Разработка привода шнекового холодильника

Тип работы:
Курсовая
Предмет:
Производство и технологии


Узнать стоимость

Детальная информация о работе

Выдержка из работы

Задание

Привод шнекового холодильника

Исходные данные:

Тип редуктора- червячный одноступенчатый;

Срок службы привода -19 000часов

Частота вращения выходного вала привода- 250 мин-1;

Привод- нереверсивный

Крутящий момент на выходном валу привода — 310 Н•м;

Рисунок 1 — Кинематическая схема привода

1-Электродвигатель;

2- клиноременная передача;

3-червячная передача;

4-муфта;

5-шнек

Введение

Технический уровень всех отраслей народного хозяйства в значительной мере определяется уровнем развития машиностроения. На основе развития машиностроения осуществляется комплексная механизация и автоматизация производственных процессов в промышленности, строительстве, сельском хозяйстве, на транспорте.

Машиностроению принадлежит ведущая роль среди других отраслей экономики, т. к основные производственные процессы выполняют машины. Поэтому и технический уровень многих отраслей в значительной мере определяет уровень развития машиностроения.

Повышение эксплуатационных и качественных показателей, сокращение времени разработки и внедрение новых машин, повышение их надежности и долговечности — основные задачи конструкторов-машиностроителей.

Целью данной работы является проектирование привода в соответствии с предложенной кинематической схемой.

Наиболее существенную часть задания составляет расчет и проектирование одноступенчатого редуктора с червячной передачей.

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины. Назначение редуктора — понижение скорости и соответственно повышение вращающего момента

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

Требуемая мощность электродвигателя из формулы 1.9 [4,с. 25]

Pэл. дв = Рв. /общ (1. 1)

где Pэл. дв — требуемая мощность электродвигателя, кВт;

Pв — мощность на выходном валу, кВт;

зобщ — общее КПД привода из формулы 1.2 [4,с. 23]

зобщ=з1·з22·з3 (1. 2)

где з1 — КПД клиноременной передачи — 0,95

з2 — КПД подшипников — 0,99

3- КПД червяка (предварительно принимаем передаточное число червячной передачи uред=8,0, z1=4)

черв = 0, 9

принимаем значение з по таблице 1.1 [4,с. 23]

зобщ = 0,95 · 0,992 · 0,9 = 0,838

Мощность на выходном валу привода по формуле 1. 13[4,c. 215]

Рт= (1. 3)

где Тв-крутящий момент на выходном валу, Н

nв- частота вращения выходного вала привода, мин-1;

Pэл. дв = 8115,2/0,838 = 9684,4кВт

Общее передаточное число привода из формулы 1. 1[4,с. 22]:

Uобщ = nдв/nв (1. 4)

где Uобщ — общее передаточное число;

nдв — частота вращения вала двигателя, мин-1.

Частота вращения вала двигателя из формулы (1. 4):

nдв=Uобщ •nв (1. 5)

Определим минимальное передаточное число по формуле 1. 2[4,c. 22]:

Uобщ min= Uред min •Uрем min (1. 6)

где Uрем min — передаточное число ременной передачи, Uрем min=2,[3];

Uред min — передаточное число червячной передачи, Uред min =8,[3].

Uобщ min= 8 •2=16

Частота вращения вала электродвигателя составит

nдв=16 •250=4000мин-1

Принимаем электродвигатель трехфазный асинхронный серии 4А132М2

Pэл. дв =11,0квт, с частотой вращения n=2900,0 мин -1, диаметром выходного конца вала d=38,0 мм.

Определим фактическое передаточное число привода по формуле (1. 4):

Uобщ =2900,0/ 250 =11,6

Предварительно приняли передаточное число червячного редуктора uред=8

передаточное число ременной передачи из формулы (1. 6):

Uрем = Uобщ/Uред (1. 7)

Uрем =11,6/8=1,45

Определяем частоту вращения и угловую скорость валов привода

-на валу электродвигателя и быстроходном валу ременной передачи:

nэл. дв = nб. р =2900мин-1

щб.р =рn/30 из формулы 1. 12[4,с. 25] (1. 8)

щб = 3,14•2900/30=303,5с-1

-на тихоходном валу ременной передачи, быстроходном валу редуктора:

nб = nбр /Uр = 2900/1,45 =2000,0мин-1

щб = 3,14•2000,0/30= 209,3с-1

-на тихоходном валу редуктора:

nт = nб /Uред = 2000,0/8,0 = 250,0мин-1

щт= 3,14•250,0/30 =26,2с-1

Определяем момент вращения на валах привода

На ведомом валу редуктора по формуле 1.6 [4,с. 24]

Tт= Pв. / т (1. 9)

Tт = 8,1152•103/26,2= 309,4Н•м

где Tт — вращающий момент на ведомом валу, Н•м.

На ведущем валу редуктора

Тб = Тт / Uред * под. * черл. (1. 10)

Тб = 309,7/8,0•0,99•0,90 = 43,5Н•м

На валу электродвигателя

Тэл.д = Тб / Uр под рем. пер (1. 11)

Тэл. д= 43,5 /1,45• 0,99•0,95= 31,8Н. м

Данные расчета сведем в таблицу1

Таблица 1 Данные кинематического расчета

Bал

U

n мин-1

с-1

P, кВт

T, Нм

Вал электродвигателя, ведущий вал ременной передачи

1,45

2900

303,5

11,0

31,8

ведомый вал ременной передачи

2000,0

209,3

43,5

Быстроходный

8

2000,0

209,3

43,5

Тихоходном

250,0

26,2

8115,5

309,4

2. Расчет ременной передачи

По заданию из кинематической схемы имеем клиноременную передачу.

Данные для расчета клиноременной передачи взяты из таблицы 1.1. Т1рем=31,8Нм, n1=2900,0 мин-1, Uрем = 1,45,щ1=303,5c-1, щ2=209,3с-1

Диаметр меньшего шкива по формуле 6.2 [4,с. 201]

(2. 1)

мм

Из стандартного ряда, приведенного в таблице 6.2 [4,c. 202], принимаем d1=112,0 мм

Диаметр большего шкива по формуле 6. 3[4,c. 202]

d2= d1 Uрем (1-е) (2. 2)

где е — коэффициент скольжения, е=0,01…0,02.

