(8.35)

(8.36)

Так как R_S1 < R_S2 и F_a1 > R_S2 - R_S1, то осевая нагрузка в подшипниках вычисляется по формулам[7]

R_a1 = R_S1;(8.37)

R_a2 = R_S1 + F_a1,(8.38)

где F_a1 - осевая сила на червяке F_a1=2102.3H.

Подставляя числовые значения в формулы, получаем

R_a1=146.75 H;

R_a2=146.75+2102.3=2249 Н.

Найдем соотношение

,

где V -- коэффициент вращения V=1.

=

Таким образом, эквивалентная динамическая нагрузка вычисляется по формуле

где К_Б -- коэффициент безопасности. По таблице 9.4 [7] принимаем К_Б=1,05

K_T -- температурный коэффициент. По таблице 9.5[7] принимаем K_T=1

Подставляя числовые значения в формулу, получаем

Н.

Найдем соотношение

,

=

Таким образом, эквивалентная динамическая нагрузка вычисляется по формуле

H.

Определим динамическую грузоподъемность более нагруженной второй опоры по формуле

Н < 63000 Н.

Такая расчетная грузоподъемность меньше базовой -- подшипник 7606 пригоден для быстроходного вала.

Тихоходный вал.

Вычертим расчётную схему тихоходного вала

+Размещено на http://www.allbest.ru/

Рисунок 8.2 - Схема нагружения тихоходного вала

Исходные данные

l_Т=300 мм; l_ОП=120 мм; мм.

;;.

Н

Определим реакции опор в подшипниках тихоходного вала на вертикальную плоскость

(8.39)

(8,40)

(8,41)

(8,42)

(8,43)

(8,44)

Проверка

(8,45)

(8,46)

-

0=0.

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х

(8,47)

(8,48)

(8,49)

(8,50)

(8,51)

Определим реакции опор в подшипниках тихоходного вала на горизонтальную плоскость

(8,52)

Строим эпюру изгибающих моментов относительно Y в характерных сечениях Н.м

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y

(8,60)

(8.61)

(8,62)

Строим эпюру крутящих моментов

(8,63)

Определяем суммарные радиальные реакции

(8,64)

(8,65)

Определяем суммарные изгибающие моменты

(8,66)

(8,67)

Определение эквивалентной динамической нагрузки тихоходного вала для подшипника 7318.

Осевая сила в зацеплении F_a2 =37882 Н, реакции в подшипниках

R_С = 22672,79 Н, R_D = 28143,45 Н

Характеристика подшипников:

C_r =250000 Н; Х = 0,4; е = 0,32; Y = 1,88; V = 1; К_б = 1,05; К_Т = 1.

Требуемая долговечность подшипников

L_H = 5000 ч.

Подшипники установлены враспор.

Проведем идентичные расчёты для тихоходного вала

Так как R_S1 < R_S2 и F_a1 > R_S2 - R_S1, то осевая нагрузка в подшипниках вычисляется по формулам[7]

R_a1 = R_S1;(8.68)

R_a2 = R_S1 + F_a1,(8.69)

где F_a1 - осевая сила

Подставляя числовые значения в формулы, получаем

R_a1=6026,4 H;

R_a2=6026,4+37882=43908,4 Н.

Найдем соотношение

,

где V -- коэффициент вращения V=1.

=

Таким образом, эквивалентная динамическая нагрузка вычисляется по формуле

где К_Б -- коэффициент безопасности. По таблице 9.4 [7] принимаем К_Б=1,05

K_T -- температурный коэффициент. По таблице 9.5[7] принимаем K_T=1

Подставляя числовые значения в формулу, получаем

Н.

Данный подшипник пригоден.

Промежуточный вал

Вычертим расчётную схему промежуточного вала

Исходные данные

d₁=100 мм, d₂=225 мм, l_п1=205 мм, l_п2=240 мм, l_п3=90 мм

+Размещено на http://www.allbest.ru/

Рисунок 8.3 - Схема нагружения промежуточного вала

Определим реакции опор в подшипниках промежуточного вала на вертикальную плоскость

(8.70

(8.71)

(8.72)

(8.73)



(8.74)

(8.75)

Проверка

(8.76)

(8.77)

0=0.

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х

ч(8.78)

(8.79)

(8.80)

(8.81)

Hм;

Hм.

