Привод к тарельчатому питателю для формовочной земли

Редуктор червячный как один из классов механических редукторов. Расчет срока службы приводного устройства. Номинальная мощность и номинальная частота вращения двигателя. Выбор материала зубчатой и червячной передачи. Определение определяемых напряжений.

Рубрика Производство и технологии
Вид курсовая работа
Язык русский
Дата добавления 07.02.2016
Размер файла 286,6 K

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.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Привод к тарельчатому питателю для формовочной земли

Расчетно-пояснительная записка

к курсовой работе

по "Деталям машин и основам конструирования”

Содержание

  • Введение
  • Вариант
  • 1. Срок службы приводного устройства
  • 1.1 Рассчитываем срок службы приводного устройства Lh, ч
  • 1.2 Определение номинальной мощности и номинальной частоты вращения двигателя
  • 1.3 Определение передаточного числа приводов и его ступеней
  • 1.4 Определение силовых и кинематических параметров привода
  • 1.5 Выбор материала зубчатой и червячной передачи. Определение определяемых напряжений
  • 1.6 Расчет закрытой червячной передачи
  • 1.7 Расчет открытой конической зубчатой передачи
  • 1.8 Расчет нагрузки валов редуктора
  • 1.9 Разработка чертежа общего вида редуктора
  • 1.10 Проверочный расчет подшипников
  • 1.11 Смазывание. Смазочные устройства
  • 1.12 Проверочный расчет шпонок
  • 1.13 Проверочный расчет стяжных винтов подшипниковых узлов
  • 1.14 Проверочный расчет валов
  • 1.15 Тепловой расчет червячного редуктора
  • 1.16 Расчет технического уровня редуктора
  • Вывод
  • Список использованной литературы

Введение

Редуктор червячный - один из классов механических редукторов. Редукторы классифицируются по типу механической передачи. Редуктор называется червячным по виду червячной передачи, находящейся внутри редуктора, передающей и преобразующей крутящий момент. Винт, который лежит в основе червячной передачи, внешне похож на червяка, отсюда и название. Червячный редуктор может быть с одной или более механическими планетарными передачами.

В червячном редукторе увеличение крутящего момента и уменьшение угловой скорости выходного вала происходит за счет преобразования энергии, заключенной в высокой угловой скорости и низком крутящем моменте на входном валу.

Вариант

1. Срок службы приводного устройства

1.1 Рассчитываем срок службы приводного устройства Lh, ч

Lr=6 - срок службы привода, лет

tc = 8 - продолжительность смены, ч

K r = 0.82 - коэффициент годового использования,

K r = (Число дней работы в году) /365

Kc = 1 - коэффициент сменного использования,

Kc = (число часов работы в смену) / tc

Lc = 2 - число смен

Lh = 365* Lr*tc*Lc *K r *Kc = 365*6*2*8*0.82*1 = 28732 ч

Принимаем время простоя машинного агрегата 15% ресурса. Тогда,

Lh = 28732*0.85 = 24422 ч

Рабочий ресурс привода принимаем Lh = 25*103 ч.

Таблица 1.1 Эксплуатационные характеристики машинного агрегата

Место установки

Lr

Lc

tc

Lh, ч

Характер нагрузки

Режим работы

Заводской цех

6

2

8

25*103

С малыми колебаниями

Реверсивный

1.2 Определение номинальной мощности и номинальной частоты вращения двигателя

1. Определяем требуемую мощность рабочей машины Pрм, кВт:

Pрм=F*v=4500*1.00=4.5 кВт,

где F - тяговая сила, v-линейная скорость;

2. Определяем общий коэффициент полезного действия (КПД) привода:

з = зэп* зоп* зм* зпк* зпс

з = 0.97*0.95*0.98*0.995*0.99 = 0.889,

где

зэп = 0.97 - КПД закрытой передачи, зоп = 0.95 - КПД открытой передачи, зм = 0.98 - КПД муфты, зпк = 0.995 - КПД подшипников качения, зпс = 0.99 - КПД подшипников скольжения;

3. Определяем требуемую мощность двигателя Pдв, кВт:

Pдв = Pрм/ з = 5,061 кВт

4. Находим номинальную мощность двигателя Pном, кВт:

Pдв ? Pном = 5,5 кВт

5. Выбираем тип двигателя:

тарельчатый питатель напряжение редуктор

Таблица 2.1 Выбранные типы двигателей и номинальных частот

Номинальная мощность

Тип двигателя

Номинальная частота, об/мин

Тип двигателя

Номинальная частота, об/мин

Тип двигателя

Номинальная частота,

об/мин

Тип двигателя

Номиналдьная частота, об/мин

5,5

4AM100L2Y3

2880

4AM112M4Y3

1445

4AM132S6Y3

965

AM132M8Y3

720

1.3 Определение передаточного числа приводов и его ступеней

1. Определяем частоту вращения приводного вала рабочей машины nрм, об/мин:

nрм = 60*1000*V/ (р*D),

где V - скорость тягового органа, м/с; D - диаметр барабана, мм;

nрм = (60*1000*1) / (3,14*1000) =19,108 об/мин

2. Определяем передаточное число привода для всех приемлемых вариантов типа двигателя при заданной номинальной мощности Pном:

U1 = nном1/nрм = 2880/19.108 = 150.72, U2 = nном2/nрм = 1445/19.108 = 75.62

U3 = nном3/nрм = 965/19.108 = 50.50

U4 = nном4/nрм = 720/19.108 = 37.68

3. Определяем передаточные числа ступеней привода.

Определение и выбор передаточных чисел ступеней производим разбивкой передаточного числа привода для всех вариантов типа двигателя

Пусть Uзп = 16,где Uзп - число закрытой передачи;

Uоп1 = U1/Uзп = 150.72/16 = 9.42

Uоп2 = U2/Uзп = 75.62/16 = 4.726

Uоп3 = U3/Uзп = 50.50 // 16 = 3.156

Uоп4 = U4/Uзп = 37.68/16 = 2.355

Пусть Uоп = 5,где Uоп - число открытой передачи;

Uзп1 = U1/Uоп = 150.72/5 = 30.144, Uзп2 = U2/Uоп = 75.62/5 = 15.124,

Uзп3 = U3/Uоп = 50.50 // 5 =10.1, Uзп4 = U4/Uоп = 37.68/5 = 7.536

K2 = , K3 = ,

где K2, K3 - множители;

K2 = 0.707, K3 = 0.817;

Тогда для 2 - го варианта:

Uзп2 = Uзп1*K2 = 16*0.707 = 11.32 ? 12.5, Uоп2 = Uоп1*K2= 5*0.707 = 3.5;

для 3 - го варианта:

Uзп3 = Uзп2*K3 = 12.5*0.817 = 10.21 ? 11.2, Uоп3 = Uоп2*K3 = 3.5*0.817 = 2.85 ? 3;

4. Определяем максимальное допускаемое отклонение частоты вращения приводного вала рабочей машины Дnрм, об/мин.

Дnрм = (nрм) /100 = (19.108*5) /100 = 0.995 об/мин

5. Определяем допускаемую частоту вращения приводного вала рабочей машины с учетом отклонения [nрм], об/мин;

[nрм] = nрм ± Дnрм = 19.108+0.995 = 20.103 об/мин

6. Определяем фактическое передаточное число привода Uф:

Uф = nном/ [nрм] = 1445/20.103 = 71.87

7. Уточняем передаточные числа закрытой и открытой передач в соответствии с выбранным вариантом разбивки передаточного числа привода:

Uоп = UФ/Uзп=71.87/16 = 4.49

Uзп = UФ/Uоп=71.86/5 = 14.37 ? 16

1.4 Определение силовых и кинематических параметров привода

Расчетная мощность, кВт:

вала двигателя Pдв = 5.061 вала быстроходного

P1 = Pдвоп* зпк = 5.061*0.95*0.995 = 4.783

вала тихоходного

P2 = P1* ззп* зпк = 4.783*0.97*0.995 = 4.617

вала приводной рабочей машины

Pрм = P2* зм* зпс = 4.617*0.98*0.99 = 4.113

Частота вращения, об/мин и угловая скорость,1/с:

вала двигателя nном = 1445

Wном = (р*nном) /30 = 3.14*1445/30 = 151.24

вала быстроходного

n1 = nном/Uоп = 321.826

W1 = Wном/Uоп = 33.68

вала тихоходного

n2 = n1/Uзп = 20.114

W2 = W1/Uзп = 2.105

вала приводной рабочей машины

nрм = n2 = 20.114, Wрм = W2 = 2.105

Вращающий момент, Н*м:

вала двигателя

Tдв = Pдв*103/Wном = 33.46

вала быстроходного

T1 = Tдв*Uоп* зоп* зпк = 142

вала тихоходного

T2 =T1*Uзп* ззп* зпк = 2192.8

вала приводной рабочей машины

Tрм = T2* зм* зпс = 2127.4

Таблица 4.1 Силовые и кинематические параметры привода

Тип двигателя 4AM112M4Y3 Pном=5.5 кВт, nном=1445 об/мин

Параметр

Передача

Параметр

Вал

Закрытая (редуктор)

