Расчет привода к цепному транспортеру для корзин

Размещено на http://www.allbest.ru/

Введение

Проектируемый привод предназначен для передачи вращения от двигателя к цепному транспортеру для фляг и корзин, со следующими характеристиками последнего: мощность Р3 = 2,7 кВт; частота вращения n3 = 40 об/мин. Привод работает в режиме значительных нагрузок. Срок службы привода L = 5 лет (43800 часов). Кинематическая схема привода включает в себя червячный редуктор с нижним расположением червяка и цепную передачу.

Цепная передача - механизм для передачи энергии между валами, расположенными так, чтобы линия, соединяющая их центры, составляла не более 450 к горизонту. Ведущую ветвь надо располагать сверху. Для передач под большим углом надо предусматривать натяжные устройства. КПД цепной передачи 0,9.

Достоинства передачи: возможность применения в значительном диапазоне межосевых расстояний; меньшие, чем у ременных передач габариты; отсутствие скольжения; высокий КПД; малые силы, действующие на валы; возможность легкой замены цепи; возможность передачи движения нескольким звездочкам.

Недостатки передачи: требуется более высокая точность установки валов, чем клиноременной передачи и более сложный уход - смазывание, регулировка.

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины. Назначение редуктора - понижение угловой скорости и, соответственно, повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим. Редуктор состоит из корпуса, в котором элементы передачи - зубчатые колеса, валы подшипники и т.д. В отдельных случаях в корпусе редуктора размещают также устройства для смазывания зацепления и подшипников или устройство для охлаждения. Червячная передача относится к передачам зацепления. Оси валов ее перекрещиваются под углом 900. Эту передачу используют предпочтительно при значительной редуцировании частоты вращения и сравнительно небольшой передаваемой мощности (до 60 кВт); где требуется плавность, бесшумность и компактность. КПД червячной передачи 0,7…0,9 в зависимости от передаточного числа. Ею можно осуществлять большое передаточное число (около 500…1000). Однако для силовых передач оно выбирается в интервале 8…80, редко 110.



Кинематическая схема

Рис. 1 - Кинематическая схема

Электродвигатель

Муфта

Червяк

Червячное колесо

Ведущая звездочка цепной передачи

Ведомая звездочка цепной передачи

Выбор электродвигателя и кинематический расчет

Определяем общий КПД привода

nобщ. = nч.р.. nц. п.. n2п. , (1.1)

где nч.р. - КПД червячной передачи, nч.р. = 0,95;

nц.п. - КПД цепной передачи, nц.п. = 0,9;

nп. - КПД опор (подшипников), nп. = 0,99.

nобщ. = 0,8* 0,9* 0,992 = 0,706.

Определяем требуемую мощность на валу электродвигателя

Р1 = Р3 /nобщ. , (1.2)

где Р1 - мощность на валу электродвигателя;

Р3 - мощность на валу ведомой звездочки цепной передачи, Р3 = 2,7 кВт

Р1 = 2,7/0,706 = 3,82 кВт

Выбираем электродвигатель марки АИР 100 L 4/1440.

Определяем общее передаточное число

Uобщ. = n1/n3 , (1.3)

где n1 - частота вращения вала электродвигателя;

n3-частота вращения вала ведомой звездочки цепной передачи,

n3=40 об/мин

Uобщ. = 1440/40 = 36

Распределяем передаточное число по передачам:

передаточное число червячной передачи Uч.п. = 10;

передаточное число цепной передачи Uц.п. = 3,6.

