Привод пластинчастого транспортёра

Размещено на http://www.allbest.ru/

10

Министерство образования и науки Украины

Восточноукраинский национальный университет им. В.И. Даля

Северодонецкий технологический институт

Кафедра ОТД

РАСЧЕТНО-ГРАФИЧЕСКАЯ РАБОТА №1

По дисциплине «Детали машин»

Тема: Привод пластинчастого транспортёра

Выполнил

Шатров А.В

ст.гр. ОХП-27аД

Проверила

Кравцова Э.М

Аннотация

В ходе выполнения данного курсового проекта рассчитывается двух ступенчатый червячно-цилиндрический редуктор.

Расчет ведется по следующим исходным данным:

окружная сила

окружная скорость барабана

диаметр барабана

время работы

Входе выполнения курсового проекта подбирается электродвигатель, выполняется кинематический расчет привода, расчет тихоходной цилиндрической передачи редуктора, расчет быстроходной червячной передачи редуктора, предварительный расчет валов, конструктивный расчет червячного и зубчатых колес, конструктивный расчет размеров корпуса и крышек редуктора, первый этап компоновки редуктора, второй этап расчета валов, проверочный расчет подшипников на долговечность, второй этап компоновки редуктора, проверка прочности шпоночных соединений, уточненный расчет валов, выбор смазки, сборка редуктора, выбор муфты и проверочный расчет.

Введение

Машины предназначены для облегчения или замены физического и умственного труда человека и повышения его производительности. Оснащение отраслей народного хозяйства современными машинами свидетельствует об их уровне научно-технического прогресса.

Основными требованиями, предъявляемыми к машинам, являются работоспособность, надежность, технологичность и экономичность.

При конструировании и изготовлении машин должен строго соблюдаться Государственные стандарты (ГОСТы).

Основными направлениями развития отечественного машиностроения являются: увеличение мощности и производительности машин, быстроходности и равномерности хода, повышение коэффициента полезного действия, автоматизация рабочих циклов машин, точность работы машин, стандартизация и взаимозаменяемость деталей и узлов, удобство и безопасность обслуживания, компактность.

Аналитический обзор

Редуктором называют механизм, выполненный в виде отдельного агрегата, служащий для понижения угловой скорости и соответственно повышения крутящих моментов.

Редуктор - неотъемлемая составная часть современного оборудования. В приводах общемашиностроительного назначения, разрабатываемых при курсовом проектировании, редуктор является основным и наиболее трудоемким узлом.

Приведем краткую характеристику основных типов редукторов, применяемых в приводах:

1. Одноступенчатые цилиндрические редукторы обычно выпускаются в интервале передаточных чисел u = 2...6, 3, в основном с косозубым зацеплением, при больших межосевых расстояниях - с шевронными колесами. Прямозубые передачи применяются редко. Выбор схемы расположения осей валов (горизонтальной или вертикальной) определяется условиями компоновки привода.

2. Одноступенчатые конические редукторы служат для передачи крутящего момента между пересекающимися осями, обычно под углом 90°. Конические колеса в изготовлении менее технологичны, чем цилиндрические. Зацепление выполняется в основном с круговыми зубьями со средним углом наклона линии зуба 35°. Передаточное число редуктора с прямозубыми колесами u < 4, с круговыми зубьями - u < 5.

3. Цилиндрические двухступенчатые редукторы развернутой схемы применяются обычно в интервале передаточных чисел u = 8...40 Простота конструкции обусловила широкое их применение в промышленности. Несимметричное расположение колес относительно опор вызывает концентрацию нагрузки по длине зуба, поэтому такие редукторы требуют жестких валов.

4. Цилиндрические двухступенчатые редукторы с раздвоенной быстроходной ступенью характеризуются симметричным расположением колес тихоходной передачи. Для обеспечения равномерной нагрузки обеих зубчатых пар быстроходной ступени их выполняют косозубыми с противоположным направлением зубьев. При этом наименее нагруженные быстроходный и промежуточный валы устанавливают на роликовых цилиндрических опорах с безбортовым наружным кольцом для обеспечения осевого перемещения.

К недостаткам редуктора относятся технологические требования, связанные с обеспечением одинакового углового положения шпоночных пазов относительно зубьев раздвоенного колеса, симметричного расположения зубьев раздвоенной шестерни в окружном направлении.

Редукторы имеют ограниченное применение и используются в тяжело нагруженных приводах.

5. Соосные редукторы характеризуются малыми габаритами по длине и симметричным расположением зубчатых колес относительно опор быстроходного и тихоходного валов. Они удобны при компоновке привода.

Недостатки соосных редукторов: недогруженность быстроходного вала, большие габариты в направлении геометрических осей, большая длина промежуточного вала.

6. Коническо-цилиндрический редуктор предназначен для передачи движения между пересекающимися осями валов. Интервал передаточных чисел: при прямозубых конических колесах u = 22, при конических круговых зубьях - до 31,5. Для конических передач характерны меньшая нагрузочная способность и высокая стоимость изготовления; чувствительность к ошибкам монтажа; концентрация нагрузки по длине зуба, обусловленная консольным расположением шестерни относительно опор.

При монтаже шестерни между опорами вала неравномерность нагрузки предупреждается, но при этом усложняется конструкция редуктора.

7. Червячный редуктор с цилиндрическим червяком применяется для передачи движения между перекрещивающимися осями валов. Различают три компоновочные схемы червячных редукторов: с нижним, верхним и боковым расположением червяка.