Определим реакции опор в подшипниках промежуточного вала на горизонтальную плоскость

(8.82)

(8.83)

(8.84)

(8.85)

(8.86)

(8.87)

Проверка

(8.88)

-(8.89)

0=0.

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y

(8.90)

(8.91)

(8.92)

(8.93)

Строим эпюру крутящих моментов

(8/94)

Определяем суммарные радиальные реакции

(8.95)

(8.96)

Определяем суммарные изгибающие моменты

(8.97)

(8.98)

Определение эквивалентной динамической нагрузки быстроходного вала для подшипника 7308.

Пригодность подшипников определяем путём сопоставления расчётной динамической грузоподъемности С_rp с базовой C_r по условию

С_rp C_r:

Расчётная динамическая грузоподъёмность определяется по формуле[7]

(8.99)

где R_E -- эквивалентная динамическая нагрузка, Н;

m -- показатель степени m=3,33 -- для роликовых подшипников;

a₁ -- коэффициент надежности a₁=1;

a₂₃ -- коэффициент, учитывающий влияние качества подшипника и качества его эксплуатации a₂₃=0,65;

n -- частота вращения соответствующего вала, об/мин.;

L_h -- требуемая долговечность подшипника предусмотрена ГОСТ 16162--93 и составляет для червячных редукторов L_h5000 ч.

По таблице базовую динамическую грузоподъемность C_r=61000 Н.

Эквивалентная динамическая нагрузка вычисляется по формулам[1]

(8.100)

при

(8.101)



Найдем по таблице 9.1[7] коэффициент радиальной нагрузкиX=0,4, коэффициент осевой нагрузки Y=1,55, коэффициент влияния осевого нагружения e=0,28.

Определим осевые составляющие радиальной нагрузки подшипника R_S1 и R_S2 по формулам[7]

(8.102)

(8.103)

Осевая нагрузка в подшипниках вычисляется по формулам[7]

R_a1 = R_S1;(8.104)

R_a2 = R_S1 + F_a1,(8.105)

Подставляя числовые значения в формулы, получаем

R_a1=967,6 H;

R_a2=967,6+9458=10425 Н.

Найдем соотношение

,

где V -- коэффициент вращения V=1.

=

Таким образом, эквивалентная динамическая нагрузка вычисляется по формуле

где К_Б -- коэффициент безопасности. По таблице 9.4 [7] принимаем К_Б=1,05

K_T -- температурный коэффициент. По таблице 9.5[7] принимаем K_T=1

Подставляя числовые значения в формулу, получаем

Н.

Найдем соотношение

,

=

Таким образом, эквивалентная динамическая нагрузка вычисляется по формуле

H.

Определим динамическую грузоподъемность более нагруженной второй опоры по формуле

Н >61000 Н.



Условие не выполняется.

Устанавливаем два подшипника, отсюда

87100<132000Н

Теперь расчетная грузоподъемность меньше базовой -- подшипники 7308, пригодны для промежуточного вала.



9. Проверочный расчёт шпоночных соединений

Быстроходный вал.

Для быстроходного вала при d_1Б = 25 мм подбираем по таблице 8.9 [3] шпонку призматическую ГОСТ23360-78 с характеристиками bh=87 мм², при t₁= 4 мм. При l_1Т = 70 мм принимаем длину шпонки 43 мм. Расчетная длина шпонки вычисляется по формуле[7]

l_p = l - b;(9.1)

l_p = 43 - 8 = 35 мм.

Материал шпонки сталь 45 МПа.

Допускаемые напряжения смятия при стальной полумуфте [_см] = 90…100 МПа. Вычислим расчетное напряжение смятия и сравниваем с допускаемым

,(9.2)

где A_см =(0,94h - t₁)l_p -- площадь смятия,мм².(9.3)

Н(9.4)

Определим площадь и напряжение смятия по формуле (9.3)

A_см = (0,94^.7 - 4)^.35=90,3 мм²



Итак, принимаем шпонку 8735 ГОСТ 23360-78.

Тихоходный вал.

Для тихоходного вала под шкив плоскоременной передачи при d_1Т = 80 мм подбираем по таблице 8.9 [3] шпонку с характеристиками характеристиками bh=2816 мм², при t₁=10 мм. При l_1Т=72 мм принимаем длину шпонки 175 мм. Расчетная длина шпонки вычисляется по формуле[7]

l_p = 145 -25= 120 мм.

Допускаемые напряжения смятия при стальном шкиве [_см] = 90…100 H/мм².

