Размещено на http://www.allbest.ru/

КУРСОВАЯ РАБОТА

на тему: «Электропривод лебедки»

Содержание

1. Задание на курсовой проект

2. Кинематический и силовой расчёт привода

2.1 Выбор электродвигателя

2.2 Передаточное отношение привода и его передач

2.3 Частоты вращения, угловые скорости, мощности и моменты на валах

3. Расчёт червячной передачи редуктора

3.1 Материалы и допускаемые напряжения

3.2 Расчёт геометрических параметров передачи

3.3 Проверочный расчёт зубьев передачи

4. Расчёт цепной передачи

5. Конструктивные размеры корпуса редуктора

6. Расчёт шпоночных соединений

7. Проверка долговечности подшипников

8. Уточнённый расчёт валов

9. Тепловой расчёт редуктора

9.1 Смазка редуктора

9.2 Сборка редуктора

Литература

1. Задание на курсовой проект

По зданию 6 и варианту 7 для схемы привода лебёдки изображённой на рисунке 1, решить следующие задачи:

- выбрать асинхронный электродвигатель;

- вычислит скорость вращения, мощность и крутящий момент для каждого из валов привода;

- рассчитать червячную передачу редуктора;

- рассчитать цепную передачу;

Крутящий момент Т₄ и чистота вращения n₄ для выходного вала равны соответственно 300 Нм и 14 об/мин.

Расчётный срок службы привода 20000 часов.

Кратковременные перегрузки соответствуют максимальному пусковому моменту выбранного электродвигателя.

Рисунок 1.1 - Схема привода: 1,2,3.4 - соответственно вал электродвигателя, быстроходный, выходной вал привода, тихоходный; 5 - муфта компенсирующая; 6 - колесо червячное; 7 - корпус редуктора; 8 - рама привода; 9,10 - звездочки цепной передачи; 11 - цепная передача; 12 - барабан лебёдки.

2. Кинематический и силовой расчет привода.

2.1 Выбор электродвигателя

Требуемая мощность электродвигателя

Р_тр = Т₄*₄ /,(2.1)

где Т₄ - крутящий момент на ведомой звездочке, Н*м;

₄ - угловая скорость ведомой звездочке, рад/с;

- КПД привода.

₄= * n₄/30,

= _м * _ч * _ц * ²_п,(2.2)

где _м, _ч, _ц, _п - соответственно КПД цепной ,червячной передач, муфты и пары подшипников качения.

Руководствуясь рекомендациями /1, с. 40/ принимаем _м=0.99 , _ч=0.82, _ц=0.95, _п=0.99.

После подстановки численных значений параметров в формулы

(2.1) и (2.2) получим КПД привода

= 0.99 * 0.82 * 0.95 * 0.99² = 0.756,

угловую скорость

₄ =3.14*14/30=1,47 рад/с.

и требуемую мощность электродвигателя

Р_тр = 300*1,47/0.756 = 0.58 кВт.

С учетом требуемой мощности Р_тр = 0.58 кВт рассмотрим возможность выбора асинхронных двигателей серии 4А с номинальными мощностями Р_н = 0.55 кВт и Р_н = 0,75 кВт /3, с. 390/. Для первого перегрузка составляет (0.58 - 0.55) * 100% 0.55 = 5,45% при допускаемой перегрузке 5%. Для второго недогрузка составляет 22,6% при допускаемой недогрузке 20%, поэтому выбираем двигатель с номинальной мощностью 0,75 кВт.

Для двигателей с мощностью указаны следующие номинальные частоты вращения n_н:

силовой расчет электродвигатель червячная передача

,

где n_с - синхронная частота вращения;

S - скольжение, %.

n_с=3000;1500;1000;750 об/мин.

Для ориентировки в выборе двигателя по частоте вращения оценим передаточное отношение привода i_ср, вычисленное по, примерно, средним значениям рекомендуемых передаточных отношений отдельных передач. Возьмем /1, с. 40/ эти значения для червячной и цепной соответственно 18 и 4 . После перемножения получим в результате

I_ср = 18 *4 = 72.

При таком передаточном отношении привода потребуется двигатель с частотой вращения

n = i_ср * n₄ = 72* 14 = 1008 об/мин.

