КУРСОВОЙ ПРОЕКТ
расчетно-пояснительнаязаписка
/>/> Срок службы 6 лет
Kгод = 0.6
Kсут = 0.3
Тип червяка – ZA – архимедов цилиндрический червяк
Расположение червяка – верхнее
Электродвигатель фланцевый />/>/>/>
Диаметр барабана D = 200 мм
Окружное усилие на барабане F = 2.7 кН
Окружная скорость V = 0.18 м/с
ЗАДАНИЕ НА КУРСОВОЙ ПРОЕКТ
График нагрузки
S1
S2
S1 – S2 = F />/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>
Схема редуктора />/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/> ДМ 2501.100.000 ПЗ Изм Лист № документа Подпись Дата Разработал Неупокоев Д.А. Привод ленточного конвейера Лит. Лист Листов Проверил Слесарев Е.Н. у 2 44 КГУ группа М-3115 Н. контр. Утв. /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> />
Содержание:Введение 1. Кинематический расчет 2. Расчет червячной передачи 3. Проектный расчет валов редуктора и подборподшипников 4. Конструктивные размеры червяка и червячногоколеса 5. Расчет элементов корпуса редуктора 6. Проверочный расчет валов 7. Проверка долговечности подшипников 8. Проверка прочности шпоночного соединения ипосадки венца червячного колеса 9. Выбор смазки редуктора и уплотнительных устройств10. Выбор муфт 11. Описание конструкции рамы Приложения Список использованной литературы ВВЕДЕНИЕ
Редукторомназывают механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный ввиде отдельного агрегата и служащий для передачи мощности от двигателя крабочей машине.
Назначениередуктора – понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомоговала по сравнению с валом ведущим.
Нам в нашейработе необходимо спроектировать редуктор для ленточного конвейера, а такжеподобрать муфты, двигатель, спроектировать раму. Редуктор состоит из литогочугунного корпуса, в котором помещены элементы передачи – червяк, червячноеколесо, подшипники, вал и пр. Входной вал посредством муфты соединяется сдвигателем, выходной – с конвейером.1. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ
Проведем кинематический расчет приводаленточного конвейера, схема которого изображена на рис.1, при заданном окружномусилии на барабане F=2.7 кH, окружной скорости V=0.18 м/с и диаметребарабана D=400 мм.
1.1. Кинематический анализ схемы привода.
Привод состоит изэлектродвигателя, одноступенчатого червячного редуктора и приводного барабана.Червячная передача служит для передачи мощности от первого (I)вала ко второму (II). При передаче мощности имеютместо ее потери на преодоление сил вредного сопротивления. Такиесопротивления имеют место и в нашем приводе: в зубчатой передаче, в опорахвалов. Ввиду этого мощность на приводном валу будет меньше мощности,развиваемой двигателем, на величину потерь.
1.2. Мощность на приводном валубарабана (мощность полезных сил сопротивления на барабане)
/>/>/>/>1.3. Общий коэффициент полезного действия привода.
/>/>/>/>где hпк=0.99– к.п.д. пары подшипников качения (по таблице 1 [1]),
hчп=0.40 – к.п.д. червячной передачи (по таблице1 [1]),
hпс=0.95 – к.п.д. пары подшипников скольжения (потаблице 1 [1]).
1.4. Потребнаямощность электродвигателя (мощность с учетом вредных сил сопротивления)
/>/>/>/>
1.5. Частоты вращения барабана (третьего вала)
/>/>/>/>
1.6. Ориентировочное передаточное число привода
/>/>/>
где U`1-ориентировочное значение передаточного числа червячнойпередачи (по рекомендациям [1]).
1.7. Ориентировочныечастоты вращения вала электродвигателя.
/>/>/>/>
1.8. Выборэлектродвигателя.
По таблице 5 из [1]выбираем электродвигатель марки 4А1008УЗ, мощность которого Pдв=1.5кВт, частота вращения nдв=700 об/мин, отношения />/> и />/> , />/>/>
1.9. Передаточное число привода.
/>/>/>/>
/>/>
1.10. Передаточныечисла ступеней передач привода
/>/>/>
1.11. Частоты вращения валов привода.Для первого вала
/>/>/>
Для второго вала
/>/>/>/>
Частоты второго и третьеговала одинаковы, следовательно, nIII=nII=17.189 об/мин
1.12. Мощностина валах.Мощность на первом валу
/>/>/>/>
Мощность на втором валу
/>/>/>/>
Мощность на третьем валу (для проверки) равна Рвых
/>/>/>/>
1.13. Моментына валах
/>/>/>/>
/>/>/>/>
/>/>/>/>Таблица 1.1Результаты кинематического расчета Расчетные
параметры Номера валов I II III Передаточное число ступени U=40.724 Мощность Р, кВт 1.293 0.512 0.486 Обороты n, об/мин 700 17.189 17.189 Момент Т, Н×м 17.64 284.461 270.016 /> /> /> /> /> 2. РАСЧЕТ ЧЕРВЯЧНОЙ ПЕРЕДАЧИ2.1. Исходные данные для расчета:а) вращающий момент на валу червячного колеса T2=284.461 Нм;б) передаточное число U=40.724;в) скорость вращения червяка n1=700 об/мин;г) вращающий момент на валу червячного колеса при кратковременнойперегрузке Т2пик = 1.3×Т =1.3×284.461 = 369.8 (Н×м)/> />
д) циклограмма нагружения (рис.2.1.)Рис.2.1.
2.2. По известному значению передаточного числа определяем числовитков (заходов) червяка и число зубьев колеса:
/>/>/>/>
Принимаем Z2=40, следовательно, Uф=Z2/Z1=40/1=40
/>/>/>/>
2.3. Выбор материала.
Ожидаемая скорость скольжения:
/>
По таблице 26 из [2] с учетом V`s выбираем материал венцачервячного колеса: БрА9ЖЗЛ
2.4. Расчет допускаемых напряжений.