Если окружная скорость 4...6 м/с, принимают нижнее расположение червяка, обеспечивающее лучшие условия смазки зацепления и подшипников. При больших скоростях возрастают потери на размешивание смазки, поэтому рекомендуется верхнее расположение червяка. В этом случае ухудшаются условия смазки, особенно при запуске редуктора.

Червячные редукторы с боковым расположением червяка применяются в тех случаях, когда это оправдано условиями компоновки (приводы подвесных конвейеров, всевозможных поворотных устройств и т. п.).

Схема М.11 Привод пластинчастого транспортера

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет двигателя

1.1 Мощность на выходном валу привода:

1.2 Коэффициент полезного действия привода:

Принимаю к.п.д. [1, с.6, табл.1]:

цепной передачи

зубчатой цилиндрической передачи

одной пары подшипников

муфты

червячной передачи с двухзаходным червяком

1.3 Требуемая мощность электродвигателя

1.4 Выбираю согласно условию трехфазный асинхронный короткозамкнутый электродвигатель серии 4А112M4УЗ основного исполнения по ГОСТ 19523-81, у которого:

1.5 Передаточное число привода:

1.6 Разбиваю передаточное число по ступеням в соответствии с рекомендациями.

Принимаем (стандартное значение по ГОСТ 2144)

1.7 Отклонение передаточного числа от заданного:

, число допустимо.

1.8 Угловые скорости вращения всех валов электродвигателя

вала электродвигателя

быстроходного вала редуктора

промежуточного вала редуктора

тихоходного вала редуктора

вала транспортера

1.9 Мощность на валах:

на валу электродвигателя

на быстроходном валу редуктора

на промежуточном валу редуктора

на тихоходном валу редуктора

на валу транспортера

1.10 Вращающие моменты на валаха:

на валу электродвигателя

на быстроходном валу редуктора

на промежуточном валу редуктора

на тихоходном валу редуктора

на валу транспортера

2. Расчет червячной передачи редуктора

Быстроходная ступень

Исходные данные:

Вращающий момент на колесе

Угловая скорость колеса

Передаточное число

Время работы передачи

2.1 Выбор материала червяка и колеса

Так как передача длительно работающая, принимаем для червяка сталь 40 с термообработкой, вариант - улучшение и закалка ТВЧ, HRC 45…50. Витки шлифованы и полированы.

Для выбора материала колеса определим ориентировочную скорость скольжения

Для колеса выбираем согласно [2,с.5,табл.3] бронзу ОЦС 6-6-3, отливка в металлическую форму.

Механические характеристики

2.2 Допускаемые напряжения

Выбранная бронза относится к материалам 1 группы.

Допускаемое контактное напряжение:

где - коэффициент долговечности.

Общее число циклов перемены напряжений N:

Тогда

Коэффициент CV интенсивности износа зубьев принимаем в зависимости от скорости скольжения, и он равен СV = 0,915.

Исходное допускаемое контактное напряжение (при >HRC 45)

Определяем допускаемое контактное напряжение:

Допускаемое напряжение изгиба:

где - коэффициент долговечности.

где N - общее число циклов перемены напряжений, .

Исходное допускаемое напряжение изгиба:

Определяем допускаемое напряжение изгиба:

2.3 Межосевое расстояние

Полученное расчетом межосевое расстояние для передачи стандартного редуктора переводим в мм и округляем в большую сторону до стандартного значения.

Принимаем

2.4 Подбор основных параметров передачи.

Число витков червяка зависит от передаточного числа Uчер :

Число зубьев колеса:

Модуль передачи:

Модуль передачи принимаем согласно [2,с.7,табл.4] стандартам.

Коэффициент диаметра червяка:

Минимальное значение :

Принимаем согласно [3,c.7,табл.4]

Коэффициент смещения:

Окончательно имеем такие значения параметров передачи:

Фактическое передаточное число:

Отклонение от заданного:

2.5 Геометрические размеры червяка и колеса

Делительный диаметр червяка:

Диаметр вершин витков:

Диаметр впаден:

Длинна нарезной части червяка при числе витков :

Так как витки шлифуются, то окончательно

Принимаю .

Диаметр делительной окружности:

Диаметр окружности вершин зубьев:

Наибольший диаметр колеса:

Ширина венца:

, при

Диаметр окружности впадин зубьев:

2.6 Проверочный расчет

Согласно [2,с.9,табл.5] для и угол .

Угловая скорость червяка:

Окружная скорость на червяке:

Скорость скольжения:

Коэффициент .

Допускаемое контактное напряжение:

Окружная скорость на колесе:

Расчетное напряжение:

,

где - коэффициент нагрузки, при .

,

что меньше допускаемого .

2.7 к.п.д. передачи.

Согласно [3,с.10,табл.6] угол трения .

2.8 Силы в зацеплении

Окружная сила на колесе и осевая на червяке:



Окружная сила на червяке и осевая на колесе:

Радиальная сила:

где для стандартного угла равно .

2.9 Проверка зубьев колеса на напряжение изгиба.

Эквивалентное число зубьев:

Принимаю

Согласно [2,с.11,табл.7] коэффициент

Окружная скорость на колесе:

Тогда коэффициент нагрузки (при ).

Расчетное напряжение изгиба:

,

то меньше .

