Проект одноступенчатого червячного редуктора привода механизма передвижения тележки противовеса

Тип работы:
Курсовая
Предмет:
Производство и технологии


Узнать стоимость

Детальная информация о работе

Выдержка из работы

ВВЕДЕНИЕ

В курсе «Прикладная механика» изложены вопросы теории, расчета и конструирования деталей машин и сборочных единиц общего назначения с учетом заданных условий работы машины.

Курсовой проект по прикладной механике призван способствовать закреплению, углублению и обобщению знаний, полученных студентами во время изучения данного курса и применению этих знаний к комплексному решению инженерной задачи по проектированию деталей, узлов и машины в целом. Курсовое проектирование по прикладной механике является первой конструкторской работой студентов, при выполнении которой они применяют знания, полученные после изучения как самого курса «Прикладная механика», так и предыдущих дисциплин: теоретической механики, теории механизмов и машин, технологии металлов, сопротивления материалов, основ взаимозаменяемости, машиностроительного черчения. Проект должен способствовать развитию творческой инициативы и подготовить студентов к выполнению курсовых проектов последующих специальных технических дисциплин, а также к выполнению дипломного проекта и решению производственных конструкторских задач. В процессе работы над проектом студенты должны получить навыки анализа существующих конструкций с точки зрения преимуществ, недостатков и направления их совершенствования, пользования справочной литературой, ГОСТами, нормами, таблицами и номограммами, закрепить правила выполнения расчетов и составления пояснительных записок к проектам, а также графического оформления своих конструкторских решений.

В данном курсовом проекте необходимо разработать привод к механизму передвижения тележки противовеса крана КБ-674. Кинематическая схема привода и другие исходные данные к проекту даны в задании на курсовое проектирование.

Необходимо произвести выбор электродвигателя, спроектировать одноступенчатый червячный редуктор, муфту цепную, спроектировать цепную зубчатую передачу. Все детали проверяются на прочность.

1. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ И СИЛОВОЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА

Рис. 1.1 Кинематическая схема привода

Т3=1270 н.м. 3=6 с-1

Определяем общий к.п.д. привода:

, (1. 1)

где зчер-к.п.д. червячной передачи; зчер=0,85 [1, табл. 1. 1].

змуф-к.п.д. муфты цепной; змуф=0,99 [2, табл. 3. 1].

зцеп-к.п.д. цепной передачи; зцеп=0,92[2, табл. 3. 1].

зпп-к.п.д. подшипниковой пары; зпп=0,99 [2, табл. 3. 1].

Определяем потребляемую мощность по формуле:

(1. 2)

где, Т3 — вращающий момент на выходном валу, Т3 = 1270 Нм;

3 — угловая скорость выходного вала, 3 = 6,0 рад/ с;

общ — общий к.п.д. привода

Вт

Мощность электродвигателя, подбираемого для проектируемого привода, должна быть не ниже той, которая определена по формуле (1. 2). Из существующих типов электродвигателей выбирают преимущественно асинхронные электродвигатели трехфазного тока единой серии 4А.

Принимаем электродвигатель мощностью 11 кВт 1500 об/мин 4А132М4У3, s = 2,8% [1, П1].

Определяем асинхронную частоту вращения вала электродвигателя:

, (1. 3)

где, nc — синхронная частота вращения вала электродвигателя, nc = 1500 об/мин; s — величина магнитного скольжения, s = 0,028.

об/мин

Определяем общее передаточное отношение привода:

,(1. 4)

где, n3 — частота вращения выходного вала привода.

Определяем частоту вращения выходного вала привода

об/мин. (1. 5)

Из стандартного ряда [2. стр. 135] принимаем передаточное отношение червячной передачи Uчер=8, Тогда:

Uцеп= Uо/ Uчер=25,43/8=3,18

Для дальнейшего проектного расчета привода необходимо определить мощность, крутящий момент, частоту вращения и угловую скорость для каждого из валов.

Определим частоты вращения на валах: мин-1

мин-1 (1. 6)

мин-1 (1. 7)

Определение угловой скорости на валах:

с-1 (1. 8)

с-1 (1. 9)

с-1 (1. 10)

Определение мощности на валах редуктора:

Вт

Вт (1. 11)

Вт (1. 12)

Определение крутящих моментов:

Н•м (1. 13)

Н•м (1. 14)

Н•м (1. 15)

Результаты определения этих величин сведём в табл. 1.1.

Таблица 1. 1

Параметры привода

№ вала

Р, Вт

Т, Нм

n, об/мин

, с-1

1

9839,7

64,5

1458

152,6

2

8280,1

433,5

182,3

19,1

3

7617,7

1269,6

57,3

6,0

2. РАСЧЕТ ПЕРЕДАЧ

2.1 Расчет червячной передачи

Число витков червяка z1 принимаем в зависимости от передаточного числа: при u=8 принимаем z1=4 [1]

Число зубьев червячного колеса:

(2. 1)

Принимаем для червяка сталь 40Х с закалкой до твердости не менее HRC 45 и последующим шлифованием

Приблизительно скорость скольжения можно определить по следующей зависимости[5]:

(2. 2)

При такой скорости скольжения принимаем материал венца червячного колеса [1] безоловянистую бронзу БрА9ЖЗЛ (отливка в песчаную форму), а колёсный центр из чугуна. Для выбранной бронзы допускаемые напряжения равны и уменьшаем на 15% так как боковое расположение червяка =149,4 МПа,

Определяем допускаемое напряжение изгиба:

Коэффициент долговечности определим по формуле:

(2. 3)

Определим межосевое расстояние из условия контактной выносливости[1]:

(2. 4)

где, Kн— коэффициент нагрузки; Кн=1,1 [1]

Принимаем коэффициент диаметра червяка q=10, Получаем:

Принимаем: aw=200мм.

Определяем модуль зацепления:

Принимаем по ГОСТ 2144–76 [1,табл. 3. 2] стандартные значения m=10 мм и q=8.