Для передачи с регулируемым натяжением принимаем е=0,01

d2=112,0?1,45(1−0,02) = 159,1 мм

По стандартному ряду принимаем d2=160,0 мм

Уточним передаточное отношение

Uрем= d2/ d1(1-е) (2. 3)

Uрем=160,0/112,0(1−0,02)=1,45

Определим скорость ремня по формуле 6. 4[4,c. 202]:

v=щ1•d½•1000 (2. 4)

v=303,5•112/2•1000 = 17,0м/с

Ориентировочно назначаем межосевое расстояние по формуле [4,c. 212]:

amin=0,55(d1+d2)+h (2. 5)

amax=2(d1+d2) (2. 6)

где amin, amax-минимальное и максимальное межосевое расстояние, мм;

h-высота сечения ремня, по таблице 6. 7[4,c. 212] h=8,0 мм.

По таблице 6. 12[4,c. 215] принимаем клиновой ремень нормального сечения А.

amin =0,55(112,0+160,0)+8,0=157,6 мм

amax= 2(112,0+160,0)=544,0 мм

принимаем а=500,0 мм

Длина ремня по формуле 6.6 [4,c. 202]:

(2. 7)

Округлим до стандартного значения L= 1400,0 мм

Уточним межосевое расстояние по формуле 6.7 [4,c. 202]:

а =0,25 [ (Lр-щ)+] (2. 8)

где Lр — расчетная длина ремня, м.

щ=0,5р (d1+d2) (2. 9)

щ=0,5?3,14(112,0+160,0)= 427,0 мм

у=0,25(d2-d1)2 (2. 10)

у=0,25(160,0−112,0)2 =576,0 мм

а=0,25[(1400,0−427,0)+

Угол обхвата меньшего шкива по формуле 6.9 [4,c. 203]:

б =1800−57(d2-d1)/а (2. 11)

б=1800−57(160,0−112,0)/485,9=174 021'

По таблице 6.9 [4,c. 213] находим мощность, передаваемую клиновым ремнем, Ро = 2,78

Число клиновых ремней по формуле 6. 15 [4,c. 210]:

Z=Р/Рдоп (2. 12)

где Рдоп- допускаемая мощность на один клиновой ремень определим по фор- муле 6. 16 [4,c. 210], кВт;

Рдоп= Ро? Сб?Ср?СL?СZ (2. 13)

где Сб- коэффициент угла обхвата по таблице 6. 13 [4,c. 215], Сб=0,99;

Ср-коэффициент режима работы по таблице6.5 [4,c. 206], Ср=1,0;

СL- коэффициент, учитывающий влияние длины ремня по таблице 6. 14

[4,c. 215], СL=0,92

СZ — коэффициент учитывает число ремней в передаче, для клиновых ремней СZ=0,90

Р доп = 2,78?0,99?1,0?0,92?0,90 = 2,28 кВт

Р=Т1щ1 (2. 14)

Р=31,8•303,5 = 9651,3Вт = 9,7кВт

Z =

принимаем Z = 4.

Силу предварительного натяжения клинового ремня определим по фор- муле 6. 17 [4,c. 215]:

Fo=[780?PCL/(v СбCрz)]+ qv2 (2. 15)

где q-масса 1 м длины ремня по таблице 6.7 [4,c. 211], q=0,105 кг/м.

Fo=(780?9,7?0,92/17,0?0,99?1,0?4,0)+0,105?17,02=134,6Н

Сила действующую на вал:

Fr= 2Fo Zsіn (б/2) (2. 16)

Fr=2?134,6?4?sіn (174о21'/2) = 1054,6H

Наружный диаметр шкивов клиноременной передачи определим по формуле [4,с. 216]:

de=dp+2b (2. 17)

где dp-расчетный диаметр шкива, мм;

b- глубина канавки расчетного шкива, мм.

de1=112,0+2?3,3= 118,6 мм

de2=160,0 + 2?3,3=166,6 мм

Ширину обода при количестве ремней z=4 принимаемся по таблице 6. 15 (4,с. 218), В=65,0 м.

Длина ступицы принимаем для ведущего шкива lст1=40,0 мм, ведомого шкива lст2=40,0 мм

Материал шкива принимаем СЧ15−32.

3. Расчет червячной передачи

3.1 Выбор материала и назначение термической обработки зубчатого вен-ца червячного колеса и червяка

По кинематической схеме имеем червяк с горизонтальной осью, сцепляю-щийся с колесом, имеющим вертикальную ось.

Ориентировочно определим скорость скольжения по формуле 5. 1[4,c. 188]:

Vск=4,5•10−3щ1 (3. 1)

Vск=4,5•10−3209,3

Для изготовления зубчатого венца червячного колеса при V> 5м/с, реко-мендуется использовать оловянно-фосфористую бронзу БР010Ф1, способ отливки — в металлической форме таблица 5. 1[4].

Для изготовления червяка принимаем сталь 45 с закалкой до твердости не менее 50НRCэ, и последующей шлифовкой.

Циклическая долговечность передачи определяется по формуле 5. 2[4]

Nн=NF=N?=60n2Lh (3. 2)

где n2- частота вращения колеса, мин-1;

Lh -срок службы привода, ч.

Nн=NF=N?=60•241,7•19 000= 27,5•107

Так как получили значение Nн=27,5•107, то в уравнение (3. 4) подставляем Nн=25•107, согласно рекомендации[4,c. 189].

3.2 Определение допускаемого напряжения

Допускаемое напряжение для зубьев колеса определим по формуле 5. 3[4]:

унр=уНlimZN (3. 3)

где уНlim- предел контактной выносливости поверхности зубьев, по таблице 5. 1[4], уНlim=230Мпа;

ZN- коэффициент долговечности.

ZN = (3. 4)

ZN =

унр=230•0,67=154,1МПа

Предварительно принимаем значением коэффициента расчетной нагрузки для передачи с переменной нагрузкой Кн=1,3

3.3 Проектный расчет передачи

Межосевое расстояние по формуле 5. 5[4]

где аw — межосевое расстояние, мм.