2.10 Тепловой расчет

Мощность на червяке

Поверхность охлаждения корпуса cогласно [2,с.11,табл.8]. Коэффициент теплоотдачи (большие значения - при хороших условиях охлаждения). Примем предположительно, что отвод теплоты будет происходить без исскуственного охлаждения. Тогда температура масла:

является допустимой так, как

3. Расчет цилиндрической зубчатой передачи редуктора

Тихоходная ступень

Исходные данные:

Вращающий момент на колесе

Угловая скорость колеса

Передаточное число

Время работы передачи

3.1 Выбор материала для зубчатых колес

Выбираю согласно [3,с.9,табл.1] для изготовления колеса сталь 45 с термообработкой улучшения и твердостью активных поверхностей зубьев HB 269...302; шестерни - сталь 40Х с термообработкой улучшения и закалкой ТВЧ, и твердостью поверхности HRC 45...50 (II группа материалов).

3.2 Расчет допустимых напряжений

Допустимые контактные напряжения и напряжения изгиба определяю отдельно для колеса и шестерни в зависимости от материалов и их термообработки с учетом времени работы передачи.

где коэффициент долговечности при расчете на контактную прочность

коэффициент долговечности при расчете на изгиб

Число циклов перемены напряжений , соответствующий пределу выносливости, определяю по графику [3,с,8,рис.5] в зависимости от средней твердости HBср и HRCср.

3.3 Средняя твердость материалов:

колеса

шестерни

3.4 Число циклов перемены напряжений:

колеса

шестерни

- для всех сталей.

3.5 Действительное число циклов перемены напряжений

3.6 Число циклов перемены напряжений за время работы передачи:

для колеса

для шестерни

пластинчатый транспортер привод вал редуктор

3.7 Коэффициент долговечности

для колеса

;

для шестерни

;

, так как >, >.

3.8 Согласно [3, с.9, табл.1] допускаемые напряжения:

для колеса

для шестерни

(принимаем что ).

С учетом времени работы контактные напряжения и напряжения изгиба в зубьях:

колеса

шестерни

Предельные значения допускаемых напряжений:

для колеса

шестерни

Для цилиндрических прямозубых колес в расчетную формулу межосевого расстояния вместо подставляю меньшее из двух значений и , то есть равно .

3.9 Проектировочный расчет

Межосевое расстояние передачи:

где коэффициент концентрации при постоянной нагрузке предварительно принимаю .

Для прямозубых колес .

При расчете принимаю режим нагрузки:

III - средний нормальный,

Коэффициент межосевого расстояния принимается в зависимости от расположения колес относительно опор (для прямозубых колес).

Полученное межосевое расстояние округляю в большую сторону до стандартного значения и принимаю .

Определяю предварительно основные параметры колеса.

Делительный диаметр:

Ширина:

Ширину колеса округляю в большую сторону до стандартного значения и принимаю .

Модуль передачи:

Для прямозубых передач .

Стандартное значение модуля .

Суммарное число зубьев:

Округляю значение в меньшую сторону до целого числа.

Число зубьев шестерни и колеса:

Шестерни

Принимаю

Колеса

При этом фактическое передаточное число:

Отклонение от подобного:

Диаметр зубчатых колес, делительный диаметр:

Диаметры окружностей вершин и впадин:

Силы в зацеплении:

Окружная

Радиальна

- стандартного угла.

3.10 Проверочный расчет на контактную прочность и напряжение изгиба.

Зубья колес проверяю на изгиб согласно условию:

колеса

шестерни

где - коэффициент зависящий от угла наклона зубьев, для прямозубых колес

Окружная скорость колеса:

Этой скорости соответствует степень точности [3,с.13,табл.6] - 8 степень точности.

Коэффициент концентрации нагрузки для колес, которые прирабатываются во время работы, .

- коэффициент динамической нагрузки принимаю согласно [3,с.14,табл.8] в зависимости от окружной скорости колеса, степень точности зацепления и твердости зубьев колеса, .

Коэффициент формы зубьев нахожу по числу зубьев шестерни и , согласно [с.15,табл.9].

;

;

Условие прочности зубьев на изгиб выполняется.

Проверяю зубья на контактную прочность:

,

где - для прямозубых колес.

- принимаю согласно [3,с.16,табл.10], .

Для III среднего режима нагрузки при коэффициенте нагрузки определяю коэффициент нагрузки:

Начальный коэффициент концентрации нагрузки принимаю в зависимости от схемы передачи и коэффициента согласно [3,с.9,табл.9]:

При 8 степени точности , коэффициент .

Условие прочности выполняется.

4. Проектировочный расчет валов редуктора

Проектировочный расчет валов выполняю на кручение по пониженному допускаемому напряжению , с учетом деформации изгиба и концентрации напряжения.

4.1 Быстроходный вал

Ориентировочный диаметр входного конца вала - червяка:

,

где - крутящий момент, возникающий в расчетном сечении вала, .

- допускаемое напряжение на кручение, принимаю .

Диаметр входного конца вала согласуется с диаметром электродвигателя, при этом должно выдерживаться соотношение:

где - диаметр вала электродвигателя, принимаю .

Принимаю .

Ориентировочное значение диаметра вала в месте установки подшипника [4,с.8].

,

где - глубина шпоночного паза в ступице, принимаю .

Принимаю

С целью унификации на обе шейки вала обычно устанавливают подшипники одного типоразмера, несмотря на то, что требуемая работоспособность для них различна. Длина шеек назначают равной ширине устанавливаемого подшипника.