Определяем межосевое расстояние при стандартных значениях q и m

Определяем размеры червяка:

Делительный диаметр червяка

(2. 5)

диаметр вершин витков червяка

(2. 6)

диаметр впадин витков червяка:

(2. 7)

Определим длину нарезной части червяка:

(2. 8)

принимаем b1=154мм.

делительный угол подъёма витка г [1,табл.4. 3]: при z1=4 и q=8, г=26,50

Основные размеры червячного колеса:

(2. 9)

диаметр вершин зубьев червячного колеса

диаметр впадин зубьев червячного колеса

наибольший диаметр червячного колеса

(2. 10)

ширина венца червячного колеса [1,т.4. 12]

(2. 11)

Принимаем b2=65мм.

Определим окружную скорость червяка:

(2. 12)

Определим скорость скольжения:

(2. 13)

при скорости приведённый коэффициент трения для безоловянной бронзы и стального червяка f`=0,023 и приведённый угол трения p=1020″

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

(2. 14)

Выбираем 8-ю степень точности передачи. В этом случае коэффициент динамичности Кv=1,2.

Определим коэффициент неравномерности распределения нагрузки:

(2. 15)

где, коэффициент червяка при q=8 и z1=4 принимаем — коэффициент деформации червяка[1]. Примем вспомогательный коэффициент x=1-при постоянной нагрузки.

Получаем

Определим коэффициент нагрузки:

Проверяем контактное напряжение:

(2. 16)

Передача перегружена менее чем на 5%, что допустимо. [1]

Определим силы в зацеплении:

(2. 17)

Окружная для червяка равна осевой для колеса

Определяем радиальные силы на колесе и червяке

(2. 18)

Определяем эквивалентное число зубьев

(2. 19)

Коэффициент формы зуба определим по таблице [1. табл.4. 5] YF=2,22

Определяем напряжение изгиба

(2. 20)

Что говорит о том, что условие выполняется.

Выделяющаяся тепловая мощность:

Q1=(1-). Р1=(1−0,91). 9839,7=885,6Вт (2. 21)

Тепловая мощность передаваемая в окружающую среду

Q2t . ро). А=18. (70−20). 0,5=450Вт

где, кt-коэффициент теплоотдачи. кt=18 Вт/(м2. °С).

А-площадь поверхности охлаждения корпуса. А=0,5 м2.

То-температура окружающей среды. То=20°С.

Тр— внутренняя температура редуктора. Тр=70°С.

По данным теплового расчёта видно, что необходимо устанавливать искусственное охлаждение. Принимаем охлаждение проточной водой.

2.2 Расчет цепной передачи

Определим число зубьев ведущей звёздочки:

Принимаем z1=29[6]

Находим число зубьев большей звёздочки: z2=z1u=29•3,18=92,22

Принимаем z2=92

Находим коэффициент эксплуатации:

(2. 25)

где кд-коэффициент, учитывающий динамичность передоваемой нагрузки, кд=1,25 [1]

кa-коэффициент, учитывающий межосевое расстояние при а=(30…50)t кa=1[6]

кр— коэффициент, учитывающий способ регулирования цепи кр=1,25[1]

кв— коэффициент, учитывающий наклон передачи к горизонту кв=1[6]

кс— коэффициент, учитывающий качество смазки передачи и условие её работы кс=1,3[6]

креж— коэффициент, учитывающий режим работы передачи креж=1[1]

Выбираем предварительно шаг цепи tц=25,4 мм

Определяем скорость цепи:

(2. 26)

Находим ширину цепи:

(2. 27)

где [P10]-мощность допускаемая для передачи зубчатой цепью шириной 10 мм [P10]=1,6кВт[1]. Получаем:

Принимаем b=111мм; принимаем цепь вида ПЗ-2−25,4−196−111 (2 исполнение, с шагом 25,4 мм, с разрушающей силой 196 кН, с рабочей шириной 111мм).

Находим число звеньев цепи:

(2. 28)

Предварительно принимаем межосевое расстояние

а=(30…50)t=40•25,4=1016мм

Находим:

(2. 29)

Получаем:

Принимаем zц=143

Рис. 2.1 Цепь зубчатая

1 — рабочая пластина; 2 — направляющая пластина; 3 — удлененная призма; 4 — внутренняя призма; 5 — соединительная призма; 6 — шайба; 7 — шплинт

Находим расчётное межосевое расстояние:

(2. 30)

Получаем:

Находим действительное значение межосевого расстояния[6]

ад=0,996ар=0,996•863=859,8 мм (2. 31)

Определяем диаметры делительных окружностей звездочек:

(2. 32)

(2. 33)

Определяем число ударов цепи при набегании её на зубья звёздочек и сбегании с них:

(2. 34)

Определим допустимое значение:

[W]=800/tц-0. 2tц=800/25,4−0,2•25,4=26,4с-1 (2. 35)

Получаем:

Определяем силы действующие на цепь:

Окружная:

Центробежная:

(2. 36)

От провисания цепи:

где kf— коэффициент провисания цепи кf=1

Расчетная нагрузка на валы:

(2. 37)

Проверяем коэффициент запаса прочности по формуле:

(2. 38)

Нормативный коэффициент запаса прочности по табл. 7. 22 [1] [s]=24; условие выполнено, так как расчётный коэффициент прочности должен быть не меньше нормативного [1]

Расчёт показал, что выбранная цепь удовлетворяет всем требованиям.

3. РАСЧЕТ И КОНСТРУИРОВАНИЕ ВАЛОВ

В процессе эксплуатации валы передач испытывают деформации от действия внешних сил, масс самих валов и насаженных на них деталей. Однако в типовых передачах, разрабатываемых в курсовых проектах, массы валов и деталей, насаженных на них, сравнительно невелики, поэтому их влиянием обычно пренебрегают, ограничиваясь анализом и учетом внешних сил, возникающих в процессе работы.

Проектирование вала начинают с определения диаметра выходного конца его из расчета на чистое кручение по пониженному допускаемому напряжению без учета влияния изгиба.

3.1 Расчет ведущего вала редуктора

Принимаем материал вала сталь 40Х; диаметр заготовки ?120мм. HB 240; ув=790Мпа; ут=640Мпа; у-1=370Мпа; ф-1=210Мпа.