Принимаем стандартное межосевого расстояния червячной передачи аw=160,0 мм

Принимаем число витков червяка z1=4, тогда число зубьев колеса формуле 5. 6[3]:

Z2=u z1 (3. 6)

Z2=8,0•4=32,0

Фактическое передаточное число червячной передачи по формуле 1. 1[4,c. 22]:

uред=z2/z1 (3. 7)

uред=32/4 = 8

это значение соответствует стандартным.

Осевой модуль зацепления m вычислим по формуле 5. 7[4,с. 192]:

m=(1,5…1,7) аw/z2 (3. 8)

m=(1,5…1,7) 160/32= (7,5?8,5)

округлим его до стандартного значения, по таблице 5.5 m=8

Коэффициент диаметра червяка q вычислим по формуле 5.8 [4,с. 192]

q=[2 аw/m]-z2 (3. 9)

q=[2 •160/8]-32=8мм

что соответствует стандартному значению, таблица5. 6[4, с. 192] q=8,0 мм.

Уточним межосевое расстояние по формуле 5. 9[4, с. 192]

аw=0,5m (z2+q) (3. 10)

аw=0,5•8(32+8)=160,0 мм

полученное значение соответствует стандартному.

Делительный диаметр червяка и червячного колеса d вычислим по фор-муле 5. 11;5. 12;[4, с. 192]:

d1 = qm (3. 11)

d1 =8•8 = 64,0 мм

d2 =z2m (3. 12)

d2 =32•8= 256 мм

Диаметр вершин витков червяка da вычислим по формуле 5. 25[4,с. 192]:

da1 = d1 + 2m (3. 13)

da1 =64,0+2•8= 80,0 мм

Диаметр впадин витков червяка df вычислим по формуле 5. 26[4,с. 192]:

df1 = d1 — 2,4m (3. 14)

df1 =64- 2,4•8 = 44,8 мм

Диаметр вершин зубьев червячного колеса da вычислим по формуле 5. 27[4, с. 197]:

da2 = (z2+2. 0+2x)m (3. 15)

da2 =(32 +2,0+2•0)8 = 272,0 мм

Диаметр впадин зубьев червячного колеса d f вычислим по формуле 5. 28[4,с. 197]:

d f2 = (z2−2,4+2x)m (3. 16)

d f2 = (32 — 2,4+2•0)8 = 236,8 мм

Наибольший диаметр нарезаемого колеса dOM вычислим по формуле 5. 29[4,c. 197]:

dOM2?dа2+6m/(z1+2) (3. 17)

dOM2?272,0+6•8,0/(4+2)= 280,0 мм

Ширина венца нарезаемого колеса b2 вычисляется по формуле 5. 30[4,с. 197]:

b2?0,75da1 (3. 18)

b2?0,75•80,0 = 60,0 мм

Длина нарезаемой части червяка b1 вычисляется по формуле 5. 31[4]:

b1?(11+0,06•Z2)m (3. 19)

b1?(11+0,06•32)8=103,4

увеличим b1 на 56,6 мм по технологическим условиям, b1=160,0 мм.

г- делительный угол подьема линии витка червяка, г=26 034'

Определим действительную скорость скольжения в зацеплении по формуле 5. 13[4,193]:

Vск=v1/cosг=щ1d1/2000 cos г (3. 20)

где г- делительный угол подьема линии витка червяка, г=26 034'.

Делительный угол подьема линии витка червяка принимаем по табличе 5. 7[4,с. 193].

Vск=209,3•64,0/2000 •0,8962 = 7,4м/с

Принимаем степень точности передачи 7-ю

По полученному значению Vск=7,4м/с и степени точности по таблице 5.8 [4,с. 194] принимаем коэффициент Кнv динамической нагрузки, Кнv=1,1.

Коэффициент концентрации нагрузки определим по формуле 5. 14[4,194]:

Кнв=1+(z2/Kf)3(1-Kp) (3. 21)

где Кнв- коэффициент концентрации нагрузки;

Kf- коэффициент деформации червяка, по таблице 5. 9[4], Kf=47;

Kр- коэффициент режима, по таблице 5. 10 Kр=1,0;

Кнв=1+(32/47)3(1−1,0)=1

Значение коэффициента расчетной нагрузки определим по формуле 5. 15[4,с. 195]

Кн=Кнв•Кнv (3. 22)

где Кн- коэффициент расчетной нагрузки.

Кн= 1,0•1,1=1,1

Проверим передачу на контактную прочность по формуле 5. 16[4,195]:

Н = 480 / d2

где dW1-начальный диаметр червяка по формуле [4,с. 195], мм:

dW1=m (q+2x) (3. 24)

х- коэффициент смещения червяка, в данном расчете х=0.

dW1=8,0(8,0+20)=64,0 мм

Н = 480 / 256

Недогруз составляет

?Н=[(154,1 — 136,8)/154,1]•100% = 11,2%< 15% что допускается

Фактический КПД передачи определим по формуле 5. 17[4,с. 195]:

з=0,96[tgг/tg (г+с)] (3. 25)

где с-приведенный угол трения определим по таблице5. 11[4,с. 195], с=1026'.

з=0,96[0,495/0,523]=0,91

Уточним значение вращающего момента на червяке по формуле 5. 18[4,с. 195]

Т1=Т2/uз (3. 26)

Т1=309,4/8,0•0,91=42,5Нм

Силы, действующие в зацеплении определим по формуле 5. 19[4,195]:

окружная сила:

Ft2 = Fа1 = 2 T2 / d2 (3. 27)

Ft2 = Fа1=2•309,4•1000/256,0 = 2417,2Н

радиальная сила:

Fr1= Fr2 = Ft2 tg (3. 28)

tg = 0,364 = 200

Fr1= Fr2=2417,2•0,364 = 880,0Н

осевая сила:

Fa2 = Ft1=2 T1 / dw1 (3. 29)

Fa2 = Ft1=2 •42,5 •1000/ 64,0 = 1328,1Н

Проверка зубьев колеса на выносливость при изгибе по формуле 5. 20[4,196]:

FР=FlimYN (3. 30)

где Flim- предел выносливости зубьев колеса при изгибе по таблице5.1 [4,с. 189],

Flim=70Мпа.