Для колес из бронзы, имеющей предел прочности sВ>300 МПа, опасным является заедание, идопускаемые напряжения назначают в зависимости от скольжения Vs без учета количества циклов нагружения. Внашем случае (по таблице 27 из [2]) в зависимости от материала червяка искорости скольжения без учета количества циклов нагружения принимаем [sH]2=173 МПа.
Определимвращающие моменты на валах:
Т21 = 1.3×ТН= 1.3×284.461 = 369.8 (Н×м);
Т22 = ТН = 284.461 (Н×м);
Т23= 0.3×ТН = 0.3×284.461 = 85.338 (Н×м);Определим срок службы передачи (в часах):/>/>/>/>где lлет -количество лет безотказной работы передачи; kгод –годовой коэффициент, равный 0.6; kсут –суточный коэффициент, равный 0.3Определим время действия вращающих моментов:
/>/>/>/>
/>/>/>/>
/>/>/>/>2.5. Предварительное значение коэффициента диаметра.
/>/>/>/>
2.6. Ориентировочное значение межосевогорасстояния.
/>/>
где Kb - коэффициент неравномерности нагрузки;
KV – коэффициент динамической нагрузки.
В предварительных расчетах принимают произведение KbKV=1.1…1.4, мы примем это произведение равным 1.2
T2 – вращающий момент на валу червячного колеса, Нм./> />
/> />
2.7. Предварительное значение модуля, мм.
Значение модуля и коэффициента диаметра согласуется по рекомендации ГОСТ2144-76 (таблица 28 [2]) с целью уменьшения номенклатуры зуборезногоинструмента. Принимаем m = 5.0 и q=10/> />
2.8. Уточняем межосевоерасстояние.
Округляем его до ближайшего стандартного значения из ряда:…100;125;160…
Принимаем aw = 125мм./> />
2.9. Коэффициент смещения.
2.10. Проверочный расчет по контактным напряжениям.
2.10.1. Угол подъема витка червяка.
/>/>/>/>
2.10.2. Скорость относительного скольжения в полюсе зацепления, м/с.
/>/>/> />
где d1 = m×q = 5.0×10 = 50 (мм)
2.10.3. Поскорости скольжения VS выбираем (по таблице 29 [2]) степень точности передачи (8степень) и определяем коэффициент динамической нагрузки KV=1.25
2.10.4. Коэффициент неравномерности нагрузки.
/>/>/> />
где q — коэффициент деформации червяка, определяемый потаблице 30 [2] в зависимости от q и Z1, равный 108
Ti и ti – вращающий момент и время его действия на i-той ступени по гистограмме нагружения;
Т2ср – среднее значение вращающегомомента на валу червячного колеса;
Т2max– максимальный из числа длительно действующих вращающих моментов.
Т2max = 284.461 (Н×м)/> />
Тогда коэффициент неравномерности нагрузки равен:
2.10.5. Расчетные контактные напряжения./> />
/>/>
2.11. Проверочный расчет по напряжениям изгиба.
2.11.1. Эквивалентное число зубьев колеса.
/>/>/>/>
2.11.2. Коэффициент формы зуба колеса выбираем потаблице 31 [2] :
/>/>
2.11.3. Напряжения изгиба в зубьях червячного колеса.
/>/>
/>
[sF]2=0.25sT+0.08sB – допускаемые напряжения для всех марок бронз, значения sT и sB приведены в таблице 26 [2]
[sF]2=0.25×245+0.08×530=103.65 (МПа)
Условие прочности выполняется, так как sF2
2.12. Проверочные расчеты по пиковым нагрузкам.
2.12.1. Проведем проверку по пиковым контактным напряжениям во избежаниедеформации и заедания поверхностей зубьев.
Условие прочности имеет вид:
max, />/>/> />
где [sH]max=2×sT – предел прочности для безоловянистых бронз, [sH]max=2×245=490(МПа)
sH2max
2.12.2. Пиковые напряжения изгиба.
Условие прочности по пиковым напряжениямизгиба:
/>/>/> />
[sF2]max= 0.8×sT= 0.8×245 = 196 (МПа)
sF2max
2.13. Геометрический расчет передачи.
Основные геометрические размеры червяка и червячного колесаопределяем по формулам, приведенным в таблице 32 [2].
Диаметрыделительных окружностей для червяка:
d1 = m×q = 5×10 = 50 (мм)
для колеса:
d2 = m×Z2 = 5×40 = 200 (мм)
Диаметры вершин для червяка:
da1 = d1 + 2×m = 50 + 2×5 = 60 (мм)для колеса: da2 = d2 + 2×m(1+ x) = 200 + 2×5(1 + 0) = 210 (мм)Высота головки витков червяка: ha1 = m = 5 (мм)Высота ножки витков червяка: hf1 = 1.2×m= 1.2×5 = 6 (мм)Диаметр впадин для червяка: df1 = d1 – 2hf1 = 50- 2×6 = 38 (мм)для колеса:df2 = d2 - 2×m×(1.2+ x) = 200 — 2×5×(1.2+ 0) = 188 (мм)
Длина нарезанной частичервяка (формула из таблицы 33 [2]):
b1 = (11 + 0.06×Z2)×m = (11 + 0.06×40)×5 = 67 (мм)Наибольший диаметр червячного колеса:
/>/> />
Ширина венца червячногоколеса:
/>
/>
b2 £ 45ммРадиус выемки поверхности вершин зубьев червячного колеса: R = 0.5×d1 – m = 0.5×50 – 5 = 20 (мм)Межосевое расстояние (проверка): aw = 0.5×m×(q + Z2 + 2×x) = 0.5×5×(10 +40 + 2×0) = 125 (мм)2.14. Данные для контроля взаимного положения разноименныхпрофилей червяка (в дальнейшем указываются на рабочих чертежах)/> />
Делительная толщина похорде витка:
Высота до хорды витка:/> />
/>/>/>
=
2.15. Силы в зацеплении червячной передачи./> />
2.15.1. Окружная сила червячногоколеса (Ft2) и осевая сила червяка (Fa1).