Определяем диаметр входного конца вала исходя из того, что он соединён с валом электродвигателя через муфту:

d=(0,8−1). dдв=(0,8−1,0)·38=30,4−38мм (3. 1)

Рис 3.1 Конструкция вала

Из стандартного ряда принимаем dв=32мм. По методическим указаниям [4] принимаем ступень вала под уплотнение принимаем по расчетам dу=36мм, dп— посадочный участок вала под подшипник равный 40 мм.

Межопорное расстояние принимаем l=dam2=350мм. Расстояние от точки приложения силы от муфты, до точки приложения принимаем в зависимости от передаваемого момента f=65мм (рис. 3. 1).

Нагрузку от муфты на вал принять:

на быстроходном валу при 25< Тб 250 Нм; [4]

Получаем:

Определяем реакции в опорах:

а) вертикальная плоскость:

(3. 2)

Н

(3. 3)

Произведём проверку найденных реакций:

реакции найдены верно.

б) горизонтальная плоскость:

;

Произведём проверку найденных реакций:

реакции найдены верно.

Определим изгибающие моменты и построим их эпюры (рис. 3. 2):

а) вертикальная плоскость:

рассмотрим участок 1 0< x>0,175 м

(3. 5)

При x=0 M1−1x=0

При x=0,175 м

рассмотрим участок 2 0< x>0,175 м

(3. 6)

При x=0 M2−2x=0

При x=0,175 м

б) горизонтальная плоскость:

рассмотрим участок 1 0< y>0,175 м

(3. 7)

При y=0 M1−1y=0

При y=0,175 м

Рассмотрим участок 2 0< y>0,175 м

(3. 8)

При y=0 M2−2Y=925,6•0,175=162Н•м

При y=0,175 м M2−2y=925,6•(0,175+0,175)-1612,5•0,175=41,8Н•м

Рассмотрим участок 3 0< y>0,065 м

(3. 9)

При y=0 M3−3y=0

При y=0,065 м

Определяем суммарные реакции в опорах:

Н; (3. 10)

Н. (3. 11)

По определенным реакциям строим эпюры изгибающих моментов (рис 3. 2). Определяем суммарный изгибающий момент в опасном сечении вала:

,(3. 12)

где, Мх — максимальный момент в плоскости XOZ, Мх = 140,5 Нм;

Му — максимальный момент в плоскости YOZ, My = 162 Нм.

Нм

Рис. 3.2 Силы действующие на ведущий вал

Определяем эквивалентный изгибающий момент:

Нм. (3. 13)

Определяем диаметр вала в опасном сечении:

, (3. 14)

где, [-1]и — предел прочности при симметричном цикле нагружения, [-1]и = 60 МПа.

мм < мм.

Проверочный расчет вала

Наметив конструкцию вала, установив основные его размеры, выполняют уточненный проверочный расчет, заключающийся в определении коэффициента запаса прочности S в опасном сечении.

Определяем коэффициент запаса прочности в опасном сечении:

, (3. 15)

где, S — коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;

S — коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям.

Определяем коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

,(3. 16)

где, —1 — предел выносливости стали при симметричном цикле нагружения;

k — эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений, k = 2,37, [4, табл. 7];

— масштабный фактор для нормальных напряжений, = 0,78 [4, табл. 8];

— коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, = 0,95 [1];

0 — амплитуда цикла нормальных напряжений, равная наибольшему напряжению изгиба в рассматриваемом сечении;

m — коэффициент, учитывающий влияние среднего напряжения цикла; m — среднее напряжение цикла, m = 0.

Определяем предел выносливости стали при симметричном цикле нагружения

,(3. 17)

где, в — предел прочности на растяжение материала вала, в = 790 МПа [1].

МПа.

Определяем амплитуду цикла нормальных напряжений:

МПа. (3. 18)

Определяем коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

,(3. 19)

где, —1 — предел выносливости стали при симметричном цикле кручения;

k — эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений, k = 1,77, [4, табл. 7];

— масштабный фактор для нормальных напряжений, = 0,68[4, табл. 8];

— коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, = 0,95 [1];

0 — амплитуда цикла касательных напряжений, равная наибольшему касательному напряжению в рассматриваемом сечении;

m — коэффициент, учитывающий влияние среднего напряжения цикла, m = 0,1 [1];

m — среднее напряжение цикла, равное амплитуде цикла касательных напряжений 0.

Определяем предел выносливости стали при симметричном цикле кручения:

МПа. (3. 20)

Определяем амплитуду цикла касательных напряжений:

,(3. 21)

где, W — момент сопротивления сечения кручению.

Определяем момент сопротивления сечения кручению:

мм3. (3. 22)

МПа.

>.

Условие прочности выполняется.

Расчёт вала на жёсткость

При симметричном расположении опор червяка максимальный прогиб:

f= (3. 23)

где, l-расстояние между опорами червяка; l=350мм

Е=2,1. 105МПа-модуль продольной упругости для стали.

Iпр— приведенный момент инерции червяка мм4. Iпр=172 740мм4.

-0,01. m=0,01. 10=0,1мм-допускаемый прогиб вала червяка, мм.

Тогда f=3503. /48. 2,1. 105. 172 740=0,045 мм

Условие (3. 23) выполняется.

3.2 Расчёт тихоходного вала

Принимаем материал вала сталь 45; диаметр заготовки ?120мм. HB240; ув=780Мпа; ут=540Мпа; у-1=360Мпа; ф-1=200Мпа.

Определяем диаметр выходного конца вала

,

Где Т2 — крутящий момент на валу, Т2 = 433,5 Нм;

[]кр — допускаемое напряжение на кручение, []кр = 30 МПа [1].

мм.

Принимаем dв=42мм. Из стандартного ряда принимаем диаметр вала под манжету dуп=45мм, dпод=50мм, dкол=55мм, буртик под колёса находим из рекомендаций [4].

Получаем: мм.

Зазор между ступицами зубчатых колес и внутренними стенками корпуса редуктора рекомендуется принимать равным 8…15 мм. [4].

