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям

Определяем общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении

условие выполняется.



11. Смазка редуктора и подшипников

Смазывание червячных зацеплений и подшипников применяют в целях защиты от коррозии, снижения коэффициента трения, уменьшения износа, отвода тепла и продуктов износа от трущихся поверхностей, снижения шума и вибрации.

Смазывание червячного зацепления.

а) Способ смазывания. Для червячного редуктора общего назначения приокружной скорости х=1,7 м/с применяем непрерывное смазывание жидким маслом картерным непроточным способом (окунанием).

б) Выбор сорта масла. По расчётному контактному напряжению в зубьях и окружной скорости колес х=1,7 м/с выбираем по таблице 10.29 стр. 255 сорт масла И-Т-Д-220

в) Определение количества масла. Для одноступенчатых редукторов при смазывании окунанием объём масляной ванны определяют из расчёта 0,4…0,8 л масла на 1 кВт передаваемой мощности. При мощности 5,5 кВт объём масляной ванны должен быть 2,2…4,4 л.

г) Определение уровня масла. В редукторах при окунании в масляную ванну колеса уровень погружения червячного колеса в масло должен быть в пределах:

(61)

где - модуль червячной передачи, мм;

- делительный диаметр червячного колеса, мм; то есть

д) Контроль уровня масла. Для контроля уровня масла в корпусе редуктора применяем жезловый маслоуказатель, так как он удобен для осмотра; конструкция его проста и достаточно надёжна.

е) Слив масла. Для слива масла загрязнённого продуктам износа деталей передач в корпусе предусматриваем сливное отверстие, закрываемое пробкой с цилиндрической резьбой M16x1,5.

ж) Отдушины. При длительной работе в связи с нагревом масла и воздуха повышается давление внутри корпуса. Это приводит к просачиванию масла через уплотнения и стыки. Чтобы избежать этого, внутреннюю полость корпуса сообщают с внешней средой путём установки крышки смотрового люка с ручкой отдушиной.

Смазывание подшипников. Смазка подшипников качения ведущего вала осуществляется проникновением масла из масляной ванны редуктора. Для защиты от излишнего количества масла на ведущем валу установлены маслоотбойные кольца. В редукторе для смазывания подшипников ведомого вала применяем пластичные смазочные материалы типа солидол жировой ГОСТ 1033-79.



12. Сборка редуктора

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса тщательно очищают им и покрывают маслостойкой краской. Сборку редуктора производят в соответствии с чертежом общего вида. Начинают сборку с того, что на червячный вал надевают крыльчатки и конические роликовые подшипники, предварительно нагрев их в масле до 80°...100 °С. Собранный червячный вал вставляют в корпус.

При установке червяка, выполненного за одно целое с валом, следует обратить внимание на то, что для прохода червяка его диаметр должен быть меньше диаметра отверстия для подшипников.

В нашем случае диаметр червяка da1=160 мм, а наружный диаметр подшипников 7608 D=90 мм. Поэтому для нормальной сборки устанавливаем стакан.

В начале сборки вала червячного колеса закладывают шпонку и на прессовывают колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку и устанавливают роликовые конические подшипники, нагретые в масле.

Собранный вал укладывают в основании корпуса и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка фланцев спиртовым лаком. Для центровки крышку устанавливают на корпус с помощью двух конических штифтов и затягивают болты. Закладывают в подшипниковые сквозные крышки резиновые манжеты и устанавливают крышки с прокладками.

Для регулировки червячного зацепления необходимо весь комплект вала с червячным колесом смещать в осевом направлении до совпадения средней плоскости колеса с осью червяка. Этого добиваются переносом части прокладок

с одной стороны корпуса на другую. Чтобы при этом сохранялась регулировка подшипников, суммарная толщина набора прокладок должна оставаться без изменения. Ввертывают пробку масло - спускного отверстия с прокладкой и маслоуказатель. Заливают в редуктор масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с отдушиной.

Собранный редуктор обкатывают и испытывают на стенде.



Литература

1. Иванов М. Н., Финогенов В. А. Детали машин: Учебник для машиностроительных специальностей вузов. - М.: Высшая школа, 2016. - 408 с.

2. Фролов М. И. Детали машин, М., Высшая школа, 1990.

3. Чернавский С. А. и др. Курсовое проектирование деталей машин - М.: Машиностроение, 1988. - 208 с.

4. Шейнблит А. Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие. - Калининград: Янтарный сказ, 2017. - 454 с.

5. Анурьев С.П. Справочник технолога машиностроителя- М.: Машиностроение, 1978. -510 с.

Размещено на Allbest.ru