По формуле вычисляем площадь смятия

A_см =(0,94^.16 - 10)^.150=756 мм²

По формуле (9.2) вычисляем расчетное напряжение смятия и сравниваем с допускаемым

Итак, принимаем шпонку 2514120 5 ГОСТ23360-78.

Для тихоходного вала под червячное колесо при d_1Т = 90 мм подбираем по таблице 8.9 [3] шпонку с характеристиками bh=2816 мм², при t₁=10 мм. При l_1Т=72 мм принимаем длину шпонки 175 мм. Расчетная длина шпонки вычисляется по формуле[7]

l_p = 175 -25= 150 мм.

Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице [_см] = 90…100 H/мм².

По формуле (9.3) вычисляем площадь смятия

A_см =(0,94^.16 - 10)^.150=756 мм²

По формуле (9.2) вычисляем расчетное напряжение смятия и сравниваем с допускаемым

Итак, принимаем шпонку 2816150 ГОСТ23360-78.

Промежуточный вал

Для промежуточного вала под червячное колесо при d_1Т = 40 мм подбираем по таблице 8.9 [3] шпонку с характеристиками bh=125 мм², при t₁=5 мм. При l_1Т=75 мм принимаем длину шпонки 112 мм. Расчетная длина шпонки вычисляется по формуле[7]

l_p = 112 -12= 100 мм.

Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице [_см] = 90…100 H/мм².

По формуле (9.3) вычисляем площадь смятия

A_см = (0,94^.5 - 3)^.100=170 мм²

По формуле (9.2) вычисляем расчетное напряжение смятия и сравниваем с допускаемым

Итак, принимаем шпонку 125100 ГОСТ23360-78.



10. Выбор муфт

Быстроходный вал.

Вычислим расчётный момент, принимая по таблице 11.3[3] коэффициент режима работы k_p = 1,2

(10.1)

По таблице 11.5[3] (ГОСТ 21424-75) выбираем муфту, для которой допускаемый расчётный момент [T_p] = 125 Н^.м. Муфту меньших размеров принять нельзя, так как диаметр выходного конца вала d_1Б = 25 мм.

Размеры муфты: D₁ =120 мм; l_B = 125 мм; d_п = 14 мм;

число пальцев z = 6.

Проверим резиновые втулки на смятие поверхностей их соприкосновения с пальцами

(10.2)

Где F_t - окружная сила, передаваемая одним пальцем, Н.

(10.3)

Допускаемое напряжение смятия резины [у_см] = 2 H/мм².

Выбранная муфта принимается.

Следующую муфту мы устанавливаем на IV вале после плоскоременной передачи. Находим диаметр вала:

(10.4)

Расчётный момент

По таблице 11.5[3] (ГОСТ 21424-75) выбираем муфту, для которой допускаемый расчётный момент [T_p] = 2000 Н^.м.

Размеры муфты: D₁ = 250 мм; l_B = 348 мм; d_п = 18 мм; число пальцев z = 6.

Выбранная муфта принимается.



11. Уточнённый расчёт валов

Быстроходный вал.

Так как d_f1 < d₃, то концентратор напряжений - резьба.

Определим нормальное напряжение в опасном сечении вала

(11.1)

гдеW_нетто - осевой момент сопротивления сечения вала, мм³.

(11.2)

Определим касательное напряжение в опасном сечении вала

(11.3)

гдеW_{с нетто} - полярный момент сопротивления сечения вала, мм³.

(11.4)

Определим коэффициент нормальных и касательных напряжений для расчётного сечения вала

(11.5)

(11.6)

гдеК_у и К_ф - эффективные коэффициенты концентрации напряжений;

К_d - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения;

К_F - коэффициент влияния шероховатости;

К_у - коэффициент влияния поверхностного упрочнения.

По таблицам 11.2, 11.3, 11.4, 11.5[7] принимаем коэффициенты:

К_у =1,95; К_ф =1,62; К_d = 0,715; К_F = 1; К_у = 1.

Определим пределы выносливости в расчётном сечении вала

(11.7)

(11.8)

гдеу_-1 и ф_-1 - пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения, Н/мм².

По таблице 3.2[1] принимаем у_-1 = 375 Н/мм².



(11.9)

Определим коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям

(11.10)

(11.11)

Определим общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении и сравним его с допустимым [S] = 1,6…2,1

(11.12)

Условие прочности выполняется.

Промежуточный вал.