Принимаем: x=10мм.

Из выше изложенных расчётов Lст к=70мм, по таблице 4 [4] W=60 мм (рис. 3. 3).

Рис. 3.3 Конструкция тихоходного вала

Межопорное расстояние определим по формуле:

l Lст к+2х+W; (3. 24)

получаем: l=70+20+60=150мм, f=80 мм

Нагрузку от цепной передачи на вал принять:

Fцх=Fкцcos30=3838,1•0,866=3323,8Н

Fцу=Fкцsin30=3838,1•0,5=1919Н

Определяем реакции в опорах:

а) вертикальная плоскость:

(3. 25)

;

Н

Н

Произведём проверку найденных реакций:

реакции найдены верно.

б) горизонтальная плоскость:

;

Произведём проверку найденных реакций:

реакции найдены верно.

Определим изгибающие моменты и построим их эпюры (рис. 3. 2):

а) вертикальная плоскость:

рассмотрим участок 1 0< x>0,08 м

(3. 26)

При x=0

При x=0,08 M1−1x=-3323,8•0,08=-265,9Н•м

рассмотрим участок 2 0< x>0,075 м

При x=0

При x=0,075 M2−2x=-3323,8•0,1575+3741,8·0,075=-234,6Н•м

рассмотрим участок 3 0< x>0,075 м

(3. 27)

При x=0 M3−3x=0

При x=0,075 м

б) горизонтальная плоскость:

рассмотрим участок 1 0< y>0,08 м

(3. 28)

При y=0 M1−1y=0

При y=0,08 м

Рассмотрим участок 2 0< y>0,075 м

(3. 29)

При y=0 M2−2Y=-153,5Н. м

При y=0,075 м M2−2y=-1919•0,1575+1715,5•0,075=-173,6Н•м

Рассмотрим участок 3 0< y>0,075 м

При y=0 M3−3=0Н. м

При y=0,075 м M3−3y=-1189,6•0,075=-89,2Н•м

По определённым реакциям строим эпюры изгибающих моментов (рис 3. 4).

Рис. 3.4 Силы действующие на тихоходный вал

Определяем суммарные реакции в опорах:

Н;

Н.

Определяем суммарный изгибающий момент в опасном сечении вала:

,

где, Мх — максимальный момент в плоскости XOZ, Мх = 265,9 Нм;

Му — максимальный момент в плоскости YOZ, My = 153,5 Нм.

Нм.

Определяем эквивалентный изгибающий момент:

Нм.

Определяем диаметр вала в опасном сечении:

, (3. 30)

где, [-1]и — предел прочности при симметричном цикле нагружения, [-1]и = 60 МПа.

мм < мм.

Проверочный расчет вала

Наметив конструкцию вала, установив основные его размеры, выполняют уточненный проверочный расчет, заключающийся в определении коэффициента запаса прочности S в опасном сечении.

Определяем коэффициент запаса прочности в опасном сечении:

,(3. 31)

где, S — коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;

S — коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям.

Определяем коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

,(3. 32)

где, —1 — предел выносливости стали при симметричном цикле нагружения;

k/- отношение коэффициента нормальных напряжений и масштабного фактора напряжений; k/=3,6[4]

— коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, = 0,95 [1];

0 — амплитуда цикла нормальных напряжений, равная наибольшему напряжению изгиба в рассматриваемом сечении;

m — коэффициент, учитывающий влияние среднего напряжения цикла;

m — среднее напряжение цикла, m = 0.

Определяем предел выносливости стали при симметричном цикле нагружения: ,(3. 33)

где, в — предел прочности на растяжение материала вала, в = 780 МПа [1].

МПа.

Определяем амплитуду цикла нормальных напряжений:

МПа. (3. 34)

Определяем коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

,(3. 35)

где, —1 — предел выносливости стали при симметричном цикле кручения;

kй/й— отношение коэффициента касательных напряжений и масштабного фактора напряжений;

kй/й =2,52[1]

— коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, = 0,95 [1];

0 — амплитуда цикла касательных напряжений, равная наибольшему касательному напряжению в рассматриваемом сечении;

m — коэффициент, учитывающий влияние среднего напряжения цикла, m = 0,1 [1];

m — среднее напряжение цикла, равное амплитуде цикла касательных напряжений 0.

Определяем предел выносливости стали при симметричном цикле кручения:

МПа. (3. 36)

Определяем амплитуду цикла касательных напряжений

,(3. 37)

где, W — момент сопротивления сечения кручению.

Определяем момент сопротивления сечения кручению:

мм3. (3. 38)

МПа.

>

Условие прочности выполняется.

привод двигатель вал редуктор

4. РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ

Выбираем шпонки призматические из стали 45. Шпонки проверяем на смятие по формуле [4]:

(4. 1)

Для соединения входного вала с муфтой принимаем шпонку 10 840 ГОСТ 23 360–78[1].

Для соединения выходной вал с колесом червяка принимаем шпонку 161 063 ГОСТ 23 360–78.

Для соединения выходной вал со звёздочкой принимаем шпонку 12 856 ГОСТ 23 360–78.

Рис. 4.1 Эскиз шпоночного соединения

5. РАСЧЕТ И КОНСТРУИРОВАНИЕ ПОДШИПНИКОВЫХ УЗЛОВ

Схемы установки подшипников качения. Для предотвращения заклинивания тел качения, вызываемого температурным удлинением вала или неточностью изготовления деталей подшипникового узла, применяют две основные схемы установки подшипников:

1) с фиксированной и плавающей опорой;

2) с фиксацией враспор.

По схеме 1 в одной опоре устанавливают подшипник, фиксирующий положение вала относительно корпуса в обоих направлениях; он жестко крепится в осевом направлении как на валу, так и в расточке корпуса. Фиксирующая опора воспринимает радиальную и двустороннюю осевые нагрузки. Внутреннее кольцо второго подшипника жестко (с помощью разрезного кольца) крепится на валу в осевом направлении; внешнее кольцо может свободно перемещаться вдоль оси стакана. Для свободного перемещения внешнего кольца подшипника в стакане необходимо назначить соответствующую посадку с зазором, а также обеспечить соответствующий зазор.

