Содержание
Техническое задание
1. Кинематическая схема машинногоагрегата
2. Выбор двигателя, кинематическийрасчет привода
3. Выбор материалов червячной передачии определение допускаемых напряжений
4. Расчет закрытой червячной передачи
5. Расчет открытой поликлиновойпередачи
6. Нагрузки валов редуктора
7. Проектный расчет валов. Эскизнаякомпоновка редуктора
8. Расчетная схема валов редуктора
9. Проверочный расчет подшипников
10. Конструктивнаякомпоновка привода
11. Проверочные расчеты
12. Расчет техническогоуровня редуктора
Литература
Техническое задание
Привод к качающемусяподъемнику.
/>
1 – Поликлиноременнаяпередача, 2 – двигатель, 3 – червячный редуктор, 4 – тяговая цепь, 5 –подъемный монорельс, 6 – груз, 7 – муфта упругая с торообразной оболочкой.
Исходные данные:
Грузоподъемность F, кН 1,0
Скорость подъема м/с 0,55
Шаг тяговой цепи р, мм 125
Число зубьев звездочки z 9
Допускаемое отклонение
скорости грузовой цепи δ,% 4
Срок службы привода Lг, лет 6
агрегатдвигатель привод вал подшипник
1. Кинематическая схемамашинного агрегата
Условия эксплуатациимашинного агрегата.
Проектируемый машинныйагрегат служит приводом качающегося подъемника и может использоваться напредприятиях различного направления. Привод состоит из электродвигателя, валкоторого через поклиновую ременную передачу соединен с ведущим валом червячногоредуктора, ведомый вал червячного редуктора через упругую муфту с торообразнойоболочкой соединяется со звездочкой тяговой цепи. Проектируемый привод работаетв 2 смены в реверсивном режиме. Характер нагрузки — с малыми колебаниями.
Срок службы приводногоустройства
Срок службы приводаопределяется по формуле
Lh = 365LГКГtcLcKc
где LГ = 6 лет – срок службы привода;
КГ –коэффициент годового использования;
КГ = 300/365 =0,82
где 300 – число рабочихдней в году;
tc = 8 часов – продолжительность смены
Lc = 2 – число смен
Кс = 1 –коэффициент сменного использования.
Lh = 365·6·0,82·8·2·1 = 28800 часа
С учетом временизатрачиваемого на ремонт, профилактику и т.п. принимаем ресурс привода 28 ·103часов.
Таблица 1.1 Эксплуатационныехарактеристики машинного агрегатаМесто установки
Lг
Lс
tс
Lh Характер нагрузки
Режим
работы Заводской цех 6 2 8 28000 С малыми колебаниями Реверсивный
2. Выбор двигателя,кинематический расчет привода
Определение мощности ичастоты вращения двигателя.
Требуемая мощностьрабочей машины
Ррм = Fv = 1,0·0,55 = 0,55 кВт
Частота вращения звездочки
nрм = 6·104v/zp = 6·104·0,55/9·125 = 29 об/мин
Общий коэффициентполезного действия
η = ηрпηчпηпк2ηм,
где ηм = 0,98 – КПД муфты [1c.40],
ηчп = 0,80 – КПД закрытойчервячной передачи,
ηpп = 0,97 – КПД открытой ременнойпередачи,
ηпк =0,995 – КПД пары подшипников качения,
η = 0,97·0,80·0,9952·0,98= 0,753.
Требуемая мощностьдвигателя
Ртр = Ррм/η= 0,55/0,753 = 0,73 кВт.
Выбираем асинхронныйэлектродвигатель 4АМ71В4 [1c.384]:
мощность — 0,75 кВт,
синхронная частота – 1500об/мин,
рабочая частота 1390об/мин.
Определение передаточногочисла привода и его ступеней
Общее передаточное числопривода
u = n1/nрм = 1390/29 = 47,93
Рекомендуемые значенияпередаточных чисел [1c.43]:
— для червячной передачи 10÷35,5
— для открытой ременной 2÷4.
