Расчет и проектирование червячного редуктора
Назначение и область применения привода. Выбор электродвигателя и кинематический расчет. Определение мощностей и передаваемых крутящих моментов валов. Расчет червячной передачи. Компоновочная схема. Порядок сборки и регулировки редуктора.
| Рубрика | Производство и технологии |
| Вид | курсовая работа |
| Язык | русский |
| Дата добавления | 16.05.2007 |
| Размер файла | 3,9 M |
Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже
Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.
Министерство образования Республики Беларусь
Белорусский национальный технический университет
Кафедра «Детали машин, ПТМ и М»
Группа 302313
РАСЧЕТ И ПРОЕКТИРОВАНИЕ
ЧЕРВЯЧНОГО РЕДУКТОРА
Пояснительная записка
Разработал
студент Д.И.Зеньков
Консультант В.И.Шпиневский
2005
Содержание
1 Назначение и область применения привода
2 Выбор электродвигателя и кинематический расчет
3 Определение мощностей и передаваемых крутящих моментов валов
4 Расчет червячной передачи
5 Предварительный расчет диаметров валов
6 Подбор и проверочный расчет муфты
7 Предварительный выбор подшипников
8 Компоновочная схема
9 Выбор и проверочный расчет шпоночных соединений
10 Расчет валов по эквивалентному моменту
11 Расчет валов на выносливость (проверочный расчет)
12 Расчет подшипников на долговечность
13 Выбор системы и вида смазки
14 Расчет основных размеров корпуса редуктора
15 Порядок сборки и регулировки редуктора
16 Назначение квалитетов точности, шероховатости поверхности, отклонений формы и взаимного расположения поверхностей
Литература
1 Назначение и область применения привода
Нам в нашей работе необходимо рассчитать и спроектировать привод конвейера.
Привод предназначен для передачи вращающего момента от электродвигателя к исполнительному механизму. В качестве исполнительного механизма может быть ленточный или цепной конвейер. Привод состоит из двигателя 1 (рис.1), зубчато-ременной передачи 2, червячного редуктора 3 и муфты 4.
Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи мощности от двигателя к рабочей машине.
Назначение редуктора - понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим.
Редуктор состоит из литого чугунного корпуса, в котором помещены элементы передачи - червяк, червячное колесо, подшипники, вал и пр. Входной вал редуктора посредством зубчато-ременной передачи соединяется с двигателем, выходной посредством муфты - с конвейером.
Червячные редукторы применяют для передачи движения между валами, оси которых перекрещиваются.
Так как КПД червячных редукторов невысок, то для передачи больших мощностей в установках, работающих непрерывно, проектировать их нецелесообразно. Практически червячные редукторы применяют для передачи мощности, как правило, до 45кВт и в виде исключения до 150кВт.
2 Выбор электродвигателя и кинематический расчет
2.1 Исходные данные для расчета:
выходная мощность - =3,2 кВт; выходная частота вращения вала рабочей машины - =65 об/мин; нагрузка постоянная; долговечность привода - 10000 часов.
Рис. 1 - кинематическая схема привода, где:
1 - двигатель; 2 - клиноременная передача; 3 - червячная передача; 4 - муфта
2.2 Определение требуемой мощности электродвигателя.
- требуемая мощность электродвигателя (2.1)
где: - коэффициент полезного действия (КПД) общий.
х (2.2)
где[3, табл.2.2]: - КПД ременной передачи
- КПД червячной передачи
- КПД подшипников
- КПД муфты
2.3 Определение ориентировочной частоты вращения вала электродвигателя
Определяем ориентировочную частоту вращения вала электродвигателя
(2.3)
где - выходная частота вращения вала рабочей машины
- общее передаточное число редуктора.
,
где - передаточное число ременной передачи, передаточное число червячной передачи.
Принимаем [3,табл.2.3]:
,
По требуемой мощности выбираем [2, т.3, табл.29] электродвигатель трехфазный короткозамкнутый серии АИ закрытый обдуваемый с синхронной частотой вращения 1500мин-1 АИР112М4, с параметрами Рном = 5,5 кВт, мин -1,
S=3,7%, мин -1.
2.4 Определение действительных передаточных отношений.
Определяем действительное передаточное соотношение из формулы (2.3)
Разбиваем по ступеням.
Принимаем стандартное значение
Передаточное число ременной передачи
Принимаем
2.5 Определяем частоты вращения и угловые скорости валов.
- угловая скорость двигателя;
- число оборотов быстроходного вала;
- угловая скорость быстроходного вала;
- число оборотов тихоходного вала;
- угловая скорость тихоходного вала.
3. Определение мощностей и передаваемых крутящих моментов валов
3.1 Определяем мощности на валах
Расчет ведем по [3]
Мощность двигателя -
Определяем мощность на быстроходном валу
(3.1)
Определяем мощность на тихоходном валу
(3.2)
3.2 Определяем вращающие моменты на валах.
