Размещено на http://www.allbest.ru/

Содержание

Техническое задание

1. Кинематическая схема машинного агрегата

1.1 Условия эксплуатации машинного агрегата

1.2 Срок службы приводного устройства

2. Выбор двигателя, кинематический расчет привода

2.1 Определение мощности и частоты вращения двигателя

2.2 Определение передаточного числа привода и его ступеней

2.3 Определение передаточного числа привода и его ступеней

2.4 Определение силовых и кинематических параметров привода

3. Выбор материалов червячной передачи и определение допускаемых напряжений

4. Расчет закрытой червячной передачи

5. Расчет открытой клиноременной передачи

6. Нагрузки валов редуктора

7. Разработка чертежа общего вида редуктора. Эскизная компоновка редуктора

8. Расчетная схема валов редуктора

9. Проверочный расчет подшипников

9.1 Быстроходный вал

9.2 Тихоходный вал

10. Конструктивная компоновка привода

10.1 Конструирование червячного колеса

10.2 Конструирование валов

10.3 Выбор соединений

10.4 Конструирование подшипниковых узлов

10.5 Конструирование корпуса редуктора

10.6 Конструирование элементов открытых передач

10.7 Выбор муфты

10.8 Смазывание

11. Проверочные расчеты

11.1 Проверочный расчет шпонок

11.2 Проверочный расчет стяжных винтов подшипниковых узлов

11.3 Уточненный расчет валов

11.4 Тепловой расчет редуктора

12. Технический уровень редуктор

Литература

Техническое задание

Привод к шнеку смесителю 1 - двигатель, 2 - червячный редуктор, 3 - плоскоременная передача, 4 - загрузочный бункер, 5 - цепная муфта, 6 - шнек.

Исходные данные:

Тяговая сила шнека F, кН 1,3

Скорость перемещения

смеси v, м/с 0,9

Наружный диаметр шнека D, мм 400

Угол наклона ременной передачи 30°

Допускаемое отклонение скорости

смеси д, % 3

Срок службы привода L_г, лет 5

1. Кинематическая схема машинного агрегата

1.1 Условия эксплуатации машинного агрегата

Проектируемый машинный агрегат служит приводом шнек-смесителя и может использоваться на предприятиях различного направления. Привод состоит из электродвигателя, вал которого через плоскоременную передачу соединен с ведущим валом червячного редуктора, ведомый вал червячного редуктора через цепную муфту соединяется с рабочим валом шнека-смесителя. Проектируемый привод работает в 2 смены в реверсивном режиме. Характер нагрузки - с малыми колебаниями.

1.2 Срок службы приводного устройства

Срок службы привода определяется по формуле

L_h = 365L_ГК_Гt_cL_cK_c

где L_Г = 5 лет - срок службы привода;

К_Г - коэффициент годового использования;

К_Г = 300/365 = 0,82

где 300 - число рабочих дней в году;

t_c = 8 часов - продолжительность смены

L_c = 2 - число смен

К_с = 1 - коэффициент сменного использования.

L_h = 365·5·0,82·8·2·1 = 24000 часа

С учетом времени затрачиваемого на ремонт, профилактику и т.п. принимаем ресурс привода 20,5·10³ часов.

Таблица 1.1 Эксплуатационные характеристики машинного агрегата

Место установки	Lг	Lс	tс	Lh	Характер нагрузки	Режим работы
Заводской цех	5	2	8	20500	С малыми колебаниями	Реверсивный

2. Выбор двигателя, кинематический расчет привода

2.1 Определение мощности и частоты вращения двигателя

Требуемая мощность рабочей машины

Р_рм = Fv = 1,3·0,9 = 1,17 кВт

Частота вращения рабочего вала

n_рм = 6·10⁴v/рD = 6·10⁴·0,9/р·400 = 43 об/мин

Общий коэффициент полезного действия

з = з_рпз_чпз_пк²з_мз_пс

где з_м = 0,98 - КПД муфты [1c.40],

з_чп = 0,90 - КПД закрытой червячной передачи,

з_pп = 0,97 - КПД открытой ременной передачи,

з_пк = 0,995 - КПД пары подшипников качения,

з_пс = 0,99 - КПД пары подшипников скольжения

з = 0,97·0,90·0,995²·0,98·0,99 = 0,838.