Кинематические характеристики на валах привода:

Вал электродвигателя

Мощность на валу Р1 = 3,82 кВт

Частота оборотов n1 = 1440 об/мин

Угловая скорость w1 = П*n1/30 = П*1440/30 = 150,8 с-1

Крутящий момент Т1 = Р1*1000/w1 = 3,82*1000/150,8 = 25,33 Нм

Вал червяка

Мощность на валу Р2 = Р1*nч.п. = 3,82*0,8 = 3,06 кВт

Частота оборотов n2 = n1/Uч.п. = 1440/10 = 144 об/мин

Угловая скорость w2 = П*n2/30 = П*144/30 = 15,08 с-1

Крутящий момент Т2 = Р2*1000/w2 = 3,06*1000/15,08 = 202,92 Нм

Вал ведущей звездочки цепной передачи

Мощность на валу Р3 = Р2*nц.п.*n2п. = 2,7 кВт

Частота оборотов n3 = n2/Uц.п. = 144/3,6 = 40 об/мин

Угловая скорость w3 = П*n3/30 = П*40/30 = 4,19 с-1

Крутящий момент Т3 = Р3*1000/w3 = 2,7*1000/4,19 = 644,39 Нм

Таблица 1

№ вала	Крутящий момент, Нм	Частота вращения, об/мин	Угловая скорость, с-1	Мощность, кВт
1	25,33	1440	150,8	3,82
2	202,92	144	15,08	3,06
3	644,39	40	4,19	2,7

Расчет цепной передачи

Для определения шага цепи вычислим предварительно угловую скорость ведущей звездочки

w1 = П*n1/30

w1 = П*144/30 = 15,1 рад/с;



i = n1/n2

i = 144/40 = 3,6

числа зубьев

Z1 = 31 - 2i = 31 - 2*3.6 = 25

Z2 = i*Z1 = 3.6*25 = 90

допускаемое среднее давление [p] примем ориентировочно [p] = 23 Н/мм2; чтобы вычислить Кэ принимаем Кд = 1,25, Ка = 1, Кн = 1, Кр = 1, Ксм = 1,25, Кп=1,5.

Кэ = КдКаКнКрКсмКп

Кэ = 1,25*1*1*1,25*1,5*1 = 2,33

число рядов m = 1

шаг цепи

3

t = 2,8 T1Kэ/Z1[p]m

3

t = 2,8 202,91*103*2,33/25*23*1 = 26,2 мм.

Ближайшее стандартное значение t = 31,75 мм; соответственно F = 262 мм2; Q=8850 кгс; q = 3,8 кг/м.

Допускаемая частота вращения малой звездочки [n1] = 630 об/мин; условие n1 <= [n1] выполнено.

Условное обозначение цепи: Цепь ПР - 31,75 8850 ГОСТ 13568 - 75

Определяем скорость цепи



V = Z1 t n1/60*1000 = 25*31,75*144/60*1000 = 1,91 м/с.

Окружное усилие

P = N/V = 2,7*103/1,91 = 1414 Н.

Проверяем среднее давление

p = PKэ/F = 1414*2,33/262 = 13 Н/мм2

Уточняем [p] при 144 об/мин: [p] = 22 Н/мм2 ; умножая найденное значение [p] на поправочный множитель Kz = 1 + 0,01(Z1 - 17), получим

[p] = 22 [1 + 0,01(25 - 17)] = 22,76 Н/мм2.

Таким образом, p < [p], следовательно, выбранная цепь по условию надежности и износостойкости подходит. Выполняем геометрический расчет передачи: принимаем межосевое расстояние а = 40t; а t = a/t = 40. Для определения числа звеньев Lt находим предварительно:

Суммарное число зубьев

Zсум = Z1 + Z2 = 25 + 90 = 115

Поправку

(Z2 - Z1)/2П = (90 - 25)/2П = 10,3

L t = 2a t + 0,5*Zсум + / а t = 2*40 + 0.*115 + 10,32/40 = 140.2/

Округляем до четного числа: L t = 142.

Уточняем межосевое расстояние



а = 0,25*t [ L t - 0,5*Zсум + (L t - 0,5*Zсум)2 - 8* 2 ] =

= 0,25*31,75[142 - 0,5*115 + (142 - 0,5*115)2 - 8*10,32] = 1300 мм.

Для обеспечения свободного провисания цепи следует предусмотреть уменьшение а на 0,004%, т.е. на 1300*0,004 = 5,2 мм.