2.15.2. Окружная сила червяка (Ft1) и осевая сила червячного колеса (Fa2).
Ft1 = Fa2 = Ft2×tg(g + r) = 2844.61×tg(5.7106 + 2.2) = 395.259(H)
здесь r - это угол трения, который может быть определен в зависимости отскорости скольжения Vs по таблице 34 [2]. Для нашего случая r=2.2°
2.15.3. Радиальная сила червяка (Fr1) и червячного колеса (Fr2).Fr1 = Fr2 = 0.37×Ft2= 0.37×2844.61 = 1052.506 (H)
2.16. Тепловой расчет червячной передачи.
2.16.1. Приближенное значение К.П.Д. червячной передачи.
/>
0.95 в данном случае – это множитель, учитывающий потериэнергии на перемешивание масла при смазывании окунанием.
2.16.2. Температура масляной ванны вредукторе при естественной конвекции воздуха.
/>/>
[tм] – максимально допустимая температура нагрева масла (обычно 75…90°C);
P1=1.293кВт – подводимаямощность (мощность на валу червяка);
КТ=8…17.5 Вт/(м2°С) – коэффициент теплопередачи корпуса(большие значения принимают при хорошей циркуляции воздуха) Примем КТ=14Вт/(м2°С);
t0 – температура окружающеговоздуха, 20°С;/> />
A – площадь свободной поверхности охлаждениякорпуса, включая 70% площади поверхности ребер и бобышек, м2
а – межосевое расстояние червячной передачи, м;/> />
y - коэффициент, учитывающийтеплоотвод в раму или плиту (y=0.2)
tм
2.17. Расчет червяка на жесткость.
Расстояние между серединами опор вала червякапри приближенном расчете можно принимать равным:
L= 0.95×d2 = 0.95×200= 190 (мм)
Правильность зацепления червячной пары может быть обеспеченалишь при достаточной жесткости червяка. Средняя допускаемая стрела прогиба [f] червяка может быть принята:/> />
Стрела прогиба червяка, вал которого опирается на два радиально-упорныхподшипника определяется по формуле:
/>/>
Здесь />/>
L – расстояние между серединами опор;
Jпр – приведенный момент инерции сечения червяка, определяемый поэмпирической формуле:
/>
Найдем реальную стрелу прогиба:
/>
f
3. ПРОЕКТНЫЙРАСЧЕТ ВАЛОВ РЕДУКТОРА И ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ.
Рассчитаем входной и выходной валы. Изпредыдущих расчетов редуктора известно:
а) моментыпередаваемые валами ТI = 17.64 Н×м и ТII = 284.461 Н×м;
б) диаметры d1 = 50 мм и d2 = 200 мм;
3.1. Входнойвал червячного редуктора.
3.1.1. Выбор материала вала. Назначаем материал вала — сталь 40ХН. Принимаем по таблице 3 [3]:sВ = 820 МПа, sТ = 650 МПа.
3.1.2. Проектный расчет вала./> />
Приближеннооценим диаметр консольного участка вала при [t]=15МПа.
По стандартномуряду принимаем dв=18 мм, тогда по таблице 2 из [3] t =2 мм, r = 1.6 мм,
f =1.
3.1.3. Определимдиаметры участков вала.
Диаметрыучастков вала рассчитаем в соответствии с рекомендациями пункта 4 таблицы 1 [3].
Диаметрыподшипниковых шеек:
dп1 = dв+2×t = 18+2×2 = 22 (мм);
Значения dп должны быть кратны 5, поэтому принимаем dп1 = 25 мм
dбп1 = dп1+3.2×r = 25+5.12 = 30.12 (мм)
По стандартному ряду принимаем dбп1 = 30 мм
Здесь (по таблице 2 из [3]) t = 2.2 мм, r = 2 мм, f = 1.
Параметрынарезанной части: df1 = 38 мм; d1 = 50 мм и da1 = 60 мм
Расстояние междуопорами червяка примем равным диаметру червячного колеса, то есть
l1 » 210 мм
Расстояние отсередины выходного конца до ближайшей опоры f1 = 70 мм
3.2. Выходной вал.
3.2.1. Выбор материала вала.
Выберем сталь 45/> />
3.2.2. Приближенно оценим диаметр выходного конца вала при [t] = 30 МПа.
По стандартномуряду принимаем dв=36 мм, тогда по таблице 2 из [3] t =2.5 мм, r = 2.5 мм, f=1.2
3.2.3. Определимдиаметры участков вала.
Диаметрыучастков вала рассчитаем в соответствии с рекомендациями пункта 4 таблицы 1 [3].
Диаметрыподшипниковых шеек:
dп2 = dв+2×t = 36+2×2.5 = 41 (мм);
Значения dп должны быть кратны 5, поэтому принимаем dп2 = 40 мм
dбп2 = dп2+3.2×r = 40+3.2×2.5 = 45 (мм)
По стандартному ряду принимаем dбп2 = 45 мм
Здесь (по таблице 2 из [3]) t = 2.8 мм, r = 3 мм, f = 1.6
dк > dп, примем dк = 48 мм. Для 48 мм принимаем t = 2.8 мм, r = 3 мм, f = 1.6, тогда
dбк = dк + 3f = 48 + 3×1.6 » 52 (мм)
Диаметр ступицычервячного колеса:
dст2 = (1.6…1.8)dбп2 = (1.6…1.8)×45 = 72…81 (мм)
Принимаем dст2 = 76 мм.
Длина ступицычервячного колеса:
lст2 = (1.2…1.8)dбп2 = (1.2…1.8)×45 = 54…81 (мм)
Принимаем lст2 = 60 мм.
3.3. Подборподшипников.
3.3.1. Подборподшипников для червяка.