Требуемая мощность двигателя

Р_тр = Р_рм/з = 1,17/0,838 = 1,40 кВт.

Для проектируемых машинных агрегатов рекомендуются трехфазные асинхронные короткозамкнутые двигатели серии 4А. Эти двигатели наиболее универсальны. Закрытое и обдуваемое исполнение позволяет применить эти двигатели для работы в загрязненных условиях, в открытых помещениях и т. п.

Ближайшая большая номинальная мощность двигателя 1,5 кВт

2.2 Определение передаточного числа привода и его ступеней

Двигатели серии 4А выпускаются с синхронной частотой вращения 750, 1000, 1500 и 3000 об/мин.

Таблица 2.1 Выбор типа электродвигателя

Вариант	Двигатель	Мощность	Синхронная частота вращения, об/мин	Номинальная частота вращения
1	4АМ80A2	1,1	3000	2850
2	4AМ80B4	1,1	1500	1415
3	4AМ90L6	1,1	1000	935
4	4AМ100L8	1,1	750	700

2.3 Определение передаточного числа привода и его ступеней

Рекомендуемые значения передаточных чисел:

- для червячной передачи 10ч35,5

- для открытой ременной 2ч4.

Принимаем для червячной передачи u₂ = 12,5, тогда для открытой передачи червячный машинный подшипник редуктор

u₁ = u/u₂ = u/12,5

Таблица 2.2 Передаточное число

Передаточное число	Варианты
	1	2	3	4
Привода	66,3	32,9	21,7	16,2
Редуктора	12,5	12,5	12,5	12,5
Открытой передачи	5,30	2,63	1,74	1,30

Анализируя полученные значения передаточных чисел и учитывая то, что двигатели с частотой 3000 и 750 об/мин нежелательно применять без особой необходимости, делаем выбор в пользу варианта 2, так как только в этом случае передаточное число ременной передачи попадает в рекомендуемые границы (2ч4). Таким образом выбираем электродвигатель 4АМ80B4.

2.4 Определение силовых и кинематических параметров привода

Числа оборотов валов и угловые скорости:

n₁ = n_дв =1415 об/мин ₁ =1415р/30 =148,2 рад/с

n₂ = n₁/u₁ =1415/2,63=538 об/мин ₂=538р/30 = 56,3 рад/с

n₃ = n₂/u₂ =538/12,5 = 43 об/мин ₃= 43р/30 = 4,51 рад/с

Фактическое значение скорости вращения колонны

v = рDn₃/6·10⁴ = р·400·43/6·10⁴ = 0,90 м/с

Отклонение фактического значения от заданного

д = 0< 3%

Мощности передаваемые валами:

P₁ = P_тр =1400 Вт

P₂ = P₁з_рпз_пк =1400·0,97·0,995 =1351 Вт

P₃ = P₂з_чпз_пк =1351·0,90·0,995 =1210 Вт

P_рв = P₃з_мз_пс =1210•0,98·0,99 =1170 Вт

Крутящие моменты:

Т₁ = P₁/₁ =1400/148,2 = 9,4 Н·м

Т₂ = 1351/56,3 = 24,0 Н·м

Т₃ =1210/4,51 = 268,3 Н·м

Т_рв =1170/4,51 = 259,4 Н·м

Таблица 2.3 Результаты расчетов сводим в таблицу

Вал	Число оборотов об/мин	Угловая скорость рад/сек	Мощность кВт	Крутящий момент Н·м
Вал электродвигателя	1415	148,2	1,400	9,4
Ведущий вал редуктора	538	56,3	1,351	24,0
Ведомый вал редуктора	43	4,51	1,210	268,3
Рабочий вал смесителя	43	4,51	1,170	259,4

3. Выбор материалов червячной передач и определение допускаемых напряжений

Принимаем, согласно рекомендациям [1c.53], для червяка сталь 45 с закалкой до твердости не выше HRC45.