YN-коэффициент долговечности по формуле 5. 22[4,с. 196]:

Yn = (3. 31)

Yn =

Условие 0,54?Yn?1 для колес, изготовленных из бронзы выполнено

0,54?0,541?1

FР=70,0•0,541 = 37,9МПа

Эквивалентное число зубьев колеса Zv2 определим по формуле 5. 23[4,с. 197]:

Zv2=Z2/cos3г (3. 32)

Zv2=32/0,7197=44,5

при Zv2=44,5 по таблице 5. 13 YF2=1,48

Действительное напряжение при изгибе определим по формуле 5. 24[4]:

F2=FP (3. 33)

F2 =

Условие прочности выдержано 0,75МПа? 37,9МПа

4. Подбор соединительной муфты

Тихоходный редуктора соединен с валом шнека муфтой.

Определим вращающий момент [T] муфты из формулы 9. 1[5,с. 342]:

T•K < [T] (4. 1)

где T — номинальный длительно, действующий вращающий момент, Н•м;

K — коэффициент динамической нагрузки привода, K = 1,25−1,5.

[T] =1, 5 •309,4 = 464,1Н•м

Выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую Т=500,0Н•м,

Принимаем диаметр посадочного отверстия муфты по ГОСТ Р 50 894−96 d=40,0 мм.

Определим консольную силу Fk, Н, действующую в середине посадочной поверхности конца вала по формуле 9.3 [5,с. 345]:

Fk=23 (4. 2)

Fk=23

5. Предварительный расчет валов

Диаметр выступающего конца быстроходного вала из формулы [2,с. 45]

d = (7 8) (5. 1)

где d — диаметр выходного конца вала, мм.

d = (7 8)

принимаем d =25,0 мм.

Диаметр вала под подшипник по формуле [2,с. 45];

dп = d + 2 t (5. 2)

где dп — диаметр вала под подшипник, мм;

t — прибавка к диаметру по таблице [2,c. 45], t= 2,0 мм.

dп =25,0+2•2,0 = 29,0 мм

В червячных редукторах наружный диаметр подшипников должен быть равным или больше диаметра вершины витков червяка, поэтому выбираем роликовые конические однорядные подшипники № 7307 с d=35,0 мм, D=80мм.

Буртик для упора подшипника, по таблице [2,c. 45]:

dБП = dп + 3 r (5. 3)

где dБП — буртик, для упора подшипника, мм;

r — прибавка к диаметру по таблице [2,c. 45], r = 2,0 мм.

dБП = 35,0+3•2,0= 41,0 мм

принимаем dБП = 42,0 мм.

Рисунок 2- Схема быстроходного вала

Откорректируем диаметр выходного конца вала по формуле (5. 2):

d= dп-2 t (5. 4)

d= 35,0−2•2,5=30,0 мм

принимаем d=30,0 мм

Диаметр выступающего конца тихоходного вала из формулы [2,с. 45]:

d (5 6) (5. 5)

d (5 6) =(33,8? 40,1мм)

принимаем d = 38,0 мм.

dп =38,0+2•2,5= 45,5 мм

принимаем dп = 45,0 мм

dБП =45,0+3•3,0 = 54,0 мм

принимаем dБП = 55,0 мм.

Рисунок 3 — Схема тихоходного вала

Таблица 2 Расчетные данные валов

Вал

d

dп

dбп

Быстроходный

30,0

35,0

42,0

Тихоходный

38,0

45,0

55,0

6. Конструктивные размеры зубчатой передачи

6.1 Конструктивные размеры червяка

Червяк делаем за одно целое с валом, его размеры в расчете, определены ранее.

6.2 Конструктивные размеры зубчатого колеса

dст = (1,6 1,8) d (6. 1)

где dст. -диаметр ступицы, мм.

dст = (1,6 1,8)55,0=(88,0 99,0) принимаем dст=90,0 мм

lст = (1,2 1,8) d (6. 2)

где lст. -длина ступицы, мм.

lст = (0.8 1,6) 55,0=(44,0 88,0) принимаем lст. =75,00 мм

= (2 2,5) m (6. 3)

где -толщина обода, мм.

= (2 2,5) 8 =(16,020,0) принимаем =18,0 мм

C = (0,2 0,3) b (6. 4)

где C--ширина обода, мм.

C = (0,2 0,35) 60=(12,021,0) принимаем С=15,0 мм

dв =(1,2 -1,5)m (6. 5)

где dв -диаметр винта, мм.

dв =(1,2 -1,5)8,0 = (9,6 12,0)мм

принимаем dв=10,0 мм

lb=(0. 3−0. 4) b (6. 6)

где lb-длина болта, мм.

lb=(0,. 3−0,4)60,0= (1824,0)мм

принимаем lb=20,0 мм

7. Конструктивные размеры корпуса редуктора (Расчет ведем по методике 3)

Материал корпуса редуктора серый чугун СЧ — 18.

Принимаем толщину корпуса редуктора:

= 0,04 аw + 2

= 0,04 160,0 + 2 = 8,4 мм принимаем =8,5 мм.

Расчёт основных элементов корпуса

1 — толщина стенок корпуса и крышки, мм.

1 = 0,032а+2

1 = 0,032 160,0+2,0=7,1 мм, принимаем 1 = 8,0 мм.

B — толщина верхнего пояса (фланца) корпуса, мм.

b = 1,5

b = 1,5 8,5 = 12,75 мм.

P — толщина нижнего пояса корпуса, при наличии бобышек, мм.