Длячервяка примем предварительно подшипники роликовые конические 7205 легкой серии.Схема установки подшипников – враспор. Из таблицы 19.24 [4] выписываем: d = 25 мм, D = 52 мм, Т = 16.25 мм, e = 0.36. Расстояние между заплечиками вала по компоновочной схеме lT=200 мм. Тогда расстояние между широкими торцами наружных колец подшипников:
lП = lТ + 2Т = 200 + 2×16.25 = 232.5(мм)/> />
Смещениеточки приложения радиальной реакции от торца подшипника:
Искомое расстояние l3 равно:
l3 = lП – 2а = 232.5 — 2×12.745 » 208 (мм)
3.3.2. Подбор подшипников для вала червячного колеса.
Длявала червячного колеса примем подшипники роликовые конические 7208 легкойсерии. Схема установки подшипников – враспор. Из таблицы 19.24 [4] выписываем: d = 40 мм, D = 80 мм, Т = 19.25 мм, e = 0.38. Расстояние между заплечиками вала по компоновочной схеме lT=80 мм. Тогда расстояние между широкими торцами наружных колец подшипников:
lП = lТ + 2Т = 80 + 2×19.25 = 118.25(мм)/> />
Смещениеточки приложения радиальной реакции от торца подшипника:
Искомое расстояние l3 равно:
l6 = lП – 2а = 118.25 — 2×17.225 » 84 (мм)
Другие линейные размеры, необходимые дляопределения реакций, берем по компоновочной схеме: l1 = мм, l2 = 104 мм, d1 = 50 мм, l4 = мм, l5 = мм, d2 = 200 мм.
4. КОНСТРУКТИВНЫЕРАЗМЕРЫ ЧЕРВЯКА И ЧЕРВЯЧНОГО КОЛЕСА.
4.1. Размеры червяка.
Червяк выполняем за одно целое с валом.Размеры вала и червяка были определены ранее, поэтому только выпишем их дляудобного дальнейшего использования:
- диаметрделительной окружности d1 = 50 мм;
- диаметрвершин da1 =60мм;
- диаметрвпадин df1 =38мм;
- длинанарезанной части червяка b1 = 67 мм;
- диаметрвала dбп1 = 30 мм.
4.2. Расчетконструктивных размеров червячного колеса.
Все расчеты в данном пункте ведемв соответствии с методикой приведенной в [4] §6 главе 4.Основные геометрическиеразмеры червячного колеса были нами определены ранее. Для удобства дальнейшегоиспользования выпишем их:
- диаметрделительной окружности d2 = 200 мм;
- диаметрвершин da2 =210мм;
- диаметрвпадин df2 =188мм;
- ширинавенца червячного колеса b2 = 45 мм;
- диаметротверстия под вал d = 48 мм;
- диаметрступицы червячного колеса dст2 = 76 мм;
- длинаступицы червячного колеса lст2 = 60 мм. Колесо конструируем отдельно от вала. Изготовимчервячное колесо составным (рис.4.1.): центр колеса из серого чугуна, зубчатыйвенец – из бронзы БрА9ЖЗЛ. Соединим зубчатый венец с центром посадкой снатягом. Так как у нас направление вращения постоянное, то на наружнойповерхности центра сделаем буртик. Такая форма центра является традиционной.Однако наличие буртика усложнит изготовление и центра, и венца.
Червячное колесо вращается с небольшой скоростью,поэтому нерабочие поверхности обода, диска, ступицы колеса оставляемнеобработанными и делаем конусными с большими радиусами закруглений.
Острые кромки на торцах венца притупляем фасками f » 0.5m, где m –модуль зацепления.
f= 0.5×5 = 2.5 (мм)
В зависимости от диаметра отверстия червячного колесапринимаем стандартное значение фасок по таблице 4.1 из [4], то есть f = 1.6 мм
Рассчитаем основные конструктивные элементы колеса:
h » 0.15b2 = 0.15×45= 7 (мм);
t = 0.8h = 0.8×7= 5.6 (мм);
Sч= 2×m= 2×5 = 10 (мм);
Sо = 1.3×Sч = 1.3×10 = 13 (мм);
C = 1.25×So= 1.25×13 » 16 (мм).
5.РАСЧЕТ ЭЛЕМЕНТОВ КОРПУСА РЕДУКТОРА.
5.1. Конструирование корпуса.
Конструкцию корпуса червячного редукторапринимаем по рис.11.15 из [4]. Для червячного редуктора с межосевым расстояниемменьшим 160 мм рекомендуется неразъемный корпус с двумя окнами на боковыхстенках, через которые при сборке вводят внутрь корпуса комплект вала счервячным колесом./> />
Боковыекрышки корпуса центрируем по переходной посадке и крепим к корпусу болтами.Диаметры болтов принимаем по формуле:/> />
где Т –вращающий момент на тихоходном валу, Н×м.
принимаем М8, число болтов z = 8.
Для удобства сборки диаметр D отверстия окнавыполняем на величину 2С = 4 мм больше максимального диаметра колеса dам2 = 210 мм. Чтобыдобиться необходимой жесткости, боковые крышки выполняем с высокимицентрирующими буртиками (Н). Соединение крышек с корпусом уплотняем резиновымикольцами круглого сечения./> />
Толщинастенки корпуса:
принимаем d = 8 мм.
Толщины стенок боковых крышек d1 = 0.9d = 0.9×8 » 7 (мм)
Диаметр отверстия под крышку D = dам2 + 2С = 210 + 4= 214 (мм)
Размеры конструктивных элементов крышек: С = 2 мм, D = 214 мм,
Dк = D + (4…4.4)d = 214 + (4…4.4)×8 = 246…250 (мм),
примем Dк равным 248 мм;
Dф = Dк + 4 мм = 248 мм+ 4 мм =252 мм;
Н ³ 0.1×Dк = 0.1×248 = 24.8 (мм).
Примем Н равным 30 мм.
Размер hp = 163 мм.