Окончательно выбираем /3, с. 390/ ближайший по частоте вращения асинхронный электродвигатель марки 4А80А6У3 со следующими параметрами:

- номинальная мощность Р_н = 0,75 кВт;

- номинальная частота вращения n_н = 916 об/мин;

- отношение пускового момента к номинальному Т_п/Т_н = 2.

2.2 Передаточные отношения привода и отдельных его передач

Общее передаточное отношение привода при частоте вращения входного вала привода n₁ = n_н

I_общ = n₁/n₄ = n_н/n₄, (2.3)

Где n₄ - частота вращения выходного вала привода /см. раздел 1, рисунок 1.1/.

Расчет по формуле (2.3) дает i_общ = 916/14 = 65,4. Примем /1, с. 40; 3, с.5/ передаточное соотношения для цепной передачи i_ц = 4.51; Тогда на долю червячной передачи остается передаточное отношение

I_ч = i_общ/i_ц = 65,4/4,51 = 14,5.

Проверка i_общ 4,51*14,5=65,4 убеждает в правильности вычислений.

2.3 Частоты вращения, угловые скорости, мощности и моменты на валах привода

Частоты вращения валов:

n₁ = n_н = 916 об/мин;

n₂ = n₁ = 916 об/мин;

n₃ = n₂/i_ч = 916/14,5=63,17 об/мин;

n₄ = n₃/i_ц =63,17/4,51=14,007 об/мин.

Угловые скорости валов:

₁ = n₁30 = 3,14 * 916/30 = 95,9 рад/с;

₂ = ₁= 95,9 рад/с;

₃ = ₂/i_ч = 95,9/14,5=6,6 рад/с;

₄ = ₃/i_ц = 6,6/4,51 =1,463 рад/с.

Мощности на валах привода:

Р₁ = Р_тр = 0,58 кВт;

Р₂ = Р₁ * _м * _п = 0,58*0,99*0,99 = 0,57 кВт;

Р₃ = Р₂ * _ч * = 0,57*0.82 = 0,47 кВт;

Р₄ = Р₃ * _ц*_п =0,47*0.95*0.99 = 0,44 кВт.

Моменты на валах привода:

Т₁ = Р₁/₁ = 0,58*10³/95,9=6,04 Н*м;

Т₂ = Р₂/₂ = 0,57*10³/95,9=5,94 Н*м;

Т₃ = Р₃/₃ = 0,47*10³/6,6=69,69 Н*м;

Т₄ = Р₄/₄ = 0,44*10³/1,463 = 300,75 Н*м.

Максимальный момент при перегрузке на первом валу (на валу двигателя) Т_1max = 2Т_н .

Номинальный момент двигателя, соответствующий его номинальной мощности Р_н = 0,75 кВт, равен Т_н = Р_н/₁ = 0,75*10³/95,9=7,82 Н*м. Отсюда Т_1мах = 2 Т_н = 2*7,82=15,64 Н*м.

Очевидно, при кратковременных перегрузках максимальные моменты на всех остальных валах будут превышать моменты, рассчитанные при передаче заданной мощности /см. п. 2.3.4/, в Т_1мах/Т₁ = 15,64/6,04=2,6 раза.

Исходя из этого соображения, получаем:

Т_1мах = T₁*2,6 = 6,04*2,6= 15,70 Н*м;

Т_2мах = Т₂*2,6 = 5,94 *2,6= 15,4 Н*м;

Т_3мах = Т₃*2,6 = 69,69*2,6= 181,19 Н*м;

Т_4мах = Т₄*2,6 = 294,5*2,6= 765,70 Н*м.

Результаты расчетов, выполненных в подразделе 2.3, сведены в табл. 2.1

Таблица 2.1- Частоты вращения, угловые скорости, мощности и моменты на валах привода

№ вала по рис. 1.1	n, об/мин	, рад/с	Р, кВт	Т, Н*м	Тmax, Н*м
1	916	95,9	0,58	6,04	15,70
2	916	95,9	0,57	5,94	15,44
3	63,17	6,6	0,47	69,69	181,19
4	14,007	1,463	0,44	300,75	765,70

3. Расчёт червячной передачи редуктора

3.1 Материалы и допускаемые напряжения

Выбираем материалы червяка и венца червячного колёса Принимаем для червяка сталь 45 с закалкой до твёрдости не менее HRC 45. Для венца червячного колеса принимаем бронзу БрА10Ж4Н4Л ( отливка в песчаную форму) с пределом текучести у_т = 275 МПа /3,с.66/

Допускаемое контактное напряжение при длительной эксплуатации зависит от скорости скольжения. Предварительно принимаем скорость скольжения в зацеплении х_s = 8 м/с. Тогда допускаемое контактное напряжение из условия стойкости против заедания по /3,с.68/: [у_н ] = 152 Н/мм².