Определяем вращающие моменты на валах двигателя, быстроходном и тихоходном валах по формуле
(3.3)
4. Расчет червячной передачи
4.1 Исходные данные
4.2 Выбор материала червяка и червячного колеса
Для червяка с учетом мощности передачи выбираем [1, c.211] сталь 45 с закалкой до твердости не менее HRC 45 и последующим шлифованием.
Марка материала червячного колеса зависит от скорости скольжения
(4.1)
м/с
Для венца червячного колеса примем бронзу БрА9Ж3Л, отлитую в кокиль.
4.3 Предварительный расчет передачи
Определяем допускаемое контактное напряжение [1]:
[ ун] =КHLСv0,9в, (4.2)
где Сv -коэффициент, учитывающий износ материалов, для Vs=2,39 он равен 1,21
в,- предел прочности при растяжении, для БрА9Ж3Л в,=500
КHL - коэффициент долговечности
КHL =, (4.3)
где N=5732Lh, (4.4)
Lh - срок службы привода, по условию Lh=10000ч
N=573х6,82х10000=39078600
Вычисляем по (4.3):
КHL =
КHL =0,84
[ ун] =0,84х1,21х500=510
Число витков червяка Z1 принимаем в зависимости от передаточного числа при U = 10 принимаем Z1 = 4
Число зубьев червячного колеса Z2 = Z1 x U = 4 x 10 = 40
Принимаем предварительно коэффициент диаметра червяка q = 10;
Коэффициент нагрузки К = 1,2; [1]
Определяем межосевое расстояние [1, c.61]
(4.5)
Вычисляем модуль
(4.6)
Принимаем по ГОСТ2144-76 (таблица 4.1 и 4.2) стандартные значения
m = 4
q = 10
а также Z2 = 40 Z1 = 4
Тогда пересчитываем межосевое расстояние по стандартным значениям m, q и Z2:
(4.7)
Принимаем aw = 100 мм.
4.4 Расчет геометрических размеров и параметров передачи
Основные размеры червяка.:
Делительный диаметр червяка
(4.8)
Диаметры вершин и впадин витков червяка
(4.9)
(4.10)
Длина нарезной части шлифованного червяка [1]
(4.11)
Принимаем b1=42мм
Делительный угол подъема г:
г =arctg(z1/q)
г =arctg(4/10)
г = 21 є48'05”
ha=m=4мм; hf=1,2x m=4,8мм; c=0,2x m=0,8мм.
Основные геометрические размеры червячного колеса [1]:
Делительный диаметр червячного колеса
(4.12)
Диаметры вершин и впадин зубьев червячного колеса
(4.13)
(4.14)
Наибольший диаметр червячного колеса
(4.15)
Ширина венца червячного колеса
(4.16)
Принимаем b2=32мм
Окружная скорость
(4.17)
червяка -
колеса -
Скорость скольжения зубьев [1, формула 4.15]
КПД редуктора с учетом потерь в опорах, потерь на разбрызгивание и перемешивания масла [1, формула 4.14]
Уточняем вращающий момент на валу червячного колеса
(4.18)
По [1, табл. 4.7] выбираем 7-ю степень точности передачи и находим значение коэффициента динамичности Kv = 1,1
Коэффициент неравномерности распределения нагрузки [1,формула 4.26]
В этой формуле коэффициент деформации червяка при q =10 и Z1 =4 [1,табл. 4.6]
При незначительных колебаниях нагрузки вспомогательный коэффициент Х=0,6
Коэффициент нагрузки
4.5 Проверочный расчет
Проверяем фактическое контактное напряжение
МПа < [GH] = 510МПа.
Проверяем прочность зубьев червячного колеса на изгиб.
Эквивалентное число зубьев.
Коэффициент формы зуба [1, табл. 4.5] YF = 2,19
Напряжение изгиба
Па = 92,713 мПа
Определяем окружные Ft, осевые Fa и радиальные Fr силы в зацеплении соответственно на червяке и на колесе по формулам:
(4.19)
(4.20) (4.21)
Данные расчетов сведены в табл.1.