Концентратором напряжений на промежуточном валу является переход от 1-ей ступени вала к 2-ой. Так как d4<d3следовательно дальнейший расчет ведем по нему. Определим идентичные параметры как и для быстроходного вала

Условие прочности выполняется.

Тихоходный вал

Концентратором напряжений на тихоходном валу является переход от 3-ей ступени вала к 4-ой. Так как d4<d3следовательно дальнейший расчет ведем по нему. Определим идентичные параметры как и для быстроходного вала



Условие прочности выполняется.



12. Смазка редуктора [8]

Смазка зубчатых зацеплений в редукторе осуществляется погружением зубчатых колес в масло, залитое в картер. Во избежание больших потерь на разбрызгивание и перемешивание масла, а также для того, чтобы масло не вспенивалось (при этом снижаются смазывающие свойства) глубина погружения колес в масло не должна превышать высоты зуба или витка червяка.

Для подшипников на промежуточном валу смазка производится разбрызгиванием, для остальных способ циркуляционный. Масло тоже что для колес.

Так как х_S = 6,18 м/с и у_Н = 252.45 Н/мм² , то по таблице 10.29[1] принимаем сорт масла И-Т-Д-22 (ГОСТ 17479.4-87).

Определяем уровень масла

(12.2)

Принимаем уровень = 50 мм.

Объем масла принимаем V=25 л.

13. Сборка редуктора

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку редуктора производят в соответствии с чертежом общего вида. Начинают сборку с того, что на червячный вал надевают конические роликоподшипники, предварительно нагрев их в масле до 80-100^оС. Собранный червячный вал вставляют в корпус, далее собираю второй вал.

Вначале сборки вала червячного колеса закладывают шпонку и напрессовывают колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку и устанавливают подшипники, нагретые в масле. Собранный вал укладывают в основание корпуса, повторяют операцию со вторым колесом и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка фланцев спиртовым лаком. Для центровки крышку устанавливают на корпус с помощью двух конических штифтов и затягивают болты.

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

Перед поставкой сквозных крышек в проточки закладывают войлочные уплотнения, пропитанные горячим маслом. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников и закрепляют крышки винтами.

Далее на конец ведомого вала в шпоночную канавку закладывают шпонку. Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой: закрывают крышку болтами.

Собранный редуктор обкатывают и испытывают на стенде в соответствии с техническими условиями.

Заключение

В курсовой работе был произведен подробный литературный обзор о назначении области применения питателя. На основании исходных данных был произведен кинематический расчет привода, на основании кинематического расчета выбран электродвигатель. Произведен расчет параметров плоскоременной открытой передачи. Произведен расчет параметров двух ступеней червячных передач. Подобран материал для изготовления червяков и червячных колес, определены силы, действующие в зацеплениях, произведен проверочный расчет на контактную и изгибную выносливость зубьев. После проектного расчета валов редуктора, подбора подшипников была выполнена эскизная компоновка редуктора. Произведен предварительный расчет корпуса редуктора с расчетов габаритных размеров. Произведен проверочный расчет подшипников на долговечность. Подобраны и рассчитаны шпонки на смятие. Подобраны и рассчитаны муфты на валы.

Далее был проведен уточненный расчет валов, для которых коэффициенты запаса прочности для опасных сечений больше 2.5, что удовлетворяет условию усталостной прочности.

В работе обоснован способ смазки зацепления разбрызгивания, выбрано масло марки И-100А.

При проведении теплового расчета, удалось добиться нормального температурного режима работы редуктора с t_м = 85°С.

Разработаны в соответствии с заданием на проектирование необходимые чертежи валов, колес и сборочный чертеж двухступенчатого червячного редуктора.



Литература

1. ГОСТ

2. Устюгов И.И. Детали машин. - М.: Высшая школа, 1981. - 399 с.

3. Чернавский С.А. Курсовое проектирование деталей машин. - М.: Машиностроение, 1979. - 351 с.

4. Боков В.И. Детали машин. Второе издание. - М.: Высшая школа, 1964. - 624 с.

5. Дунаев П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин. - М.: Высшая школа, 1985. - 416 с.

6. Александров M.П. Подъемно-транспортные машины. -- М.: 1985. -- С.6 изд

7. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин. - М.: Высшая школа, 1991. - 432 с.

8. Анурьев В.И. Справочник конструктора - машиностроителя.-т3- М.. Машиностроение 2001г..-900 с

Размещено на Allbest.ru