Допускаемое контактное напряжение при перегрузках дл без оловянных бронз зависят от предела текучести [у_н ]_max = 2* у_т

При пределе текучести колеса у_т = 275 МПа:

[у_н ]_max = 2 • 275 = 550 МПа.

Допускаемое контактное напряжение /3,с.66/: [у_F-1] = K_FL * [у_F-1]

где K_FL- коэффициент долговечности, при длительной эксплуатации равный K_FL = 0,543 /3,с.67/

[у_F-1] ^?= 98 МПа /3,с.66/

[у_F-1] = 0,543 *98 = 53,214 МПа

Допускаемое напряжение изгиба при перегрузках для бронз также зависят от предела текучести

[у_F ]_max = 0,8 ? у_т = 0,8 • 275 = 220 МПа.

3.2 Расчёт геометрических параметров передачи

В зависимости от передаточного числа U = i_ч = 14,5 принимаем:

Число витков червяка Z₂ = 4 /3,с.55/

Число зубьев червячного колеса Z₃ = U • Z₂ = 14,5*4=58

Момент на колесе Т₃ = 69,69*10³ Н*м

В зависимости от момента примем коэффициент диаметра червяка q = 10 /3,с.60/

Предварительно примем коэффициент нагрузки K = 1,2

Межосевое расстояние /3,с.62/:

.

Модуль /3,с.61/

.

Принимаем соответствующие стандартным значения /3,c.56/: m = 2,5мм; q =10

Уточним межосевое расстояние при значениях m и q:

б_w = 0,5 • m • (q + Z₃) = 0,5 *2,5*(10+58)=85 мм.

Основные размеры червяка /3,c.56,57/:

- делительный диаметр:

d₂ = q • m = 10•2,5 = 25 мм

- диаметр вершин:

d_б2 = d₂ + 2 • m = 25 + 2 • 2,5 = 30 мм

- диаметр впадин витков:

d_f2 = d₂ - 2,4 • m = 25 - 2,4 • 2,5 = 19 мм

- длина нарезанной части при Z₂ = 4:

b₂ ? (12,5 + 0,09 • Z₃) • m + 25 = (12,5 + 0,09 • 58) • 2,5+ 25 = 69,3 мм;

- делительный угол подъёма витка при Z₂ = 4 и q = 10: г = 21?48? 25??/3,с.57/

Основные размеры червячного колеса /3,c.58/:

- делительный диаметр:

d₃ = Z₃*m = 58*2,5 = 145 мм

- диаметр вершин зубьев:

d_б3 = d₃ + 2*m = 145 + 2*2,5 =150 мм

- диаметр впадин зубьев:

d_f3 = d₃ - 2,4 • m = 145 - 2,4 * 2,5 = 139 мм

- наибольший диаметр:

- ширина венца при Z₂ = 4:

b₃ ? 0,67 * d_б2 = 0,67 * 30 = 20,1 мм; принимаем b₃ = 20 мм;

Окружная скорость червяка /3,c.59/

Скорость скольжения /3,c.59/

.

При этой скорости V_s = 1,29 м/с по /3,c.68/ допускаемое контактное напряжение равно [у_н ] = 192 МПа.

Отклонение ; к тому же межосевое расстояние по расчету было получено а_W =84,7 мм, а после выравнивания m и q по стандарту было увеличено до а_W =85 мм, т.е. на 0,9 %, и пересчет а_W делать не надо, необходимо лишь проверить . Для этого уточняем КПД редуктора.

При скорости = 2,596 м/с приведенный коэффициент трения для безоловянной бронзы и шлифованного червяка /3,c.59/ и приведенный угол трения 1⁰40^I.

