Привод барабана механизма подъёма груза

Размещено на http://www.allbest.ru/

Техническое задание

В данной работе спроектирован привод механизма подъёма груза по следующими исходными данными: окружное усилие на барабане: Ft = 45 кН; скорость ленты: х = 0,45 м/с; диаметр барабана Dб =300 мм; срок службы: L = 11 лет.

Дополнительные исходные данные: место размещения - механический цех; реверсируемый; число смен - двухсменный; класс нагрузки зубчатых передач Н0,63; Продолжительность включения - ПВ = 0,25; конструкция корпуса реду-ктора - литая; масшстаб выпуска изделий серийное - производство.

Привод механизма подъёма груза работает следующим образом:

Крутящий момент передается с вала асинхронного электродвигателя на вал-шестерню первой ступени редуктора. Далее через червячную передачу, включающую в себя нарезанной червяк на валу и червячное колесо, далее через косозубую передачу, включающую в себя косозубую вал - шестерню и косозубое колесо напрессованную на гладкий вал, далее вращающий момент передается на прямозубую передачу, включающую в себя прямозубую шестерню и колесо, шестерня закреплена на гладком валу шлицевым соединением. В свою очередь прямозубое колесо приводит во вращение барабан.

При монтаже соблюдены определенные требования точности положения одной сборочной единицы относительно другой, электродвигателя и редуктора. Для обеспечения этого требования механизмы привода установлены на литых плитах.

1. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ

Общий КПД привода:

	(1.1)

где - КПД червячной передачи; принято [1]; - КПД цилиндрической косозубой передачи; принято [1]; ]; - КПД цилиндрической прямозубой передачи; принято [1]; - КПД муфты; принято [1].

Потребная мощность на выходном валу, кВт:

	(1.2)

где Ft - окружное усилие на барабане, кН; v - скорость ленты, м/c.

Частота вращения выходного вала, об/мин:

электродвигатель редуктор шпонка муфта

	(1.3)

где DБ - диаметр барабана, мм.

Потребная мощность электродвигателя, кВт:

	(1.4)

Назначены ориентировачно передаточные отношения ступеней:

u1 = 16; u2 = 4; u3 = 5.

Общее передаточное отношение привода:

	(1.5)

Потребная частота вращения двигателя, об/мин:

	(1.6)

В соответствии с потребными мощностью и частотой вращения принят электродвигатель АИР180М4:

Pэд = 30,0 кВт,

nэд = 1470 об/мин,

Сэд = 24850 руб,

dэд = 55 мм.

Уточненное передаточное отношение привода:

	(1.7)

Уточненные передаточные отношения:

Принято u2 = 4; u3 = 5.

Уточненное передаточное отношение цепной передачи рассчитано по формуле (1.5):



Мощности на валах рассчитаны по формуле (1.4):

Частоты вращения валов рассчитаны по формуле (1.6):

Вращающие моменты на валах:

	(1.8)

Таблица 1 - Кинематические параметры привода

Наименование	Червячная передача	Цилиндрическая закрытая передача	Цилиндрическая открытая передача
Мощность на ведущем валу, кВт	P1 = PI	28,76	P2 = PII	23,008	P3 = PIII	21,857
Мощность на ведомом валу, кВт	P2 = PII	23,008	P3 = PIII	21,857	P4 =PIV	20,327
Частота вращения ведущего вала, об/мин	n1 = nI	1470	n2 = nII	57,321	n3 = nIII	14,33
Частота вращения ведомого вала, об\мин	n2 = nII	57,321	n3 = nIII	14,33	n4 = nIV	2,866
Момент на ведущем валу, Н•м	T1 = TI	186,842	T2 = TII	3833,261	T3 = TIII	14566,249
Момент на ведомом валу, Н•м	T2 = TII	3833,261	T3 = TIII	14566,249	T4 = TIV	67733,025
Передаточное отношение	u1	25,645	u2	4	u3	5

2. РАСЧЕТ ЦИЛИНДРИЧЕСКИХ ПЕРЕДАЧ

Рисунок 1 - Кинематические схемы цилиндрической косозубой и прямозубой передачи

2.1 Исходные данные

Закрытая цилиндрическая передача

Вид передачи: косозубая цилиндрическая;

Мощность на ведомом валу: P2 = 21,857 кВт;

Частота вращения ведомого вала: n2 = 14,33 об/мин;

Вращающий момент на ведомом валу: T2 = 14566,249кН•м;

Передаточное отношение: u = 4;

Коэффициенты долговечности: КНД1 = КНД2 = 1, КFД1 = КFД2 =1.