Открытая

двигателя

редуктора

Приводной рабочей машины

быстроходный

тихоходный

Передаточное число u

16

4.49

Расчетная мощность P, кВт

5.061

4.783

4.617

4.113

Угловая скорость W, 1/с

151.24

33.68

2.105

2.105

КПД з

0.97

0.95

Частота вращения n, об/мин

1445

321.826

20.114

20.114

Вращающий момент T, Н*м

33.46

142

2192.8

2127.4

1.5 Выбор материала зубчатой и червячной передачи. Определение определяемых напряжений

Открытая зубчатая передача

Таблица 5.1 Механические характеристики материалов зубчатой передачи

Элемент передачи

Марка стали

Dпред

Термообработка

HBср1

ув

у-1

Sпред

HBср2

шестерня

45

Любые размеры

нормализация

193

600

260

414.4

149.0925

колесо

45Л

200

улучшение

221

680

285

464.8

170.72

Закрытая червячная передача

1. Выбираем параметры:

Червяк материал - сталь 40ХН

Термообработка - улучшение + закалка ТВЧ

H ? 45HRCэ

Vs = ,

где Vs - скорость скольжения, м/с; - угловая скорость тихоходного вала, 1/с; -передаточное число редуктора; -вращательный момент на валу червячного колеса, H*м;

Материал червячного колеса СЧ18, способ отливки "З" - в землю, ув = 355 Н/мм2

2. Определяем допускаемые контактные и изгибные напряжения [у] H, [у] F, H/мм2:

[у] H = 200-35* Vs = 200-35*1.88 = 133 Н/мм2

[у] F = 0.075*увн*KFL = 0.075*355*1 = 26.625 H/мм2,где KFL = ,

коэффициент долговечности при расчете на изгиб.

[у] F = 22.63 Н/мм2, т.к. передача работает в реверсивном режиме.

Таблица 5.2 Механические характеристики материалов червячной передачи

Элемент передачи

Марка стали

Dпред

Термообработка

HRCэ

ув

ут

у-1

Способ заливки

червяк

40ХН

200

Улучшение + закалка ТВЧ

48…53

920

750

420

-

-

колесо

СЧ18

-

З

-

355

-

-

133

26.625

1.6 Расчет закрытой червячной передачи

1. Определяем межосевое расстояние aw, мм:

aw = ,

где T2 = 2192.8 H*м; [у] H = 133 H/мм2;

2. Выбираем число витков червяка z1: z1 = 2

3. Определяем число зубьев червячного колеса z2:

z2 = z1*Uзп = 2*16 = 32

4. Определяем модуль зацепления m, мм:

m = 1.6* aw // z2 = 1.6*303/32 = 15.15 ? 16

5. Определяем коэффициент диаметра червяка q:

q ? 0.23* z2 = 0.23*32 = 7.36 ? 8

6. Определяем коэффициент смещения инструмента:

x = (aw/m) - 0.5* (q+ z2) = (303/16) - 0.5* (8+32) = - 1.07

7. Определяем фактическое передаточное число и проверяем его отклонение ДU от заданного U:

Uф = z2/ z1 = 32/2 = 16

ДUф =

8. Определяем фактическое значение межосевого расстояния aw, мм:

aw = 0.5*m* (q+ z2+2*x) = 302.88

9. Определяем основные геометрические размеры передачи:

а) делительный диаметр d1 = q*m = 8*16 = 128 мм;

диагональный диаметр dw1 = m* (q+2*x) = 16* (8-2.14) = 93.76 мм;

диаметр вершин витков da1 = d1+2*m = 128+2*16 = 160 мм;

диаметр впадин витков df1 = d1-2.4*m = 128-2.4*16 = 89.6 мм;

-делительный угол подъема линии витков червяка;

длина нарезаемой части червяка b1 = (10+5.5*|x|+z1) *m+C = (10+5.5*1.07+2) *16+0 = 286.16 ? 287 мм ? 290 мм;

б) d2 = dw2 = m* z2 = 16*32 = 512 мм-диаметр вершины зубьев;

da2 = d2+2*m* (1+x) = 512+2*16* (1-1.07) = 482.24 мм - делительный диаметр;

наибольший диаметр колеса daw2 ? da2+ (6*m/ (z1+2)) = 482.24+ (6*16/ (2+2)) = 506.24 мм;

диаметр впадин зубьев df2 = d2-2*m* (1.2-x) = 512-2*16* (1.2+1.07) = 439.39 мм;

ширина венца z1 = 2, b2 = 0.355*aw= 0.355*302.88 = 107.52 мм ? 108 мм;

радиусы закрепления зубьев Ra = 0.5*d1-m = 0.5*128-16 = 48 мм;

Rf = 0.5* d1+1.2*m = 0.5*128+1.2*16 = 83.2 мм;

условный угол обхвата червяка венцом колеса: sinд = b2 // (da1-0.5*m) =108/ (160-0.5*16) = 0.71=>д?45?;

2 д = 90? в диапозоне 90?…125?;