Диаметр участка вала под буртик для подшипника:

,

где - координата фаски, .

Принимаю .

4.2 Промежуточный вал

Промежуточные валы не имеют выходных концов, поэтому определяю диаметр вала под колесо при .

Принимаю .

Диаметр вала под подшипник:

,

Диаметр участка вала под буртик для подшипника:

где - координата фаски, .

,

Принимаю .

Диаметр вала под шестерню:

Если диаметр впадин зубьев шестерни:

то шестерня выполняется насадной,

где - модуль цилиндрической зубчатой передачи , .

,

Диаметр буртика под колесо:

,

,

Принимаю .



4.3 Тихоходный вал

Тихоходный вал рассчитываю так же, как и быстроходный вал.

Диаметр выходного конца вала определяю по:

Принимаю .

Принимаю .

Определяю диаметр вала в месте установки подшипника:

,

Принимаю .

Диаметр участка вала под буртик для подшипника:

Принимаю



5. Конструктивные размеры червячного и зубчатых колес [2,с.18]

5.1 Быстроходная ступень.

Вал червяка выполнен, его размеры:

,

,

,

.

Червячное колесо составное. Диск из стали СТ-5. Обод изготовлен из бронзы ОЦС 6-6-3.

Конструктивные размеры:

,

,

,

,

.

Диаметр ступицы колеса:

,

Принимаю .

Длина ступицы колеса:

,

Так как , то принимаю .

Толщина диска:

,

Толщина обода колеса:

,

Диаметр винта:

,

Принимаю .

Длина винта:

,

Принимаю .

5.2 Тихоходная ступень

Шестерню выполняю насадной, её размеры:

,

,

.

Ширина шестерни:

,

Принимаю .

Колесо кованое, его размеры:

,

,

,

.

Диаметр ступицы колеса:

,

Принимаю .

Длина ступицы колеса:

,

Так как , то принимаю .

Толщина обода колеса:

,

Принимаю .

Толщина диска:

,

Диаметр центровой окружности:

где - внутренний диаметр обода.

,

,

,

.

6. Конструктивные размеры корпуса редуктора

6.1 Толщина стенки корпуса редуктора:

где - межосевое расстояние червячной передачи, .

6.2 Толщина стенки крышки редуктора, но не менее :

,

Принимаю .

6.3 Толщина верхнего фланца корпуса:

,

Принимаю .

6.4 Толщина нижнего фланца корпуса:

,

Принимаю .

6.5 Толщина фланца крышки редуктора

,

Принимаю .

6.6 Диаметр фундаментных болтов:

,

где - межосевое расстояние тихоходной ступени.

Принимаю с резьбой М20.

6.7 Число фундаментных болтов:

,

где и - длина и ширина основания корпуса. Во всех случаях .

6.8 Диаметр болтов, стягивающих корпус и крышку у бобышек:

,

Принимаю с резьбой М14.

6.9 Диаметр болтов, стягивающих фланцы корпуса и крышки:

Принимаю стандартный болт с резьбой М10.

6.10 Ширина опорной поверхности нижнего фланца корпуса:

,

6.11 Толщина ребер корпуса:

,

Принимаю .

6.12 Минимальный зазор между колесом и корпусом:

,

6.13 Координата стяжного болта у бобышки:

,

Принимаю .

7. Первый этап компоновки редуктора

7.1 Компоновку редуктора выполняю в два этапа. Первый этап служит для приближенного определения положения червяка, зубчатого и червячного колес относительно опор для последующего определения опорных реакций и подбора подшипников

Компоновка червячно-цилиндрического редуктора обычно начинается с подбора подшипников червяка (первая проекция) и оформления соответствующих подшипниковых узлов. Предварительно эти подшипники выбирают легкой серии с внутренним диаметром, примерно равным диаметру впадин червяка.

Расстояние между опорами первоначально принимаю согласно рекомендаций

где - диаметр делительной окружности червячного колеса.

Принимаю

Червячное колесо устанавливаю на двух радиально - упорных шарикоподшипниках (вторая проекция), поставленных враспор.

Провожу две параллельные линии на расстоянии (межосевое расстояние тихоходной ступени редуктора). Проведенные линии - осевые линии промежуточного и тихоходного валов редуктора.

Вычерчиваю упрощенно червячное колесо, шестерню и колесо тихоходной ступени редуктора в виде прямоугольников; шестерню выполняю насадной.

7.2 Очерчиваю внутреннюю стенку корпуса

Расстояние от внутренней стенки корпуса редуктора до торца вращающейся детали (шестерни):

где - толщина стенки корпуса.

Принимаю .

Наибольший зазор между внутренней стенкой крышки редуктора и колесом (зубчатым, червячным):

,

Расстояние от торца подшипника качения до внутренней стенки редуктора:

Принимаю .

Расстояние между вращающимися колесами смежных ступеней:

,

Принимаю .

Расстояние между червячным колесом и тихоходным валом:

,

Принимаю .

Расстояние от окружностей выступов наибольшего зубчатого колеса до внутренней поверхности днища:



где - модуль тихоходной передачи.

Принимаю .

В червячно-цилиндрическом редукторе размер согласовываю с и окончательно принимаю тот размер, который обеспечивает большую высоту от оси червяка до внутренней поверхности днища редуктора:

где - внутренний диаметр подшипника вала червяка.