Р = (2,25 2,75)

Р= (2,25 2,75) 8,5 = (19,1? 23,4) мм, принимаем Р=20,0 мм.

m — толщина рёбер основного корпуса, мм.

m = (0,85 1)

m = (0,85 1) 8,5 = (7,2? 8,5) мм, принимаем m= 8,0 мм.

m1 — толщина рёбер крышки, мм.

m1 = (0,85 1) 1

m1 = (6,8 8. 0) мм, принимаем m1 = 7,5 мм.

d — диаметр фундаментных болтов (их число 4), мм.

d = (0,03 0,036) а + 12

d= (4,8 5,76) + 12 = (16,8? 17,76) мм, принимаем d = 18,0 мм.

d1 — диаметр болтов у подшипника, мм.

d1 = (0,7 0,75) d

d1= (0,7 0,75) 18 =(12,6?13,5)мм, принимаем d1 = 14,0 мм.

d2 — диаметр болтов, соединяющих основания корпуса с крышкой, мм.

d2 =(0,5 0,6) d

d2= (0,5 0,6) 18,0 = 6,0 10,8 мм, принимаем d2 = 10 мм.

Диаметр центровочных штифтов dш= d1=14,0

8. Расстояние между деталями передачи

Зазор между вращающимися колёсами и стенкой корпуса по формуле[2,c. 47]:

а = (8. 1)

где L — длина редуктора, мм.

L = da1 + da2 (8. 2)

L =80,0+272,0 = 352,0 мм

a =

принимаем а=10,0 мм

Расстояние, от дна редуктора до зубчатого колеса b, мм, по формуле[2,c. 47]:

b = 3a (8. 3)

b = 3 10,0=30,0 мм

9. Проверочный расчет валов редуктора

9.1 Расчёт быстроходного вала

Построим эпюры напряжения вала, рассмотрим силы, действующие в двух плоскостях.

Из предыдущего расчета имеет величину сил, действующих на быстро-ходный вал. Определим опорные реакции с учетом Fr.

Ft1 = 1328,1H

Fr1 = 880,0H

Fa1 = 2417,2H

Fr=1054,6 мм (сила от клиноременной передачи)

Предварительно принимаем для опор вала роликовые конические под-шипники 7307.

Смещение точки приложения радиальной реакции относительно торца подшипника по формуле 7. 23[4,c. 483]

а1=Т/2+[(d+D)/6]e (9. 1)

где значения Т=22,75 мм, d=35,0 мм, D=80,0 мм, e=0,32- взяты из таблица П. 10[4,c. 544];

а1=22,75/2+[(35,0+80,0)/6]0,32=17,5 мм

Из эскизной компоновки определим расстояние между точками при-ложения активных и реактивных сил.

l1=l2=124,0 мм; l3=73,0 мм Lоб= l1+l2; Lоб=124,0+124,0=248,0 мм

Опорные реакции в вертикальной плоскости:

?Tz = 0 -RyA lобщ + Ft1•l2 — Fr (l3+lобщ) = 0 (9. 2)

(9. 3)

-RyВ lобщ + Ft1•l1 + Fr•l3= 0 (9. 4)

(9. 5)

-Fr +RyА +Ft1- RyВ = 0 (9. 6)

-1318,3+1042,3+1328,1−1052,1= 0

Наибольший изгибающий момент в вертикальной плоскости в сечении А-А, 1−1:

Mz A-A = - (9. 7)

Mz A-A =-

Mz 1−1 = - (9. 8)

Mz 1−1 =-

Опорные реакции в горизонтальной плоскости:

?Ty = 0 -RzA• lобщ +Fr1•l2+F01=0 (9. 9)

(9. 10)

-RzB • lобщ +Fr1•l1-F01=0 (9. 11)

(9. 12)

-RzA + Fr1 -RzA = 0 -644,7 +880,0 — 235,3 = 0

Наибольший изгибающий момент в горизонтальной плоскости в сечении А, 1−1:

Mу 1−1лев. = (9. 13)

Mу 1−1лев. =

Му 1−1пр. = (9. 14)

Му 1−1пр =

Суммарные радиальные реакции подшипников для опор:

RA = (9. 15)

RA =

RB= (9. 16)

RB=

Наиболее нагружен подшипник А

Эпюра нагружения быстроходного вала

Рисунок 4- Схема для расчета быстроходного вала

9.2 Расчет тихоходного вала

Построим эпюры напряжения вала, рассмотрим силы, действующие в двух плоскостях.

Из предыдущего расчета имеет величину сил, действующих на тихоход-ный вал. Определим опорные реакции с учетом Fk.

Ft2 = 2417,2Н

Fr2 = 880,0H

Fа2 = 1324,8H

Принимаем для опор вала роликовый конический однорядные подшипник средней серии 7903

Смещение точки приложения радиальной реакции относительно торца

при значениях: Т=27,25 мм, d=45,0 мм, D=100,0 мм, e=0,28- взяты из таблица П. 10

а1=27,25/2+[(45,0+100,0)/6]0,28 = 20,4 мм

Расстояние между точками приложения активных и реактивных сил

l1=l2=55,0 мм. L3=100мм. Lоб=110,0 мм

Зубчатое колесо расположено на валу симметрично относительно опор подшипника.

Находим опорные реакции вала от нагрузки в зацеплении. В вертикальной плоскости в силу симметрии имеем:

Тz = 0 RуA = Rув=Ft2 /2

RуA = Rув=2417,2 /2 = 1208,6H

RуA- Ft2+Rув=0 1208,6−2417,2+1208,6=0

Изгибающий момент в вертикальной плоскости:

Мz 1−1 = RyА l1 /1000= 1208,6 55,0 /1000 =66,5Нм

В горизонтальной плоскости:

Ту = 0 RzA lобщ -Fr2 l1- Fа2d2/2 = 0

RzA = (Fr2 l1 + Fа2d2/2)/ lобщ

RzA =(880,0 55 +1324,855,0/2)/ 110,0= 771,2 Н

RzВ lобщ — Fr1 l1+ Fа2d2/2 = 0Rzв = (Fr2 l1 — Fа2d2/2)/ lобщ

Rzв = (880,055 — 1321,855,0/2)/ 110,0 =108,2Н

Проверка ?Y= RzA- Fr1+ Rzв 771,2−880,0+108,8=0

Изгибающий момент в вертикальной плоскости:

Му. лев 1−1 = RzА l1 /1000= 771,2 55,0 /1000 = 42,4Нм

Му. пр 1−1 = RzВ l1 /1000=108,8 55,0 /1000 = 5,98Нм

Суммарная радиальная реакция подшипников для

опоры, А:

RA =

RA =

опоры В:

RB=

RB=

Опорные реакции от опорной нагрузки, вызываемые муфтой:

ТмВ = 0 Rма•lобщ -Fм •(l3+ lобщ) = 0 (9. 17)

Rма= Fм •(l3+ lобщ)/ lобщ (9. 18)

Rма= 155,6 •(100,0+110,0)/ 110,0 = 297,1Н

ТмВ = 0 RмВ•lобщ -Fм •l3 = 0 (9. 19)

Rмв= Fм •l3/lобщ (9. 20)

RмВ =155,6•100,0/110,0=141,5Н

-Fм+ RмA — Rмв = 0 -155,6+297,1 -141,5=0

Изгибающий момент от действия муфты:

М а-а = - FM l3 /1000= -155,6 100,0 /1000 = -15,6Нм

М 1−1 = - RzВ l2 /1000= -141,5 55,0 /1000 = -7,8Нм

Суммарные опорные реакции ведущего вала от нагрузки в зацеплении и муфты.

Рассмотрим худший случай:

Fra=Ra+Rмa (9. 21)

Fra =1433,7+297,1=1730,8Н

Frв =Rв +Rмв (9. 22)

Frв =1213,4+141,5=1354,9Н

Наибольший эквивалентный момент возникающий в сечении 1−1:

Мэ1−1= (9. 23)

Мэ2−2=

Наибольшее допустимое напряжение вала [из ], Мпа, при несимметричной нагрузке:

[ ] = 750 МПа, принимаем S = 3,0 [из ]1 = 750 / 3,0 =250 МПа

[уиз ]1 / [ уиз ] = 3,8/1 [из ] = 250/3,8 =65,8 МПа

Расчетный диаметр вала:

d= (9. 24)

d= < 55,0 мм

Выбранный диаметр вала больше расчетного 36,7 мм < 55,0 мм.

Эпюра нагружения тихоходного вала

Рисунок 5- Схема для расчета тихоходного вала

10. Тепловой расчет редуктора

Тепловой расчет редуктора производим по формуле 5. 32 [4,с. 495]. Определим площадь поверхности охлаждения по таблице 5. 15[4,c. 198].

При аw=160мм А=0,54 м²

Определяем мощность на червяке по формуле (1. 1)

Р1=Р3/(зп2•зч. п) (10. 1)

Р1=8,1152/(0,992•0,91)=9,0989кВт

Коэффициент теплоотдачи для чугунного корпуса при естественном охлаж-дении принимаем Кt=8…17Вт/(м2•0С)

Рабочая температура масла

tм=tв+(1-зред)P1/(KtA) (10. 2)

где tм= температура масло, 0С;

tв= температура воздуха, 0С.

tм=20+(1−0,91)9098,9/(17,0•0,54)=109,20С

Принимаем для охлаждения редуктора авиационное масло, у которого допускаемое значение tм. доп. =100. 1200С

11. Расчет шпоночных соединений

Для закрепления на валах деталей, передающих момент вращения, с детали на вал и наоборот используем соединения шпоночные.

Шпонка призматическая со скругленными торцами.

Материал шпонки- сталь 45 нормализованная.

В зависимости от диаметра вала выбирают поперечное сечение шпонки.

Длина шпонки обычно на 5… 10 мм короче ширины ступицы.

[ ]см для чугуна 50 …60 МПа

[ ]см для стали 100 … 120 МПа

Выбранную шпонку проверяем на смятие по формуле 7. 2[4,c. 252]:

см = (11. 1)

где b — ширина сечения шпонки, мм;

d — диаметр вала в месте установки шпонки, мм;

h — высота сечения шпонки, мм;

t1 — высота шпонки в вал, мм;

lр — рабочая длина шпонки, мм.

lр = [ l — (5 10) ] - b (11. 2)

Рисунок 6- Эскиз шпоночного соединения

Расчет шпонки на тихоходном валу:

d=55,0 мм b =16,0 мм h=10,0 мм t1=5,5 мм

lр={75,0 -(5−10)}-16,0=24,0 мм

см =

Условие прочности для тихоходного вала выполнено.

см ?[ см] 104,2МПа? 120,0МПа

Расчет шпонки на быстроходном валу для шкива ременной передачи:

d=30,0 мм b =10,0 мм h=8,0 мм t1=5,0 мм

lр={40,0 -(5−10)}-10,0=20,0 мм

см =

см? [ см] 47,2МПа? 50,0МПа

Условие прочности для шкива выполнено.

Расчет шпонки на тихоходном валу для муфты:

Принимаем для крепления муфты шпонку с прямыми торцами.

d=40,0 мм b =12,0 мм h=8,0 мм t1=5,0 мм

lр=56,0 -10,0 = 46,0 мм

см =

Условие прочности для вала выполнено:

см ?[ см] 112,1МПа? 120,0МПа

Таблица3- Расчетные данные шпоночных соединений

Соединение

dмм

bмм

hмм

t1мм

lp мм

усм, МПа

Червячное колесо

55,0

16,0

10,0

5,5

24,0

104,2

Шкив ременной передачи на быстроходном валу

30,0

10,0

8,0

5,0

20,0

47,2

Муфта на тихоходном валу

40

12

8

55

46

112,1

12. Назначение смазочных материалов для элементов привода

Для червячных редукторов с окружной скоростью v ?10м/с, используется картерный метод смазки.

Уровень масла в картер редуктора определим по формуле [4,c. 332]

h=(0,2 …0,5)dа1 (12. 1)

h = (0,2 …0,5)64 = (12,8…32,0)мм

Объём масляных ванн принимают таким, чтобы обеспечить отвод выделяющихся в зацеплении теплоты к стенкам корпуса согласно формуле [4,с. 333]

= (0,6 1,0)•Рэл. дв. (12. 2)

= (0,61,0)• 11,0 = (6,6 -11,0)литра

принимаем = 8,0 литров.