Принимаем для червячнойпередачи u2= 20, тогда для открытой передачи
u1= u/u2 = 47,93/20 = 2,397
принимаем u1 = 2,4
Определение силовых икинематических параметров привода
Числа оборотов валов иугловые скорости:
n1 = nдв =1390 об/мин w1 =1390π/30=145,6 рад/с
n2 = n1/u1 =1390/2,4 =580 об/мин w2=580π/30 = 60,7 рад/с
n3 = n2/u2 =580/20 = 29 об/мин w3=29π/30 = 3,04 рад/с
Фактическое значениескорости вращения колонны
v = zpn3/6·104 = 9·125·29/6·104 = 0,54м/с
Отклонение фактическогозначения от заданного
δ = (0,55 – 0,54)100/0,55= 1,8%
Мощности передаваемыевалами:
P1 = Pтр = 730 Вт
P2 = P1ηрпηпк = 730·0,97·0,995 = 705 Вт
P3 = P2ηчпηпк = 705·0,80·0,995= 561 Вт
Крутящие моменты:
Т1 = P1/w1= 730/145,6 = 5,0 Н·м
Т2 = 705/60,7= 11,6 Н·м
Т3 = 561/3,04= 184,5 Н·м
Результаты расчетовсводим в таблицуВал
Число оборотов
об/мин
Угловая скорость
рад/сек
Мощность
кВт
Крутящий момент
Н·м Вал электродвигателя 1390 145,6 0,730 5,0 Ведущий вал редуктора 580 60,7 0,705 11,6 Ведомый вал редуктора 29 3,04 0,561 184,5
3. Выбор материалов червячнойпередачи и определение допускаемых
напряжений
Принимаем, согласнорекомендациям [1c.53], для червякасталь 45 с закалкой до твердости >HRC45.
Ориентировочное значениескорости скольжения:
vs = 4,2uw310-3M21/3 = 4,2×20,0×3,04×10-3×184,51/3 = 1,45 м/с,
при vs
Допускаемые контактныенапряжения:
[s]H = 200 – 35vs = 200 – 35×1,45 = 149 МПа.
Допускаемые напряженияизгиба при реверсивной передаче:
[s]F = 0,075sвKFL,
где КFL – коэффициент долговечности.
KFL = (106/NэН)1/9,
где NэН – число циклов перемены напряжений.
NэН = 573w3Lh = 573×3,04×28000 = 4,9×107.
KFL = (106/4,9×107)1/9 = 0,649
[s]F = 0,075×315×0,649 = 15 МПа.
Таблица 3.1. Механическиехарактеристики материалов червячной передачи
Элемент
передачи
Марка
стали Термоо-бработка
σв
σ-1
[σ]Н
[σ]F
Н/мм2 Червяк 45 Закалка >HRC45 780 335 Колесо CЧ15 315 149 15
4. Расчет закрытой червячнойпередачи
Межосевое расстояние
/> = 61(184,5·103/1492)1/3=124 мм
принимаем аw = 125 мм
Основные геометрическиепараметры передачи
Модуль зацепления:
m = (1,5¸1,7)aw/z2,
где z2 – число зубьев колеса.
При передаточном числе 20,0число заходов червяка z1 = 2, тогда число зубьев колеса:
z2 = z1u = 2×20,0 = 40
m = (1,5¸1,7)125/40 = 4,7¸5,3 мм,
принимаем m = 5,0 мм.
Коэффициент диаметрачервяка:
q = (0,212¸0,25)z2 = (0,212¸0,25)40 = 8,2¸10,0
принимаем q = 10,0
Коэффициент смещения
x = a/m – 0,5(q+z2) = 125/5,0 – 0,5(10,0+40) = 0
Фактическое значениемежосевого расстояния:
aw = 0,5m(q+z2+2x) =0,5×5,0(10+40– 2×0) = 125мм
Делительный диаметрчервяка:
d1 = qm =10×5,0 = 50 мм
Начальный диаметр червякаdw1 = m(q+2x) = 5,0(10-2·0) = 50.0 мм
Диаметр вершин витковчервяка:
da1 = d1+2m = 50+2×5,0 = 60 мм.
Диаметр впадин витковчервяка:
df1 = d1 – 2,4m = 50 – 2,4×5,0 = 38 мм.
Длина нарезной частичервяка:
b1 = (10+5,5|x|+z1)m + C = (10+5,5×0+2)5,0+0 = 60 мм.
при х
Делительный угол подъемалинии витка:
g = arctg(z1/q) = arctg(2/10)= 11,31º
Делительный диаметрколеса:
d2 = mz2 = 5,0×40 = 200 мм.
Диаметр выступов зубьевколеса:
da2 = d2+2m(1+x) = 200+2×5,0(1+0) = 210 мм.
Диаметр впадин зубьевколеса:
df2 = d2– 2m(1,2 – x) = 200 – 2×5,0(1,2 – 0) = 188 мм.
Наибольший диаметр зубьевколеса:
dam2 = da2+6m/(z1+2) = 210+6×5,0/(2+2) = 218 мм.
Ширина венца колеса:
b2 = 0,355aw = 0,355×125 = 44 мм.
Фактическое значениескорости скольжения
vs= uw2d1/(2000cosg) = 20×3,04×50/(2000cos11,31º) = 1,55м/с
Уточняем значениедопускаемого контактного напряжения
[s]H = 200 – 35vs = 200 – 25×1,00 = 175 МПа.