Делительный диаметр меньшей звездочки

d д1 = t /sin(1800/ Z1) = 31,75/ sin(1800/25) = 254 мм;

большей звездочки

d д2 = t / sin(1800/ Z2) = 31.75/sin(1800/ 90) = 910 мм.

Наружные диаметры

Def = t / tg(1800/ Z1) + 1,1d1 = 31,75/ tg(1800/25) + 1,1*15,88 = 268,7 мм;

где d1 - диаметр ролика

De2 = t / tg(1800/ Z2) + 0,96t = 31,75/ tg(1800/90) + 0,96*31,75 = 939,6 мм.

Силы, действующие на цепь:

окружная Р = 1414 Н;

центробежная Рv = qV2 = 3,8*1,912 = 14 H;

от провисания Pf = 9,81Kf qa = 9,81*1*3,8*1,270 = 47 H;

расчетная нагрузка на валы Рв = Р + 2Рf = 1414 + 2*47 = 1508 Н.

Проверяем коэффициент запаса прочности



n = 9,81*Q / (P + Pv + Pf) = 9,81*8850 / (1414 + 14 + 47) = 59,

что значительно больше нормативного [n] = 7,8. Следовательно, условие прочности выбранной цепи также удовлетворено.

Расчет редуктора

Передаточное отношение

i = nдв /nк = 1440/40 = 36

Число витков червяка Z1 принимаем в зависимости от передаточного отношения; при i = 36 принимаем Z1 = 4.

Число зубьев червячного колеса

Z2 = Uчер* Z1 = 10*4 = 40

Выбираем материал червяка и венца червячного колеса. Принимаем для червяка сталь 45 с закалкой до твердости не менее HRC 45 и последующим шлифованием.

Так как к редуктору не предъявляются специальные требования, то в целях экономии принимаем для венца червячного колеса бронзу Бр. АЖ 9 - 4Л (отливка в землю).

Предварительно примем скорость скольжения в зацеплении Vs= 5 м/с. Тогда при длительной работе допускаемое контактное напряжение [j]H = 155 Н/мм2. Допускаемое напряжение изгиба для нереверсивной работы [j 0]F = KFL[j 0 ]'F

[j 0]F = 0,543*98 = 53,3 Н/мм2

Принимаем предварительно коэффициент диаметра червяка q = 10.

Принимаем предварительно коэффициент нагрузки К = 1,2.

Определяем межосевое расстояние из условия контактной прочности

aw = (Z2/q + 1) 170/ (Z2/q)*[j]H*Т2*К =

= (40/10 + 1) 170/ (40/10)*155*202,92*103*1,2 = 132 мм.

Модуль

m = 2aw / (Z2 +q) = 2*132 / (40 + 10) = 5,28 мм

Принимаем по ГОСТ 2144 - 76 стандартные значения m = 5 мм, q = 16.

Межосевое расстояние при стандартных значениях m и q:

a w = m(q + Z2) / 2 = 5(16 + 40) / 2 = 140 мм.

Передаточное число:

U = 40 / 4 = 10

Основные размеры червяка:

делительный диаметр червяка

d1 = qm = 16*5 = 80 мм;

диаметр вершин витков червяка

da1 = d1 + 2m = 80 + 2*8 = 96 мм;

диаметр впадин витков червяка



df1 = d1 - 2,4m = 80 - 2,4*5 = 68 мм;

длина нарезанной части шлифованного червяка

b1 >= (11 + 0,06 Z2)m + 25 = (11 + 0,06*40)*5 + 25 = 109,5 мм,

принимаем b1 = 110 мм;

делительный угол подъема y

tg y = Z1/ q = 4/16 = 0,25

y = 14 0 02'10”.

Основные размеры венца червячного колеса:

делительный диаметр венца червячного колеса

d2 = Z2m = 40*5 = 200 мм;

диаметр вершин зубьев червячного колеса

da2 = d2 + 2m = 200 + 2*5 = 210 мм;

диаметр впадин зубьев червячного колеса

df 2 = d2 - 2,4m = 200 - 2,4*5 = 188 мм;

наибольший диаметр червячного колеса

daM2 <= da2 + 6m/(Z1 + 2) = 210 + 6*5/(4+2) = 215 мм;



ширина венца червячного колеса

b2 <= 0,75da1 = 0,75*90 = 67,5 мм.