Определим вязкость масла и марку по таблице 8.2 [ 2, с. 173 ]

Выбираем масло вязкостью 20•10−6 м2/с

Марка масла для смазки зубчатой передачи Авиационное МС-20.

Для защиты подшипников от излишнего попадания масло предус-матриваем установку маслоотбойных шайб.

Для удобства обслуживания, смазка подшипников ведущего вала будет осу-ществляться масляным туманом.

Смазку подшипников ведомого вала будем осуществлять пластичной смаз-кой.

13. Проверка долговечности подшипников

13.1 Проверка ранее назначенных подшипников быстроходного вала

Для быстроходного вала приняли подшипники 7307.

Исходные данные: Ra=979,8H; Rв=859,5H; Fа1=2417,2H; Сr=54,0кН e=0,32; Y=1,88

При установке подшипников враспор осевые составляющие по формуле 7. 21 [4]:

FaА =0,83e Ra (13. 1)

FaА =0,83?0,32?1225,6=325,5Н

FaВ =0. 83? е? Rв (13. 2)

FaВ =0,83?0,32? 1078,1 =286,3Н

Поскольку сумма всех сил, действующих на опору А, положительная[4]:

Fa1+ FaВ — FaА>0 (13. 3)

2417,2+286,3−325,5 = 2378,0Н > 0

Расчетная осевая сила для опоры А[4]:

FaА= Fa1+ FaВ (13. 4)

FaА' =2417,2+286,3 = 2703,5Н

Расчетная осевая сила для опоры В[4]:

FaА- Fa1- FaВ= 325,5−2417,2 -286,3=- 2393,5Н (13. 5)

Поэтому FaВ'= FaВ =286,3Н.

Расчет ведем для наиболее нагруженного подшипника, А:

Т.к. FaА'/ FrА=2703,5/1225,6=2,20> e=0,32 (13. 6)

то Х=0,4, Y=1,88

Эквивалентная динамическая нагрузка по формуле 7. 14[4]:

RE =(X?V?RВ+Y?F'aА))•K•K (13. 7)

где Х, У- коэффициенты приведения реакции в опорах к эквивалентной нагрузке; - коэффициент кольца при вращении внутреннего кольца, = 1;

R — радиальная сила, Н;

R0 — осевая сила, Н; - коэффициент безопасности [4,c. 270], K = 1,1−1,2;

К — коэффициент учитывающий влияние температуры [5.C. 271], K = 1.

RE =(0,4?1?1225,6+1,88?2703,5))•1,1•1= (490,2+ 5082,6)=6130,1Н

Базовый ресурс подшипника по формуле 7. 17[4]:

Lh= (13. 8)

где m — показатель степени для роликовых подшипников m = 10/3

Lh=

Базовый ресурс подшипника 7307 меньше требуемого, следовательно выбранный подшипник не подходит 11 679,5ч < 19 000ч.

Подберем подшипник по динамической грузоподъемности.

Динамическую грузоподъёмность определяется по формуле[2,с. 85]:

Стр. = RE • (13. 9)

Стр. = 6130,1 • 10/3

Принимаем подшипник 7407, определим его ресурс.

Lh=

Базовый ресурс подшипника 7607 больше требуемого, следовательно, подшипник выбран правильно 36 446,9ч > 19 000ч

13.2 Проверка ранее назначенных подшипников тихоходного вала

Для тихоходного вала приняли подшипник7309.

Исходные данные Fra=1730,8H; Frв=1354,9H, Fа1=1328,1H; Сr=83,0кН e=0,28; Y=2,16

Определим осевую составляющую при установке подшипников враспор:

FaА =0,83?0,28?1730,8 = 402,2Н

FaВ =0,83?0,28? 1354,9 = 314,9Н

Поскольку сумма всех сил, действующих на опору А, положительная:

1328,9+314,9−402,2=1241,6Н > 0

Расчетная осевая сила для опоры А:

FaА' =1328,9+314,9=1643,8Н

Расчетная осевая сила для опоры В:

FaА- Fa1- FaВ= 402,2−1328,9−314,9=-1241,6H< 0

Поэтому FaВ'= FaВ=314,9Н

Расчет ведем для наиболее нагруженного подшипника:

Т.к. FaА'/ FrА=1643,8/1730,8= 0,95> e=0,28

то Х=0,4, Y=2,16

Эквивалентная динамическая нагрузка:

RE =(0,4?1?1730,8 + 2,16?1643,8))•1,1•1=4667,2H

Базовый ресурс подшипника:

Lh=

Базовый ресурс подшипника 7309 намного больше требуемого,

Подберем подшипник по динамической грузоподъемности:

Стр. = 4667,2 • 10/3 =25 446,0Н=25,4кН

Lh=

Принимаем подшипник шариковый радиальный однорядный 209, имеющий Сr=33,2кН

По требуемой грузоподъемности принятый подшипник 209 проходит

Сф > Сфт 33,2кН > 25,5кН

Таблица 3 Расчетные данные

Вал

d, мм

D, мм

В, мм

R, мм

Cф, кН

Lhч

быстроходный

7607

35,0

80

31,0

2,5

76,0

36 446,9

тихоходный

209

45,0

85,0

19,0

2,0

33,2

23 996,8

14. Проверочный расчет валов редуктора

14.1 Расчет на прочность ведущего вала

Ведущий вал- червяк редуктора нет необходимости проверять на прочность, так как минимальный диаметр d, определенный из условия прочности при кручении, был увеличен от 25,0 мм до 30,0 мм по соображениям конструирования. На этот вал действует сравнительно небольшая консольная нагрузка.

Проверим червяк на жесткость.

Приведенный момент инерции сечения червяка по формуле 8. 8[3,c. 313]:

Jпр= (14. 1)

где Jпр- приведенный момент инерции, мм4;

Jпр=

Прогиб в среднем сечении червяка по формуле 8. 7[3,c. 313]

f= (14. 2)

где lобщ- расстояние между опорами червяка, мм;

Ft1 — окружная сила, Н•м;

Fr1 — радиальная сила, Н•м;

Е — модуль упругости для стали, Е=2,1• 105 МПа;

f=(248)3=0,0082 мм

Допустимый прогиб [f]:

[f]=(0,005…0,001)m (14. 3)

[f]=(0,005…0,01)8,0=(0,04−0,08)

Жесткость червяка обеспечена, так как f< [f], 0,0082мм< (0,040… 0,08)мм.