Принимаю .

Окончательно принимаю

Расстояние между подшипниками вала червяка определяю с учетом рекомендаций.

Длина консольного участка вала под ступицу вращающейся детали. Выбираю по длине полумуфты:

Расстояние от торца подшипника вала червяка до крышки:

Расстояние между корпусом внутренней опоры червяка и торца колеса второй ступени (тихоходной ступени) определяется шириной корпуса опоры червяка, находящейся внутри корпуса редуктора:

,

Принимаю .

Расстояние от боковой стенки редуктора до отверстия под опору червяка со стороны выходного конца вала, обеспечивающее свободный выход резца при расточке:

Принимаю .

7.3 Предварительно намечаю шариковые радиально - упорные подшипники и на третьем валу шариковые радиальные подшипники легкой серии. Габариты подшипников выбираем по d в месте посадки подшипников.

, ,

Условные обозначения	d, мм	D, мм	В, мм	Грузоподъемность
				Cr	Cor
36208	40	80	18	30,6	23,7
36209	45	85	19	32,3	25,6
211	55	100	21	43,6	25,0

Решаю вопрос о смазывании подшипников.

Принимаю для подшипников пластичный смазочный материал.

Для предотвращения вытекания смазки внутрь корпуса и вымывания пластичного смазочного материала жидким маслом из зоны зацепления, устанавливаю мазеудерживающие кольца.

Из первого этапа компоновки редуктора имеем:

для быстроходного вала:

где - точка приложения реакций к валу червяка.

,

,

,

для промежуточного вала:

,

,

,

,

для тихоходного вала:

- так как, подшипник шариковый радиальный.

,

,



8. Второй этап расчета валов

Схема нагружения валов

8.1 Быстроходный вал

Давление муфты на вал:

,

где - окружная сила муфты.

,

где - вращающий момент на быстроходном валу, .

,

Принимаю .

Из ранее полученных расчетов:

,

,

,

Из первого этапа компоновки

,

,

8.1.1 Определяю реакции опор.

Горизонтальная плоскость:

,

,

Проверка:

,

Вертикальная плоскость:

,

,

Проверка:

,

8.1.2 Определяю величину изгибающих моментов и строю эпюры.

Горизонтальная плоскость:

,

,

,

Вертикальная плоскость:

,

,

,

8.1.3Крутящий момент:

8.1.4 Определяю суммарные изгибающие моменты и строю эпюры:

,

,

,

8.1.5 Определяю приведенные моменты и строю эпюры:

,

,

,

,

8.1.6 Определяю диаметры валов в опасном сечении по теории прочности:

,

где , принимаю .

Поскольку , то условие прочности выполняется.

8.2 Промежуточный вал

Из ранее полученных расчетов:

,

,

,

,

,

Из первого этапа компоновки:

,

,

8.2.1 Определяю реакции опор.

Горизонтальная плоскость:

,

,

Проверка:

,

Вертикальная плоскость:

,

,

Проверка:



,

8.2.2 Определяю величину изгибающих моментов и строю эпюры.

Горизонтальная плоскость:

,

,

Вертикальная плоскость:

,

,

,

8.2.3Крутящий момент:

8.2.4 Определяю суммарные изгибающие моменты и строю эпюры:

,

,

8.2.5 Определяю приведенные моменты и строю эпюры:

,

,

,

,

8.2.6 Определяю диаметры валов в опасном сечении по теории прочности:

,

где , принимаю .

Диаметр вала в месте посадки червячного колеса:

,

поскольку , то условие прочности выполняется.

Диаметр вала в месте посадки шестерни:

,

поскольку , то условие прочности выполняется.



8.3 Тихоходный вал

Давление муфты на вал:

,

где - окружная сила муфты.

где - вращающий момент на быстроходном валу, .

,

Принимаю .

Из ранее полученных расчетов:

,

,

Из первого этапа компоновки:

,

8.3.1 Определяю реакции опор

Горизонтальная плоскость:

,

,

Проверка:

,

Вертикальная плоскость:



,

Проверка:

,

8.3.2 Определяю величину изгибающих моментов и строю эпюры.

Горизонтальная плоскость:

,

,

,

Вертикальная плоскость:

,

,

,

8.3.3Крутящий момент:

8.3.4 Определяю суммарные изгибающие моменты и строю эпюры:

,

,

,

8.3.5 Определяю приведенные моменты и строю эпюры:

,

,

,

,

8.3.6 Определяю диаметры валов в опасном сечении по теории прочности:

,

где , принимаю

Диаметр вала в месте посадки цилиндрического зубчатого колеса:

,

поскольку , то условие прочности выполняется.

9. Проверочный расчет подшипников

9.1 Быстроходный вал

9.1.1 По условиям работы подшипникового узла ранее намечаю для обеих опор наиболее дешевый радиально - упорный однорядный шарикоподшипник легкой серии 36208.

9.1.2 Для этих подшипников нахожу базовую динамическую радиальную грузоподъемность и базовую статическую , согласно [6,с.29,П.6].

9.1.3 Суммарная радиальная нагрузка на подшипник:

,

9.1.4 Осевые составляющие и от радиальных сил и :

,

9.1.5 Расчетные осевые силы и .

Так как в данном случае и , то согласно [6,с.16,табл.5.2]:

,

9.1.6 Коэффициенты радиальной и осевой нагрузок.