Таблица 1
Параметры червячной передачи
|
Параметр |
Колесо |
Червяк |
|
|
m |
4 |
||
|
z |
40 |
4 |
|
|
ha,мм |
4 |
||
|
hf,мм |
4,8 |
||
|
с, мм |
0,8 |
||
|
d, мм |
160 |
40 |
|
|
dа, мм |
168 |
48 |
|
|
df, мм |
150,4 |
30,4 |
|
|
dаm, мм |
172 |
- |
|
|
b, мм |
32 |
42 |
|
|
г |
21є48'05” |
||
|
V, м/с |
0,54 |
1,36 |
|
|
Vs, м/с |
1,64 |
||
|
Ft, Н |
8725 |
138 |
|
|
Fa, Н |
138 |
8725 |
|
|
Fr, Н |
3176 |
5 Предварительный расчет диаметров валов
5.1 Расчет ведущего вала
Ведущий вал - червяк (см.рис.2)
Рис.2 Эскиз червяка
Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении (согласно табл. 7.1 [2]):
По ГОСТ принимаем d1 =25мм
Диаметры подшипниковых шеек d2 =d1+2t=25+2х2,2=29,9мм
Принимаем d2 =30мм
d3?df1=47,88
Принимаем d3 =40мм
l1 =(1,2…1,5)d1 =1,4x25=35мм
l2?1,5d2 =1,5x30=45мм
l3 =(0,8…1)хdam=170мм
l4 - определим после выбора подшипника
5.2 Расчет тихоходного вала
Ведомый вал - вал червячного колеса (см. рис.3)
Рис.3 Эскиз ведомого вала
Диаметр выходного конца
Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда d1 =50мм
Диаметры подшипниковых шеек d2 =d1+2t=50+2х2,8=55,6мм
Принимаем d2 =60мм
d3= d2 +3,2r=60+3,2х3=69,6мм
Принимаем d2 =71мм
d5= d3 +3,2r=71+9,6=80мм
l1 =(1,0…1,5)d1 =1,2х50=60мм
l2?1,25d2 =1,25х60=75мм
l3 =(0,8..1)хdam=170мм
l4 - определим после выбора подшипника
6 Подбор и проверочный расчет муфты
Определяем для муфты на выходном конце тихоходного вала расчетный момент Мр [3]:
Мр=рТ2 , (6.1)
где р - коэффициент режима работы
Для ленточных конвейеров р=1,25-1,5
Принимаем р=1,4
Мр=1,4х535,2=748 Нм
Исходя из задания на курсовую работу, расчетного момента и диаметра выходного вала d2=50мм выбираем [2,т.2,табл.12] муфту цепную с однорядной цепью 1000-1-50-1-У3 ГОСТ20761-80. Материал полумуфт - сталь 45.
Проводим проверочный расчет муфты по условию
[Ммуфты] Мр ,
1000748
Все параметры муфты в норме.
7 Предварительный выбор подшипников
Предварительный выбор проводим по табл.7.2.[2].
Так как межосевое расстояние составляет 100мм для червяка выбираем роликовые подшипники 7306 ГОСТ333-79, а для червячного колеса - 7512 ГОСТ333-79 (рис.4).
Рис.4 Подшипник ГОСТ333-79.
Параметры подшипников приведены в табл.2.
Таблица 2
Параметры подшипников
|
Параметр |
7306 |
7512 |
|
|
Внутренний диаметр d, мм |
30 |
60 |
|
|
Наружный диаметр D,мм |
72 |
110 |
|
|
Ширина Т,мм |
21 |
20 |
|
|
Ширина b,мм |
19 |
28 |
|
|
Ширина с,мм |
17 |
24 |
|
|
Грузоподъемность Сr, кН |
40 |
94 |
|
|
Грузоподъемность С0r, кН |
29,9 |
75 |
8 Компоновочная схема.
Компоновочная схема редуктора с выбранными и рассчитанными размерами показана на рис.5.
Рис.5 Компоновочная схема редуктора
9 Выбор и проверочный расчет шпоночных соединений
Выбор и проверочный расчет шпоночных соединений проводим по [4].
Рис.6 Сечение вала по шпонке
9.1 Соединение быстроходный вал - шкив ременной передачи
Для выходного конца быстроходного вала при d=25 мм подбираем призматическую шпонку со скругленными торцами bxh=8x7 мм2 при t=4мм.
При l1=35 мм выбираем длину шпонки l=32мм.
Материал шпонки - сталь 45 нормализованная. Напряжения смятия и условия прочности определяем по формуле:
где Т - передаваемый момент, Нмм;
lр - рабочая длина шпонки, при скругленных концах lр=l-b,мм;
[]см - допускаемое напряжение смятия.
С учетом того, что на выходном конце быстроходного вала устанавливается шкив из чугуна СЧ20 ([]см=70…100 Н/мм2) вычисляем:
Условие выполняется.
9.2 Соединение тихоходный вал - полумуфта
Для выходного конца тихоходного вала при d=50 мм подбираем призматическую шпонку со скругленными торцами bxh=14x9 мм2 при t=5,5мм.
При l1=60 мм выбираем длину шпонки l=45мм.
Материал шпонки - сталь 45 нормализованная. Проверяем напряжения смятия и условия прочности с учетом материала полумуфты - ст.3 ([]см=110…190 Н/мм2) и Т2=748 Нмм:
Условие выполняется.
9.3 Соединение тихоходный вал - ступица червячного колеса
Для соединения тихоходного вала со ступицей червячного колеса при d=71 мм подбираем призматическую шпонку со скругленными торцами bxh=20x12 мм2 при t=7,5мм.
При l1=32 мм выбираем длину шпонки l=32мм.
Материал шпонки - сталь 45 нормализованная. Проверяем напряжения смятия и условия прочности с учетом материала ступицы чугуна СЧ20 ([]см=70…100 МПа) и Т2=748 Нмм:
Условие выполняется.
Выбранные данные сведены в табл.3.