Коэффициент полезногодействия червячной передачи
h = (0,95¸0,96)tgg/tg(g+j)
где j = 2,50º — приведенный уголтрения [1c.74].
h = (0,95¸0,96)tg11,31º/tg(11,31º+2,50º)= 0,78.
Силы действующие взацеплении
Окружная на колесе иосевая на червяке:
Ft2 = Fa1= 2Т2/d2 = 2×184,5×103/200 = 1845 H.
Радиальная на червяке иколесе:
Fr1= Fr2 = Ft2tga = 1845×tg20° = 672 H.
Окружная на червяке иосевая на колесе:
Ft1 = Fa2= 2M1/d1 = 2×11,6×103/50 = 464 H.
Расчетное контактноенапряжение
sН = 340(Ft2K/d1d2)0,5,
где К – коэффициентнагрузки.
Окружная скорость колеса
v2 = w3d2/2000 = 3,04×200/2000 = 0,30 м/с
при v2
sН = 340(1845×1,0/50×200)0,5 = 146 МПа,
недогрузка (149 – 146)100/149= 2,0%
Расчетное напряжениеизгиба для зубьев колеса
sF = 0,7YF2Ft2K/(b2m),
где YF2 – коэффициент формы зуба колеса.
Эквивалентное числозубьев колеса:
zv2= z2/(cosg)3 = 40/(cos11,31º)3 = 42,4 ® YF2 = 1,51.
sF = 0,7×1,51×1845×1,0/(44×5,0) = 8,9 МПа.
Условие sF
Так как условия 0,85/>
Таблица 4.1. Параметрычервячной передачиПроектный расчет Параметр Значение Параметр, мм Значение
Межосевое расстояние
/>, мм 125
Ширина зубчатого венца колеса b2 40 Модуль зацепления m, мм 5,0
Длина нарезаемой части
червяка b1 60
Коэффициент диаметра
червяка q 10,0
Диаметры червяка: делительный d1 начальный dw1
вершин витков da1
впадин витков df1
50
50
60
38
Делительный угол
витков червяка />, град 11,31º
Угол обхвата червяка венцом колеса />, град 116°
Диаметры колеса: делительный d2= dw2
вершин зубьев da2
впадин зубьев df2
наибольший dам2
200
210
218
188
Число заходов червяка z1 2
Число зубьев колеса z2 40 Проверочный расчет Параметр Допускаемые значения Расчетные значения Примечание
Коэффициент полезного действия /> 0,80 78% -
Контактные напряжения />,
Н/мм2 149 146 2,0%
Напряжения изгиба />, Н/мм2 15 8,9 41% /> /> /> /> /> />
5. Расчет ипроектирование поликлиновой ременной передачи
открытого типа
Выбор ремня
По номограмме [1c84] выбираем ремень сечения К
Диаметры шкивов
Минимальный диаметрмалого шкива d1min =40 мм [1c84]
Принимаем диаметр малогошкива на 1…2 размера больше
d1 = 71 мм
Диаметр большого шкива
d2 = d1u(1-ε) = 71∙2,40(1-0,01) =168 мм
где ε = 0,01 – коэффициент проскальзывания
принимаем d2 = 160 мм
Фактическое передаточноечисло
u = d2/d1(1 – ε) = 160/71(1 – 0,01) = 2.28
Межосевое расстояние
a > 0,55(d1+d2) + H = 0,55(71+160) + 4,0 = 131 мм
h = 4,0 мм – высота ремня сечением K
принимаем а = 200 мм
Длина ремня
L = 2a + w +y/4a
w = 0,5π(d1+d2) = 0,5π(71+160)= 206
y = (d2 — d1)2 = (160 – 71)2= 7921
L = 2∙200 + 206 + 7921/4∙200= 616 мм
принимаем L = 630 мм
Уточняем межосевоерасстояние
a = 0,25{(L – w) + [(L – w)2 – 2y]0,5} =
= 0,25{(630 – 206) +[(630– 206)2 — 2∙7921]0,5} = 208 мм
Угол обхвата малого шкива
α1 = 180– 57(d2 – d1)/a = 180 – 57(160- 71)/208 = 156º
Скорость ремня
v = πd1n1/60000 = π71∙1390/60000= 5,2 м/с
Окружная сила
Ft = Р/v = 0,73∙103/5,2 = 140 H
Допускаемая мощностьпередаваемая одним ремнем
Коэффициенты
Cp= 0,9 – спокойная нагрузка придвухсменном режиме
Cα= 0,93 – при α1 = 156º
Сl = 0,98 – коэффициент учитывающийотношение L/L0, L0=0,7 м
[Р] = Р0CpCα
P0 = 2,0 кВт – номинальная мощностьпередаваемая одним ремнем
[Р] = 2,0∙0,9∙0,93·0,98= 1,64 кВт
Число клиньев