КПД редуктора с учетом потерь в опорах, потерь на разбрызгивание и перемешивание масла

Принимаем 9-ю степень точности передачи по /3,c.65/.

3.3 Проверочный расчёт зубьев передачи

Расчётное контактное напряжение

где К_н - коэффициент нагрузки /3,c.64/ К_н = К_в • Kv

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

где и - коэффициент деформации червяка, при Z₂ = 4 и q = 10, и = 70 /3,c.64/

х - вспомогательный коэффициент при незначительных колебаниях нагрузки

х = 0,6 /3,c.65/

K_v - коэффициент динамичности нагрузки, при V_s = 1,29 м/с и 7-й точности K_v = 1,0

Тогда коэффициент нагрузки К_н = 1,22 • 1,0 = 1,22

Расчётное контактное напряжение равно:

что больше допустимого [у_н] = 192 МПа; перегрузка составляет 0,8 %, при допустимой перегрузке 5 %.

Расчётное контактное напряжение при перегрузках моментом

Т_3max = 181,19 H * м равно:

что меньше допустимого [у_н] = 550 МПа.

Напряжение изгиба зубьев

где Y_F - коэффициент формы зуба, зависящий от эквивалентного числа зубьев.

При эквивалентном числе зубьев:

коэффициент формы зуба: Y_F = 2,12 /3,c.63/

Напряжения изгиба:

Что меньше допустимого [у_F-1]' = 53,214 МПа

Напряжение изгиба зубьев при перегрузке моментом Т_3max =181,19 H•м:

Что меньше допустимого [у_F-1]'_max = 220 МПа

Таблица 3.1 -Основные геометрические параметры передачи.

	Червяк	Колесо
Модуль	2,5
Межосевое расстояние; aW ; мм	85
Делительный диаметр d2; d3; мм	25	145
Диаметр вершин зубьев da2; da3;мм	30	150
Диаметр впадин витков, зубьев df2; df3 ; мм	19	139
Длинна нарезное части червяка d2; мм	69,3	-
Наибольший диаметр колеса dam3 ;мм	-	152,5
Число витков червяка, зубьев колеса z2; z3	4	58
Ширина венца b3;мм	-	20

4. Расчёт цепной передачи

Выбираем приводную роликовую двухрядную цепь

Для расчета приняты следующие исходные данные:

-вращающий момент на валу ведущей звездочки Т₃=69,69•10³ Н•мм;

-частота вращения ведущей звездочки n₃=63,17 об/мин;

-передаточное число передачи i_цепн= 4,51

Число зубьев ведущей звездочки Z₃=31-2* i_цепн=31-2*4,51=22

Число зубьев ведомой звездочки Z₄= Z₃* i_цепн=22*4,51=99 .

Определяем шаг цепи

Расчетный коэффициент нагрузки:

К_э= k_{д *}k_a* k_н* k_{p *}k_cм* k_n=1,25*1*1*1,25*1,4*1,25=2,73 ,

Где k_д=1,25-динамический коэффициент при кратковременных нагрузках;k_a =1- учитывает влияние межосевого расстояния (k_a=1 при a_ц=40t); k_н=1-учитывает влияние угла наклона линии центров k_p=1,25 при периодическом регулировании натяжения цепи;k_cм=1,4 при периодической смазке; k_n учитывает продолжительность работы в сутки, при двухсменной работе k_n=1,25.Для определения шага цепи надо знать допускаемое давление [p] в шарнирах цепи. В табл. 7.18 /3, с.150/ допускаемое давление [p] задано в зависимости от частоты вращения ведущей звездочки и шага t. Поэтому для расчета величиной [p] следует задаваться ориентировочно. Ведущая звездочка имеет частоту вращения n₃= 63,17 об/мин. Среднее значение допускаемого давления [p] = 30 МПа.

Шаг двухрядной цепи .

Выбираем цепь 2ПР15.87572000 по ГОСТ 13568-75, имеющую t=15.875 мм; разрушающую нагрузку Q=45.4 кН; массу q=1.9 кг/м; А_оп=140 мм².

Скорость цепи

Окружная сила

Давление в шарнире проверяем по формуле

.