Для каждой опоры вычисляем отношение:

где , при вращении внутреннего кольца подшипника.

Для опоры 1:

Для этой опоры при подсчете эквивалентной динамической нагрузки не надо учитывать. Следовательно, для опоры 1 принимаю , .

Для опоры 2:

Следовательно, осевая сила будет влиять на эквивалентную нагрузку опоры. В этом случае для подшипника опоры 2 принимаю , .

9.1.7 Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка в опорах 1 и 2:

В соответствии с условиями работы подшипника принимаю , .

,

Так как , то опора 2 является более нагруженной, по которой и ведем дальнейший расчет подшипника.

9.1.8 Расчетная (требуемая) динамическая радиальная грузоподъемность подшипника опоры 2:

где - показатель степени, для шарикоподшипников ;

- угловая скорость быстроходного вала, .

,

Условие пригодности не соблюдается.

Устанавливаю двурядный (сдвоенный однорядный) шарикоподшипник той же серии. В этом случае базовая динамическая грузоподъемность увеличивается в 2 раза и будет равна:

В этом случае условие пригодности соблюдается.

9.1.9 Определяю ресурс выбранного радиально - упорного шарикоподшипника:

Так как расчетная долговечность , то подшипник легкой серии №36208 подходит.

9.2 Промежуточный вал

9.2.1 По условиям работы подшипникового узла намечаем для обеих опор наиболее дешевый радиально - упорный однорядный шарикоподшипник легкой серии 36209.

9.2.2 Для этих подшипников находим базовую динамическую радиальную грузоподъемность и базовую статическую , согласно [6,с.29,П.6].

9.2.3 Суммарная радиальная нагрузка на подшипник:

,

9.2.4 Осевые составляющие и от радиальных сил и :

,

,

9.2.5 Расчетные осевые силы и .

Так как в данном случае и , то согласно [6,с.16,табл.5.2]:

,

9.2.6 Коэффициенты радиальной и осевой нагрузок.

Для каждой опоры вычисляем отношение:

,

где , что значит вращение внутреннего кольца подшипника.

Для опоры 1:

Для этой опоры при подсчете эквивалентной динамической нагрузки не надо учитывать. Следовательно, для опоры 1 принимаю , .

Для опоры 2:

Следовательно, осевая сила будет влиять на эквивалентную нагрузку опоры. В этом случае для подшипника опоры 2 принимаю , .

9.2.7 Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка в опорах 1 и 2:

В соответствии с условиями работы подшипника принимаю , .

,

Так как , то опора 2 является более нагруженной, по которой и ведем дальнейший расчет подшипника.

9.2.8 Расчетная (требуемая) динамическая радиальная грузоподъемность подшипника опоры 2:

где - показатель степени, для шарикоподшипников ;

- угловая скорость промежуточного вала, .

,

Условие пригодности соблюдается.

9.2.9 Определяю ресурс выбранного радиально - упорного шарикоподшипника:

,

Так как расчетная долговечность , то подшипник легкой серии №36209 подходит.

9.3 Тихоходный вал

9.3.1 По условиям работы подшипникового узла намечаем для обеих опор наиболее дешевый шариковый радиальный подшипник легкой серии 211.

9.3.2 Для этих подшипников находим базовую динамическую радиальную грузоподъемность и базовую статическую , согласно [6,с.29,П.6].

9.3.3 Суммарная радиальная нагрузка на подшипник:

,

9.3.4 Так как подшипник радиальный, то осевая составляющая

9.3.5 Из условия равновесия вала

,

Подшипник опоры 2 более нагружен, чем подшипник опоры 1, поэтому дальнейший расчет выполняю для опоры 2.

Отношение:

Следовательно, согласно [6,с.15,табл.5.1] выписываю , , .

Отношение

Поэтому окончательно принимаю , .

9.3.6 Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка в опорах 1 и 2:

В соответствии с условиями работы подшипника принимаю , .

,

9.3.7 Расчетная (требуемая) динамическая радиальная грузоподъемность подшипника опоры 1:

где - показатель степени, для шарикового подшипника ;

- угловая скорость тихоходного вала, .

,

Следовательно, принятый подшипник 211 удовлетворяет заданному режиму работы.

Для опоры 2 принимаю тот же подшипник 211.

9.3.8 Определяю ресурс выбранного радиально - упорного шарикоподшипника:



Так как расчетная долговечность , то подшипник легкой серии №211 подходит.

10. Второй этап компоновки

Второй этап компоновки имеет целью конструктивно оформить червяк, зубчатые и червячное колеса, валы, корпус, подшипниковые узлы и подготовить данные для проверки прочности валов и других деталей, и соединений.

Компоновочный чертеж червячно-цилиндрического редуктора выполняю в двух проекциях при снятых крышках редуктора, желательно в масштабе 1:1.

Порядок выполнения следующий.

Вычерчиваю червяк, шестерню, червячное и зубчатое колеса по конструктивным размерам, найденным ранее. Шестерню выполняю насадной.

Конструирую узел ведущего вала: а) используя первый этап компоновки, вычерчиваю отдельные участки вала-червяка по найденным ранее размерам;

б) вычерчиваю в разрезе подшипник качения;

в) между торцами подшипников и внутренней поверхностью стенки корпуса вычерчиваю мазеудерживающие кольца. Их торцы должны выступать внутрь корпуса на 1 - 2 мм от внутренней стенки. Тогда эти кольца будут выполнять одновременно роль маслоотбрасывающих колец;

Промежуточный вал устанавливаю на двух радиально - упорных шарикоподшипниках легкой серии. При заданных условиях работы привода подходят радиально - упорные шарикоподшипники легкой серии №36209.