Z = 10Р/[Р] = 10·0,73/1,63 = 4,5
принимаем Z = 5
Натяжение ветви ремня
F0= 850Р/VCpCα=
= 850∙0,73/5,2∙0,93∙0,9= 143 H
Сила действующая на вал
Fв = 2F0sin(α1/2) = 2∙143sin(156/2) = 279 H
Прочность ремня помаксимальным напряжениям в сечении ведущей ветви ремня
σmax = σ1 + σи+ σv
σ1 – напряжение растяжения
σ1 = F0/A + Ft/2A = 143/47 + 140/∙2∙47 = 4,53Н/мм2
А – площадь сечения ремня
А = 0,5b(2H – h)
b – ширина ремня
b = (z – 1)p + 2f = (5– 1)2,4 + 2·3,5 = 16,6 мм
А = 0,5·16,6(2·4,0 –2,35) = 47 мм2
σи – напряжение изгиба
σи = Eиh/d1 = 80∙2,35/71 = 2,65 Н/мм2
Eи = 80 Н/мм2 – модульупругости
σv = ρv210-6 = 1300∙5,22∙10-6= 0,04 Н/мм2
ρ = 1300 кг/м3– плотность ремня
σmax = 4,53+2,65+0,04 = 7,22 Н/мм2
условие σmax
Таблица5.3 Параметрыоткрытой клиноременной передачи, мм Параметр Значение Параметр Значение Тип ремня Поликлиновой
Частота пробегов ремня />, 1/с 8,3
Межосевое расстояние /> 208
Диаметр ведущего шкива /> 71 сечение ремня К
Диаметр ведомого шкива /> 160 Количество ремней Z 5
Максимальное напряжение />, Н/мм2 7,22
Длина ремня /> 630
Предварительное напряжение ремня />, Н 143
Угол обхвата ведущего шкива />, град 156
Сила давления ремня на вал />, Н 279
6. Нагрузки валовредуктора
Силы действующие взацеплении червячной передачи
Окружная на колесе иосевая на червяке:
Ft2 = Fa1= 1845 H.
Радиальная на червяке иколесе:
Fr1 = Fr2= 672 H.
Окружная на червяке иосевая на колесе:
Ft1 = Fa2= 464 H.
Консольная сила отременной передачи действующая на быстроходный вал Fоп= 279 Н
Консольная сила отмуфты действующая на тихоходный вал
Fм= 250·Т31/2 = 250·184,51/2 = 3396 Н
/>
Рис. 6.1 – Схеманагружения валов червячного редуктора
7. Проектный расчет валов.Эскизная компоновка редуктора
Материал быстроходноговала – сталь 45,
термообработка –улучшение: σв = 780 МПа;
Допускаемое напряжение накручение [τ]к = 10÷20 МПа
Диаметр быстроходноговала
/>
где Т – передаваемыймомент;
d1 = (11,6·103/π10)1/3 = 18мм
принимаем диаметрвыходного конца d1 = 20 мм;
длина выходного конца:
l1 = (1,0¸1,5)d1 = (1,0¸1,5)20 = 20¸30 мм,
принимаем l1 = 30 мм.
Диаметр вала подуплотнением:
d2 = d1+2t = 20+2×2,0 = 24,0 мм,
где t = 2,0 мм – высота буртика;
принимаем d2 = 25 мм:
длина вала под уплотнением:
l2 » 1,5d2 =1,5×25 = 38 мм.
Диаметр вала подподшипник:
d4 = d2 = 25 мм.
Вал выполнен заодно с червяком
Диаметр выходного концатихоходного вала:
d1 = (184,5·103/π15)1/3 = 39мм
принимаем диаметр выходногоконца d1 = 40 мм;
Диаметр вала подуплотнением:
d2 = d1+2t = 40+2×2,5 = 45,0 мм,
где t = 2,5 мм – высота буртика;
принимаем d2 = 45 мм .
Длина вала подуплотнением:
l2 » 1,25d2 =1,25×45 = 56 мм.
Диаметр вала подподшипник:
d4 = d2 = 45 мм.
Диаметр вала под колесом:
d3 = d2 + 3,2r = 45+3,2×3,0 = 54,6 мм,
принимаем d3 = 55 мм.
Выбор подшипников.
В связи с тем, что вчервячном зацеплении возникают значительные осевые нагрузки, предварительноназначаем радиально-упорные конические подшипники средней серии №7305 длячервячного вала, устанавливаемее в фиксирующей опоре В как сдвоенные. Вплавающей опоре А используется радиальный шарикоподшипник №305, воспринимающийтолько радиальные нагрузки. Для тихоходного вала выбираем радиально-упорныешарикоподшипники легкой серии №7209.