10. Определяем КПД червячной передачи:

11. Определяем контактные напряжения зубьев колеса , H/мм2:

,

где Fr2 = 2*T2*103/ d2 = 2*2192.8*103/512 = 8565.62 H, окружная сила на колесе; K = 1, так как V2<3 м/с; Vs = (Uф*W2*d1) / (2*cos г*103) = 2.22 м/с;

Тогда

уH = = 122.89 Н/мм2 < [у] H = 133 H/мм2,где V2 = W2*d2/2000 = 2.105*512/2000 =0.53 м/с;

12. Определяем напряжения изгиба зубьев колеса уF, Н/мм2:

уF = 0.7*YF2* (Fr2/b2*m) *K ? [у] F,

где zv2 = z2/cos3 = 32/0.9703=35=> YF2=1.64; Тогда

уF= (0.7*1.64*8565.62*1) / (16*108) =5.69 H/мм2<< [у] F=26.625 H/мм2

Верно, вследствие того, что нагрузочная способность червячных передач ограничивается контактной прочностью зубьев червячного колеса.

Таблица 6.1 Параметры червячной передачи, мм

Проектный расчет

Параметр

Значение

Параметр

Значение

Межосевое расстояние aw

303

Ширина зубчатого венца колеса b2

108

Модуль зацепления m

16

Длина нарезаемой части червяка b1

290

Коэффициент диаметра червяка q

8

Диаметры червяка:

Делительный d1

Начальный dw1

Вершин витков da1

Впадин витков df1

128

93.76

160

89.6

Делительный угол витков червяка г

14?

Угол обхвата червяка венцом колеса 2 д

90?

Диаметры колеса:

Делительный d2=dw2

Вершин зубьев da2

Впадин зубьев df2

наибольший daw2

512

482.24

439.39

506.24

Число витков червяка z1

2

Число зубьев колеса z2

32

Таблица 6.2 Проверочный расчет

Параметр

Допускаемые значения

Расчетные значения

Примечание

КПД

0.97

0.869

Контактные напряжения уH

133

122.89

Допускаемая недогрузка передачи не более 15% соблюдается 7.602%

Напряжения изгиба уF

5.69

26.625

уF << [у] F, так как нагрузочная способность червячных передач ограничивается контактной прочностью зубьев червячного колеса 78.63%

1.7 Расчет открытой конической зубчатой передачи

1. Определяем внешний делительный диаметр колеса de2, мм:

de2 ? 165*, где T2 = 2127.4 H*м; U = 4.49; = 1; = 1;

2. Определяем углы делительных конусов шестерни д1 и колеса д2:

д2 = arctgU = arctg4.49 = 77.44417?

д1 = 90 - д2 = 90-77.44417 = 15.55583?

3. Определяем внешнее конусное расстояние Re, мм:

Re = de2/ (2*sin д2) = 629.838/ (2*0.97608) = 322.63646

4. Определяем ширину зубчатого венца шестерни и колеса b, мм:

b= ШR *Re=0.285*322.63646=91.95139?95

5. Определяем внешний окружной модуль me - для колес с прямыми зубьями, мм:

me = 14* T2*1000/ (* de2* [уF]) * = 14*2127.4*1000/ (0.85*629.838*170.72*95) = 3.43,=0.85, =1;

6. Определяем число зубьев колеса Z2 и шестерни Z1:

Z2 = de2/ me = 184

Z1 = Z2/U = 184/4.49 = 41

7. Определяем фактическое передаточное число и проверяем его отклонение ДU от заданного U:

UФ = Z2/ Z1 = 184/41 = 4.487

ДUФ =| UФ - U|/U*100% = |4.487-4.49|/4.49*100% = 0.048%<4%

8. Определяем действительные углы делительных конусов шестерни д1 и колеса д2:

д2 = arctgUф = arctg4.487 = 77.43604?

д1 = 90 - д2 = 90-77.43604 = 12.56396?

9. Выбираем коэффициент смещения инструмента для прямозубой шестерни Xe1 и коэффициент смещения колес Xe2:

Xe1 = 0.26

Xe2 = - Xe1=-0.26

10. Определяем фактические внешние диаметры шестерни и колеса, мм:

Диаметр делительный:

de1 = me* Z1 = 140.63

de2 = me* Z2 = 631.12

Диаметр вершин зубьев:

dae1 = de1+2* (1+ Xe1) * me*cos д1 = 149.066

dae2 = de2+2* (1 - Xe2) * me*cos д2 = 633

Диаметр впадин зубьев:

dfe1 = de1 - 2* (1.2 - Xe1) * me* cos д1 = 134.337

dfe2 = de1-2* (1.2+ Xe1) * me* cos д2 = 629.72

11. Определяем средний делительный диаметр шестерни d1 и колеса, мм:

d1 ? 0.857* de1?120.51

d2 ? 0.857* de2?540.869

12. Проверяем пригодность заготовок колес, мм:

Dзаг ? Dпред Sзаг ? Sпред

Dзаг = dae+6 мм = 154.066

Sзаг = 8* me=8*3.43 = 27.44 < 200

13. Проверяем контактные напряжения , Н/мм2:

,

= 2* T2*1000/ (d2) = 2*2127.4*1000/540.869 = 7866.59 Н;

=1; =1; =1.05;

V=W2*d2/2000=2.105*540.869/2000=0.569 м/с;

Cтепень точности - 9;

Тогда

недогрузка - 9.7418%;

14. Проверяем напряжения изгибов зубьев шестерни уF1 и колеса уF2, Н/мм2:

уF2 = YF2*Yв*F1* / (*b* me) ? [у] F2

уF1 = уF2* YF1/ YF2 ? [у] F, где YF2 = 3.63, Z = Z2/ cos д2 = 184/0.21752 = 845.89; YF1 = 3.53, Z = Z1/ cos д1 = 41/0.97605 = 42;

Yв = 1; Тогда

уF2 = 3.63*1*7866.59* / (0.85*95*3.43) = 116.5024 ? [у] F2 = 170.72

31.7582% - нагрузочная способность зубчатой передачи ограничивается контактной прочностью;

уF1 = 116.5024* 3.53/ 3.63 = 113.29296 ? [у] F1 = 149.0925

24.013% - нагрузочная способность зубчатой передачи ограничивается контактной прочностью;

Таблица 7.1 Параметры зубчатой конической передачи

Проектный расчет

параметр

значение

параметр

значение

Внешнее конусное расстояние Re

322.636

Внешний делительный диаметр

шестерни de1

колеса de2

140.63

631.12

Внешний окружной модуль me

3.43

Ширина зубчатого венца b

95

Внешний диаметр окружности вершин

шестерни dae1

колеса dae2

149.066

633

Число зубьев

шестерни Z1

колеса Z2

41

184

Внешний диаметр окружности впадин

шестерни dfe1

колеса dfe2

134.337

629.72

Вид зубьев

прямые

Угол делительного конуса

шестерни д1

колеса д2

12.56396

77.43604

Средний делительный диаметр

шестерни d1

колеса d2

120.51

540.869

Таблица 7.2 Проверочный расчет

Проверочный расчет

параметр

Допускаемые значения

Расчетные значения

примечание

Контактные напряжения

414.4

374.03

недогрузка - 9.7418%

Напряжения изгиба уF1

149.092

113.292

24.013% - нагрузочная способность зубчатой передачи ограничивается контактной прочностью

Напряжения изгиба уF2

170.72

116.5024

31.7582% - нагрузочная способность зубчатой передачи ограничивается контактной прочностью

1.8 Расчет нагрузки валов редуктора

1. Определяем силы в зацеплении закрытых передач, H:

зарытая червячная передача

окружная Ft1=2*T1*1000/d1Ft2=2*T2*1000/d2

радиальная Fr1=Fr2Fr2= Ft2*tgб

осевая Fa1=Ft2Fa2=Ft1

Ft1 = 2*T1*1000/d1 = 142*2*1000/128 = 2218.75

Ft2 = 2*T2*1000/d2=2*2192.8*1000/512 = 8565.625

Fa1 = Ft2 = 8565.625

Fr2 = Ft2*tgб = 8565.625*0.3639 = 3117.0309

Fr1 = Fr2 = 3117.0309

2. Определяем консольные силы, H:

открытая коническая прямозубая передача

окружная Ft1= Ft2Ft1=2*T2*1000/0.857*de2

радиальная Fr1=0.36* Ft1* cos д1Fr2= Fa1

осеваяFa1=0.36* Ft1* sin д1Fa2= Fr1

Ft2 = 2*2127.4*1000/ (0.857*629.838) = 7882.5996

Ft1= Ft2 = 7882.5996, Fr1 = 0.36*7882.5996*0.97605 = 2769.8254

Fa1 = 0.36*7882.5996*0.21746 = 617.094

Fr2 = Fa1 = 617.094, Fa2 = Fr1 = 2769.8254

Муфта

на быстроходном валуFM1=50*sqrt (T1) =50*11.91=595.818

на тихоходном валуFM2=250*sqrt (T2) =250*46.827=11706.83

1.9 Разработка чертежа общего вида редуктора

1. Выбираем материал валов:

Выбор материала - сталь 40Х

2. Выбираем механические характеристики стали:

ув=790 H/мм2, ут=640 H/мм2, у-1=375 H/мм2

3. Выбираем допускаемые напряжения на кручение:

[ф] к=10 H/мм2 - напряжение на кручение на быстроходном валу.