В качестве плавающей опоры выбирают ту, которая воспринимает меньшую радиальную нагрузку. При значительных расстояниях между опорами для увеличения жесткости фиксирующей опоры часто устанавливают два однорядных радиально-упорных шарикоподшипника или два конических роликоподшипника. Такая установка характерна для червячных редукторов (для вала червяка).

В узлах, спроектированных по схеме 2, наружные кольца подшипников упираются в торцы крышек, а торцы внутренних колец — в буртики вала.

Во избежание защемления тел качения от температурных деформаций предусматривают зазор, превышающий тепловое удлинение.

5.1 Расчет подшипников ведущего вала

Так как на ведущем валу есть осевая сила, то принимаем роликоподшипник конический однорядный серии 7208 ТУ 37. 006. 162−89. Для которого d=40мм, D=80мм, e=0,37 мм, B=20мм, C =46,5kH, T=19,75 мм [6]

Устанавливаем схему подшипников враспор (рис. 5. 1).

Определяем расстояние Lбаз между точками приложения реакций:

,(5. 1)

Где L — межопорное расстояние для вала, L = 350 мм;

Т — наибольшая ширина подшипника, Т = 19,75 мм;

а — расстояние от точки приложения реакции до дальнего торца подшипника.

Определяем расстояние а:

,(5. 2)

где, d — диаметр внутреннего кольца подшипника, d = 40 мм;

D — диаметр внешнего кольца подшипника, D = 80 мм;

еГОСТ — коэффициент осевого нагружения подшипника, eГОСТ = 0,37.

мм.

мм.

Из этого получаем, что f`=72,4 мм.

Рис 5.1 Схема установки конического подшипника враспор

Пересчитываем реакции в опорах вала, используя готовые формулы раздела 3.

а) вертикальная плоскость:

Н

Произведём проверку найденных реакций:

реакции найдены верно.

б) горизонтальная плоскость:

;

Произведём проверку найденных реакций:

реакции найдены верно.

Определяем суммарные реакции в подшипниках:

Н; (5. 3)

Н. (5. 4)

Определяем осевые составляющие от радиальных реакций:

Н,(5. 5)

Н. (5. 6)

Для определения осевой расчетной нагрузки Fa на подшипник определяют алгебраическую сумму всех внешних осевых сил Fx и осевых составляющих S от радиальных реакций R.

При этом считают, что осевые силы, нагружающие данный подшипник, — положительные (+), разгружающие его — отрицательные (-).

Определяем осевые нагрузки на подшипниках:

1: -S1+S2-Fx< 0, т о Fa1 = S1 (5. 7)

F1a=294,8Н

2: S1-S2+Fx> 0, то Fa2 = Fx+S1 (5. 8)

Fa2=294,8+2709,4=3004,2H

Дальнейший расчет ведем для наиболее нагруженного подшипника, в данном случае это подшипник второй опоры.

Определяем действительный коэффициент осевого нагружения:

,(5. 9)

Где Кк — кинематический коэффициент, при вращении внутреннего кольца Кк = 1,0 [4].

.

Определяем эквивалентную нагрузку на подшипник:

, (5. 10)

Где Х — коэффициент радиальной нагрузки, Х = 0,4;

Y — коэффициент осевой нагрузки, Y = 1,5;

Кт — температурный коэффициент, Кт = 1,0 [4, табл. 14];

Кб — коэффициент безопасности, Кб = 1,1 [4, табл. 13].

Н.

Определяем требуемую динамическую грузоподъемность:

,(5. 11)

гдеn — частота вращения кольца рассчитываемого подшипника, n = 1458 об/мин;

Lh10 — долговечность подшипника в часах при вероятности безотказной работы 90%, Lh10 = 8000 час [4, табл. 13].

— показатель степени, = 3,33 [4];

а1 — коэффициент долговечности в функции необходимой надежности, а1 = 1,0 [4];

а2 — обобщенный коэффициент совместного влияния качества металла и условий эксплуатации, а2 = 0,6 [4, табл. 15].

< кН.

Определяем действительную долговечность подшипника:

,(5. 12)

час.

Подобранные подшипники имеют значительный запас долговечности, что позволит им работать безаварийно на протяжении планируемого срока эксплуатации.

5.2 Расчет подшипников выходного вала

Так как на ведомом валу есть осевая сила, то принимаем роликоподшипник конический однорядный 7210 ТУ 37. 006. 162−89. Для которого d=50мм, D=90мм, e=0,37 мм, B=21мм, C =56kH, T=21,75 мм. [1] Устанавливаем схему подшипников враспор (рис. 5. 2).

Определяем расстояние Lбаз между точками приложения реакций:

(5. 13)

Рис 5.2 Схема установки конического подшипника враспор

Определяем расстояние а

,

Где d — диаметр внутреннего кольца подшипника, d = 50 мм;

D — диаметр внешнего кольца подшипника, D = 90 мм;

еГОСТ — коэффициент осевого нагружения подшипника, eГОСТ = 0,37.

мм.

мм.

Пересчитываем реакции в опорах вала, используя готовые формулы раздела 3. Определяем реакции в опорах:

а) вертикальная плоскость:

;

Н

Н

Произведём проверку найденных реакций:

реакции найдены верно.

б) горизонтальная плоскость:

;

Произведём проверку найденных реакций:

реакции найдены верно.

Определяем суммарные реакции в подшипниках:

Н;

Н.

Определяем осевые составляющие от радиальных реакций:

Н,

Н.

Определяем осевые нагрузки на подшипниках:

1: -S1+S2-Fx< 0, то Fa1 = S1

F1a=1393,5H

2: S1-S2+Fx> 0, то Fa2 = Fx+S1

Fa2=1612,5+1393,5=3006H

Дальнейший расчет ведем для наиболее нагруженного подшипника, в данном случае это подшипник второй опоры.