Диаметр dф болтов длякрепления редуктора к плите:
dф = 1.25d = 1.25×8 = 10 (мм),
Принимаем М10, число болтов – 4.
Диаметр отверстия для болта d0= 12 мм (потаблице 11.11 из [4]).
Толщина лапы – 15 мм.
Высота ниши h0 = 2.5(dф + d) = 2.5(10 + 8)= 45 (мм)
Глубина ниши – 24 мм.
Ширина опорной поверхности – 32 мм.
5.2. Конструирование стакана икрышек подшипников.
Стакан (рис. 5.1.) и крышки (рис. 5.2.)подшипников изготовим из чугуна марки СЧ15. Примем для всех подшипниковпривертные крышки, которые будем крепить к корпусу редуктора болтами.Рассчитаем все конструктивные элементы и, для удобства дальнейшего использования,занесем в таблицы 5.1 и 5.2.
Таблица 5.1.
Размерыконструктивных элементов крышек подшипников (мм) D d d z
d1
d2 C
Dф для правой опоры червяка 52 6 6 4 7 5 8 88 для левой опоры червяка 52 6 8 4 7 5 14 98 для опор вала колеса 80 8 8 4 8 6 8 114
Таблица5.2.
Размерыконструктивных элементов стакана (мм)D
Da d
d1
d2 C
Dф t болт d z 52 66 7 7 7 8 98 2 8 4
6. ПРОВЕРОЧНЫЙРАСЧЕТ ВАЛОВ.
Для валов основным видом разрушения является усталостное,статическое разрушение наблюдается значительно реже. Оно происходит поддействием случайных кратковременных перегрузок. Поэтому для валов расчет насопротивление усталости является основным, а расчет на статическую прочностьвыполняется как проверочный.
6.1. Проверочный расчет входного вала.
6.1.1. Выбор расчетной схемы и определение опорных реакций.
/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> />
My
Н×мм /> /> />
Mz
Н×мм
/> />
Опорныереакции в горизонтальной плоскости:/> />
Проверка:-ZA+ Fr1 -ZB= -184.353 +1052.506 – 868.153 = 0/> />
Опорныереакции в вертикальной плоскости:/> />
Проверка:-YA+ Ft1 -YB – FM = -228.984 +395.259 – 67.46 – 98.815 = 0
6.1.2. Построение эпюризгибающих моментов.
Изгибающиемоменты:
в горизонтальнойплоскости
MYA =-ZA×104 =-90287.9 (Н×мм)
MYB =-ZB×104 =-19172.7 (Н×мм)
в вертикальной плоскости:
MZA =-YA×104 =-23814.336 (Н×мм)
MZB= -FM×66 = -6521.79 (Н×мм)
6.1.3. Назначениеопасных сечений.
Основываясь на эпюрах изгибающих и крутящего моментов иэскизе вала, назначаем сечение, для которого будет выполняться расчет. Этоопасное сечение в точке С.
6.1.4. Проверкапрочности вала в сечении С./> />
Суммарный изгибающий момент в сечении С:/> />
Моментысопротивления сечения вала-червяка (по таблице 4[3]):/> />
Напряженияизгиба:/> />
Напряжениякручения:
Пределывыносливости материала (таблица 3[3]):
s-1 = 360 МПа; t-1 = 210 МПа.
Коэффициенты, характеризующие чувствительность материалак асимметрии цикла напряжений для стали 40ХН:
ys =0.15; yt = 0.1
Эффективныекоэффициенты концентрации напряжений для сечения с червяком для стали 40ХН спределом прочности sВ = 820 МПа (потаблице 4[3]):
Ks = 2.4; Kt = 1.8
Коэффициентвлияния абсолютных размеров поперечного сечения при d = 50 мм (потаблице 6[3]):
es = 0.70; et = 0.70
Коэффициентвлияния шероховатости поверхности (по таблице 7[3]):
KF = 1.12
Коэффициентвлияния поверхности упрочнения (по таблице 8[3]):
KV = 1.3
Коэффициент перехода от пределов выносливости образцов кпределу выносливости деталей.
по нормальнымнапряжениям:/> />
покасательным напряжениям:/> />
Коэффициентзапаса только по нормальным напряжениям изгиба:/> />
Коэффициентзапаса только по касательным напряжениям кручения:/> />
Коэффициентзапаса сопротивлению усталости:
/>
6.2. Проверочный расчет выходноговала.
Исходные данные, известные из предыдущих расчетов:
Fa2 = 395.259 H;
Ft2 = 2844.61 H;
Fr2 = 1052.506 H;
FM = 0.25×Ft2= 0.25×2844.61 = 711.153 H.
6.1.2. Выбор расчетной схемы и определение опорных реакций./> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> />
горизонтальная плоскость /> />
вертикальная плоскость /> />/>/>/>/>/>/>/>/>/> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> />
/> />
Опорныереакции в горизонтальной плоскости:/> />
Проверка: ZA — Fr1 + ZB= 996.799 — 1052.506 + 55.707 = 0/> />
Опорныереакции в вертикальной плоскости:/> />
Проверка: YA- Ft2 + YB + FM = 2099.593 –2844.61 + 33.863 + 711.153 = 0
6.2.2. Построение эпюризгибающих моментов.
Изгибающиемоменты:
в горизонтальнойплоскости
MYA =ZA×42 =41865.6 (Н×мм)
MYB =ZB×42 =2339.7 (Н×мм)
в вертикальной плоскости:
MZA =YA×42 =88182.9 (Н×мм)
MZB= FM×80 = 56892.2 (Н×мм)
6.2.3. Назначениеопасных сечений.
Основываясь на эпюрах изгибающих и крутящего моментов иэскизе вала, назначаем сечение, для которого будет выполняться расчет. Этоопасное сечение в точке С.