Открытая цилиндрическая передача

Вид передачи: прямозубая цилиндрическая;

Мощность на ведомом валу: P2 = 20,327 кВт;

Частота вращения ведомого вала: n2 = 2,866 об/мин;

Вращающий момент на ведомом валу: T2 = 67733,025 кН•м;

Передаточное отношение: u = 5;

Коэффициенты долговечности: КНД1 = КНД2 = 1; КFД1 = КFД2 =1.

2.2 Выбор материала

Таблица 2 ? Материалы зубчатых колес

	Шестерня	Колесо
Материал	Сталь 40Х	Сталь 40Х
Способ термической обработки	Закалка	Улучшение
HB	450	180
HRC	45	18
уF lim, МПа	341	185
уH lim, МПа	800	391

Допускаемое контактное напряжение, МПа:

	(2.1)

где ? предельное контактное напряжение [2]; SH - коэффициент безопасности [2].

Допускаемое изгибное напряжение, МПа:

	(2.2)

где ? предельное изгибное напряжение [2]; SF - коэффициент безопасности [2].

2.3 Алгоритм расчета

Межосевое расстояние, мм:

	(2.3)

где К - коэффициент межосевого расстояния, К = 270 МПа1/2 [1]; шa - коэффициент ширины колеса, шa = 0,25 [1]; KHв - коэффициент концентрации нагрузки, КНв = 1,15 [2]; КНб - коэффициент неравномерности распределения нагрузки ме

жду контактными линиями; КНv - коэффициент динамической нагрузки.

Коэффициенты КНб и КНv определяют в зависимости от окружной скорости колес и степени точности.

Ориентировочное значение окружной скорости колес:

	(2.4)

Модуль зацепления, мм:

	(2.5)

Рассчитанный модуль зацепления округлен до стандартного значения по ГОСТ 9563.

Ширина венца колеса, мм:

	(2.6)

Минимальный угол наклона линии зуба:

	(2.7)

Суммарное число зубьев:

	(2.8)

где в - угол наклона линии зуба, в = 12 [1].

Суммарное число зубьев округляют до ближайшего целого и уточняют угол наклона линии зуба по формуле (2.6), который должен быть больше минимального вmin.

Ширина венца шестерни, мм:

	(2.9)

Ширину венцов колеса и шестерни округляют по ГОСТ 6636.

Число зубьев шестерни:

	(2.10)

Число зубьев колеса:

	(2.11)

Делительные диаметры, мм:

	(2.12)

Диаметры вершин, мм:

	(2.13)

Диаметры впадин, мм:

	(2.14)

Окружная скорость колес, м/с:

	(2.15)

Рабочее контактное напряжение, МПа:

	(2.16)

По контактным напряжениям допускается перегрузка до 3% и недогрузка до 10%.

Окружное усилие, Н:

	(2.17)

Радиальное усилие, Н:

	(2.18)

Осевое усилие, Н:

	(2.19)

Эквивалентные числа зубьев:

	(2.20)

Коэффициенты формы зуба YF определяют по эквивалентным числам зубьев.

Коэффициент наклона зубьев:

	(2.21)

Рабочее изгибное напряжение шестерни, МПа:

	(2.22)

Рабочее изгибное напряжение колеса, МПа:

	(2.23)

Расчет параметров цилиндрических зубчатых передач произведен на ЭВМ в программе APM. Результаты расчета приведены в приложениях 1;2.

3. РАСЧЕТ ЧЕРВЯЧНОЙ ПЕРЕДАЧИ

3.1 Исходные данные

Мощность

Частота вращения

Передаточное число u=25,645;

Ресурс

3.2 Алгоритм расчёта

Число циклов нагружения вала колеса:

N=60, (3.1)

Коэффициент долговечности по контактной выносливости для оловянестых бронз рассчитывается по формулам:

где N-число циклов нагружения.