Уточняем допускаемое давление: [p]=30*[1+0,01*(22-17)] = 31,5 МПа.

Условие р<[p] выполнено.

Определяем число звеньев цепи по формуле :

где ==40;; = 12,26;

Тогда L_t= 2*40+0,5*121+(12,26²/40)=144,26;

Округляем до четного 144.

Уточняем межосевое расстояние цепной передачи по формуле

Для свободного провисания цепи предусматриваем возможность уменьшения на 0,4%, т.е. на 632.85*0,004=2.5 мм. межосевого расстояния.

Определяем диаметры делительных окружностей звездочек

; .

Определяем диаметры наружных окружностей звездочек

,

где d₁=11,91 мм - диаметр ролика данной цепи;

;

.

Силы, действующие на цепь:

окружная F_tц= 1270.27 Н - определена выше;

центробежная .

от провисания

где К_f=1,4 при угле наклона цепи 45⁰.

Расчетная нагрузка на валы F_в = F_tц + 2F_f = 1270.27 + 2*30.42 = 1331.11 Н.

Проверяем коэффициент запаса прочности цепи

Это больше, чем нормативный коэффициент запаса [s]~7,3;следовательно, условие s>[s] выполнено.

5. Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщина стенок корпуса и крышки:

д = 0,04 • а_w + 2 = 0,04 • 148 + 2 = 9,92 мм

примнимаем д=10,0 мм. а_w=145(см.раздел 3,2)

Толщина верхнего пояса корпуса и пояса крышки:

в = 1,5 • д = 1,5 ? 10 = 12 мм.

Толщина нижнего пояса корпуса:

р = 2,35 • д = 2,35 ? 10 =23,5 мм.

Диаметры болтов:

Фундаментных d₁ = (0,03…0,036) • а_w +12 = (0,03…0,036) • 148 +12 = 16,35…17,22 мм

Принимаем болты с резьбой М16.

Крепящих крышку к корпусу у подшипников:

d₂ = (0,7…0,75) • d₁ = (0,7…0,75) • 16 = 10,2…12 мм

Принимаем болты с резьбой М10.

Соединяющих крышку с корпусом:

d₃ = (0,5…0,6) • d₁ = (0,5…0,6) • 16 = 8…9,6 мм

Принимаем болты с резьбой М10.

6. Расчёт шпоночных соединений

Для всех валов назначаем шпонки призматические по ГОСТ 23360-78 скруглёнными торцами. Материал шпонок - сталь 45 по ГОСТ 1050-88 нормализованная.

Условие прочности соединения по напряжениям смятия [3,c.169]

(7.1)

где Т - момент, передаваемый валом, Н м

d - диаметр вала, мм

h - высота шпонки, мм

t₁ - глубина паза вала, мм

l - длина шпонки, мм

b - ширина шпонки, мм

[у_см] - допускаемое напряжение смятия, МПа ; [у_см ]=70 МПа [3 с.170]

Необходимую длину l вычислим по преобразованной формуле (7.1):

Рисунок 7.1 - Иллюстрация параметров шпоночного соединения

На ведущем вале шпоночное соединение расположено на диаметре d = 22 мм, для которого b * h = 6*6 мм, t₁ = 3,5 мм. Длина шпонки при моменте Т₂ = 8,41 Н•м на валу:

Округляем для стандартной величины и принимаем шпонку l₂ = 12 мм [3,c.169].

На выходе ведомого вала шпоночное соединение расположено на диаметре d = 30 мм, для которого b * h = 8 * 7 мм, а размер паза t₁ = 4 мм. Длина шпонки при моменте Т₃ = 76,53 Н•м на валу:

Округляем для стандартного значения и принимаем шпонку l₃ = 32 мм [3,c.169].

Шпоночное соединение, расположенное под колесом на диаметре d =46 мм, для которого b * h = 14 * 9 мм, а размер паза t₁ = 5,5 мм. Длина шпонки при моменте Т₃ = 76,53 Н•м на валу:

Принимаем: l₃ = 28 мм [3,c.169].