Окружная скорость червяка

V1 = П*d1*n1/60 = П*80*10-3*1440/60 = 6,03 м/с.

Скорость скольжения

Vs = V1/cos y = 6,03/cos 14 0 02'10” = 6 м/с;

при этой скорости [j]H = 150 Н/мм2

Отклонение (155 - 150)/150 = 0,03*100% = 3%; к тому же межосевое расстояние по расчету было получено aw = 132 мм, а после выравнивания m и q по стандарту было увеличено до aw = 140 мм, т.е. на 6%.

Необходимо проверить jH. Для этого уточняем КПД редуктора:

при скорости Vs = 6 приведенный коэффициент трения для безоловянной бронзы и шлифованного червяка f ' = 0,018 и приведенный угол трения p`= 102'.

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

n = (0,95 … 0,96)* tg y/ tg (y + p') =

= (0,95 … 0,96)* tg 14 002'10”/ tg (14 002'10” + 102') = 0,89.

Коэффициент динамичности: Кv = 1,1.

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки:



Кв = 1 + (Z2/Q)3(1 - x) = 1 + (40/70)3(1 - 0.6) = 1,07.

Коэффициент нагрузки:

K = KBKv = 1,07*1,1 = 1,18.

Проверяем контактное напряжение:

jH = 170/(Z2/q) T2K(Z2/q + 1)3/ aw3 =

= 170/ (40/16) 202,92*103*1,18 (40/16 + 1)3/ 1403 = 131 Н/мм2 < [j]H=150 Н/мм2

Результат расчета следует признать удовлетворительным, т.к. расчетное напряжение ниже допускаемого на 12,6 % (разрешается до 15%).

Проверка прочности зубьев червячного колеса на изгиб.

Эквивалентное число зубьев:

Zv = Z2/ cos y = 40/ cos 14 002'10” = 40,4.

Коэффициент формы зуба YF = 2,27.

Напряжение изгиба

jF = 1,2T2KYF / Z2b2m2 = 1,2*202,92*103*1,18*2,27 / 40*67,5*52 = 9,7 Н/мм2, что значительно меньше вычисленного выше [j]F = 53,3 Н/мм2.

Предварительный расчет валов редуктора

Крутящие моменты в поперечных сечениях валов:

ведомого (вал червячного колеса)



МК2 = М2 = 202,92*103 Н*мм

ведущего (червяк)

МК1 = М1 = М2/Un = 202,92*103/10*0,89 = 22800 = 22,8*103 Н*мм

Диаметр выходного конца вала по расчету на кручение при [t]K =25 Н/мм2

Но для соединения его с валом электродвигателя примем dB1 = dдв= 32 мм; диаметры подшипниковых шеек dП1 = 45 мм. Параметры нарезанной части: df1=68 мм; d1 = 80 мм и da1 = 90 мм. Для выхода режущего инструмента при нарезании витков рекомендуется участки вала, прилегающие к нарезке, протачивать до диаметра меньше df1/

Длина нарезанной части b1 = 110 мм.

Расстояние между опорами червяка примем l1 = daM2 = 215 мм.

Ведомый вал:

Диаметр выходного конца

dB2 = MK2/ 0,2[t]K = 202,92*103 / 0,2*25 = 34,4 мм.

Принимаем dB2 = 35 мм.

Диаметры подшипниковых шеек dП2 = 40 мм, диаметр вала в месте посадки червячного колеса dK2 = 45 мм.

Диаметр ступицы червячного колеса

dст2 = (1,6 … 1,8) dK2 = (1,6 … 1,8)*45 = (72 … 81) мм.

Принимаем dст2 = 78 мм.