Коэффициент долговечности по изгибу:

Допускаемое контактное напряжение:

 (3.4)

Допускаемое изгибное напряжение:

(3.5)

Межосевое расстояние определяют исходя из расчета на контактную выносливость:

Модуль зацепления:

где a-делительное межосевое расстояние, которое при стандартных m и q расчитывают из формулы (2.8):

Делительный подъем винтоврй линии:

Делительные диаметры для червяка:

d1=mq, (3.10)

Делительный диаметр колеса:

d2=mz2, (3.11)

Диаметр вершин червяка:

dа1=(q+2x2)m, (3.12)

Диаметр впадин червяка:

df1=m(q-2.4), (3.13)

Диаметры вершин колеса так же изменяются и равны:

dа2=m(z2+2+2x2), (3.14)

Диаметры ввпадин колеса так же изменяются и равны:

df2=m(z2-2,4+2x2), (3.15)

Максимальный диаметр колеса:

Длина нарезной части червяка:

Ширина венца колеса:



Угол обхвата червяка:

Результаты компьютерных расчётов червячной передачи приведены в приложении 3.

4. ОРИЕНТИРОВОЧНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ

Исходные данные: Т1 - Крутящий момент на входном валу, TI = 186,842 Н•м; ТII - крутящий момент на промежуточном валу, TII = 3833,261 Н•м; ТIII - крутящий момент на выходном валу, TIII = 14566,249 Н•м.

Ориентировочный расчет валов служит для назначения диаметров валов из расчета по крутящему моменту и по касательным напряжениям

Диаметр вала d, мм [1]:

,(4.1)

Где Т - крутящий момент на соответствующем валу, Нм; доп - допускаемое контактное напряжение, МПа.

Расчет вала I.

Ведущий вал - вал-шестерня червячно - цилиндрического редуктора проектируется ступенчатым.

Рисунок 2 - Ведущий вал-шестерня

Диаметр хвостовика d1, мм рассчитан по формуле (4.1) при Т1 = 186,842 Нм и доп = 25 МПа[1]:

d1= = 33,6 мм.

Диаметр хвостовика вала электродвигателя АИР180М4 dэд = 55 мм.

Увеличиваем диаметр хвостовика вала редуктора до d1 = 45 мм по рекомендации:

, (4.2)

Диаметр опорного участка принимаем кратным 5 (для посадки подшипника) d2 = 55 мм.

Диаметр головки d3 = 70 мм.

Расчет вала II.

Промежуточный вал проектируется ступенчатым.

Диаметр d1, мм рассчитан по формуле (4.1) при ТII = 3833,261 Нм и доп = 15 МПа [1]:

d== 108,68 мм.

Диаметр d1 округлен по стандартному ряду Ra 40 по ГОСТ 6636-69, принят: d1 = 110 мм.

С учетом вышеупомянутых требований диаметр d2 принят: d2 = 90 мм.

Расчет вала III.

Выходной вал проектируется гладким.

Рисунок 3 - Выходной вал

Шпонка на хвостовике вала в гладкой конструкции препятствует демонтажу подшипника, поэтому шпоночное соединение заменяют шлицевым.

Диаметр d1, мм рассчитан по формуле (4.1) при ТIII = 14566,249 Нм и доп = 15 МПа [1]:

d1== 169,53 мм.

Диаметр d3 округлен по стандартному ряду Ra 40 по ГОСТ 6636-69, принят d1 = 170 мм.

5. ЭСКИЗНАЯ КОМПОНОВКА РЕДУКТОРА

Толщина стенки корпуса редуктора, мм:

	(5.1)

.

Принято д = 15 мм.

Толщина стенки крышки корпуса редуктора, мм:

	(5.2)

Принято = 14 мм.

Расстояние между торцами колес принято Д1 = 7,5 мм[1].

Расстояние от внутренней стенки редуктора до торцов колес принято

2 = 0,8

Д2 = 12 мм.

Расстояние от внутренней стенки редуктора до венца колеса, мм:

	(5.3)

Диаметр ступицы колеса, мм:

	(5.4)

Длина ступицы колеса, мм:

	(5.5)

Расстояние от внутренней стенки корпуса редуктора до торца подшипника принято Д4 = 6 мм.

Назначены конические однорядные подшипники средней серии:

для быстроходного вала: 7311

d = 55 мм, D = 120 мм, B = 29 мм r = 3 мм;

для промежуточного вала: 7311

d = 90 мм, D = 190 мм, B = 43 мм, r = 4 мм;

Назначены шарикоподшипники радиальные однорядные подшипники средней серии:

для тихоходного вала: 134

d = 170 мм, D = 260 мм, B = 42 мм, r = 4 мм;

Длина консоли на быстроходном валу, мм:

	(5.6)

Длина консоли на тихоходном валу, мм:

	(5.7)

Расстояния между линиями действиями сил l1, l2, l3 и реакций опор L определены путем измерения (Рисунок 5.1):

l1 = 146 мм; l2 = 180 мм; l3 = 105,5 мм L1 = 535 мм; L2 = 464,5 мм; L3 = 463,5 мм;

Рисунок 4 - Эскизная компоновка червячно-цилиндрического редуктора.