Таблица 3
Параметры шпонок и шпоночных соединений
|
Параметр |
Вал-шкив |
Вал-полумуфта |
Вал-колесо |
|
|
Ширина шпонки b,мм |
8 |
14 |
20 |
|
|
Высота шпонки h,мм |
7 |
9 |
12 |
|
|
Длина шпонки l,мм |
32 |
45 |
32 |
|
|
Глубина паза на валу t1,мм |
4 |
5,5 |
7,5 |
|
|
Глубина паза во втулке t2,мм |
3,3 |
3,8 |
4,9 |
10 Расчет валов по эквивалентному моменту
10.1 Исходные данные для расчета
Составляем схему усилий, действующих на валы червячного редуктора (рис.7):
Рис.7 Схема усилий, действующих на валы червячного редуктора
Определяем консольную нагрузку на муфте [1,табл.6.2]:
; (10.1)
Н
Для определения консольной нагрузки на шкиве необходимо произвести расчет зубчато-ременной передачи.[1].
Определяем минимальный диаметр ведущего шкива по диаметру вала электродвигателя dДВ=32мм, шпонка bхh=10х8мм.
Определяем минимальный диаметр ведущего шкива:
d1= dДВ+h+10;
d1min=50мм.
Выбираем зубчатый ремень по ОСТ3805114-76 с модулем m=4, с трапецеидальной формой, шириной 84мм. Назначаем число зубьев ведущего шкива z=15.
Определяем делительный диаметр ведущего шкива:
d1=z x m
d1=60мм.
Определяем диаметр ведомого шкива:
где u-передаточное отношение передачи, u=2,2;
Принимаем .
Определяем ориентировочное межосевое расстояние
Принимаем а=110мм.
Определяем расчетную длину ремня:
Принимаем l=550мм.
Уточняем значение межосевого расстояния по стандартной длине ремня:
180мм.
Определяем угол обхвата ремнем ведущего шкива:
;
Определяем скорость ремня:
где [v]-допускаемая скорость, для зубчатых ремней [v]=25м/с.
Определяем частоту пробегов ремня:
где [U]=30м-1 - допускаемая частота пробегов.
Определяем силу предварительного натяжения Fо ремня:
(10.2)
где С - поправочные коэффициенты [3,табл.5.2].
Определяем консольную нагрузку на шкиве [3,табл.6.2]:
Для построения эпюр с учетом рис.5, данных табл.1 и пункта 7 определяем расстояния прилагаемых сил (рис.8).
Рис.8 Компоновочный эскиз вала
Все выбранные данные сводим в табл.4.
Таблица 4
Исходные данные для расчета валов
|
Параметр |
Ведущий вал - червяк |
Ведомый вал |
|
|
Ft, Н |
138 |
8725 |
|
|
Fr, Н |
3176 |
||
|
Fa, Н |
8725 |
138 |
|
|
Fм(Fш), Н |
1232 |
5784 |
|
|
d, мм |
40 |
160 |
|
|
а=b, мм |
93 |
42 |
|
|
с, мм |
67 |
86 |
10.2 Расчет ведущего вала - червяка.
Заменяем вал балкой на опорах в местах подшипников.
Рассматриваем вертикальную плоскость (ось у)
Изгибающий момент от осевой силы Fа будет:
mа=[Faxd/2]:
mа=8725·4010-3/2=174,5Нм.
Определяем реакции в подшипниках в вертикальной плоскости.
1mАу=0
-RBy·(a+b)+Fr·a- mа=0
RBy=(Fr·0,093- mа)/ 0,186=(3176·0,093-174,5)/ 0,186=649,8Н
Принимаем RBy=650Н
2mВу=0
RАy·(a+b)-Fr·b- mа=0
RАy==(Fr·0,093+ mа)/ 0,186=(3176·0,093+174,5)/ 0,186=2526,2Н
Принимаем RАy=2526Н
Проверка:
FКу=0
RАy- Fr+ RBy=2526-3176+650=0
Назначаем характерные точки 1,2,2',3 и 4 и определяем в них изгибающие моменты:
М1у=0;
М2у= RАy·а;
М2у=2526·0,093=235Нм;
М2'у= М2у- mа(слева);
М2'у=235-174,5=60,5Нм;
М3у=0;
М4у=0;
Строим эпюру изгибающих моментов Му, Нм.
Рассматриваем горизонтальную плоскость (ось х)
1mАх=0;
Fш·(a+b+с)-RВх·(a+b)- Ft·a=0;
1232·(0,093+0,093+0,067)-RВх·(0,093+0,093)-138·0,093=0;
RВх=(311,7-12,8)/0,186;
RВх=1606,9Н
RВх1607Н
2mВх=0;
-RАх·(a+b)+Ft·b+Fш·с= 0;
RАх=(12,834+82,477)/0,186;
RАх=512,4Н
RАх512Н
Проверка
mКх=0;
-RАх+ Ft- Fш+ RВх=-512+138-1232+1607=0
Рис.9 Эпюры изгибающих и крутящих моментов ведущего вала
Назначаем характерные точки 1,2,2',3 и 4 и определяем в них изгибающие моменты:
М1х=0;
М2х= -RАх·а;
М2х=-512·0,093=-47,6Нм;
М3х=- Fш ·с;
М3х=-1232·0,067=-82,5Нм
М4х=0;
Строим эпюру изгибающих моментов Мх.