[ф] к=20 H/мм2 - напряжение на кручение на тихоходном валу.

4. Выбираем подшипники:

Таблица 9.1 Предварительный выбор подшипников

передача

вал

тип подшипника

серия

угол контакта

Схема установки

червячная

тихоходный

Роликовые конические типа 7000

легкая

б=11…16? для типа 7000

враспор

быстроходный

Шариковые радиально-упорные типа 36000

средняя

б=12? для типа 36000

враспор

5. Выбираем основные параметры подшипников:

Таблица 9.2 Параметры подшипников.

d, мм

D, мм

B (Т), мм

Cr, кН

C0r, кН

е

Y

36312

60

130

31

83

72.5

-

-

7210

50

90

22

52.9

40.6

0.37

1.6

6. Определяем размеры ступеней валов одноступенчатых редукторов, мм:

Таблица 9.3 Материал валов. Размеры ступеней. Подшипники

Вал

Материал-сталь 40Х

ув=790 H/мм2

ут=640 H/мм2

у-1=375 H/мм2

Размеры ступеней, мм

подшипники

d1

d2

d3

d4

Типоразмер

d*D*B (T)

Динамическая грузоподъемность, Cr кН

Статическая грузоподъемность, C0r кН

l1

l2

l3

l4

тихоходный

41

46

54

46

7210

50*90*22

52.9

40.6

50

58

40

26

быстроходный

32

34

36

34

36312

60*130*31

83

72.5

98

52

60

30

7. Определяем толщину стенок крышки и основания корпуса:

, где Т2 - вращающий момент на тихоходном валу.

=6.84 мм.

1.10 Проверочный расчет подшипников

Проверочный расчет предварительно выбранных в задаче 9 подшипников выполняется отдельно для быстроходного и тихоходного валов.

Пригодность подшипников определяется с сопоставлением расчетной динамической грузоподъемности Crp, Н, с базовой Cr, Н, или базовой долговечности L10h, ч L10, млн. оборотов, с требуемой Lh, ч, по условиям:

Crp Cr или L10h Lh

Расчетная динамическая грузоподъемность Crp, Н, и базовая долговечность L10h, ч, определяются по формулам:

; .

где RE - эквивалентная динамическая нагрузка, H.; m - показатель степени: m=3-для шариковых подшипников, m=3.33 для роликовых подшипников; a1-коэффициент надежности. При безотказной работе подшипников, a1=1; a23 - коэффициент, учитывающий влияние качества подшипника и качества его эксплуатации; при обычных условиях работы подшипника a23=0.7…0.8 - для шариковых подшипников, a23=0.6…0.7 - для роликовых конических подшипников; n-частота вращения внутреннего кольца подшипника соответствующего вала, об/мин.

1. Порядок определения RE, Crp, L10h для радиально-упорных шариковых подшипников:

Частота вращения кольца подшипника n=321.8 об/мин. Осевая сила в зацеплении Fa=8565.625 H. Реакции в подшипниках R1=R2=3117 H. Характеристика подшипников: Cr=83000 Н, X=0.45, V=1, Kб=1.1, KТ=1, a1=1, a23=0.7, e=0.45, Y=1.22. Требуемая долговечность подшипника Lh=5000. Подшипники установлены враспор.

а) Определяем составляющие радиальных реакций:

Rs1=0.83*e*Rr1=0.83*0.45*3117=1164 H

Rs2= Rs1=1164 H

б) Определяемые осевые нагрузки подшипников:

Ra1= Rs1=1164 H, Ra2= Ra1+Fa=1164+8565.625=9729.8 H

в) Определяем отношения:

Ra1/ (V* Rr1) =1164/ (1*3117) =0.373

Ra2/ (V* Rr2) =9729/ (1*3317) =3.121

г) По соотношениям Ra1/ (V* Rr1) <e и Ra2/ (V* Rr2) >e выбираем соответствующие формулы для определения RE:

RE1=V*Rr1*Kб*KТ=1*3117*1.1*1=3428.7 Н

RE2= (X*V* Rr2+Y*Ra2) * Kб*KТ= (0.45*1*3117+1.22*9729) *1.1*1=14598.5 Н

д) Определяем динамическую грузоподъемность по большему значению эквивалентной нагрузки:

= = 74452 H<Cr

Подшипник пригоден.

е) Определяем долговечность подшипника:

= =6650>Lh

2. Порядок определения RE, Crp, L10h для роликовых однорядных подшипников:

Частота вращения кольца подшипника n=20.114 об/мин. Осевая сила в зацеплении Fa=2218 H. Реакции в подшипниках R1=R2=3117 H. Характеристика подшипников: Cr=52900 Н, Cor=40600 Н, X=0.4, V=1, Kб=1.1, KТ=1, a1=1, a23=0.6, e=0.37, Y=1.6, m=3.33. Требуемая долговечность подшипника Lh=5000. Подшипники установлены враспор.