7. Проверка долговечности подшипников

Силы в зацеплении

Окружная сила на колесе, равная осевой силе на червяке:

F_t2 = F_a1 = 2 • T₂ / d₂ = 2 • 76,53 • 10³ / 245 = 624,73 H

Окружная сила на червяке, равная осевой на колесе:

F_t1 = F_a2 = 2 • T₁ / d₁ = 2 • 8,41 • 10³ / 50 = 336,4 H

Радиальная сила на червяке и на колесе:

F_r1 = F_r2 = F_t2 • tg б = 624,73 • 0,364 = 227,38 H

Подшипники ведущего вала

При отсутствии специальных требований червяк должен иметь правое направление витков.

Схема нагружения вала представлена на рис. 8.1

Силы, действующие на вал: F_t1 = 336,4 Н; F_a1 = 624,73 Н; F_r1 = 227,38 Н.

Расстояния между опорами и точками приложения сил: l₁ = 110 мм.

Силы реакций опор:

В плоскости XZ: R_x1 = R_x2 = F_t1 / 2 = 336,4 / 2 =168,2 H

В плоскости YZ:

Проверка: R_у1 +R_у2 F_r1 = 140,62 +59,83 227,38 = 0

Суммарные реакции:

Осевые составляющие радиальных реакций шариковых радиально-упорных подшипников 36206 [2,с.399] при параметре осевого напряжения е = 0,68 [2,с.212]

S₁ = e • Р_r1 = 0,68 • 219,24 = 149,08 H

S₂ = e • Р_r2 = 0,68 • 178,52 = 121,39 H

Осевые нагрузки подшипников при S₁ > S₂

Р_а1=F_a > S₁ S₂;тогда Р_a1 = S₂ = 121,39 H; Р_a2 = S₂ + F_a = 121,39+624,73 = 746,12 H.

Рассмотрим правый подшипник (опора 1):

Отношение Р_a1 / Р₁ = 121,39 / 219,24 = 0,55 <0,68 (е), осевую нагрузку не учитываем. Эквивалентная нагрузка на подшипник [2,с.212]

Р_э1 = Р₁ • V • K_д • К_т

где V - коэффициент, при вращении внутреннего кольца V = 1

K_д - коэффициент безопасности, при перегрузках до 150% K_д =

К_т - температурный коэффициент, приняв что t ? 100?C K_т = 1

Р_э1 = 1010,2 • 1 • 1,4 • 1 = 1,41 кН.

Рассмотрим левый подшипник (опора 2)

Отношение Р_a2 / Р₂ = 746,12 / 178,52 = 4,17 >0,73 (е), осевую нагрузку учитываем. Эквивалентная нагрузка на подшипник [2,с.212] при коэффициентах X = 0,41 [2,с.213] и Y = 1,44 [2,с.213]

Р_э2 = (X • Р₂ • V + Y • Р_a2) • K_д • К_т = (0,41 • 178,52 • 1 + 1,44 • 746,12) • 1,4 • 1 = 1,61 кН

Долговечность определяем по более нагруженному подшипнику, т.е. по опоре 2.

Расчётная долговечность подшипника 36206 [2,с.211] при С = 38

Расчётная долговечность в часах при n₁ = 920 об/мин [2,с.211]

часов.

что больше минимально допускаемой долговечности 10000 часов.

Подшипники ведомого вала

Схема нагружения вала представлена на рис.8.2

Силы, действующие на вал: F_t2 = 624,73 Н, F_a2 =336,4 Н, F_r2 = 227,58 Н, F_б = 2637,58 Н.

Расстояния между опорами и точками приложения сил: l₂ = 80 мм, l₃ = 100 мм

Силы реакций опор:

В плоскости XZ

= 2637,58*0,707=1864,7 Н

Н

Проверка:

R_x3 - F_t2 - F_бх + R_x4 = 853,07 624,73 1864,7 + 3342,5 = 0

В плоскости YZ

Проверка:

R_у3 + F_r2 + R_у4 -F_by = 1005,8+227,38+1823,151864,7 = 0

Суммарные реакции:

Осевые составляющие радиальных реакций шариковых радиально-упорных конических роликоподшипников 36208 [2,с.402] при параметре осевого напряжения е = 0,41 [2,с.212]

S₃ = 0,83*е*Р_r3 =0,83*0,41*1318,85 = 448,8 Н

S₄ =0,83*е*Р_{r 4} =0,83*0,41*3807,39= 1295,65 Н

Осевые нагрузки подшипников [2,с.217] при S₃ < S₄

F_a4 > S₄ - S₃ ; Р_a4 = S₄ = 1295,65 H, Р_a3 = S₄ + F_a2 = 1295,65 + 336,4 = 1632,05 H

Рассмотрим левый подшипник (опора 4)

Отношение Р_a4 / Р₄ = 1295,65 / 3807,39 = 0,34 < е, поэтому осевую нагрузку не учитываем

Эквивалентная нагрузка на подшипник.