Крутящий момент
ТI-I=0;
ТII-II=T1=Ft·d1/2;
ТII-II=2,76Нм
Определяем суммарные изгибающие моменты:
Определяем эквивалентные моменты:
По рис.9 видно, что наиболее опасным является сечение С-С ведущего вала.
10.3 Расчет ведомого вала
Расчет производим аналогично п.10.1.
Заменяем вал балкой на опорах в местах подшипников.
Рассматриваем вертикальную плоскость (ось у)
Изгибающий момент от осевой силы Fа будет:
mа=[Faxd/2]:
mа=138·16010-3/2=11Нм.
Определяем реакции в подшипниках в вертикальной плоскости.
1mАу=0
-RBy·(a+b)+Fr·a- mа=0
RBy=(Fr·0,042- mа)/ 0,084=(3176·0,042-11)/ 0,084=1457,04Н
Принимаем RBy=1457Н
2mВу=0
RАy·(a+b)-Fr·b- mа=0
RАy==(Fr·0,042+ mа)/ 0,084=(3176·0,042+11)/ 0,084=1718,95Н
Принимаем RАy=1719Н
Проверка:
FКу=0
RАy- Fr+ RBy=1719-3176+1457=0
Назначаем характерные точки 1,2,2',3 и 4 и определяем в них изгибающие моменты:
М1у=0;
М2у= RАy·а;
М2у=1719·0,042=72,2Нм;
М2'у= М2у- mа(слева);
М2'у=72,2-11=61,2Нм;
М3у=0;
М4у=0;
Строим эпюру изгибающих моментов Му, Нм.
Рассматриваем горизонтальную плоскость (ось х)
1mАх=0;
Fm·(a+b+с)-RВх·(a+b)- Ft·a=0;
5784·(0,042+0,042+0,086)-RВх·(0,042+0,042)-8725·0,042=0;
RВх=(983,3-366,45)/0,084;
RВх=7343,2Н
RВх7343Н
2mВх=0;
-RАх·(a+b)+Ft·b+Fм·с= 0;
RАх=(366,45+497,4)/0,084;
RАх=10284,2Н
RАх10284Н
Проверка
mКх=0;
-RАх+ Ft- Fm+RВх=-7343+8725-5784+10284=0
Назначаем характерные точки 1,2,2',3 и 4 и определяем в них изгибающие моменты:
М1х=0;
М2х= -RАх·а;
М2х=-10284·0,042=-432Нм;
М3х=- Fm ·с;
М3х=-5784·0,086=-497Нм
М4х=0;
Строим эпюру изгибающих моментов Мх.
Крутящий момент
ТI-I=0;
ТII-II=T1=Ft·d2/2;
ТII-II=698Нм
Определяем суммарные изгибающие моменты:
Определяем эквивалентные моменты:
Рис.10 Эпюры изгибающих и крутящих моментов ведомого вала
По рис.10 видно, что наиболее опасным является сечение С-С ведомого вала.
11 Расчет валов на выносливость
По рис.9 и рис.10 видно, что наиболее опасным является сечение С-С ведомого вала, где эквивалентный момент более, чем в три раза больше, чем у ведущего вала. Поэтому расчет на выносливость проводим только для ведомого вала.
Определяем суммарный изгибающий момент в сечении С-С
Рис.11 Схема для определения суммарного изгибающего момента
; (11.1)
Из табл.3 выбираем данные по шпонке:
Сечение шпонки b·h=20·12.
Глубина паза ваза t1=7,5мм
Диаметр вала dк3=71мм.
Определяем осевой и полярный моменты сопротивления в сечении С-С вала с учетом шпоночного паза [1. табл.8.5]
(11.2)
(11.3)
; мм3;
; мм3:
Определяем напряжение изгиба в сечении С-С
; (11.4)
; ;
Принимаем .
Определяем напряжения кручения в сечении С-С
; ;
Принимаем .
Определяем амплитудные и средние напряжения циклов перемен напряжений. По заданию вал неверсивный. Напряжения изгиба изменяются по симметричному циклу (рис.12), а напряжения кручения - по пульсирующему циклу (рис.13).
Рис.12 Цикл перемен напряжений изгиба
Рис.13 Цикл перемен напряжений кручения
Из рисунков следует:
- для перемен напряжений изгиба:
v=и; м=0; v=14МПа.
- для перемен напряжений кручения:
фv=фи=фк/2; фv=фи=5МПа.
Определяем коэффициенты снижения выносливости в сечении С-С. Зубчатое колесо напрессовано на вал и шпонку по посадке с гарантированным натягом, тогда находим коэффициент нормальных напряжений.