Определяем действительный коэффициент осевого нагружения:

,

где, Кк — кинематический коэффициент, при вращении внутреннего кольца, Кк = 1,0 [4].

Определяем эквивалентную нагрузку на подшипник:

,

Где Х — коэффициент радиальной нагрузки, Х = 0,4;

Y — коэффициент осевой нагрузки, Y = 1,5;

Кт — температурный коэффициент, Кт = 1 [4, табл. 14];

Кб — коэффициент безопасности, Кб = 1,1 [4, табл. 13].

Н.

Определяем требуемую динамическую грузоподъемность:

,

Где n — частота вращения кольца рассчитываемого подшипника, n = 182,3 об/мин;

Lh10 — долговечность подшипника в часах при вероятности безотказной работы 90%, Lh10 = 8000 час [4, табл. 13].

— показатель степени, = 3,33 [4];

а1 — коэффициент долговечности в функции необходимой надежности, а1 = 1,0 [4];

а2 — обобщенный коэффициент совместного влияния качества металла и условий эксплуатации, а2 = 0,6 [4, табл. 15].

< кН.

Определяем действительную долговечность подшипника:

,

час.

Подобранные подшипники имеют значительный запас долговечности, что позволит им работать безаварийно на протяжении планируемого срока эксплуатации.

6. КОНСТРУИРОВАНИЕ ЧЕРВЯЧНОГО КОЛЁСА И ЗВЁЗДОЧЕК

6.1 Конструирование зубчатых колес

Основные параметры червячных колес и червяков (диаметры, ширина, модуль, число зубьев и пр.) определены при проектировании передач. Конструкция колес зависит, главным образом, от проектных размеров, материала, способа получения заготовки.

Цилиндрические зубчатые колеса обычно изготавливают из круглого проката или поковок. Ступицу цилиндрического колеса располагают симметрично или несимметрично относительно обода. При da/d < 2… 2,5 (где d — диаметр вала вблизи зубчатого венца). При этом упрощается сборка и повышается надежность, поскольку каждое высоконагруженное соединение может оказаться потенциальным источником отказа.

Червячное колесо получаем литьём рис 6.1.

Рис. 6.1 Червячное колесо

Определяем толщину обода:

S=0,05d2 (6. 1)

S=0,05•320=16мм

Принимаем: S=16мм.

Внутренний диаметр ступицы: d=55мм.

Определяем наружный диаметр ступицы:

dст = 1,55d=1,55•55=85,3 мм (6. 2)

Ширина обода- b2=65мм.

Определяем толщину ступицы:

ст0,3d=0,3•55=16,5 мм (6. 3)

Определяем длину ступицы:

Lст = (1,2…1,5)d= 1,27•55=70мм (6. 4)

Определяем толщину диска:

C=0,5(S+ст)=0,5•(16+16,5)=16,25 мм (6. 5)

Радиусы закруглений R> 1 мм.

Для облегчения червячного колеса и уменьшения инертности вращательных масс предусматриваем в диске 4 отв. Диаметром 60 мм.

6.2 Конструирование звёздочек

Рис. 6.2 Схема звездочки

Определяются следующие геометрические размеры:

делительный диаметр dд1 = 234,9 мм; dд2 = 744 мм

диаметр окружности выступов

De = p /tg (180/z); (6. 6), получаем:

De1 = 25,4 /tg (180/29)=233,5 мм

De2 = 25,4 /tg (180/92)=743,5 мм

диаметр окружности впадин

Di = dд-2h/cos (180/z); (6. 7), получаем:

Di1 = 234,9−226,7/cos (180/29)=181,2 мм;

Di2 = 744−226,7/cos (180/92)=690,6 мм;

диаметр проточки

Dc = De-1,5t; (6. 8), получаем:

Dc1 = 233,5−1,525,4=195,4 мм;

Dc2 =743,5−1,525,4=705,4 мм;

ширина венца

b = B + 2s; (6. 9), получаем:

b =111 + 23=117мм.

ширина направляющей канавки

a=2s=2•3=6мм; (6. 10)

толщина обода

= h=26,7 мм;

толщина диска

c = (1,2…1,3)=1,2•26,7=32мм.

Все не известные величины взяты из таблицы 7. 11 [1]

7. КОНСТРУИРОВАНИЕ КОРПУСНЫХ ДЕТАЛЕЙ, СТАКАНОВ И КРЫШЕК

7.1 Конструирование корпусных деталей

Корпус редуктора служит для размещения и координации деталей передачи, защиты их от загрязнения, организации системы смазки, а также восприятия сил, возникающих в зацеплении редукторной пары, подшипниках, открытой передаче.

Материал литого корпуса обычно чугун СЧ10, СЧ15 или СЧ18; сварного -- листовая сталь Ст2 или СтЗ.

При конструировании корпуса редуктора должны быть обеспечены прочность и жесткость, исключающие перекосы валов. Для повышения жесткости служат рёбра, располагаемые у приливов под подшипники. Корпус обычно выполняют разъемным, состоящим из основания (его иногда называют картером) и крышки. Плоскость разъема проходит через оси валов. В вертикальных цилиндрических редукторах разъемы делают по двум и даже по трем плоскостям. При конструировании червячных редукторов можно применять неразъемный корпус (при аw < 140 мм) с двумя окнами по боковым стенкам, через которые при сборке вводят в корпус комплект вала с червячным колесом, и разъемный (плоскость разъема располагают по оси вала червячного колеса).

Несмотря на разнообразие форм корпусов, они имеют одинаковые конструктивные элементы — подшипниковые бобышки, фланцы, ребра, соединенные стенками в единое целое, — и их конструирование подчиняется некоторым общим правилам.

Основание корпуса и крышку фиксируют относительно друг друга двумя коническими штифтами.

Для предотвращения протекания масла плоскости разъема смазывают спиртовым лаком или жидким стеклом. Ставить прокладку между основанием и крышкой нельзя, так как при затяжке болтов она деформируется и посадка подшипников нарушается.

Определяем толщину стенки корпуса

,(7. 1)

Где Тmax — максимальный крутящий момент, Тmax = 433,5 Нм

мм.