14.2 Расчет ведомого вала на сопротивление усталости

Проверочный расчёт ведомого (тихоходного) вала, в качестве опасного сечения рассмотрим сечение 1−1.

Миз = (14. 4)

Миз =

Т3 = 309,4Н м

Принимаем материал тихоходного вала сталь 45 по таблице 7. 1[4,с. 242]:

НВ = 180,0, b =600 МПа, т = 320 МПа, =280 МПа, -1 = 250 МПа,

-1 = 150 МПа, = 0,05, = 0

Определим КD, КD — коэффициенты снижения предела выносливости из формулы 8. 4[4,с. 309]:

КD = (К / Кd + КF -1) К (14. 5)

КD = (К / Кd + КF — 1) К (14. 6)

где К, К -эффективные коэффициенты концентраций и напряжений из таблицы 8. 15[4,c. 310],

К = 1,9 К = 1,7;

Кd — коэффициент, учитывающий влияние абсолютного размера поперечного сечения из таблицы 8. 17[4,с. 310], Кd = 0,81;

КF — коэффициент, влияющий на шероховатости поверхности из таблицы 8. 18[4,с. 310], КF = 1,07;

К — коэффициент, влияющий на поверхностное упрочнение из таблицы 8. 19[4,с. 310], К = 1;

КD = (1,9 /0,81 + 1,07 — 1) 1 = 2,42

КD = (1,7 /0,81 + 1,07 — 1) 1 = 2,10

Определим коэффициент запаса прочности по:

нормальному напряжению из формулы 8. 2[4,с. 309]

S = -1 / КD + a m (14. 7)

где = МU / wос (14. 8)

m = 0

wос — осевой момент, по таблице 8. 21[4,c. 312];

wос = 0,1 d3 — [bt (d — t)2 / 2d ] (14. 9)

wос = 0,1553 — [ 166,0 (55 — 6,0)2 / 255 ] =14 542,1 мм

= 79,25 103 / 14 542,1 = 5,45 МПа

S = 250 / 2,42 5,45= 18,9

и касательному напряжению из формулы 8. 3[4,с. 309];

S = -1 / КD + m (14. 10)

где = m = max / 2 = Mk / 2 wp (14. 11)

wр-ролярный момент, по таблице 8. 21[4,c. 312];

wр = 0,2 d3 — [bt (d — t)2 / 2d ] (14. 12)

wp = 0,2 553 — [ 16 6,0 (55 — 6,0)2 / 2 55 ] = 31 179,6 мм

=309,4 103 / 2 31 179,6 = 4,96 МПа

S = 150 / (2,10 4,96 + 0 4,96) = 14,4

Коэффициент запаса прочности из формулы 8. 1[4,c. 309];

S = (14. 13)

где [ S ] = 1,2 … 2,5

S =

Вывод: Прочность вала в выбранном сечении при постоянной нагрузке обеспечена. Расчетная прочность вала превышает допустимое значение в четыре раза, но в расчете приняли вал из стали 45 с минимальным пределом выносливости. Следовательно, выбранный тихоходный вал оставляем.

15. Выбор посадки основных деталей редуктора

Посадку назначаем согласно данным таблицы 8. 1[3,c. 169]

Червячное колёсо Н7/р6

Внутренние кольца подшипников качения на валу LO/ k6

Наружные кольца подшипников качения в корпус Н7/lO

Крышки торцовые узлов на подшипниках качения H7/h8

Стаканы под подшипники качения в корпусе, распорные втулки H7/h6

Шкивы H7/h6

Муфта H7/m6

16. Сборка редуктора

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку редуктора производят в соответствии с чертежом общего вида. Начинают сборку с того, что на червячный вал устанавливаем в обеих сторон отбойники, надевают роликовые конические однорядные подшипники, предварительно нагрев их в масле до 80--100° С. Собранный червячный вал вставляют в корпус.

Вначале сборки вала червячного колеса закладывают шпонку и напрессовывают колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку и устанавливают маслоотбойники, подшипники шариковые радиальные предварительно нагретые в масле. Собранный вал укладывают в основание корпуса и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка фланцев спиртовым лаком. Крышку затягивают болты.

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

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

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

17. Смазка зацепления и подшипников редуктора

Для червячных редукторов с окружной скоростью v ?10м/с, используется картерный метод смазки.

Уровень масла в картер редуктора определим по формуле [3,c. 32]

h=(0.2 …0. 5) dа1

h=(0.2 …0. 5)138. 6=(27. 7… 69. 25) мм

Объём масляных ванн принимают таким, чтобы обеспечить отвод выделяющихся в зацеплении теплоты к стенкам корпуса согласно формуле

[3,с. 333]

= (0,6 1,0)•Рэл. дв. (14. 2)

= (0,61,0)• 5,5,0 =(3,3 — 5,5)кВт

принимаем = 4,0 литра

Определим вязкость масла и марку по таблице 8.2 [ 2, с. 173 ]

Выбираем масло вязкостью 20•10−6 м2/с

Марка масла для смазки зубчатой передачи

Авиационное МС-20.

Смазку подшипников шариковых радиально-упорные однорядные будет осуществляться масляным туманом. Для защиты подшипников от излишнего попадания масло предусматриваем установку маслоотбойных шайб.

Список литературы

привод шнековый холодильник передача

1. Дунаев П. Ф, Леликов О. П. Конструирование узлов и деталей машин.- М.: Высшая школа. 2001.

2. Миловидов С. С. Детали машин и приборов. Учебное пособие для втузов. — М.: Высшая школа. 1971.

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

4. Чернилевский Д. В. Детали машин. Проектирование приводов технологического оборудования. — М: Машиностроение 2002.

ПоказатьСвернуть
Заполнить форму текущей работой