Э и Эф - масштабные факторы
Учитывая примечание 2 [1, с.166 табл.8.7]
[1, с.166 табл.8.7]
;
в - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности при высоте микронеровностей :
Rа=0,32…2,5мкм;
в =0,97…0,9; [1, с.162]
Принимаем в =0,92.
Определяем коэффициент запаса усталостной прочности по нормальным напряжениям изгиба. [1, с.162]
(11.5)
; .
Коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла по касательным напряжениям ш=0,1.
Определяем коэффициент запаса усталостной прочности по нормальным напряжениям кручения. [1, с.164]
; (11.6)
;
Определяем суммарный коэффициент запаса усталостной прочности в сечении вала С-С [1, с.162]
(11.7)
где [S]=1,5…5,5 - требуемый коэффициент запаса усталостной прочности [1, с.162]
Вывод: Расчетный коэффициент запаса усталостной прочности в пределах нормы, поэтому конструкцию вала сохраняем.
12 Расчет подшипников на долговечность
12.1 Расчет подшипников червяка на долговечность
Исходные данные
n2=652мин-1;
dп3=30мм;
RАy=2526Н;
RАх=512Н;
RBy=650Н;
RВх=1607Н;
Н.
Определяем радиальные нагрузки, действующие на подшипники
; (12.1)
;
Здесь подшипник 2 - это опора А в сторону которой действует осевая сила Fа (рис.9).
;
;
Назначаем тип подшипника, определив отношение осевой силы к радиальной силе того подшипника, который ее воспринимает (здесь подшипник 2)
;
;
Так как соотношение больше 0,35, то назначаем роликовый конический однорядный подшипник средней серии по dп3=30мм.
Подшипник № 7306, у которого:
Dn2=72мм;
Вn2=21мм;
С0=40кН - статическая грузоподъемность;
С=29,9кН - динамическая грузоподъемность
е=0,34 - коэффициент осевого нагружения;
У=1,78 - коэффициент при осевой нагрузке [1,c.402, табл.П7].
Определяем коэффициент Х при радиальной нагрузке [1,c.212, табл.9.18] в зависимости от отношения
;
где V - коэффициент вращения, при вращении внутреннего кольца V=1.
Тогда Х=0,4.
Изображаем схему нагружения подшипников. Подшипники устанавливаем враспор.
Рис.14 Схема нагружения вала-червяка
Определяем осевые составляющие от радиальных нагрузок
S=0,83eFr [1,c.216]
S1=0,830,341733; S1=489Н;
S2=0,830,342577; S2=727Н.
Определяем осевые нагрузки, действующие на подшипники.
FaI=S1;
FaII=S2 +FaI;
FaI=489Н;
FaII=489+723; FaII=1216Н.
Определяем эквивалентную нагрузку наиболее нагруженного подшипника II
Fэ2=(ХVFr2+УFaII)KKф;
где K - коэффициент безопасности;
K =1,3…1,5 [1,c.214, табл.9.19];
принимаем K =1,5;
Kф - температурный коэффициент;
Kф =1 (до 100єС) [1,c.214, табл.9.20];
Fэ2=(0,412577+1,781216)1,51; Fэ2=3195Н=3,2кН
Определяем номинальную долговечность роликовых подшипников в часах
[1,c.211]; (12.2)
.
Подставляем в формулу (12.2):
; ч.
По заданию долговечность привода Lhmin=10000ч.
В нашем случае Lh> Lhmin, принимаем окончательно для червяка подшипник 7306.
12.1 Расчет подшипников тихоходного вала на долговечность
Исходные данные
n2=65,2мин-1;
dп3=60мм;
RАy=1719Н;
RАх=10284Н;
RBy=1457Н;
RВх=7343Н;
Н.
Определяем радиальные нагрузки, действующие на подшипники (12.1)
;
Здесь подшипник 2 - это опора А в сторону которой действует осевая сила Fа (рис.10).
;
;
Назначаем тип подшипника, определив отношение осевой силы к радиальной силе того подшипника, который ее воспринимает (здесь подшипник 2)
;
;
Так как соотношение больше 0,35, то назначаем роликовый конический однорядный подшипник средней серии по dп3=60мм.
Подшипник № 7512, у которого:
Dn2=110мм;
Вn2=30мм;
С0=94кН - статическая грузоподъемность;
С=75кН - динамическая грузоподъемность
е=0,392 - коэффициент осевого нагружения;
У=1,528 - коэффициент при осевой нагрузке [1,c.402, табл.П7].
Определяем коэффициент Х при радиальной нагрузке [1,c.212, табл.9.18] в зависимости от отношения
>е
где V - коэффициент вращения, при вращении внутреннего кольца V=1.
Тогда Х=0,4.
Изображаем схему нагружения подшипников. Подшипники устанавливаем враспор.
Рис.15 Схема нагружения тихоходного вала
Определяем осевые составляющие от радиальных нагрузок
S=0,83eFr [1,c.216]
S1=0,830,3927496; S1=2440Н;
S2=0,830,39210426; S2=3392Н.
Определяем осевые нагрузки, действующие на подшипники.