Принимаем = 8 мм [4].

Определяем толщину стенки крышки

мм (7. 2)

Определяем толщину ребра в сопряжении со стенкой корпуса

мм (7. 3)

Определяем толщину ребра в сопряжении со стенкой крышки

мм

Определяем толщину фланца корпуса

мм (7. 4)

Определяем толщину фланца крышки

мм (7. 5)

Определяем толщину подъемных ушей корпуса

мм (7. 6)

Определяем толщину подъемных ушей крышки

мм (7. 7)

Определяем диаметр фундаментных болтов

мм (7. 8)

Принимаем d1 = 14 мм. Принимаем 4 фундаментных болта [4].

Определяем толщину фундаментных лап

мм (7. 9)

Определяем диаметр болтов соединения крышки с корпусом редуктора у подшипников

мм (7. 10)

Принимаем болты М12.

Определяем диаметр болтов, соединяющих основание корпуса с крышкой

мм (7. 11)

Принимаем болты М8.

Определяем диаметр крепления торцовых крышек подшипников

мм (7. 12)

Принимаем болты М8.

Принимаем отжимные болты М12 [4].

Определяем диаметр пробки для выпуска масла

мм (7. 13)

Определяем расстояние от стенки корпуса до края фундаментных лап

мм (7. 14)

Определяем расстояние от стенки до края фланца по разъему корпуса и крышки у подшипников

мм (7. 15)

Определяем расстояние от стенки до края фланца по разъему корпуса и крышки у основания

мм (7. 16)

Определяем расстояние от стенки корпуса до оси болтов

мм, (7. 17)

мм, (7. 18)

мм (7. 19)

Определяем размеры, определяющие положение болтов d2

мм, (7. 20)

мм (7. 21)

Определяем наименьший зазор между наружной поверхностью колеса и стенкой корпуса по диаметру

мм (7. 22)

Определяем наименьший зазор между наружной поверхностью колеса и стенкой корпуса по торцам мм

Рис. 7.1 Конструирование корпуса

Крышки подшипников изготавливают из чугуна марок СЧ15, СЧ20. Различают крышки привёртные и закладные.

При небольшом межосевом расстоянии фланцы двух соседних крышек подшипников могут перекрывать друг друга. В этом случае у обеих крышек фланцы срезают, оставляя между срезами зазор 1…2 мм.

Принимаем толщину привертной крышки (рис 7. 1) для ведущего вала 1=8 мм, для ведомого 1= 8 мм [4, табл. 28].

Принимаем толщину стенки крышки = (0,9…1)1; для ведомого =8 мм.

Рис. 7.2 Конструкция крышек

Находим расстояние с, тогда для ведущего вала с=8мм, для ведомого с=8мм.

Поясок l с центрирующей цилиндрической поверхностью делают небольшим, чтобы он не мешал установке крышки по торцу корпуса, l3…6 мм. Принимаем l=6мм.

Диаметр болтов для ведущего вала d = 8 мм, для ведомого d = 8 мм. [4, табл. 28].

Число болтов для ведущего вала z = 4, для ведомого z = 4. [4, табл. 28].

Определим диаметр фланца стакана Dф для ведущего вала Dф=128мм, для ведомого Dф=138мм.

При установке в крышке подшипников манжетного уплотнения выполняют расточку отверстия так, чтобы можно было выпресовывать изношенную манжету.

8. СМАЗЫВАНИЕ ЗАЦЕПЛЕНИЙ

Для редукторов общего назначения применяют непрерывное смазывание жидким маслом картерным непроточным способом (окунанием). Он применяется при окружной скорости зубчатых колес и червяков от 0,3 до 12,5 м/с.

Для открытых зубчатых передач, работающих при окружных скоростях до 4 м/с, обычно применяют периодическое смазывание весьма вязкими маслами или пластичными смазками.

Выбор сорта масла зависит от значения расчетного контактного напряжения в зубьях и фактической окружной скорости колес v.

Для проектируемого редуктора со следующими параметрами: н =149,4 МПа и vок =6,1 м/с принимаем кинематическую вязкость масла 30 сСт [4, табл. 29]. Принимаем марку масла И-Г-А-22 (ИГА-22) с кинематической вязкостью 19…25 сСт [4, табл. 30].

При смазывании окунанием приближенно объем масляной ванны редуктора принимают из расчета 0,5… 0,8 л масла на 1 кВт передаваемой мощности. Меньшие значения принимают для крупных редукторов [4]. Принимаем объем масляной ванны 4,5 л.

Уровень масла, находящегося в корпусе редуктора, контролируют с помощью маслоуказателей. Принимаем жезловый маслоуказатель (щуп).

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, закрываемое пробкой с цилиндрической или конической резьбой.

9. ВЫБОР И ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ МУФТ

Для соединения отдельных узлов и механизмов в единую кинематическую цепь используются муфты, различные типы которых могут также обеспечивать компенсацию смещения соединяемых валов (осевых, радиальных, угловых и комбинированных), улучшение динамических характеристик привода, ограничение передаваемого момента, включение и отключение отдельных частей привода и пр.

Наиболее распространенные муфты стандартизированы или нормализированы.

Выбор муфт производится в зависимости от диаметра вала и передаваемого момента:

,(9. 1)

Где k — коэффициент режима работы, k = 1,6 [4];

Tном — передаваемый момент, Тном = 64,5 Нм;

Ттабл — табличное значение передаваемого момента.

Нм.

Рис. 9.1 Муфта цепная однорядная

Принимаем [4] муфту 125−32-I. 138-I. 2-УЗ ГОСТ 20 884–82.

Для которой наружный диаметр D=125мм

Выписываем основные размеры [1]: L=206ммДr=0. 20частота вращения =23 обминz=12h=1.8 ммd=35 мм

10. КОНСТРУИРОВАНИЕ РАМЫ (ПЛИТЫ)

Установочные плиты и рамы предназначены для объединения механизмов привода в установку, монтируемую на фундамент.

Конфигурацию и размеры литой плиты или сварной рамы определяют при выполнении компоновочного чертежа привода (рис. 10. 1).