а) Определяем составляющие радиальных реакций:

Rs1=0.83*e*Rr1=0.83*0.37*3117=957.23 H

б) Определяемые осевые нагрузки подшипников:

Ra1= Rs1=957.23 H

Ra2= Ra1+ Fa=957.33+2218.75=3176.08 H

в) Определяем отношения:

Ra1/ (V* Rr1) =957.23/ (1*3117) =0.307

Ra2/ (V* Rr2) =3176.08/ (1*3317) =1.01

г) По соотношениям Ra1/ (V* Rr1) <e и Ra2/ (V* Rr2) >e выбираем соответствующие формулы для определения RE:

RE1=V*Rr1*Kб*KТ=1*3117*1.1*1=3428.7 H

RE2= (X*V* Rr2+Y*Ra2) * Kб*KТ= (0.4*1*3117+1.6*3176.08) *1.1*1=6961.38 H

д) Определяем динамическую грузоподъемность по большему значению эквивалентной нагрузки:

= = 13853.14 H<Cr

Подшипник пригоден.

е) Определяем долговечность подшипника:

= =426023>Lh.

Таблица 10.1. Основные размеры и эксплуатационные характеристики подшипников

Вал

Подшипник

Размеры d*D*B (T), мм

Динамическая грузоподъемность, H

Долговечность, ч

принят предварительно

выбран окончательно

Crp

Cr

L10h

Lh

Б

Т

36312

7210

36312

7210

60*130*31

50*90*22

74452

13853

83000

52900

6650

426023

5000

5000

1.11 Смазывание. Смазочные устройства

1. Смазывание зубчатого (червячного) зацепления.

а) Способ смазывания. Для редукторов непрерывное смазывание жидким маслом картерным непроточным способом (окунанием) при допустимой скорости скольжения до 10 м/с.

Для открытой зубчатой передачи при окружной скорости до 4 м/с применяется периодическое смазывание весьма вязкими маслами или пластичными смазками, которые наносят на зубья через определенные промежутки времени.

б) Выбор сортов масла.

Таблица 11.1 Рекомендуемые сорта смазочных масел для передач (ГОСТ 17479.4-87)

Передача

Контактные напряжения ун, Н/мм2

Окружная скорость зубчатых передач V, м/с

Скорость скольжения червячных передач Vs, м/с

до 2

свыше 2 до 5

Зубчатая

до 600

И-Г-А-46

Червячная

до 200

И-Т-Д-220

в) Определение количества масла. Для одноступенчатых редукторов при смазывании окунанием объем масляной ванны определяют из расчета 0.4…0.8 л масла на 1 кВт передаваемой мощности.

V=4.7*0.6=2.766?2.7 л

г) Определение уровня масла.

В червячных редукторах:

hм= (0.1…0.5) *d1=0.1*92=9.2 мм

При нижнем расположении червяка цилиндрической передачи и высокой частоте вращения для уменьшения тепловыделения и потери мощности уровень масла понижают так, чтобы вывести червяк из масляной ванны. В этом случае для смазывания на червяк устанавливают разбрызгиватели.

д) Контроль уровня масла. Уровень масла, находящегося в корпусе редуктора, контролируют различными маслоуказателями. В данном редукторе используется трубчатый маслоуказатель.

е) Слив масла. При работе передач масло постепенно загрязняется продуктами износа деталей передач. С течением времени оно стареет, свойства его ухудшаются. Поэтому масло, налитое в корпус редуктора, периодически меняют. Для этой цели в корпусе предусматривают сливное отверстие, закрываемой пробкой с цилиндрической резьбой.

2. Смазывание подшипников.

В проектируемом редукторе для смазывания подшипников качения используются жидкие материалы. При выборе вида смазочного материала следует учитывать скорость вращения, температуру узла и способ отвода теплоты от подшипников, способ подачи смазочного материала, конструкцию уплотнений и вид смазочного материала в сопряженных узлах.

При нижнем расположении быстроходного вала червячного редуктора необходимо защитить подшипники от излишнего количества масла. Поэтому применяются внутренние уплотнения.

1.12 Проверочный расчет шпонок

Призматические шпонки, применяемые в проектируемых редукторах, проверяют на смятие. Проверке подлежат две шпонки тихоходного вала - под колесом и элементом открытой передачи или полумуфты и одна шпонка на быстроходном валу - под полумуфтой или элементом открытой передачи.