FaI=S1;
FaII=S2 +FaI;
FaI=2440Н;
FaII=2440+3392; FaII=5832Н.
Определяем эквивалентную нагрузку наиболее нагруженного подшипника II
Fэ2=(ХVFr2+УFaII)KKф;
где K - коэффициент безопасности;
K =1,3…1,5 [1,c.214, табл.9.19];
принимаем K =1,5;
Kф - температурный коэффициент;
Kф =1 (до 100єС) [1,c.214, табл.9.20];
Fэ2=(0,4110426+1,785832)1,51; Fэ2=14550Н=14,55кН
Определяем номинальную долговечность роликовых подшипников в часах
[1,c.211]; (12.2)
.
Подставляем в формулу (12.2):
; ч.
По заданию долговечность привода Lhmin=10000ч.
В нашем случае Lh> Lhmin, принимаем окончательно для червяка подшипник 7512.
13 Выбор системы и вида смазки.
Скорость скольжения в зацеплении VS = 2,38 м/с. Контактные напряжения Н = 510 Н/мм2. По таблице 10.29 из [3] выбираем масло И-Т-Д-460.
Используем картерную систему смазывания. В корпус редуктора заливаем масло так, чтобы венец зубчатого колеса был в него погружен на глубину hм (рис.15):
Рис.16 Схема определения уровня масла в редукторе
hм max 0.25d2 = 0.25160 = 40мм;
hм min = m = 4мм.
При вращении колеса масло будет увлекаться его зубьями, разбрызгиваться, попадать на внутренние стенки корпуса, откуда стекать в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которым покрываются поверхности расположенных внутри корпуса деталей, в том числе и подшипники.
Объем масляной ванны
V = 0.65PII = 0.653,65 = 2.37 л.
Контроль уровня масла производится пробками уровня, которые ставятся попарно в зоне верхнего и нижнего уровней смазки. Для слива масла предусмотрена сливная пробка. Заливка масла в редуктор производится через съемную крышку.
И для вала-червяка, и для вала червячного колеса выберем манжетные уплотнения по ГОСТ 8752-79. Установим их рабочей кромкой внутрь корпуса так, чтобы обеспечить к ней хороший доступ масла.
14 Расчет основных элементов корпуса
Для предотвращения задевания поверхностей вращающихся колес за внутренние стенки корпуса внутренний контур стенок провести с зазором х=8…10мм [3]; такой же зазор предусмотреть между подшипниками и контуром стенок. Расстояние между дном корпуса и поверхностью колес принимаем
у4х; у(32…40)мм
Для малонагруженных редукторов (Т2500Нм) определяем толщины стенок крышки и основания корпуса
; мм, принимаем мм.
Для крепления крышек подшипников в корпусе и крышке предусматриваем фланцы. Крышки торцовые для подшипников выбираем по табл.143 (глухие) и 144 (с отверстием для манжетного уплотнения) [2, т.2, с.255].
15 Сборка и регулировка редуктора
Конструкцию редуктора принимаем с верхним расположением червяка [3, рис.А10]. Порядок сборки следующий:
- на червяк устанавливаем подшипники;
- червяк с подшипниками устанавливаем в верхнюю крышку, регулируем зазоры в подшипниках кольцами и закрываем торцевыми крышками, сквозная крышка с манжетой;
- устанавливаем на ведомый вал червячное колесо и подшипники, регулируем зазоры в подшипниках кольцами;
- собранный вал устанавливается на корпус и закрывается верхней крышкой с червяком;
- закрываем подшипники ведомого вала торцевыми крышками, сквозная крышка с манжетой;
- верхняя крышка соединяется с корпусом с помощью винтов и фиксируется двумя штифтами;
- в корпус устанавливаются пробки для слива и для контроля верхнего уровня;
- в редуктор через верхнее отверстие в крышке заливается масло до верхнего уровня;
- устанавливается верхняя пробка и крышка, закрывающая отверстие для заливки масла и контроля зацепления червячной передачи;
- на быстроходный вал устанавливаем шкив ременной передачи, а на тихоходный полумуфту;
- проверяем работу редуктора, вручную проворачивая быстроходный вал.
Редуктор собран и при изготовлении деталей без отклонений готов к подключению к приводу.
16 Назначение квалитетов точности, шероховатости поверхности, отклонений формы и взаимного расположения поверхностей
Выбор допусков, посадок и шероховатости поверхности проводим приняв, что детали редуктора изготавливаются по нормальной относительной точности размеров [3]. При выборе руководствуемся стандартным рядом параметров шероховатости. Выбранные значения параметров приведены в табл.5.