Таблица 2. Размеры ихарактеристика выбранного подшипника№ d, мм D, мм B, мм C, кН
C0, кН е Y 7305 25 62 17 29,6 20,9 0,36 1,66 306 25 62 17 22,5 11,4 7209 45 85 21 42,7 33,4 0,41 1,45
/>Таблица 7.3. Материал валов, размерыступеней, подшипники
Вал
(материал –
сталь 45
/> = 780 Н/мм2
/>= 540 Н/мм2
/>= 335 Н/мм2) Размеры ступеней, мм Подшипники d1 d2 d3 d4 Типо-размер
dxDx
B(T), мм
Динамическая
грузоподъемность
Сr, кН
Статическая грузоподъемность
C0r, кН l1 l2 l3 l4 Быстроходный 20 25 25
7305
305
25x62x17
25x62x17
29,6
22,5
20,9
11,4 30 38 25 Тихоходный 40 45 55 45 7209 45x85x21 42,7 33,4 60 56 60 45
8. Расчетная схема валовредуктора
Схема нагружениябыстроходного вала
/>
Рис. 8.1 Расчетная схемабыстроходного вала.
Горизонтальная плоскость.Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры А
åmA = 100Ft – 200BX = 0
тсюда находим реакцииопор А и В в плоскости XOZ
AX=BX = 464·100/200 = 232 H
Изгибающие моменты вплоскости XOZ
MX1 = 232·100= 23,2 Н·м
Вертикальная плоскость.Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры А
åmA = 100Fr– 200BY – Fa1d1/2 — 60Fоп= 0
Отсюда находим реакциюопор A и В в плоскости YOZ
BY =(672∙100 – 1845·50/2 – 279·60)/200 = 22 H
AY= Fr – BY + Fоп = 672 – 22 + 279 = 929 H
Изгибающие моменты вплоскости YOZ
MY = 279·60 = 16,7 Н·м
MY = 279·160 – 929·100 = -48,3 Н·м
MY = -22·100 =-2,2 Н·м
Суммарные реакции опор:
А = (АХ2 + АY2)0,5= (2322 + 9292)0,5= 958 H
B= (BХ2 + BY2)0,5= (2322 + 222)0,5 = 233 H
Схема нагружениятихоходного вала
/>
Рис. 8.2 Расчетная схематихоходного вала.
Горизонтальная плоскость:
SmA = Fм105 – 100Dx + Ft2 50 = 0;
Dх = (3396×105 + 1845×50)/100 = 4488 Н;
Cх = Dx – Ft2 + Fм= 4488 – 1845 + 3396= 6039 Н;
Изгибающие моменты:
Мх1 = 4488×50 = 224,4 Н×м;
Мх2 = 3396×105 = 356,6 Н×м.
Вертикальная плоскость:
SmA = Fr2 50– Dy100 + Fa2d2/2 = 0
Dy=(464×200/2 + 672·50)/100 = 800 Н
Cy= Dy – Fr2 = 800 – 672 = 128 Н
Мy1 = 800×50 = 40,0 Н×м;
Мy2 = 128×50 = 6,4 Н×м;
Суммарные реакции опор:
C = (Cx2 +Cy2)0,5 = (60392+ 1282)0,5= 6040 H,
D = (44882+ 8002)0,5= 4559 H,
9. Проверочный расчетподшипников
Быстроходный вал
Эквивалентная нагрузка фиксирующей опоры В.
P = (XVFRB+ YFa)КбКТ,
где Х – коэффициент радиальной нагрузки
Y – коэффициент осевой нагрузки
V = 1 – вращается внутреннее кольцо подшипника[1c. 212]
Кб = 1,4 – коэффициент безопасности [1c.214]
КТ = 1 – работа при t
отношение Fa/В = 1845/233 = 7,9 > e: следовательно Х = 1,0; Y = 1,66
Р = (1,0·1·233+1,66×1845)1,4·1 = 4614 Н
Требуемаягрузоподъемность подшипника
Динамическая грузоподъемность сдвоенного роликоподшипника в 1,7 разабольше грузоподъемности одинарного подшипника, тогда
Стр = Р(573wL/106)0,3 =
= 4614(573×60,7×28000/106)0,3 =36,4 кH
Условие Стр
Расчетная долговечностьподшипников
/>= 106(50,3×103 /4614)3,333/60×580 = 82485 часов,
больше ресурса работы привода, равного 28000 часов.