6. ПРИБЛИЖЕННЫЙ РАСЧЕТ ЧЕРВЯЧНОГО ВАЛА РЕДУКТОРА

6.1 Исходные данные

Диаметр червяка, м: d1 = 0,120 м. Тангенциальная сила, Н: Ft = 3296,392Н.

Радиальные силы, Н: Fr = 5531,668Н. Осевые силы, Н: Fa = 15053,687 Н.

Линия действия сил: Крутящий момент: TII = 186,842 Н•м.

Материал вала: Сталь 40Х. Термообработка: улучшение

6.2 Расчет

Реакции и моменты в плоскости ZOY:

Моменты, создаваемые осевыми силами, Н•м:

	(6.1)

Уравнение моментов сил относительно точки 1:

	(6.2)
	(6.3)

Уравнение моментов сил относительно точки 2:

	(6.4)
	(6.5)

Проверочный расчет выполнен по уравнению проекций:

	(6.6)

Значения моментов Mz:

M1z = 0;

M2z = 0;

	(6.7) (6.8)

Реакции и моменты в плоскости XOY:

Уравнение моментов сил относительно точки 1:

	(6.9)
	(6.0)

Уравнение моментов сил относительно точки 2:

	(6.11)
	(6.12)

Проверочный расчет выполнен по уравнению проекций:

	(6.13)

Значения моментов Mz:

M1x = 0;

M2x = 0;

	(6.14)

Суммарный изгибающий момент, Н•м:

	(6.15)

Приведенный момент, Н•м:

	(6.16)

где б - коэффициент, учитывающий соответствие циклов касательного и нормального напряжений, б = 1 [1].

Диаметр вала в опасном сечении, мм:

	(6.17)

где - допускаемое нормальное напряжение,

Принят диаметр головки вала = 45 мм.

Принят диаметр шейки вала = 55 мм.

Принята конструкция нарезного червяка.

7. ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ

Подбор и расчёт подшипников для вала I

Рисунок 5 - Схема установки подшипников

Радиальные нагрузки на подшипники определяют как результирующие реакции опор:

(7.1)

Исходные данные: посадочный диаметр, d = 55 мм; Радиальные нагрузки на червяке, Fr1 = 4749,266 Н, Fr2 = 4137,925; осевая сила Fa = 15053,687

ресурс привода L = 16000 ч; частота вращения вала n = 1470 об/мин; схема установки подшипников - враспор.

Подшипники рассчитаны прямым подбором.

1) Принят угол контакта = 12°, тогда коэффициент осевого нагружения е = 1,5 tg = 0,319, [2] таблица 2.

2) Осевые составляющие

S1 = 0,83eFr1 = 0,830,3194749,266 = 1257,463 Н;

S2 =0,830,3194137,925 = 1095,598 Н.

3) Результирующие осевые нагрузки [2]:

Fa1 = Fa + S2 = 15053,687+ 1095,598 = 16149,285 Н;

Fa2 = S2 = 1095,598 Н.

4) Отношение для опоры 1: Fa1/Fr1 = 16149,285/ = 3,4 > е; коэффициенты при нагрузках определены из табл. 2 [2]: Х1 = 0,4; Y1 = 0,4 ctg 12? = 2,1; для опоры 2: Fa2/Fr2 = 1095,598 / = 0,264 < е; в соответствии с табл. 2 [2]: Х2 = 1 и Y2 = 0.

5) Приведенные нагрузки при коэффициенте вращения V = 1, динамике изменения внешней нагрузки Кб = 1,2 и температуре подшипникового узла Кт = 0,6 [3]:

Р1 = (X1VFr1 + Y1Fa1)Kб = (0,4 + 2,116149,285) 1,2 = 42975,845 Н;

Р2 = Fr2 Kб = 1,2 = 4965,51 Н.

Расчётным является подшипник 1, так как Р1 > Р2.

6) Эквивалентная загрузка

Где КНЕ - стандартные классы загрузки, КНЕ = 0,63 [3]

7) Динамическая грузоподъёмность

(7.2)

где Р - приведенная нагрузка; р - показатель степени кривой выносливости; принимают р = 3 - для конических подшипников; а - коэффициент надёжности; выбирают по ГОСТ 18875 и по табл. 3 [2] в зависимости от вероятности неразрушения а=1

8) Приняты роликоподшипники конические однорядные повышенной грузоподъёми 7611А d = 55 мм, D = 120 мм, B = 29 мм r = 3 мм; С = 187 кН, С0 = 153 кН [4].