Ориентировочное значение скорости скольжения:

v_s = 4,2u₃10^-3M₂^1/3 = 4,212,54,5110^-3268,3^1/3 = 1,53 м/с,

Для уменьшения габаритов червячной передачи принимаем безоловянную бронзу БрА9ЖЗЛ, способ отливки - центробежный: _в = 530 МПа; у_т = 245 МПа.

Допускаемые контактные напряжения:

[]_H = 250 - 25v_s = 250 - 251,53 = 211 МПа.

Для передач с верхним расположением червяка уменьшаем []_H на 15%

[]_H = 0,85·211 = 179 МПа

Допускаемые напряжения изгиба при реверсивной передаче:

[]_F = 0,16_вK_FL,

где К_FL - коэффициент долговечности.

K_FL = (10⁶/N_эН)^1/9,

где N_эН - число циклов перемены напряжений.

N_эН = 573₃L_h = 5734,5120500 = 5,310⁷.

K_FL = (10⁶/5,310⁷)^1/9 = 0,643

[]_F = 0,165300,643 = 55 МПа.

Таблица 3.1 Механические характеристики материалов червячной передачи

Элемент передачи	Марка стали	Термообработка	ув	у-1	[у]Н	[у]F
			Н/мм2
Червяк	45	Закалка >HRC45	780	335
Колесо	Сборное				179	55

4. Расчет закрытой червячной передачи

Межосевое расстояние

= 61(268,3·10³/179²)^1/3 =124 мм

принимаем а_w = 125 мм

Основные геометрические параметры передачи

Модуль зацепления:

m = (1,51,7)a_w/z₂,

где z₂ - число зубьев колеса.

При передаточном числе 12,5 число заходов червяка z₁ = 4, тогда число зубьев колеса:

z₂ = z₁u = 412,5 = 50

m = (1,51,7)125/50 = 3,84,3 мм,

принимаем m = 4,0 мм.

Коэффициент диаметра червяка:

q = (0,2120,25)z₂ = (0,2120,25)50 =10,612,5

принимаем q = 12,5

Коэффициент смещения

x = a/m - 0,5(q+z₂) = 125/4,0 - 0,5(12,5+50) = 0

Фактическое значение межосевого расстояния:

a_w = 0,5m(q+z₂+2x) = 0,54,0(12,5+50 - 20) = 125 мм

Делительный диаметр червяка:

d₁ = qm =12,5•4,0 = 50 мм

Начальный диаметр червяка d_w1 = m(q+2x) = 4,0(12,5+2·0) = 50.0 мм

Диаметр вершин витков червяка:

d_a1 = d₁+2m = 50+24,0 = 58,0 мм.

Диаметр впадин витков червяка:

d_f1 = d₁ - 2,4m = 50 - 2,44,0 = 40 мм.

Длина нарезной части червяка:

b₁ = (10+5,5|x|+z₁)m + C = (10+5,50+4)4,0+ 0= 56 мм.

при х = 0 С = 0

Делительный угол подъема линии витка:

= arctg(z₁/q) = arctg(4/12,5) =17,75

Делительный диаметр колеса:

d₂ = mz₂ = 4,050 = 200 мм.

Диаметр выступов зубьев колеса:

d_a2 = d₂+2m(1+x) = 200+24,0(1+0) = 208 мм.

Диаметр впадин зубьев колеса:

d_f2 = d₂ - 2m(1,2 - x) = 200 - 24,0(1,2 - 0) = 190 мм.

Наибольший диаметр зубьев колеса:

d_am2 = d_a2+6m/(z₁+2) = 208+64,0/(4+2) = 212 мм.

Ширина венца колеса:

b₂ = 0,315a_w = 0,315125 = 40 мм.

Фактическое значение скорости скольжения

v_s = u₂d₁/(2000cos) = 12,54,5150/(2000cos17,75°) = 1,48 м/с

Коэффициент полезного действия червячной передачи

= (0,950,96)tg/tg(+)

где = 2,5 - приведенный угол трения [1c.74].

= (0,950,96)tg17,75°/tg(17,75°+2,5) = 0,83.