Эквивалентная нагрузка плавающей опоры А
P = (XVFRА)КбКТ,
где Х = 1 – коэффициент радиальной нагрузки
Р = (1,0·1·958)1,4·1 = 1341Н
Требуемаягрузоподъемность подшипника
Стр = Р(573wL/106)0,333 =
= 1341(573×60,7×28000/106)0,333= 13,3 кH
Условие Стр
Расчетная долговечностьподшипников
/>= 106(22,5×103 /1341)3/60×580 = 135731 часов,
больше ресурса работы привода, равного 28000 часов.
Тихоходный вал
Эквивалентная нагрузка. Осевыесоставляющие реакций опор:
SC= 0,83eC = 0,83×0,41·6040 = 2055 H,
SD = 0,83eD = 0,83×0,41×4559 = 1551 H.
Результирующие осевыенагрузки:
FaC = SC =2055 H,
FaD = SC + Fa =2055+464 = 2519 H.
Проверяем подшипник C.
Отношение Fa/Fr= 2055/6040 = 0,34
Р = (1,0×1,0×6040+0)1,4×1,0 = 8456 Н.
Проверяем подшипник D.
Отношение Fa/Fr= 2519/4559 = 0,55 > e, следовательно Х=0,4; Y=1,45
Р = (1,0×0,4×4559+1,45∙2519)1,4×1,0 = 7666 Н.
Требуемаягрузоподъемность подшипника:
Стр = Р(573wL/106)0,3 =
= 8456(573×3,04×28000/106)0,3 =27,1 кH
Условие Стр
Расчетная долговечностьподшипников
/>= 106(42,7×103 /8456)3,333/60×29 =126890 часов,
больше ресурса работы привода, равного 28000 часов.
10. Конструктивная компоновка привода
Конструирование червячного колеса
Конструктивные размерыколеса
Диаметр ступицы:
dст = 1,6d3 = 1,6·55 = 88 мм.
Длина ступицы:
lст = (1÷1,5)d3 = (1÷1,5)55 = 55÷82 мм,
принимаем lст = 60 мм
Толщина обода:
S = 0,05d2 = 0,05·200 =10 мм
Толщина диска:
С = 0,25b = 0,25·44 =11 мм
Конструирование валов
Основные размеры ступенейвалов (длины и диаметры) рассчитаны в пункте 7.
Переходные участки междуступенями выполняются в виде канавки шириной b = 3 мм или галтели радиусом r = 1 мм.
Червяк выполняется заоднос валом.
Размеры червяка: dа1 = 60 мм, b1 = 60 мм.
10.3Выбор соединений
В проектируемом редукторедля соединения валов с деталями, передающими вращающий момент, применяютсяшпоночные соединения.
Используем шпонкипризматические со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78. Длина шпонкипринимается на 5…10 мм меньше длины ступицы насаживаемой детали. Посадка для червячногоколеса Н7/r6.
Конструированиеподшипниковых узлов
В проектируемом редуктореиспользуется консистентная смазка подшипниковых узлов. Для изолированияподшипникового узла от внутренней полости редуктора применяются мазудерживающиекольца шириной 10…12 мм, а изоляция выходных участков валов от окружающейсреды достигается с помощью манжетных уплотнений по ГОСТ 8752-79. Внутреннекольцо подшипника упирается в мазеудерживающее кольцо, а наружное фиксируетсяраспорной втулкой между подшипником и врезной крышкой подшипника. Верхняя опора– плавающая.
Конструирование корпусаредуктора /2/
Толщина стенок корпуса икрышки редуктора
d = 0,04ат + 2 = 0,04·125 +1 = 6,0 мм принимаем d =8 мм
Толщина фланцев
b = 1,5d = 1,5·8 = 12 мм
Толщина нижнего поясакорпуса
р = 2,35d = 2,35·8 = 20 мм
Диаметр болтов:
— фундаментных
d1 = 0,036aт + 12 = 0,036·125 + 12 = 16,5 мм
принимаем болты М16;
- крепящих крышку ккорпусу у подшипников
d2 = 0,75d1 = 0,75·20 = 15 мм
принимаем болты М16;
— соединяющих крышку скорпусом
d3 = 0,6d1 = 0,6·20 = 12 мм
принимаем болты М12.
Конструирование элементовоткрытых передач
Ведущий шкив.
Диаметр шкива d1 = 71 мм
Диаметр шкиваконструктивный de1 = d1 – 2t = 71– 2∙1,0 = 69,0 мм
Ширина шкива B = (z – 1)p + 2f = (5– 1)2,4+ 2∙3,5= 17 мм
Толщина обода δ = 1,6е= 1,6∙2,35 = 3,76 мм
принимаем δ= 4 мм
Толщина диска С =(1,2…1,3)δ = (1,2…1,3)4 = 4,8…5,2 мм
принимаем С = 5 мм.