Р_э4 = Р₄ • V • K_д • К_т

где V - коэффициент, при вращении внутреннего кольца V = 1

K_д - коэффициент безопасности, при перегрузках до 150% K_д =

К_т - температурный коэффициент, приняв что t ? 100?C K_т = 1

Р_э4 = 3807,39 • 1 • 1,4 • 1 =5,3 кН.

Рассмотрим правый подшипник (опора 3)

Отношение Р_a3 / Р₃ = 1632,05 / 1318,85 = 1,24 > е, осевую нагрузку учитываем. Эквивалентная нагрузка на подшипник [2,с.212] при коэффициентах X = 0,4 [2,с.212] и Y = 1,49 [2,с.212]

Р_э3 = (X • Р₃ • V + Y • Р_a3) • K_д • К_т = (0,4 • 1318,85 • 1 + 1,49 • 1632,058 ) • 1,4 • 1 = 4,14 кН

Долговечность определяем по более нагруженному подшипнику, т.е. по опоре 3.

Расчётная долговечность в млн. об. подшипника 36208 при С = 38,0 [2,с.402]

Расчётная долговечность в часах при n₂ = 74,92 об/мин

ч

что больше минимально допускаемой долговечности 10000 часов.

8. Уточнённый расчёт валов

Расчёт ведущего вала

В сечении А-А концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночного паза. Размеры паза при диаметре вала d = 22 мм. b = 6 мм, t₁ =3,5 мм [2,с.169].

Крутящий момент Т₁ = 8,41 Н • м.

Момент сопротивления кручению [2,с.165]:

Амплитуды касательных напряжений:

Среднее напряжение цикла касательных напряжений ф_m = ф_v = 2,18 МПа

Коэффициент напряжений при у_в = 570 МПа, К_ф = 1,5 [2,с.165]

Пределы выносливости:

Масштабный фактор для углеродистой стали при диаметре d = 22 мм, е _ф = 0,82 [2,с.166]

Коэффициент ш_у = 0,05 и ш_ф = 0,1 возьмём по рекомендации [3,с.271], [2,с.166] для углеродистых сталей.

Коэффициенты запаса прочности по касательным напряжениям равный общему коэффициенту у_-1 запаса при чистом кручении.

что больше минимально допускаемого [S] ? 2,5 [2,с.162]

Проведём расчёт на жёсткость, для чего проверим стрелу прогиба червяка.

Приведённый момент инерции поперечного сечения червяка.

Стрела прогиба:

где E - модуль упругости, Н/мм², для сталей Е = 2,1 • 10⁵ Н/мм²

Допускаемый прогиб:

[F] = (0,005…0,01) • m = (0,005…0,01) • 5 = 0,025…0,05 мм

Жёсткость обеспечена т.к.

F = 0,00012 мм < [F]_min = 0,025 мм

Расчёт ведомого вала

В сечении А-А концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночного паза. Размеры паза при диаметре вала d =30 мм. b = 8 мм, t₁ = 4,0 мм.

Крутящий момент Т₂ = 76,53 Н • м. Изгибающий момент при х = 0,06 м

М_изг = F_b* х = 2637,58 • 0,06 = 158,25 Н • м

Моменты сопротивления кручению и изгибу

Амплитуды касательных и нормальных напряжений:

Среднее напряжение циклов у_m = 0, ф_m = ф_v = 7,75 МПа

Коэффициенты концентрации напряжений и масштабные факторы: К_ф = 1,5; К_у = 1,6;

е_у = 0,79; е_ф = 0,675. Коэффициент ш_у = 0,05 и ш_ф = 0,1.

Коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:

Результирующий коэффициент запаса прочности:

В сечении Б-Б концентрацию напряжений вызывает подшипник.