Вывод. Условие С>CП выполнено. Приняты подшипники 7611А.

9) Ресурс выбранного подшипника в более нагруженной опоре 1.

ч > [10000 ч].

Вывод. Ресурс выбранного подшипника превышает заданный ресурс.

Для вала I принимаем однорядные конические роликоподшипники с углом контакта = 12 [2].

Таблица 3 - Характеристики конических однорядных роликоподшипников 7311 ГОСТ 333-79

Размеры, мм	Грузоподъемность, кН
d,	D	T	B	C	r	r1	C	C0
55	120	32	29	25	3	1	187	153

Подбор подшипников для вала II

Схема установки подшипников для вала II принята врастяжку, поскольку на вал II действуют большие силы чем на первом валу. При такой схеме установки величина опорной базы больше чем враспор (вал I ).

Рисунок 6 - Схема установки подшипников

Исходные данные: посадочный диаметр, d = 90 мм; ресурс привода, L = 16000 ч; частота вращения вала n = 57,321 об/мин; схема установки подшипников - врастяжку.

Для вала II принимаем однорядные конические роликоподшипники с углом контакта = 13[2].

По [2] принимаем для обеих опор конические однорядные роликоподшипники средней серии 7318.

Таблица 4 - Характеристики конических однорядных роликоподшипников 7318 ГОСТ 333-79

Размеры, мм	Грузоподъемность, кН
d,	D	T	B	C	r	r1	C	C0
90	190	47	43	36	4	1,5	250,0	201,0

Подбор подшипников для вала III

Исходные данные:

Посадочный диаметр, d = 170 мм; ресурс привода, L = 16000 ч; частота вращения вала n = 14,33 об/мин.

Рисунок 7 - Схема установки подшипников

Для вала III принимаем радиально - упорные шарикоподшипники с углом контакта = 40 [2]. Поскольку при цилиндрическом косозубом зацеплении и больших моментах возникают значительные осевые силы на которые расщитаны радиально - упорные шарикоподшипники.

По [2] принимаем для обеих опор однорядные радиально - упорные шарикоподшипники средней серии 26334К.

Таблица 5 - Характеристики однорядных радиально - упорных шарикоподшипников легкой узкой серии 26334К ГОСТ 831-75

Размеры, мм	Грузоподъемность, кН
d	D	B	Т	R	r1	C	C0
170	360	72		5

8. КОНСТРУИРОВАНИЕ ЭЛЕМЕНТОВ КОРПУСА РЕДУКТОРА

Корпусные детали предназначены для размещения деталей передачи, обеспечения правильного взаимного расположения сопряжённых деталей, восприятия нагрузок, защиты рабочих поверхностей зубчатых колёс и подшипников от загрязнений окружающей среды, размещения масла, защиты его от выброса в окружающую среду, отвода теплоты. Основным критерием работоспособности корпуса является жёсткость.

Корпусные детали состоят из стенок, рёбер, приливов, в том числе платиков и бобышек, фланцев, а также болтов или винтов различного назначения, устройства для контроля, заливки и слива масла и других элементов.

Верх крышки делают горизонтальным, что упрощает обработку платика и позволяет использовать его как монтажную базу. Проушины для строповки отливают вместе с крышкой. Крышку с корпусом соединяют винтами, ввертываемыми в гнёзда, нарезаемые непосредственно в корпусе. Фундаментные болты располагают в выемках корпуса так, чтобы лапы не выступали за габариты корпуса.

Толщину стенки корпуса, отвечающую требованиям технологии литья и необходимой жёсткости конструкции, определил по эмпирической зависимости(5.1):

где Ттх - крутящий момент на тихоходном валу редуктора, Нм.

Толщина стенки крышки корпуса (5.2)

Для соединения корпуса и крышки по всему контуру плоскости разъёма проектируют специальные фланцы. Плоскость разъёма фрезеруют и шлифуют для обеспечения высокого класса шероховатости (Rz = 6,3 мкм), необходимого для точной посадки подшипников в корпус. По этой же причине в разъём прокладки не ставят.

Ширину фланца корпуса и крышки назначают в зависимости от диаметра стяжных винтов, рассчитываемого по эмпирической зависимости:

, (8.1)

где Ттх - крутящий момент на тихоходном валу редуктора, Нм.