Червячное колесо и шестерня крепятся на валах с помощью ненапряженных призматических шпонок. Для их фиксации в осевом направлении предусматривают буртики и распорные втулки. Вычерчиваю подшипники качения в разрезе, между торцами подшипников и внутренней поверхностью стенки корпуса вычерчиваю мазеудерживающие кольца.

Узел тихоходного вала конструирую аналогично ведущему валу редуктора. Длину выходного конца вала согласовываю с длинной полумуфты.

Для фиксации зубчатого колеса на валу с одной стороны предусматривают буртик, с другой - распорную втулку.

Затем для подшипников всех валов подбираю крышки по наружному диаметру подшипника и закрепляю их болтами.

11. Расчет шпоночных соединений

Принимаю шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок, пазов и длины шпонок по ГОСТ 23360 - 78.

Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.

Напряжение смятия определяю из условия прочности по формуле:

,

где - момент, передаваемый валом;

- диаметр вала;

- высота шпонки;

- ширина шпонки;

- длина шпонки;

- глубина паза вала.

Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице , при чугунной .

11.1 Быстроходный вал

Проверяю шпонку под полумуфтой:

,

,

,

,

(при длине полумуфты 58 мм),

Так как , то условие прочности выполняется.

11.2 Промежуточный вал

Проверяю шпонку под червячным колесом:

,

,

,

,

(при длине ступицы колеса 85мм),

,

Так как , то условие прочности выполняется.

Проверяю шпонку под цилиндрической шестерней:

,

,

,

,

(при длине ступицы шестерни 90мм),

,

Так как , то условие прочности выполняется.

11.3 Тихоходный вал

Проверяю шпонку под цилиндрическим колесом:

,

,

,

,

(при длине ступицы цилиндрического колеса 90мм),

,

Так как , то условие прочности выполняется.

Проверяю шпонку под полумуфтой:

,

,

,

,

(при длине полумуфты 82мм),

,

Так как , то условие прочности не выполняется.

В этом случаи допускается установка двух шпонок под углом 1800 (предполагается, что каждая из шпонок воспринимает половину нагрузки).

12. Уточненный расчет валов

Уточненный расчет валов состоит в определении коэффициентов запаса прочности S для опасных сечений и сравнении их с требуемыми (допускаемыми) значениями [S].

Прочность соблюдается при .

Для валов редукторов допускаемый запас прочности принимают в пределах .

Принимаю, что нормальное напряжение от изгиба изменяется по симметрическому циклу изменения напряжения во времени, а касательные от кручения - по пульсирующему циклу изменения напряжения во времени.

Провожу расчет для предварительно опасных сечений (согласно эпюрам) каждого вала.

12.1 Быстроходный вал.

Материал вала - сталь 40Х нормализованная, согласно [6,с.34,табл.3.3].

Предел выносливости при семетрическом цикле изгиба:

Предел выносливости при симметрическом цикле касательных напряжений:

Сечении I - I. Это сечение при передаче вращающего момента от электродвигателя через муфту рассчитываю на кручение. Концентрацию напряжений вызывает напряжение шпоночной канавки.

Коэффициент запаса прочности:

,

где амплитуда и среднее напряжение пульсирующего цикла:

,

При , , согласно [6,с.169,табл.8.9].

Момент сопротивления кручению:

,

Эффективный коэффициент концентрации напряжений для вала с одной шпоночной канавкой.

Масштабный коэффициент при .

Коэффициент, который учитывает влияние шероховатости поверхности, .

- для углеродистых и легированных сталей.

Запас прочности:

Полученное значение удовлетворяет условие .

Сечение II - II. Выбираю сечение в месте посадки подшипника. Концентрация напряжений вызвана напресовкой подшипника на вал .

Суммарный изгибающий момент .

Момент сопротивления сечения:

Амплитуда нормальных напряжений:

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

где

Полярный момент сопротивления:

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

При кручении:

,

Коэффициент запаса прочности:

Полученное значение удовлетворяет условие .

Сечение III - III. Сечение посередине червяка. В сечении действуют крутящий и изгибающий моменты и продольная сила. Расчет ведем по внутреннему диаметру червяка.

Напряжение изгиба:

,

где .

Напряжение сжатия:

Напряжение кручения:

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

,

где - ; ; ; ; .

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

,

где - ; ; .

,

Общий коэффициент запаса прочности:

Полученное значение удовлетворяет условие .

12.2 Промежуточный вал

Материал вала - сталь 45 нормализованная, согласно [6,с.34,табл.3.3].

Предел выносливости при семетрическом цикле изгиба:

Предел выносливости при симметрическом цикле касательных напряжений:

Сечении I - I. Это сечение под червячным колесом промежуточного вала. Рассчитываю на кручение и изгиб. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.

Суммарный изгибающий момент:

Момент сопротивления кручения при , , согласно [6,с.169,табл.8.9].

Момент сопротивления изгибу:

Принимаю согласно [6,с.165,табл.8.5] , .

Масштабные факторы выбираю согласно [6,с.166,табл.8.8]:

,

Коэффициенты и .

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

Амплитуда нормальных напряжений изгиба:

,

Среднее напряжение .