Условие прочности

,

где - окружная сила на шестерне или колесе, H; = (0.94*h-t1) *lp - площадь смятия, мм2. Здесь lp=l-b - рабочая длина шпонки со скругленными торцами, мм (l-полная длина шпонки, определенная по конструктивной компоновке); b, h, t1 - стандартные размеры; -допускаемое напряжение на смятие, H/мм2. При стальной ступице и спокойной нагрузке =110…190 H/мм2, при колебаниях нагрузки следует снижать на 20…25%; при ударной нагрузке - снижать на 40.50%; при чугунной ступице приведенные значения снижать вдвое.

Если при проверке шпонки окажется значительно ниже , то можно взять шпонку меньшего сечения - как для вала предыдущего диапазона, но обязательно проверить ее на смятие.

1. Проверяем на смятие шпонку на тихоходном валу под колесом

а) =7882 Н

б) = (0.94*h-t1) *lp= (0.94*9-5.5) *22=65.12 мм, где lp=l-b=36-14=22 мм; l=36 мм, b=14 мм, h=9 мм, t1=5.5 мм.

в) Н/мм2< =110.190 H/мм2

2. Проверяем на смятие шпонку на тихоходном валу под элементом открытой передачи

а) =7882 Н

б) = (0.94*h-t1) *lp= (0.94*9-5.5) *22=65.12 мм, где lp=l-b=36-14=22 мм; l=36 мм, b=14 мм, h=9 мм, t1=5.5 мм.

в) Н/мм2< =110…190 H/мм2

3. Проверяем на смятие шпонку на быстроходном валу под элементом открытой передачи


Подобные документы

  • Срок службы приводного устройства. Определение номинальной мощности и номинальной частоты вращения двигателя, передаточного числа приводов и его ступеней, силовых и кинематических параметров привода. Выбор материала зубчатой и червячной передачи.

    курсовая работа [193,2 K], добавлен 18.07.2015

  • Расчет срока службы приводного устройства. Выбор двигателя, кинематический расчет привода. Выбор материалов зубчатых передач. Определение допустимых напряжений. Расчет закрытой конической зубчатой передачи. Определение сил в зацеплении закрытых передач.

    курсовая работа [298,9 K], добавлен 21.02.2010

  • Определение срока службы приводного устройства. Выбор двигателя и материала червячной передачи. Расчет открытой поликлиноременной передачи и нагрузки валов редуктора. Определение реакций в опорах подшипников. Тепловой расчет червячного редуктора.

    курсовая работа [88,4 K], добавлен 17.04.2014

  • Определение срока службы приводного устройства, передаточного числа привода и его ступеней, силовых и кинематических параметров. Выбор материалов червяка и расчет червячных передач. Нагрузки валов редуктора. Расчет допускаемых напряжений на кручение.

    курсовая работа [119,6 K], добавлен 06.08.2013

  • Общая характеристика редукторов, их практическое применение, структура и основные элементы. Энергетический и кинематический расчет привода. Определение параметров червячной передачи. Конструктивные размеры зубчатой пары, корпуса и крышки редуктора.

    курсовая работа [79,3 K], добавлен 12.12.2012

  • Условия эксплуатации машинного агрегата, определение мощности и частоты вращения двигателя, срока службы приводного устройства. Расчет силовых и кинематических параметров привода. Проектный расчет валов и выбор допускаемых напряжений на кручение.

    курсовая работа [188,4 K], добавлен 23.10.2011

  • Срок службы приводного устройства. Определение мощности и частоты вращения двигателя; силовых и кинематических параметров привода, его передаточного числа и ступеней. Расчет закрытой червячной и открытой поликлиновой ременной передач. Выбор подшипников.

    курсовая работа [100,1 K], добавлен 15.01.2015

  • Разработка цилиндрического зубчатого редуктора приводного устройства лесотаски. Расчет двигателя: мощность, частота вращения вала, передаточное число привода и его ступеней, силовые и кинематические параметры. Выбор материала и расчет нагрузки валов.

    дипломная работа [242,5 K], добавлен 06.08.2013

  • Расчёт срока службы привода. Кинематический расчет двигателя. Выбор материала зубчатой передачи. Определение допускаемых напряжений. Расчёт нагрузок валов редуктора. Проектный расчёт валов. Эскизная компоновка редуктора. Конструирование зубчатого колеса.

    курсовая работа [950,8 K], добавлен 12.01.2011

  • Кинематический и силовой расчет редуктора червячного. Выбор материала колес и расчет допускаемых напряжений. Расчет червячной передачи, валов, подшипников и шпонок. Смазка редуктора, определение его размеров. Выбор упругих втулочно-пальцевых муфт.

    курсовая работа [3,1 M], добавлен 22.10.2012

Работы в архивах красиво оформлены согласно требованиям ВУЗов и содержат рисунки, диаграммы, формулы и т.д.
PPT, PPTX и PDF-файлы представлены только в архивах.
Рекомендуем скачать работу.