Толщина фланцев: hс ? 1,5 dс; (8.2)

1,5 31= 46,5 мм.

Стяжные винты скрепляют корпус и крышку и обеспечивают герметичность внутренней полости и точность установки подшипников. Винты использую с наружной шестигранной головкой.

Ширина фланцев bс складывается из толщины стенки и расстояния от стенки до края фланца Kс. Расстояние от края фланца до оси отверстия Сс = 0,5 Kс. Для болтов с цилиндрической головкой Kс = (2,1...2,2) dc.

;

Стяжные винты располагают на минимальном расстоянии от отверстия под подшипник (3…5 мм). Рекомендуется минимальное расстояние между осями соседних винтов (2…2,5) dc. Винт размещают посередине между отверстиями подшипниковых гнёзд при невозможности размещения двух винтов. Для ввинчивания стяжных винтов внутри литого корпуса проектируют бобышки.

Винты в каждом ряду располагают по одной линии. Крайние винты располагают как можно ближе к углам корпуса. Так же как и два конических штифта диаметром dш = (0,7...0,8) dc =0,7·31=21,7 мм. для центрирования отверстий под стяжные винты при сборке.

Приливы для подшипников объединяют с фланцами. Длина прилива bп складывается из ширины підшипника B, крышки подшипника, компенсирующего кольца и зазоров. Практически их ширина равна ширине фланцев корпуса и крышки bс. Наименьший диаметр прилива подшипникового гнезда для врезных крышек принимают равным Dб = 1,25D + 10 мм, где D - наружный диаметр подшипника. Под приливами наиболее нагруженных подшипниковых гнёзд ставят рёбра жёсткости толщиной 3 = (0,8...1) =0,8·15=12 мм. Предпочтительна постановка двух рёбер под одной опорой. Такой же принимают толщину рёбер крышки.

В верхней части крышки предусматривают люк максимально возможных размеров для заливки масла и осмотра внутренней полости редуктора. Его форму следует принимать прямоугольной. Люк закрывают крышкой. Наиболее простой вариант - стальной лист толщиной 3…4 мм с ручкой-отдушиной.

Крышку люка крепят четырьмя или шестью винтами диаметром dл = 0,5dc =0,5·31=15, располагая их друг от друга на расстоянии (12…15) dл=12·15=180 мм. Под крышкой располагают уплотнительную прокладку ленточной формы из картона или резины. Платик для размещения крышки люка смотрового окна располагают горизонтально. Высота платика f = 0,5 = 0,5·15 = 7,5 мм. Ширину платика принимают bл = (2,3…2,5) dл = 2,3·180 = 414 мм.

Захваты для транспортировки редуктора выполняют в виде ребра с отверстием. Толщину подъёмных рёбер принимают 2 = 2,5 = 2,5·15 = 37,5 мм. Диаметр отверстия dр = 3 = 3·15 = 45мм.

Диаметр фундаментных болтов принимают dф=1,25 dc M12 = 1,25·31 = М39. Я проектировал 4 фундаментных болта. Места крепления корпуса к литой плите выполняют в виде ниш Г, расположенным по углам корпуса. Глубину ниши принимают Кн = 2,4 dф = 2,4·39 = 93,6 мм при расстоянии от края фланца до оси фундаментных болтов Сн = 1,2 dф.=1,2·39 = 46,8 мм.Толщина лапы ниши hф = 1,5· dф = 1,5·39 = 58,5 мм. Высота ниши hн = 2 hф = 2·58,5 = 117 мм. Ширина платика опорной поверхности лапы bфл = Кн + 1,5 = 1,5·15 = 22,5 мм. Платик располагают на расстоянии от днища корпуса f = 0,5 = 0,5·15 = 7,5 мм.

Платики корпусных деталей проектируют также во всех местах контакта: с торцами гаек, шайб, головок винтов, пробок, крышек и установочных плит. Во всех случаях платик должен располагаться над необработанной поверхностью на высоте f = 0,5 = 0,5·15 = 7,5 мм.

Смазку колёс в редукторе осуществляют окунанием. Масло заливают через отверстие люка. Для контроля уровня масла используют различные устройства. Наиболее простым и надёжным является жезловый маслоуказатель (щуп) с рисками верхнего и нижнего уровня.