Силы действующие в зацеплении

Окружная на колесе и осевая на червяке:

F_t2 = F_a1 = 2Т₃/d₂ = 2268,310³/200 = 2683 H.

Радиальная на червяке и колесе:

F_r1 = F_r2 = F_t2tg = 2683tg20 = 976 H.

Окружная на червяке и осевая на колесе:

F_t1 = F_a2 = 2Т₂/d₁ = 224,010³/50 = 960 H.

Расчетное контактное напряжение

_Н = 340(F_t2K/d₁d₂)^0,5,

где К - коэффициент нагрузки.

Окружная скорость колеса

v₂ = ₃d₂/2000 = 4,51200/2000 = 0,49 м/с

при v₂ < 3 м/с К = 1,0

_Н = 340(26831,0/50200)^0,5 = 176 МПа,

недогрузка (179 - 176)100/179 =1,6% <10%.

Расчетное напряжение изгиба для зубьев колеса

_F = 0,7Y_F2F_t2K/(b₂m),

где Y_F2 - коэффициент формы зуба колеса.

Эквивалентное число зубьев колеса:

z_v2 = z₂/(cos)³ = 50/(cos17,75°)³ = 57,9 Y_F2 = 1,41.

_F = 0,71,4126831,0/(444,0) =15,0 МПа.

Условие _F < []_F = 55 МПа выполняется.

Так как условия 0,85<_H < 1,05[_H] и _F < [_F] выполняются, то можно утверждать, что устойчивая работа червячной закрытой передачи обеспечена в течении всего срока службы привода.

5. Расчет плоскоременной передачи

Выбор ремня.

Принимаем кордошнуровой ремень, толщиной = 2,8 мм.

Диаметр малого шкива при [k₀]=1,60 МПа

d₁ > 50д = 50·2,8 = 140 мм.

принимаем по ГОСТ 17383-73 [1c. 424] d₁ = 140 мм

Диаметр большого шкива:

d₂ = d₁u(1-) = 1402,63(1-0,01) = 368 мм,

примем d₂ = 355 мм.

Уточняем передаточное отношение:

u = d₂/d₁(1-) = 355/140(1-0,01) = 2,56.

Межосевое расстояние:

a > 1,5(d₁+d₂) = 1,5(140+355) = 743 мм.

Длина ремня:

L = 2a+0,5(d₁+d₂)+(d₂-d₁)²/(4a) = 2743+0,5(140+355)+(355-140)²/(4743) = 2279 мм.

принимаем L = 2500 мм

Уточняем межосевое расстояние

a = 0,125{2L-(d₂+d₁)+[(2L-(d₂+d₁))² - 8(d₂-d₁₎)²]^0,5} = 0,125{22500-(355+140)+{[(22500-(355+140)]² - 8(355-140)²]^0,5} = 854 мм

Угол обхвата малого шкива:

₁ = 180-57(d₂-d₁)/a = 180-57(355-140)/854 = 166

Скорость ремня:

V = d₁n₁/60000 = 1401415/60000 =10,4 м/с.

Условие v < [v] = 35 м/с выполняется

Частота пробегов ремня

U = L/v = 2,50/10,4 = 0,24 с^-1 < [U] = 15 c^-1

Окружная сила:

F_t = P/V = 1,4010³/10,4 = 135 Н.

Допускаемая удельная окружная сила

[k_п] = [k_o]C_бC_иС_рС_vC_FC_d .

Коэффициент угла обхвата: C_б = 0,97.

Коэффициент, учитывающий влияние центробежной силы: C_v = 1,0.

Коэффициент угла наклона передачи С_и = 1,0.

Коэффициент режима работы С_р = 0,9 - при постоянной нагрузке.

Коэффициент диаметра малого шкива C_d = 1,2

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки С_F = 0,85

[k_п] = 1,60·0,971.01.00.91,2·0,85 = 1.42 Н/мм.

Ширина ремня

b = F_t/[k_п] = 135/2,81,42 = 34 мм

принимаем b = 40 мм, ширина шкива В = 50 мм.