6.2.4. Проверкапрочности вала в сечении С./> />
Суммарный изгибающий момент в сечении С:/> />
Моментысопротивления сечения вала при наличии шпоночного паза (по таблице 4[3]):
/>
/> />
Напряженияизгиба:/> />
Напряжениякручения:
Пределывыносливости материала (таблица 3[3]):
s-1 = 250 МПа; t-1 = 150 МПа.
Коэффициенты, характеризующие чувствительность материалак асимметрии цикла напряжений для стали 45:
ys =0.1; yt = 0.05
Эффективныекоэффициенты концентрации напряжений для сечения со шпоночной канавкой спределом прочности sВ = 560 МПа (потаблице 4[3]):
Ks = 1.75; Kt = 1.5
Коэффициентвлияния абсолютных размеров поперечного сечения при d = 48 мм (потаблице 6[3]):
es = 0.82; et = 0.71
Коэффициентвлияния шероховатости поверхности (по таблице 7[3]):
KF = 1.05
Коэффициентвлияния поверхности упрочнения (по таблице 8[3]):
KV = 1
Коэффициент перехода от пределов выносливости образцов кпределу выносливости деталей.
по нормальнымнапряжениям:/> />
покасательным напряжениям:/> />
Коэффициентзапаса только по нормальным напряжениям изгиба:/> />
Коэффициентзапаса только по касательным напряжениям кручения:
Коэффициентзапаса сопротивлению усталости:
/>
ПРОВЕРКАДОЛГОВЕЧНОСТИ ПОДШИПНИКОВ.
7.1. Подшипникидля входного вала.
Для червяка примем подшипники роликовые конические 7205легкой серии. Из таблицы 19.24 [4] выписываем: d = 25 мм, D = 52 мм, Т = 16.25 мм, e = 0.36, С = 24000 Н.
Из условия равновесия вала:/> /> /> /> /> /> />
от сил, действующих в вертикальной плоскости, Fr/> /> /> /> /> /> />
от сил,действующих в горизонтальной плоскости, Ft/> />
Полные радиальные реакции опор
/>
Выбираем Х = 0.4 и Y = 0.92 (порекомендациям [4])
Рассчитаемприведенную нагрузку первого подшипника
P1 = (V×X×Fr1 + Y×Fa1)×Kб×Kт, где
Kб = 1.3 –коэффициент безопасности (по таблице 6.3 [4]);
KТ = 1.0 –температурный коэффициент (по таблице 6.4 [4]);
Х– коэффициент радиальной нагрузки;
V – коэффициентвращения относительного вектора нагрузки внутреннего кольца подшипника.
P1 = (0.4×1×898 + 0.92×28844.61)×1.3×1.0 = 3860 (H)/> />
Ресурсподшипника:/> />
m =3.33 – показателькривой выносливости.
Lhтр = 9460.8 ч –требуемая долговечность.
Lh1 > Lhтр, подшипникиудовлетворяют поставленным требованиям.
7.2. Подшипникидля выходного вала.
Для вала червячного колеса примем подшипники роликовыеконические 7208 легкой серии. Из таблицы 19.24 [4] выписываем: d = 40 мм, D = 80 мм, Т = 19.25 мм, e = 0.38, С = 46500 Н.
Из условия равновесия вала:/> /> /> /> /> /> />
от сил, действующих в вертикальной плоскости, Fr/> /> /> /> /> /> />
от сил,действующих в горизонтальной плоскости, Ft/> />
Полные радиальные реакции опор
/>
Выбираем Х = 0.4 и Y = 0.86 (по рекомендациям[4])
Рассчитаемприведенную нагрузку первого подшипника
P1 = (V×X×Fr1 + Y×Fa1)×Kб×Kт, где
Kб = 1.3 –коэффициент безопасности (по таблице 6.3 [4]);
KТ = 1.0 –температурный коэффициент (по таблице 6.4 [4]);
Х– коэффициент радиальной нагрузки;
V – коэффициентвращения относительного вектора нагрузки внутреннего кольца подшипника.
P1 = (0.4×1×2324.12 + 0.86×65.191)×1.3×1.0 = 1281.426 (H)/> />
Ресурсподшипника:/> />
m =3.33 – показателькривой выносливости.
Lhтр = 9460.8 ч –требуемая долговечность.
Lh1 > Lhтр, подшипникиудовлетворяют поставленным требованиям.
8. ПРОВЕРКАПРОЧНОСТИ ШПОНОЧНОГО СОЕДИНЕНИЯ И ПОСАДКИ ВЕНЦА ЧЕРВЯЧНОГО КОЛЕСА.
8.1. Рассчитаем шпоночное соединение для входноговала с муфтой. Шпонку выбираем призматическую по ГОСТ 23360-78. Размеры шпонкивыбираем по таблице 19.11 из [4]:
— сечение b ´ h = 6 ´ 6 мм;
— фаска 0.3мм;
— глубина пазавала t1 = 3.5 мм;
— глубина пазаступицы t2 = 2.8 мм;
— длина l = 32 мм./> />
Шпонкапризматическая со скругленными торцами. Материал шпонки – сталь 45нормализованная. Напряжения смятия и условия прочности определяем по формуле:
При чугунной ступице [s]см =70…100 МПа./> />
Передаваемыймомент Т = 17.64 Н×м.
sсм
8.2. Рассчитаем шпоночные соединения для выходного вала.
8.2.1. Соединениевал-колесо.
Шпонку выбираем призматическую по ГОСТ 23360-78. Размерышпонки выбираем по таблице 19.11 из [4]:
— сечение b ´ h = 14 ´ 9 мм;
— фаска 0.5мм;
— глубина пазавала t1 = 5.5 мм;
— глубина пазаступицы t2 = 3.8 мм;
— длина l = 48 мм./> />
Шпонкапризматическая со скругленными торцами. Материал шпонки – сталь 45нормализованная. Напряжения смятия и условия прочности определяем по формуле:
При чугунном центре колеса [s]см =70…100 МПа./> />
Передаваемыймомент Т = 284.461 Н×м.
sсм
8.2.2. Соединениевала с муфтой.