Диаметр ступицывнутренний d = dдв = 19 мм
Диаметр ступицы наружный dст = 1,6d = 1,6∙19 = 30,4 мм
принимаем dст = 30 мм
Длина ступицы lст = lдв= 40 мм.
Ведомый шкив.
Диаметр шкива d1 = 160 мм
Диаметр шкиваконструктивный de1 = d1 – 2t = 160– 2∙1,0 = 158 мм
Диаметр ступицывнутренний d = d1 = 20 мм
Диаметр ступицы наружный dст = 1,6d = 1,6∙20 = 32 мм
принимаем dст = 32 мм
Длина ступицы lст = l1 = 40 мм.
Выбор муфты
Для передачи вращающегомомента с ведомого вала редуктора на вал тяговой звездочки выбираем муфтуупругую с торообразной оболочкой по ГОСТ 20884-82 с допускаемым передаваемыммоментом [T] = 315 Н·м.
Расчетный вращающиймомент передаваемый муфтой
Тр = kТ1 = 1,5·184,5 = 277 Н·м
где k = 1,5 – коэффициент режима нагрузки.
Условие выполняется
Смазывание.
Смазка червячногозацепления
Смазка червячногозацепления осуществляется за счет разбрызгивания масла брызговикамиустановленными на червячном валу. Объем масляной ванны
V = (0,5¸0,8)N = (0,5¸ 0,8)0,70 » 0.5 л
Рекомендуемое значениевязкости масла при v = 1,0 м/с иконтактном напряжении σН=146 МПа ® n =28·10-6 м2/с
По этой величине выбираеммасло индустриальное И-Т-Д-220
Смазка подшипниковыхузлов. Так как надежное смазывание подшипников за счет разбрызгивания маславозможно только при окружной скорости больше 3 м/с, то выбираем пластичнуюсмазку по подшипниковых узлов – смазочным материалом УТ-1.
11. Проверочные расчеты
Проверочный расчет шпонок
Выбираем шпонкипризматические со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78.
Материал шпонок – сталь45 нормализованная.
Напряжение смятия иусловие прочности
/>
где h – высота шпонки;
t1 – глубина паза;
l – длина шпонки
b – ширина шпонки.
Быстроходный вал.
Шпонка на выходном концевала: 6×6×32.
Материал шкива – чугун,допускаемое напряжение смятия [σ]см= 50 МПа.
σсм = 2·11,6∙103/20(6-3,5)(32-6)= 17,8 МПа
Тихоходный вал.
Шпонка под колесом 16×10×50.Материал ступицы – чугун, допускаемое напряжение смятия [σ]см = 50 МПа.
σсм = 2·184,5·103/55(10-6,0)(50-16)= 49,3 МПа
Шпонка на выходном концевала: 12×8×80. Материал полумуфты – чугун, допускаемое напряжениесмятия [σ]см = 50 МПа.
σсм = 2·184,5·103/40(8-5,0)(80-12)= 45,2 МПа
Во всех случаях условие σсм
Проверочный расчетстяжных винтов подшипниковых узлов
Стяжные винтырассчитывают на прочность по эквивалентным напряжениям на совместное действиерастяжения и кручения.
Сила приходящаяся на одинвинт
Fв = 0,5СX = 0,5∙6039 =3020 H
Принимаем коэффициентзатяжки Кз = 1,5 – постоянная нагрузка, коэффициент основнойнагрузки х=0,3 – для соединения чугунных деталей без прокладки.
Механическиехарактеристики материала винтов: для стали 30 предел прочности σв= 500 МПа, предел текучести σт = 300 МПа; допускаемоенапряжение:
[σ] = 0,25σт = 0,25∙300= 75 МПа.
Расчетная сила затяжкивинтов
Fp = [Kз(1 – х) + х]Fв = [1,5(1 – 0,3) + 0,3]3020 = 4077 H
Определяем площадьопасного сечения винта
А = πdp2/4 = π(d2 – 0,94p)2/4= π(12 – 0,94∙1,75)2/4= 84 мм2
Эквивалентное напряжение
σэкв =1,3Fp/A = 1,3∙4077/84= 63,1 МПа
Уточненный расчет валов
Быстроходный вал
Быстроходный вал
Рассмотрим сечение,проходящее под опорой А. Концентрация напряжений обусловлена подшипникомпосаженным с гарантированным натягом. Материал вала сталь 45, улучшенная: sВ = 780 МПа [2c34]
Пределы выносливости:
- при изгибе s-1 » 0,43×sВ = 0,43×780 = 335 МПа;
- при кручении t-1 » 0,58×s-1 = 0,58×335 = 195 МПа.