Длина ступицы червячного колеса

Lст2 = (1,2 … 1,8)*dK2 = (1,2 … 1,8)*45 = (54 … 81) мм.

Принимаем Lст 2 = 80 мм.

Конструктивные размеры звездочек цепной передачи

Делительный диаметр меньшей звездочки

d д1 = t /sin(1800/ Z1) = 31,75/ sin(1800/25) = 254 мм;

большей звездочки

d д2 = t / sin(1800/ Z2) = 31.75/sin(1800/ 90) = 910 мм.

Наружные диаметры

Def = t / tg(1800/ Z1) + 1,1d1 = 31,75/ tg(1800/25) + 1,1*15,88 = 268,7 мм;

где d1 - диаметр ролика

De2 = t / tg(1800/ Z2) + 0,96t = 31,75/ tg(1800/90) + 0,96*31,75 = 939,6 мм.

Конструктивные размеры червячного зацепления

Основные размеры червяка:

делительный диаметр червяка



d1 = qm = 16*5 = 80 мм;

диаметр вершин витков червяка

da1 = d1 + 2m = 80 + 2*8 = 96 мм;

диаметр впадин витков червяка

df1 = d1 - 2,4m = 80 - 2,4*5 = 68 мм;

длина нарезанной части шлифованного червяка

b1 >= (11 + 0,06 Z2)m + 25 = (11 + 0,06*40)*5 + 25 = 109,5 мм,

принимаем b1 = 110 мм;

делительный угол подъема y

tg y = Z1/ q = 4/16 = 0,25

y = 14 0 02'10”.

Основные размеры венца червячного колеса:

делительный диаметр венца червячного колеса

d2 = Z2m = 40*5 = 200 мм;

диаметр вершин зубьев червячного колеса

da2 = d2 + 2m = 200 + 2*5 = 210 мм;



диаметр впадин зубьев червячного колеса

df 2 = d2 - 2,4m = 200 - 2,4*5 = 188 мм;

наибольший диаметр червячного колеса

daM2 <= da2 + 6m/(Z1 + 2) = 210 + 6*5/(4+2) = 215 мм;

ширина венца червячного колеса

d2 <= 0,75da1 = 0,75*90 = 67,5 мм.

Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщина стенок корпуса и крышки:

д = 0,04*аw + 2 = 0,04*140 + 2 = 7,6 мм,

принимаем д = 8 мм

д1 = 0,032*aw + 2 = 0,032*140 + 2 = 6,48 мм,

принимаем д = 8 мм.

Толщина фланцев (поясков) корпуса и крышки:

b = b1 = 1,5*д = 1,5*8 = 12 мм.

Диаметры болтов:

фундаментных d 1 = (0,03 … 0,036)а + 12 = (0,3 … 0,036)*140 + 12 = (16,2…17,04) мм, принимаем болты с резьбой М 16;

диаметр болтов d2 = 12 мм, d3 = 10 мм.

Выбор подшипников

В связи с тем, что в червячном зацеплении возникают значительные осевые усилия, примем радиально - упорные подшипники:

для вала - червяка: шариковые средней серии;

для вала червячного колеса: роликовые конические средней серии.

Таблица 2

Марка	d	D	В	Т	С	е
7209	45	85	19	20,5	16	0,414
46308	40	90	23	23	42,6	0,68

Проверка долговечности подшипников

Усилия в зацеплении (рис. 4):

окружное усилие на червячном колесе, равное осевому усилию на червяке,

Ft2 = Fa1 = 2T2 / d2 = 2*202,92*103 / 200 = 2029,2 H;

окружное усилие на червяке, равное осевому усилию на колесе,

Ft1 = Fa2 = Ft2* tg38 = 2029,2*tg38 = 1596,82 H;

радиальные усилия на колесе и червяке

Fr1 = Fr2 = 2T1 / d1 = 2*25,33*103 / 80 = 633,25 H.



При отсутствии специальных требований червяк должен иметь правое направление витков.

Направления усилий представлены на рис. 4.