Шпонку выбираем призматическую по ГОСТ 23360-78. Размерышпонки выбираем по таблице 19.11 из [4]:
— сечение b ´ h = 10 ´ 8 мм;
— фаска 0.4мм;
— глубина пазавала t1 = 5 мм;
— глубина пазаступицы t2 = 3.3 мм;
— длина l = 50 мм./> />
Шпонкапризматическая со скругленными торцами. Материал шпонки – сталь 45нормализованная. Напряжения смятия и условия прочности определяем по формуле:
При чугунной ступице [s]см =70…100 МПа./> />
Передаваемыймомент Т = 284.461 Н×м.
sсм
8.3. Выбор посадки для венца червячного колеса.
Мощность, передаваемаячервячным колесом Р2 = 0.512 кВт;
Частота вращения n2 = 17.189 об/мин;
Вращающий момент, передаваемыйчервячным колесом Т = 284.461 Н×м.
Венец выполнен из бронзы БрА9ЖЗЛ отливка в кокиль (sТ = 245 МПа), чугунный центр — изсерого чугуна СЧ20 (sпч.р =118 МПа; n = 0.25) Колесо изображено нарис.4.1./> />
Минимальное контактное давление, которое должно быть создано по поверхностямсопрягаемых деталей для передачи момента Т:
Определим величину минимального расчетного натяга:
/>
Принимаем для материала охватываемой детали (чугуна) Е1= 1.3×105 МПа и m = 0.25; для материала венца - Е1= 1.1×105 МПа и m = 0.33./> />
Вычислим коэффициенты с1 и с2:
/>
Вычислим минимальный табличный натяг с учетом поправок:
DТ min= Dmin + u = 306 + 14.4 »320 мкм
По таблицам допусков и посадок [6] выбираем посадку всистеме отверстия: DТ min = 330 мкм; DТmax = 420 мкм.
Проверку прочности соединяемых деталейпроизводим при контактном давлении, соответствующем максимально возможнойвеличине натяга:
/>
/> />
Для опасных точек внутренней поверхности венца червячного колеса при n = 1.0 получаем:/> />
Коэффициент запаса прочности:
Такой коэффициент запаса достаточен./> />
Для опасных точек колесного центра:/> />
Таким образом, колесный центр имеет весьма большой запас прочности.
9. ВЫБОРСМАЗКИ РЕДУКТОРА И УПЛОТНИТЕЛЬНЫХ УСТРОЙСТВ.
9.1. Выбор системы и вида смазки.
Скорость скольжения взацеплении VS = 1.842 м/с.Контактные напряжения sН = 142.58 Н/мм.По таблице 8.2 из [4] выберем масло И-Т-Д-220.
Используем картерную системусмазывания. В корпус редуктора заливаем масло так, чтобы венец червячного колесабыл в него погружен на глубину hм:
hм max £ 0.25d2 = 0.25×200 = 50 (мм);
hм min= 2×m = 2×5 = 10 (мм)
При вращении колеса масло будет увлекаться его зубьями,разбрызгиваться, попадать на внутренние стенки корпуса, откуда стекать в нижнююего часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которымпокрываются поверхности расположенных внутри корпуса деталей, в том числе иподшипники.
Объем масляной ванны V = 0.65×Pпот= 0.65×1.306 = 0.85 л.
9.2. Выборуплотнений.
И для червяка, идля червячного колеса выберем манжетные уплотнения по ГОСТ 8752-79. Установим ихрабочей кромкой внутрь корпуса так, чтобы обеспечить к ней хороший доступмасла.
10. ВЫБОРМУФТ.
10.1. Выбормуфты для входного вала.
Исходные данныеизвестные из предыдущих расчетов:
- вращающиймомент на валу Т = 17.64 Н×м;
- частотавращения входного вала n = 700 об/мин;
- диаметрконсольного участка вала d1 = 18 мм;
- диаметрконсольного участка двигателя d2 = 28 мм.
Так как диаметрыконсольного участка вала (18 мм) и консольного участка двигателя (28 мм) неодинаковы,то муфта, соединяющая их, будет нестандартная. Правую полумуфту выберем по ГОСТ21424-75 для d = 28 мм: D = 120 мм; l = 42 мм. Левуюполумуфту изготовим сами для d = 18 мм: D = 120 мм; l = 42 мм. Длинавсей муфты L = 89 мм.
Тип муфты – сцилиндрическими отверстиями (рис. 10.1.).
10.2. Выбормуфты для выходного вала.
Исходные данныеизвестные из предыдущих расчетов:
- вращающиймомент на валу Т = 284.461 Н×м;
- частотавращения выходного вала n = 17.189 об/мин;
- диаметрконсольного участка вала d = 36 мм.
Для данныхпараметров наиболее подходящая муфта упругая с торообразной оболочкой (рис10.2.). Размеры этой муфты возьмем по таблице 15.4 из [4] (ГОСТ 20884-75):
d = 36 мм; D = 250 мм; L = 240 мм; l = 60 мм; nmax = 2000 об/мин.
Номинальныйвращающий момент Т = 315 Н×м.
Максимальныймомент при кратковременной перегрузке 1000 Н×м.
11. ОПИСАНИЕКОНСТРУКЦИИ РАМЫ.
Для изготовлениярамы используются швеллера по ГОСТ 8240-72. Швеллера соединяются между собойпосредством сваривания плавящими электродами.
Два продольныхшвеллера №12 длиной по 565 мм скрепляются между собой с левой части швеллером№12 длиной 45 мм, справа встык к ним приваривается швеллер №30 длиной 180 мм. Вправой же части сверху устанавливается швеллер №18 длиной 180 мм параллельношвеллеру №30. Редуктор крепится на 2 продольных швеллера №12, а двигатель на 2поперечных швеллера №18 и №30. В местах их крепления привариваются пластины исверлятся отверстия диаметром 12 мм, а снизу привариваются косые шайбы. Нанижних полках швеллеров №12 и №30 в местах крепления рамы к фундаментусверлятся отверстия диаметром 12 мм и привариваются косые шайбы.