Суммарный изгибающиймомент: Ми = Мх = 16,7 Н·м
Осевой моментсопротивления
W = πd3/32 = π253/32= 1,53·103 мм3
Полярный моментсопротивления
Wp = 2W = 2·1,53·103 = 3,06·103 мм3
Амплитуда нормальныхнапряжений
σv= Mи/W = 16,7·103/1,53·103= 10,9 МПа
Амплитуда и среднеенапряжение цикла касательных напряжений
tv = tm = T2/2Wp = 11,6·103/2·3,06·103= 3,8 МПа
Коэффициенты:
kσ/eσ = 3,2; kt/et = 0,6 kσ/eσ+ 0,4 = 0,6·3,2 + 0,4 = 2,3
Коэффициент запасапрочности по нормальным напряжениям
sσ = σ-1/(kσσv/eσ)= 335/3,2·10,9 = 9,6
Коэффициент запасапрочности по касательным напряжениям
st = t-1/(kttv/et+ yt tm) = 195/(2,30·3,8 + 0,1·3,8) = 21,4
Общий коэффициент запасапрочности
s = sσst/(sσ2 + st2)0,5 = 9,6·21,4/(9,62 + 21,42)0,5= 8,7 > [s] = 2,0
Тихоходный вал
Рассмотрим сечение,проходящее под опорой С. Концентрация напряжений обусловлена подшипникомпосаженным с гарантированным натягом. Материал вала сталь 45, улучшенная: sВ = 930 МПа [2c34]
Пределы выносливости:
- при изгибе s-1 » 0,43×sВ = 0,43×930 = 400МПа;
- при кручении t-1 » 0,58×s-1 = 0,58×400 = 232 МПа.
Суммарный изгибающиймомент Ми = 356,6 Н·м.
Осевой моментсопротивления
W = πd3/32 = π453/32= 8,95·103 мм3
Полярный моментсопротивления
Wp = 2W = 2·8,95·103 =17,9 мм
Амплитуда нормальныхнапряжений
σv= Mи/W = 356,6·103/8,95·103= 39,8 МПа
мплитуда и среднеенапряжение цикла касательных напряжений
tv = tm = T2/2Wp =184,5·103/2·17,9·103= 5,2 МПа
Коэффициенты:
kσ/eσ = 4,2; kt/et = 0,6 kσ/eσ+ 0,4 = 0,6·4,2 + 0,4 = 2,9
Коэффициент запасапрочности по нормальным напряжениям
sσ = σ-1/(kσσv/eσ)= 400/4,2·39,8 = 2,4
Коэффициент запасапрочности по касательным напряжениям
st = t-1/(kttv/et+ yt tm) = 232/(2,90·5,2 + 0,1·5,2) =14,9
Общий коэффициент запасапрочности
s = sσst/(sσ2 + st2)0,5 = 2,4·14,9/(2,42 +14,92)0,5= 2,3 > [s] = 2,0
Тепловой расчет редуктора
Температура масла в корпусередуктора:
/> = 95 °С,
где tв = 18 °С – температура окружающего воздуха;
Kt = 17 Вт/м2×К – коэффициент теплопередачи;
А = 0,36 м2 –площадь поверхности охлаждения
tм = 18 + 0,705×103(1 – 0,78)/17×0,36 = 43 °С.
Условие tм
Технический уровеньредуктор
Масса редуктора
m = φρd10,785d22∙10-9 = 9,5∙7300∙50∙0,785∙2002∙10-9=109 кг
где φ = 9,5 –коэффициент заполнения редуктора
ρ = 7300 кг/м3– плотность чугуна.
Критерий техническогоуровня редуктора
γ = m/T2 =109/185 = 0,59
При γ > 0,2технический уровень редуктора считается низким, а редуктор морально устаревшим.
Литература
1. Шейнблит А.Е. Курсовоепроектирование деталей машин.–М.: Высш. шк., 1991.–432 с.
2. Курсовое проектировании деталеймашин. /С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин и др. – М.: Машиностроение,1988. – 416 с.
3. Чернилевский Д.В. Проектированиедеталей машин и механизмов. – М.: Высш. шк. 1980.
4. Леликов О.П. Курсовоепроектирование. – М.: Высш.шк.,1990.
5. Дунаев Н.В. Детали машин. Курсовоепроектирование. – М.: Высш. шк., 2002.
6. Альбом деталей машин.
7. Анурьев В.И. Справочникконструктора-машиностроителя. Т.1-3 – М.: Машиностроение, 1978.
8. Федоренко В.А., Шошин А.И.Справочник по машиностроительному черчению. – Л.: Машиностроение, 1988.