ВАЛ ЧЕРВЯКА

Расстояние между опорами l1 = 215 мм. Диаметр d1 = 80 мм.

В плоскости XOZ

сумма М1 = 0;

Ft1*107,5 + Rx2*2*107,5 = 0

Rx2 = Ft1*107,5 / 2*107,5 = 798,41 H

сумма М3 = 0;

Ft1*107,5 - Rx1*2*107,5 = 0

Rx1 = Ft1*107,5 / 2*107,5 = 798,41 H

Проверка:

Ft1 - Rx1 - Rx2 = 0

1596,82 - 798,41 - 798,41 = 0.

Эпюра изгибающих моментов Мх:

сумма Мх1 = 0;

сумма Мх2 = - Rx1*107,5 = - 798,41*107,5*10-3 = - 85,83 H*м;

сумма Мх3 = 0.

В плоскости YOZ



сумма М1 = 0;

Fa1*40 - Fr1*107,5 + Ry2*2*107,5 = 0

Ry2 = Fa1*40 + Fr1*107,5 / 2*107,5 = 694,15 H

сумма М3 = 0;

Ry1*107,5*2 + Fa1*40 - Fr1*107,5 = 0

Ry1 = Fr1*107,5 - Fa1*40 / 107,5*2 = 60,9 H

Проверка:

Ry1 - Fr1 - Ry2 = 0

694,15 - 633,25 - 60,9 = 0.

Эпюра изгибающих моментов Мy:

сумма Мх1 = 0;

сумма Мх2 = - Ry1*107,5*10-3 = - 6,54 H*м;

сумма Мх2 = - Ry1*107,5*10-3 + Fa1*40*10-3 = 74,62 H*м;

сумма Мх3 = 0.

В плоскости XOZ

Mz = + T1 = 25,33 H*м.

Осевые составляющие радиальных реакций шариковых радиально - упорных подшипников:

S1 = eRx = 0,68*1129 = 768 H;



S2 = eRy = 0,68*696,8 = 474 H.

Эквивалентная нагрузка на правый («второй») подшипник

Рэ1 = RyVКбКТ = 696,8*1,3 = 905,8 Н.

Эквивалентная нагрузка на левый («первый») подшипник

Рэ2 = (Х*Rx*V + Y*S1)KбКт = (0,4*1129*1 + 0,87*768)*1,3 = 1,5 кН.

Долговечность определяем по более нагруженному подшипнику S1>S2.

Расчетная долговечность, млн.об.

L = (C/ Рэ2)3 = (42,6 / 1,5)3 = 22906 млн. об.

Расчетная долговечность, ч:

Lh = L*106 / 60*n = 22906*106 / 60*1440 = 265116 ч = 2,7*105 ч.

ВЕДОМЫЙ ВАЛ

Расстояние между опорами l2 = 125 мм. Диаметр d2 = 200 мм.

В плоскости XOZ

сумма М1 = 0;

- Fa1*100 - Fr1*62,5 + Ry2*2*62,5 = 0

Ry2 = (Fa1*100 + Fr2*62,5) / 2*62,5 = 1594,08 H;

сумма М3 = 0;



Ry1*2*62,5 + Fr2*62,5 - Fa2*100 = 0

Ry1 = (Fa2*100 - Fr2*62,5) / 2*62,5 = 960,83 H.

Проверка:

Ry1 + Fr2 - Ry2 = 0

960,83 + 633,25 - 1594,08 = 0.

Эпюра изгибающих моментов Мх:

сумма Мх1 = 0;

сумма Мх2 = Ry1*62,5*10-3 = 60 H*м;

сумма Мх2 = Ry2*62,5*10-3 - Fa2*100*10-3 = - 60 H*м;

сумма Мх3 = 0.

В плоскости YOZ

сумма М1 = 0

Ft2*62,5 - Rx2*2*62,5 + Fb(2*62,5 + 63) = 0;

Rx2 = [Ft2*62,5 + Fb(2*62,5 + 63)] / 2*62,5 = 3282,63 H

сумма М3 = 0

Rx1*62,5*2 - Ft2*62,5 + Fb*63 = 0;

Rx1 = (Ft2*62,5 - Fb*63) / 62,5*2 = 254,57 H.