Длину плиты определяют следующим образом:

L=l10+lб+l3+(l0-l10)/2+lp/2+2. C0+(8…12) (10. 1)

где, l10 и l3-расстояния между болтами крепления электродвигателя и редуктора.

Высоту рамы (Н), в значительной мере определяющую жёсткость, назначают в зависимости от L:

Н=(0,08…0,12) L (10. 2)

Ширину В1 и В2 рассчитывают по следующим зависимостям:

В1=b10+bэ+2. C0+(8…10) (10. 3)

В2=b1+bр1+2. C0+(8…10) (10. 4)

11. ВЫБОР ПОСАДОК

На сборочном чертеже основных сопряжений необходимо выбрать посадку, систему и квалитет.

Принятые виды посадок для различных сопряжений приведены в табл. 11.1.

Таблица 11. 1

Принятые посадки

Сопряжение

Условное обозначение

Внутреннее кольцо подшипника на вал

k6

Наружное кольцо подшипника в корпус

H7

Червячное колесо на вал

H7/p6

Крышки подшипников в корпус

H7/h8,H7/d10

Распорные втулки

H8/h8

Шпоночная канавка в ступице по ширине

D10

Шпоночная канавка в ступице по глубине

Н12

Шпоночная канавка на валу по ширине

D10

Шпоночная канавка на валу по глубине

Н12

Шпонка по ширине

h9

Шпонка по длине

h14

Отверстие в крышке подшипника под манжету

Н8

Участок вала под манжету

h11

Муфта

H7/m6

Звёздочки

H7/m6

12. СБОРКА И РЕГУЛИРОВКА РЕДУКТОРА

Перед сборкой внутренние части корпусных деталей очищают и покрывают маслостойкой краской. Перед общей сборкой собираются валы с насаженными деталями. На тихоходный вал последовательно надеваются, верхний подшипник, втулка, нижний подшипник. Собранный вал вставляется в отверстие корпуса. Подшипники перед сборкой нагреваются в масле. В крышку подшипника устанавливается манжета. Затем на вал надевается подшипниковая крышка, которая крепится к корпусу. На быстроходный вал надеваются предварительно нагретые в масле подшипники. Корпус редуктора вместе с установленными валами устанавливается на основание и фиксируется болтами. Сверху на корпус редуктора надевается крышка корпуса и фиксируется болтами. Перед установкой в проточки подшипниковых крышек закладываются манжетные уплотнения, предварительно пропитанные маслом. Затем на подшипниковые крышки надеваются регулировочные прокладки (комплект). Собранные крышки вставляются в гнезда корпуса и крепятся к нему. После сборки производится регулировка редуктора. Регулировка подшипников производится набором регулировочных прокладок, устанавливаемых между корпусом и подшипниковыми крышками. Регулировка подшипников тихоходного вала (на валу установлены радиально-упорные подшипники) заключается в создании зазора между торцом наружного кольца подшипника и торцом подшипниковой крышки. Требуемый зазор получается за счет подбора толщины регулировочных прокладок. В собранном редукторе быстроходный вал должен свободно проворачиваться. Закручивается пробка маслоспускного отверстия. Заливается масло. Собранный редуктор обкатывается в соответствии с техническими условиями.

13. ТЕХНИКА БЕЗОПАСНОСТИ

При освещении вопросов техники безопасности во время монтажа и в период эксплуатации редукторной установки необходимо обратить внимание на следующие мероприятия.

Предусмотреть надежное крепление электродвигателя и редуктора к раме и рамы к фундаменту.

Вращающиеся детали (входные и выходные концы валов, муфты) должны иметь защитный кожух.

Ременные, цепные, открытые зубчатые и червячные передачи должны быть ограждены (кожухом из листового металла или мелкой металлической сеткой).

Электрические провода должны иметь защитный экран (пропущены через трубку).

Концы проводов (подвод к электродвигателю) должны быть изолированы и закрыты крышкой.

Установка должна быть заземлена.

Рама после слесарной обработки и сварки не должна иметь заусенцев.

Проводить осмотр зацепления, регулировки, устранение неисправностей и сборочно-разборочные работы необходимо только при выключенном электродвигателе.

При работе не прикасаться к вращающимся деталям.

Техническое обслуживание производить при полной остановке электродвигателя.

Регулярно контролировать уровень масла в редукторе и следить за наличием смазки в подшипниках.

Не допускать к работе лиц, которые не прошли инструктаж по технике безопасности и обслуживанию редукторной установки.

При обслуживании, монтаже и демонтаже пользоваться только исправными инструментами.

Не допускать грубых ударов по деталям во избежание их порчи.

При хранении все открытые детали должны иметь антикоррозийную окраску или смазку.

Нельзя хранить детали в сырых помещениях.

ЛИТЕРАТУРА

1. Курсовое проектирование деталей машин Учебное пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов / С. А. Чернавский, К. Н. Борадин и др. -М.: Машиностроение, 1987. -416 с. Ил.

2. Проектирование и расчёт механических передач / Под ред. М. Н. Ерохина.- М.: Колос, 2000. -328с., ил.- (Учебное пособие для высших учебных заведений)

3. Детали машин и основы конструирования / Под ред. М. Н. Ерохина.- М.: Колос, 2005. -462 с.: ил. (Учебники и учеб. пособия для студентов высш. учеб. заведений).

4. Расчёт и конструирование элементов механических приводов машин: Методические указания к выполнению курсового проекта по деталям машин и основам конструирования / Белорусская государственная сельскохозяйственная академия; Сост. В. М. Горелько, Е. И. Мажугин, В. А. Дремук. Горки, 2009. 92 с

5. Курсовое проектирование деталей машин Шейблинт А.Е.- Учеб. пособие для техникумов.- М.: Высш. шк., 1991. -432 с.: ил.

6. Детали машин. Проектирование: учебное пособие / Л. В. Курмаз, А. Т. Скойбеда. -2-е изд., испр. И доп.- Мн.: «Технопринт», 2002. -209 с.

ПоказатьСвернуть
Заполнить форму текущей работой