Загрязнённое масло периодически сливают через отверстие с резьбой. Отверстие закрывают пробкой М20 с прокладкой из паронита или маслостойкой резины толщиной 2 мм. Под пробку проектируют платик. Нижний уровень маслосливного отверстия проектируют ниже уровня днища, которое выполнено с уклоном 2?.

Уклоны других элементов (бобышки, рёбра и др.) принимял 1:5 (11?30?). Внутренние радиусы сопряжений отдельных элементов отливок принимают R = 3…5 (до 8) мм, наружные радиусы R1 = R + .

9. ПОДБОР И ПРОВЕРКА ШПОНОК

Рисунок 8 - Расчётная схема шпоночного соединения

Шпоночные соединения применены при соединении с валами:

вал I - соединение с электродвигателем;

вал II - червячное колесо;

Размеры призматических шпонок: ширина b, высота h, глубина паза вала t1, ступицы t2 выбираются в зависимости от диаметра вала d. Длина шпонки принимается из стандартного ряда на 5…10 мм меньше длины ступицы [1].

Шпонки выбраны из [2].

Выбранные шпонки проверены на смятие [1]:

, (9.1)

гдесм доп - допускаемое напряжение смятия, МПа; Т - крутящий момент на данному валу, Нмм; d - диаметр вала, мм; lр - расчетная длина шпонки, мм; t2 - глубина паза втулки, мм; см доп = 200 МПа - допускаемое напряжение смятия [2].

Результаты расчета на смятие и основные параметры шпонок приведены в таблице 6.

Таблица 6 - Основные параметры шпонок

Номер вала	Размеры, мм	см, МПа
	Диаметр вала d	Сечение шпонки Bxh	Глубина паза вала t1	Глубина паза втулки t2	Длина шпонки l
I	45	14х9	5,5	3,8	35	62,4
II	110	28х16	10	6,4	155	70,25

Из таблицы 6 видно, что условие прочности (8.1) выполняется.

Окончательно принимаются шпонки:

Вал I:

Для хвостовика вала - Шпонка 14х9х35 ГОСТ 23360-78.

Вал II:

Для червячного колеса - Шпонка 28х16х155 ГОСТ 23360-78.

10. РАСЧЕТ ШЛИЦЕВОГО СОЕДИНЕНИЯ

Рисунок 9 - Расчётная схема шлицевого соединения

Для тихоходного вала выбраны прямобочные шлицы средней серии по ГОСТ 1139-80:

z = 16; d = 155 мм; D = 170 мм; b = 350 мм.

Проверку шлицевых соединений выполняют на смятие и на износ рабочих граней шлицов:

, (10.1)

где T - расчетный крутящий момент, T= 14566,24 Н · м; SF - удельный суммарный статический момент площади рабочих поверхностей соединения относительно оси вала, SF = 2246 мм3/мм; l - рабочая длина соединения, l=288 мм; [усм] - допустимое напряжение смятия, [усм] = 70 МПа; [уизн] - допустимое напряжение на износ, [уизн]=20 МПа.



Условие (10.1) выполняется, следовательно, шлицевое соединение выбрано правильно, прочность достаточна.

11. РАСЧЕТ ПРЕССОВОГО СОЕДИНЕНИЯ

Рисунок 10 - Расчетная схема прессового соединения

Исходные данные:

Диаметр вала: d = 170 мм;

Крутящий момент: Т = 14566,249 Н

Длина ступицы колеса: L = 204 мм;

Внутренний диаметр вала: ;

Осевая сила: Н;

Диаметр ступицы колеса: мм.

Расчет

Для обеспечения прессового соединения сборка производится при нагревании колеса и напрессовывания его на вал.

	(11.1)

где коэффициент Пуассона, = 0,3.

	(11.2)

Необходимый натяг рассчитывается по формуле:

	(11.3)

где f - коэффициент трения, f = 0,1; E - модуль упругости, E = 21,5•104 МПа; К ? коэффициент запаса по сцеплению, К = 1,5.

Исходя из необходимого натяга, была выбрана посадка:

12. ВЫБОР МУФТЫ

Рисунок 11 - Муфта упругая втулочно-пальцевая

Диаметр вала электродвигателя: dэд = 55 мм;

Крутящий момент: Т = 186,842 Н .

По исходным данным была подобрана муфта МУВП 710-56-2 ГОСТ 21424-75.

Диаметр расположения центров отверстий: D0 = 80 мм;

Длина муфты: L = 170 мм;

Длина рабочей поверхности втулки: lв=60 мм;

Диаметр пальца: dп = 20 мм;

Диаметр вала: d = 55 мм;

Число пальцев: z = 4 мм;

Диаметр муфты: D = 190 мм.