Проверка:

Rx1 - Ft2 + Rx2 - Fb = 0

254,37 - 2029,2 + 3282,63 - 1508 = 0.

Эпюра изгибающих моментов Мy:

сумма Мх1 = 0;

сумма Мх2 = Rx1*62,5*10-3 = 59,91 H*м;

сумма Мх3 = Rx1 2*62,5*10-3 - Ft2*62,5*10-3 = - 95 H*м;

сумма Мх4 = 0.



В плоскости XOY

Мz = + T2 = 202,92 H*м

Суммарные реакции:

Rx = Rx12 + Rx22 = 3282,632 + 254,572 = 3292 H;

Ry = Ry12 + Ry22 = 960,832 + 1594,082 = 1861 H.

Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников:

S3 = 0,83*e*Rx = 0,83*0,414*3292 = 1131 H;

S4 = 0,83*e*Ry = 0,83*0,414*1861 = 639 H.

Эквивалентная нагрузка на правый подшипник:

Рэ1 = RxVКбКт = 3292*1,3 = 4280 Н = 4,2 кН.

Эквивалентная нагрузка на левый подшипник:

Рэ2 = (RyXY + YS2) = (1861*0,4*1 + 1,459*693) = 1677 Н = 1,7 кН.

Долговечность определяем по более нагруженному подшипнику S3>S4.

Расчетная долговечность, млн. об.

L = (C / Рэ1)10 / 3 = (41,9 / 4,2)10 / 3 = 2137 млн.об.



Расчетная долговечность, ч:

Lh = L*106 / n*60 = 2137*106 / 144*60 = 247338 ч = 2,5*105 ч.

Проверка прочности шпоночных соединений

Проверяем соединение, передающее вращающий момент от вала червячного колеса на червячное колесо.

Диаметр вала в этом месте dк2 = 45 мм. Сечение и длина шпонки: b x h x l = 14 x 9 x 60, глубина паза t1 = 5,5 мм. Момент Т2 = 202,92*103 Н*мм.

Напряжение смятия:

бсм = 2Т2 / dк2(h - t1)(l - b) = 2*202,92*103 / 45(9 - 5,5)(60 - 14) = 56 H/мм2 < [б]см.

Проверяем соединение, передающее вращающий момент от вала червячного колеса на звезду.

Диаметр вала в этом месте dв2 = 36 мм. Сечение и длина шпонки: b x h x l = 8х 7 х 31, глубина паза t1 = 4 мм. Момент Т2 = 202,92*103 Н*мм.

Напряжение смятия:

бсм = 2Т2 / dв2(h - t1)(l - b) = 2*202,92*103 / 36(7 - 4)(31 - 4) = 163 Н/мм2 > [б]см.

Проверяем стрелу прогиба червяка (расчет на жесткость).

Приведенный момент инерции поперечного сечения червяка:

Jпр = П*df14 [0,375 + 0,625(da1/df1)] = 160*104 мм4.



Допускаемый прогиб:

[f] = (0,005 … 0,01)*m = (0,005 … 0,01)*5 = 0,025 … 0,05 мм.

Таким образом, жесткость обеспечена, т.к.

f = 1,1*10-3 мм < [f].

Определение коэффициентов запаса прочности в опасных сечениях вала червячного колеса.

Посадка деталей редуктора

Посадка входного конца червяка К7.

Посадка мазеудерживающего кольца на валу Н7/m6.

Посадка подшипника качения в стакан Н7/h7.

Посадка внутреннего кольца подшипника качения на вал К6.

Посадка червячного колеса на вал Н7/К6.

Посадка бронзового венца на чугунный центр Н7/р6.

Смазка редуктора

Смазывание зацепления производится окунанием червяка в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня: h м. min = 2,2*m = 2,2*5 = 11 мм. Объем масляной ванны V определяется из расчета 0,25 дм3 на 1 кВт передаваемой мощности: V = 0,25*3,06 = 0,77 дм3.