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

Общий коэффициент запаса прочности:

Полученное значение удовлетворяет условие .

12.3 Тихоходный вал

Материал вала - сталь 45, термообработка - улучшение, согласно [6,с.34,табл.3.3].

Предел выносливости при семетрическом цикле изгиба:

Предел выносливости при симметрическом цикле касательных напряжений:

Сечение I - I. Это сечение под цилиндрическим колесом. Рассчитываю на кручение и изгиб. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.

Суммарный изгибающий момент:

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

где - амплитуда и среднее напряжение от пульсирующего цикла.



При , , согласно [6,с.169,табл.8.9].

,

Принимаю ; ; .

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

,

где - амплитуда и среднее напряжение от пульсирующего цикла.

При , , согласно [6,с.169,табл.8.9].

,

Принимаю ; ; .

Общий коэффициент запаса прочности



Полученное значение удовлетворяет условие .

13. Посадки червячного и зубчатых колес, муфты и подшипников

Посадки назначаю в соответствии с указаниями, данными в [3,с.263,табл.10.13].

Посадка зубчатого и червячного колес на вал по ГОСТ 25347 - 82.

Посадка муфты на вал редуктора .

Посадка обоймы на ступицу червячного колеса .

Шейки валов под подшипники выполняю с отклонением вала . Отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца по .

Остальные посадки назначаю согласно [3,табл.10].

14. Выбор сорта масла

Для смазывания редуктора выбираю просто и надежный способ - окунание колеса в масло. В корпус редуктора заливается масло так, чтобы колесо было погружено на 20…25мм. При смазывании окунанием, объем масляной волны редуктора принимаю из расчета 0,5…0,8мм на 1 кВт передаваемой мощность.

Назначение сорта масла зависит от контактного напряжения и от окружной скорости колес:

При контактном напряжении и окружной скорости выбираю индустриальное масло И-30А с вязкостью от до .

Камеры подшипников заполняю пластичным смазочным материалом УТ-1, периодически пополняю его шприцем через пресс - масленки.

Перед напресовкой подшипников на вал, их нагревают в масле до , что обеспечивает свободное насаживание подшипников на вал, а после охлаждения - прессовая посадка К6.

При работе редуктора, зубчатое колесо разбрызгивает масло, которое в виде мельчайших капель осаждается на всех деталях редуктора, смазывая их и надежно защищая от коррозии.

15. Сборка редуктора

Перед сборкой, внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.

Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов.

На ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца и радиально - упорные шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до температуры 800 - 1000 С. В промежуточный и ведомый валы закладывают шпонки и напрессовывают шестерню, червячное и зубчатое колеса. Затем надевают распорные втулки, мазеудерживающие кольца и устанавливают радиально - упорные шарикоподшипники на промежуточный вал и радиальные шарикоподшипники на ведомый вал, предварительно нагретые в масле.

Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, предварительно покрывая поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; затягиваю болты, крепящие крышку к корпусу.

После этого на ведомый вал надевают распорное кольцо, в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки.

Перед постановкой сквозных крышек, в проточки закладывают манжеты. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами.

Далее на конец ведомого вала в шпоночную канавку закладывают шпонки, устанавливают полумуфту. На конец ведущего вала в шпоночную канавку закладывают шпонку, устанавливают полумуфту.

Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель.

Заливают в корпус масло, и закрываю смотровое отверстие крышкой с прокладкой из технического картона; закрепляют крышку болтами.

Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.

16. Выбор муфты и проверочный расчет

Для соединения вала редуктора и вала привода выбираю согласно [4,с.138,табл.36] муфту упругую втулочно-пальцевую (МУВП) по ГОСТ 21424 - 75.

Она отличается простой конфигурацией и удобством монтажа и демонтажа. Муфта является электроизолирующей. Упругие элементы смягчают удары и вибрации, компенсируют небольшие погрешности монтажа и деформации валов. Материал полумуфты - сталь 35, материал пальцев - сталь 45. Упругие элементы изготовлены из резины .

Муфту выбираю по расчетному моменту и большему диаметру соединяемых валов.

Расчетный момент:

,

Диаметр вала электродвигателя .

Выбираю муфту МУВП 250-38-I:

,

,

,

,

,

Пальцы рассчитываю на изгиб по условию прочности:

Для пальцев принимаю сталь 45

,

Так как - условие выполняется.

Втулки рассчитываю на смятие по условию:

,

Так как , то условие выполняется.

Литература

1. Методические указания - «Выбор электродвигателя и кинематический расчёт привода».

2. Методичні вказівки - «Розрахунок циліндричних зубчатих передач». Для студентів, що вивчають дисципліну деталі машин, Сєвєродонецьк 2004.

3. Методические указания - «Расчет клиноременных передач» Северодонецк 2003г.

4. Киркач Н.Ф., Баласанян Р.А. «Расчёт и проектирование деталей машин» Ч.1. - Х.: Высшая школа 1988-142 с.

5. Киркач Н.Ф., Баласанян Р.А. «Расчёт и проектирование деталей машин» Ч.2. - Х.: Высшая школа 1988-142 с.

6. Методические указания - «Расчет радиальных и радиально-упорных подшипников качения» Северодонецк 2003г.

7. Чернавский С.А., Боков К.Н. «Курсовое проектирование деталей машин» - М.: Машиностроение, 1988 - 416 с.

Размещено на Allbest.ru