Диаметр вала d = 40 мм. Изгибающий момент М_изг = 223,7 Н • м

Моменты сопротивления изгибу и кручению:

Амплитуды нормальных и касательных напряжений:

Средние напряжения циклов у_m = 0, ф_m = ф_v = 4,2 МПа

Коэффициенты концентрации напряжений и масштабные факторы:

К_у / е_у = 3,5; К_ф / е_ф = 2,5

Коэффициенты ш_у = 0,05 и ш_ф = 0,1.

Коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:

Результирующий коэффициент запаса прочности:

9. Тепловой расчёт редуктора

Условие работы редуктора без перерыва при продолжительной работе

где Р₄ - мощность на червяке. Р₄ = 0,81 кВт;

з - КПД редуктора, з = 0,74

К_t - коэффициент теплопередачи К_t = 17 Вт/м² • с /3, с.382/

А - площадь теплоотводящей поверхности, м²

[?t] - допускаемый перепад температур, при нижнем червяке [?t] = 60?С

Для проектируемого редуктора площадь теплоотводящей поверхности А = ? 1 м².

В этом значении учитывалась площадь днища, т.к. обеспечивается хорошая циркуляция воздуха около днища.

Тогда

9.1 Смазка редуктора

Смазывание зубчатого зацепления и подшипников будет проводиться разбрызгиванием жидкого масла. При контактных напряжениях у_к = 176 МПа и скорости скольжения V_s = 2,596 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть приблизительно равна 20 • 10^-6 м²/с . [3,с.253]. Выбираем масло авиационное МК-22 ГОСТ 20799-75.

9.2 Сборка редуктора

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку редуктора начинают с того, что на червячный вал редуктора напрессовывают подшипники, предварительно нагретые в масле до температуры 80 - 100?С. Затем вал устанавливают в корпус редуктора с помощью стакана.

В шпоночную канавку колеса устанавливают шпонку и напрессовывают колесо до упора в бурт вала; затем устанавливают дистанционное кольцо и напрессовывается подшипники. Вал устанавливается в корпус редуктора, после чего устанавливается крышка редуктора, центруется штифтами и закрепляется болтами.

В сквозные крышки подшипников закладывают резиновые манжеты, устанавливают кольца упорные ведущего вала и крышки с прокладками, закрепляем болтами. Регулируется червячное зацепление и радиально-упорные подшипники с помощью металлических прокладок.

Ввёртывается сливная пробка и масло указатель. В редуктор заливают масло и устанавливают отдушину. Собранный редуктор обкатывают и испытывают на стенде.

Литература

1. Жингаровский А.Н., Суровцев Е.Л., Кейн Е.И. Задания на курсовое проектирование по деталям машин: Методические указания. - Ухта: УГТУ,2001. - 40 с., ил.

2. Шейнблит А.Е, Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие. Изд-е 2-е, перераб. и дополн.- Калининград: Янтар. сказ, 2002. - 454 с.: ил., черт. - Б.ц.

3. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для Учащихся машиностроительных специальностей техникумов /С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И. М. Чернин и др. - 2-е изд., перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 1988. - 416 с.: ил.

4. Жингаровский А.Н., Кеин Е.И ,Суровцев Е.Л Задание на курсовое проектирование по деталям машин: Методические указания.-Ухта:УГТУ,2001.-40с.,ил.

3. Жингаровский А.Н., Кеин Е.И., Проектирование деталей машин. Часть 1. Пояснительная записка: учеб. Пособие. 2-е издание-Ухта: УГТУ, 2001.-104., ил. Машиностроение, 1988. - 416 с.: ил.

4. Курсовое проектирование деталей машин: учебное пособие для учащихся Машиностроительных специальностей техникумов / С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин и др. 2-е изд., перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 1988. - 416 с., ил.

5. Иванов М.Н. Детали машин: Учеб. Для студентов втузов /Под ред. В.А. Финогенова.-6-е изд., перераб.-М.: Высш.шк.,2000.-383с. : ил.

6. Шеинблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие Изд-е 2-е, перераб. и дополн.- Калининград : Янтар. Сказ ,2002.-454с.:ил.,черт.-Б.ц.

Размещено на Allbest.ru