Проверка муфты производится по давлению:

	(12.1)

Муфта выдержит необходимые нагрузки.

13. ВЫБОР СМАЗКИ

Основное назначение смазывания - уменьшение силы трения, снижение скорости изнашивания и отвод тепла от места контакта. Тип смазки выбираем по требуемой вязкости, зависящей от контактного напряжения и окружной скорости колес.

Требуемая вязкость масла [2]:

,(136)

гдет - потребная вязкость масла для тихоходной ступени, т = 40 мм2/с; б - потребная вязкость масла для быстроходной ступени, б = 60 мм2/с.

.

Принято масло индустриальное И-50 с вязкостью = 47 - 55 мм2/с.

Подшипники смазываются за счет масляного тумана. Для контролирования уровня масла в редукторе предусмотрен щуп. Масло заливается через люк, одновременно служащий для контроля сборки зацепления и его состояние в период эксплуатации. Сливается масло через сливное отверстие, закрываемое пробкой.

14. УТОЧНЁННЫЙ РАСЧЁТ ВАЛА ЧЕРЯКА

14.1 Исходные данные

Крутящий момент Т=186,842 Н· м; Диаметр головки d1 = 45 мм. Диаметр шейки d2 = 55 мм; d3 = 70 мм. Осевое усилие Fa1 = 15053,687 Н; Расстояние между линиями действия сил: L = 535 мм. Длина нарезной части червяка b = 236.406 мм; ширина подшипника качения B = 29 мм. Шероховатость поверхности Ra = 25мкм. Материал вала - сталь 40Х, термообработка улучшение. Работа реверсивная.

14.2 Алгоритм решения

Приняты расчетные сечения А-А, Б-Б, В-В. Их расстояние до опоры lA-A = 50 мм, lБ-Б = 183 мм, lВ-В = 267,5 мм.

Изгибающие моменты в расчетных сечениях

. (14.1)

Изгибающие моменты в сечении Б-Б и В-В определены по линейной интерполяции в зависимости от расстояния до сечения А-А. Моменты в направлении Z: М3Z' = 197,024 Н·мм; M4Z = 53,831 Н·мм;

Изгибающий момент в сечении Б-Б:

. (14.2)

Моменты в направлении X: М3X' = 301,618 Н·мм; M4X = 82,409 Н·мм;

Изгибающий момент в сечении Б-Б:

. (14.3)

. (14.4)

По аналогичной методике рассчитываются изгибающие моменты в других сечениях: ;

Параметры сечений.

Площади:

. (14.5)

. (14.6)

(14.7)

Моменты сопротивления

. (14.8)

. (14.9)

 (14.10)

Полярные моменты сопротивления

. (14.11)

. (14.12)

(14.13)

Характеристики материала вала: МПа, МПа, ,

Амплитудные и средние напряжения в сечении А-А.

. (14.14)

. (14.15)

Пульсирующий цикл изменения касательных напряжений; при этом

. (88)

Коэффициенты запаса выносливости по нормальным и касательным напряжениям определяют по формулам

; (89)

, (90)

где -1 и -1 - пределы выносливости материала, МПа; К и Кф - эффективные коэффициенты концентрации напряжений; принимают в зависимости от вида концентратора напряжений [2]; и ф - масштабные коэффициенты [2]; в - коэффициент состояния поверхности [2]; a и a - амплитудные напряжения циклов, МПа; m и m - средние напряжения циклов, МПа; и - коэффициенты, учитывающие чувствительность материала к асимметрии цикла.

Характеристики материала вала: -1 = 410 МПа, -1 = 240 МПа, = 0,1; = 0,05. Коэффициент из [2]: в = 0,9.А-А: К / = 2,5,; Кф /ф =2,3; Б-Б: К / = 4,; Кф /ф =3,4; В-В: К / = 3,3,; Кф/ф = 2.

Полный коэффициент запаса:

(91)



15. ПОРЯДОК РАЗБОРКИ И СБОРКИ РЕДУКТОРА

Откручивается сливная пробка сливается масло, откручиваются крышки подшипников, откручиваются болты соединяющие верхнюю часть корпуса с нижней, вынимаются валы в сборе с зубчатыми колесами и подшипниками, с помощью съемника выпресовываются подшипники и зубчатые колеса и звездочка, вытаскиваются шпонки. Сборка редуктора производится в обратном порядке.

Размещено на Allbest.ru