Параметры точности и шероховатости
Таблица 5
|
Наименование соединения, поверхности |
Шероховатость Ra, мкм |
Посадка, допуск |
|
|
Соединение зубчатого колеса с валом |
1,25 |
H7/p6 |
|
|
Поверхность вала под подшипниками |
0,63 |
k6 |
|
|
Поверхность корпуса для посадки подшипников |
1,0 |
H8 |
|
|
Поверхность заплечиков вала |
0,8 |
h12 |
|
|
Поверхность выходного конца вала |
0,4 |
r6 |
|
|
Посадочная поверхность торцевых крышек |
6,3 |
h7 |
|
|
Поверхность зубьев: - колеса - червяка |
2,5 2,5 |
h12 h12 |
|
|
Поверхность червяка под подшипниками |
0,63 |
k6 |
|
|
Поверхность выходного конца быстроходного вала |
2,5 |
h7 |
|
|
Все остальные обрабатываемые поверхности |
6,3 |
H14,h14 |
|
|
Поверхности, получаемые литьем |
25 |
H15,h15 |
17 Тепловой расчет редуктора
Цель теплового расчета - проверка температуры масла в редукторе, которая не должна превышать допускаемой [t]м=80…95єС. Температура воздуха вне корпуса редуктора обычно tв=20 єС. Температура масла tм в корпусе червячной передачи при непрерывной работе без искусственного охлаждения определяется по формуле [3]:
(18.1)
где Ю- КПД редуктора,
Кt =9…17 Вт/(м2град) - коэффициент теплопередачи,
А - площадь теплоотдающей поверхности корпуса редуктор, м2
По [3, табл.11.6] исходя из межосевого расстояния 100мм определяем А=0,24
Подставив данные в (18.1) получим:
єС[t]м
Температура редуктора в норме.
Литература
1. С.А.Чернавский и др. «Курсовое проектирование деталей машин» М. 1987г.
2. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя: В 3 т. -8-е изд. перераб. и доп. Под ред. И.Н.Жестковой. - М.: Машиностроение, 1999
3. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие. - М.: Высш. шк., 1991
4. Чернин И.М. и др. Расчеты деталей машин. - Мн.: Выш. школа, 1978
5. Иосилевич Г.Б., Строганов Г.Б., Маслов Г.С. Прикладная механика: Учеб. для вузов/Под ред. Г.Б.Иосилевича._М.:Высш.шк., 1989.-351с.
Подобные документы
Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода. Определение мощностей и передаваемых крутящих моментов на валах. Подбор и проверочный расчет муфт. Расчет валов на выносливость. Описание сборки редуктора. Регулировка подшипников и зацеплений.
курсовая работа [448,1 K], добавлен 28.03.2012Кинематический расчет привода и подбор электродвигателя. Расчет зубчатой передачи. Проектный расчет валов редуктора. Выбор и расчет подшипников на долговечность. Выбор и расчет муфт, шпонок и валов. Выбор смазки редуктора. Описание сборки редуктора.
курсовая работа [887,5 K], добавлен 16.02.2016Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода. Подбор подшипников тихоходного вала. Оценка прочности шпоночных соединений. Конструирование элементов корпуса редуктора. Расчет червячной передачи, валов редуктора и крутящих моментов на них.
курсовая работа [1,2 M], добавлен 07.06.2010Назначение, характеристики, область применения червячного редуктора: кинематический расчет привода; проектный расчёт валов, корпуса, подшипников, шпоночных соединений; эскизная компоновка; определение эквивалентного момента, выбор типоразмера редуктора.
курсовая работа [726,5 K], добавлен 05.07.2011Выбор электродвигателя и кинематический расчет, определение мощностей и передаваемых крутящих моменты. Проектный и проверочный расчеты передачи. Подбор и проверочный расчет муфт, подшипников, шпоночных соединений. Описание сборки и регулировки редуктора.
курсовая работа [2,5 M], добавлен 24.09.2014Выбор электродвигателя и редуктора. Кинематический расчет привода и частоты вращения валов, определение погрешности. Проектирование цепной и червячной передачи. Способ смазки и марка масла. Выбор материала и расчет допускаемых напряжений. Тепловой расчет.
контрольная работа [3,0 M], добавлен 07.05.2012Кинематический анализ механизма податчика хлеборезательной машины МРХ-200. Динамический анализ механизма. Кинематический расчет привода. Расчет червячной передачи. Проектный расчет валов редуктора и подшипников. Конструктивные размеры червячного редуктора
курсовая работа [439,4 K], добавлен 16.12.2004Выбор электродвигателя. Кинематический и силовой расчет привода. Расчет червячной передачи. Предварительный расчет валов и ориентировочный выбор подшипников. Конструктивные размеры червяка и червячного колеса. Выбор смазки зацепления и подшипников.
курсовая работа [2,9 M], добавлен 14.01.2014Кинематический и силовой расчет привода ленточного конвейера. Выбор материалов и допускаемых напряжений, конструктивные размеры корпуса редуктора и червячного колеса. Расчет червячной передачи и валов, компоновка редуктора. Тепловой расчет редуктора.
курсовая работа [1,1 M], добавлен 14.06.2014Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет привода. Расчет зубчатой и цепной передачи редуктора. Конструктивные размеры корпуса и крышки редуктора. Подбор подшипников для валов редуктора и шпонок, проверочный расчет шпоночных соединений.
курсовая работа [255,4 K], добавлен 25.02.2011