Габаритныеразмеры рамы: длина 665 мм, высота 310 мм, ширина 180 мм.Формат Зона Поз. Обозначение Наименование Кол. Приме-чание Документация ДМ 2501.100.000 СБ Редуктор червячный ДМ 2501.100.000 ПЗ Расчетно-пояснительная записка Сборочные единицы 1 ДМ 2501.110.000 Червяк 2 ДМ 2501.120.000 Вал выходной Детали 3 ДМ 2501.100.001 Корпус 1 4 ДМ 2501.100.002 Крышка смотровая 1 5 ДМ 2501.100.003 Крышка смотровая 1 6 ДМ 2501.100.004 Крышка подшипника 1 7 ДМ 2501.100.005 Крышка подшипника 1 8 ДМ 2501.100.006 Крышка подшипника 1 9 ДМ 2501.100.007 Крышка подшипника 1 10 ДМ 2501.100.008 Стакан 1 11 ДМ 2501.100.009 Прокладка 1 12 ДМ 2501.100.010 Прокладка 1 13 ДМ 2501.100.011 Прокладка регулировочная 2 14 ДМ 2501.100.012 Прокладка регулировочная 2 15 ДМ 2501.100.013 Маслоуказатель 1 16 ДМ 2501.100.014 Отдушина 1 17 ДМ 2501.100.015 Винт грузовой 2 ДМ 2501.100.000 СП Изм Лист № документа Подпись Дата Разработал Неупокоев Д.А. Редуктор Лит. Лист Листов Проверил Слесарев Е.Н. у 1 2 КГУ группа М-3115 Н. контр. Утв /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> Формат Зона Поз. Обозначение Наименование Кол. Приме-чание 18 ДМ 2501.100.016 Кольцо уплотнительное 2 19 ДМ 2501.100.017 Пробка коническая 1 Стандартные изделия Болты ГОСТ 7798-70 21 М6 ´ 6g ´ 25.5.8 4 22 M8 ´ 6g ´ 25.5.8 16 23 M8 ´ 6g ´ 30.5.8 12 Винты ГОСТ 1491-80 24 М6 ´ 6g ´ 18.5.8 4 25 M8 ´ 6g ´ 22.5.8. 4 Манжеты ГОСТ 8752-79 26 1 – 24 ´ 38 1 27 1 – 40 ´ 56 1 Шайбы ГОСТ 6402-70 28 665Г 4 29 865Г 28 ДМ 2501.200.000 СП Лист 2 Изм. Лист № документа Подпись Дата /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> Формат Зона Поз. Обозначение Наименование Кол. Приме-чание Документация ДМ 2501.200.000.СБ Сборочный чертеж Детали 1 ДМ 2501.200.201 Пластина 4 2 ДМ 2501.200.202 Пластина 4 3 ДМ 2501.200.203 Швеллер 18 ГОСТ 8240-72 ст 3 ГОСТ 535-58 L = 180 1 4 ДМ 2501.200.204 Швеллер 12 ГОСТ 8240-72 ст 3 ГОСТ 535-58 L = 565 1 5 ДМ 2501.200.205 Швеллер 12 ГОСТ 8240-72 ст 3 ГОСТ 535-58 L = 565 1 6 ДМ 2501.200.206 Швеллер 12 ГОСТ 8240-72 ст 3 ГОСТ 535-58 L = 45 1 7 ДМ 2501.200.207 Швеллер 30 ГОСТ 8240-72 ст 3 ГОСТ 535-58 L = 180 1 8 ДМ 2501.200.208 Косые шайбы 12 12 ДМ 2501.200.000 СП Изм Лист № документа Подпись Дата Разработал Неупокоев Д.А. Рама сварная Лит. Лист Листов Проверил Слесарев Е.Н. у 1 1 КГУ группа М-3115 Н. контр. Утв /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> Формат Зона Поз. Обозначение Наименование Кол. Приме-чание Документация ДМ 2501.300.000 СБ Сборочный чертеж Сборочные единицы 1 ДМ 2501.100.000 СБ Редуктор 1 2 ДМ 2501.200.000 СБ Рама сварная 1 3 ДМ 2501.300.000 СБ Муфта 1 Стандартные изделия Болты ГОСТ 7798-70 4 М10 ´ 6g ´ 38.5.8 4 5 M10 ´ 6g ´ 50.5.8 4 Гайки ГОСТ 5915-70 6 М10 8 Муфта торообразная 7 250 – 36 – 1.1 ГОСТ 20884-75 1 Шайбы 8 1065Г ГОСТ 6402-70 8 9 10 ГОСТ13371-68 8 Электродвигатель 10 4А1008УЗ ГОСТ 19523-74 1 ДМ 2501.300.000 СП Изм Лист № документа Подпись Дата Разработал Неупокоев Д.А. Привод Лит. Лист Листов Проверил Слесарев Е.Н. у 1 1 КГУ группа М-3115 Н. контр. Утв /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> />
СПИСОКИСПОЛЬЗАВАННОЙ ЛИТЕРАРУРЫ.
1. СмолинА.И. Кинематический расчет привода. Методические указания. Курган: 1989. 22 с.
2. РатмановЭ.В. Расчет передач зацеплением. Учебное пособие. Курган, 1995. 78 с.
3. КолесниковВ.Н. Расчет валов. Методические указания. Курган, 1996. 25 с.
4. ДунаевП.Ф., Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование. М.: Высшая школа,1990. 400 с.
5. ЧернавскийС.А., Ицкович Г.М. и др. Курсовое проектирование деталей машин. М.:Машиностроение, 1979. 351 с.
6. ФедоренкоВ.А., Шошин А.И. Справочник по машиностроительному черчению. Л.:Машиностроение, 1981. 416 с.