Устанавливаем вязкость масла (по 1 табл. 10.9).

При контактном напряжении gм = 150 МПа и скорости Vs = 6.2 м/с рекомендуется выбирать вязкость масла 15*10-6 м2/с. По (1. табл. 10.10) принимаем масло авиационное МС - 22 (по ГОСТ 21743 - 76).

Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом УТ- 1, периодически пополняем его.

Тепловой расчет редуктора

Для проектируемого редуктора площадь теплоотводящей поверхности А=0,43 м2 (3 табл. 2.14).

Условие работы редуктора без перегрева при продолжительной работе:

t = Р3(1- nч.п.)/КtА <= | t |

где Р3 - мощность, Р3 = 2,7 кВт;

n ч.п. - КПД червячной передачи, nч.п. = 0,8;

Кt - коэффициент теплопроводности, Кt = 15 Вт/м2с2;

| t | - допустимая температура, | t | = 60 0С.

t = 2700(1 - 0,8)/15*0,43 = 53,7 0С > | t | , условие выполняется.

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 мазеудерживающие кольца, шариковые радиально - упорные подшипники, предварительно нагрев их в масле до 80 - 100 0С. Закрепляют их упорным кольцом. Вставляют собранный червячный вал в крышку редуктора.

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

В начале сборки червячного колеса закладывают шпонку и напрессовывают колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку и устанавливают роликовые конические подшипники, нагретые в масле. Собранный вал укладывают в основание корпуса, предварительно одев прокладку. Для центровки крышку устанавливают на корпус с помощью двух конических штифтов и затягивают болтами.

Закладывают в подшипниковые сквозные крышки резиновые манжеты и устанавливают крышку с прокладками, предварительно заложив пластичную смазку.

Для регулировки червячного зацепления необходимо весь комплект вала с червячным колесом смещать в осевом направлении до совпадения средней плоскости колеса с осью червяка. Этого добиваются переносом части прокладки с одной стороны корпуса на другую. Чтобы при этом сохранилась регулировка подшипников, суммарная толщина набора прокладок должна оставаться без изменения.

Ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и маслоуказатель. Заливают в редуктор масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с отдушиной.

Собранный редуктор обкатывают и испытывают на стенде.

Муфта упругая втулочно - пальцевая (сокращенно МУВП) выбирается в соответствии с выходным диаметром вала электродвигателя. Упругие втулки из специальной резины, стойкой в минеральном масле, воде, бензине и керосине. Муфты выдерживают кратковременные двукратные перегрузки.

Число пальцев - от 4 до 10. Муфта предназначена для передачи крутящего момента и для обеспечения соосности валов. Раму выбираем в зависимости от фундаментных болтов редуктора. Рама состоит из четырех швеллеров N 12 (12 ГОСТ 8240 - 72) из стали марки Ст. 3 (Ст. 3 ГОСТ 535 - 58) высотой 120 мм, шириной 52 мм. Рама устанавливается на фундамент.



Быстроходный вал

Правила техники безопасности

Электрооборудование и провода должны быть без перегибов и заизолированы.

Привод должен быть установлен на резине с целью погашения вибрации.

Вращающиеся части привода должны быть огорожены кожухами.

Перед началом работы проверять затяжку болтовых соединений.

Перед началом работы убедиться, что нет течи масла из - под прокладок и проверить уровень масла в редукторе, при необходимости долить.



Литература

редуктор электродвигатель подшипник передача

1. С.А. Чернавский и др. Курсовое проектирование деталей машин: - М.; Машиностроение, 1979. - 416 с.

2. Н.Г. Куклин, Г.С. Куклина. Детали машин: - М.; Высшая школа, 1979. - 311 с.

3. П.Ф. Дунаев, В.К. Леликов. Детали машин. Курсовое проектирование: - М; Высшая школа, 1984. - 366 с.

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

Размещено на Allbest.ru