Площадь поперечного сечения ремня

A = bд = 40·2,8 =112 мм²

Предварительное натяжение ремня:

F₀ = ₀А = 2,0112 = 224 Н,

где ₀ = 2,0 МПа - для резинотканевых ремней,

Силы натяжения ведущей и ведомой ветвей ремня

F₁ = F₀ + F_t/2 = 224 + 135/2 = 292 H

F₂ = F₀ - F_t/2 = 224 - 135/2 = 156 H

Нагрузка на вал:

F_в = 2F₀sin₁/2 = 2224sin166/2 = 444 Н.

Прочность ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви ремня

у_max = у₁ + у_и+ у_v < [у]_p = 8 Н/мм²,

где у₁ - напряжение растяжения,

у₁ = F₀/A + F_t/2A = 224/112 + 135/(2·112) = 2,60 Н/мм²,

у_и - напряжение изгиба.

у_и = E_ид/d₁ = 100•2,8/140 = 2,00 Н/мм²,

где E_и = 100 Н/мм² - модуль упругости.

у_v = сv²10^-6 = 1100•10,4²•10^-6 = 0,12 Н/мм²,

где с = 1100 кг/м³ - плотность ремня.

у_max = 2,60+2,00+0,12 = 4,72 Н/мм²

Так как условие у_max < [у]_p выполняется, то можно утверждать, что данная передача выдержит передаваемую нагрузку и будет стабильно работать в нормальных условиях весь срок службы.

6. Нагрузки валов редуктора

Силы действующие в зацеплении червячной передачи

Окружная на колесе и осевая на червяке:

F_t2 = F_a1 = 2683 H.

Радиальная на червяке и колесе:

F_r1 = F_r2 = 976 H.

Окружная на червяке и осевая на колесе:

F_t1 = F_a2 = 960 H.

Консольная сила от ременной передачи действующая на быстроходный вал

F_оп = 444 Н

Горизонтальная и вертикальная составляющие консольной силы от ременной передачи, действующие на вал

F_опг = F_опcosи = 444cos30° =384 H

F_опв = F_опcosи = 444sin30° = 222 H

Консольная сила от муфты действующая на тихоходный вал

F_м = 250·Т₃^1/2 = 250·268,3^1/2 = 4095 Н

Рис. 6.1 - Схема нагружения валов червячного редуктора

7. Разработка чертежа общего вида редуктора. Эскизная компоновка редуктора

Материал быстроходного вала - сталь 45,

термообработка - улучшение: у_в = 780 МПа;

Допускаемое напряжение на кручение [ф]_к = 10ч20 МПа

Диаметр быстроходного вала

где Т - передаваемый момент;

d₁ = (16•24,0·10³/р10)^1/3 = 23 мм

принимаем диаметр выходного конца d₁ = 25 мм;

длина выходного конца:

l₁ = (1,21,5)d₁ = (1,21,5)25 = 3038 мм,

принимаем l₁ = 40 мм.

Диаметр вала под уплотнением:

d₂ = d₁+2t = 25+22,2 = 29,4 мм,

где t = 2,2 мм - высота буртика;

принимаем d₂ = 30 мм:

длина вала под уплотнением:

l₂ 1,5d₂ =1,530 = 45 мм.

Диаметр вала под подшипник:

d₄ = d₂ = 30 мм.

Вал выполнен заодно с червяком

Диаметр выходного конца тихоходного вала:

d₁ = (16•268,3·10³/р15)^1/3 = 44 мм

принимаем диаметр выходного конца d₁ = 45 мм;

Диаметр вала под уплотнением:

d₂ = d₁+2t = 45+22,8 = 50,6 мм,

где t = 2,8 мм - высота буртика;

принимаем d₂ = 50 мм .

Длина вала под уплотнением:

l₂ 1,25d₂ =1,2550 = 63 мм.

Диаметр вала под подшипник:

d₄ = d₂ = 50 мм.

Диаметр вала под колесом:

d₃ = d₂ + 3,2r = 50+3,23,0 = 59,6 мм,

принимаем d₃ = 60 мм.

Выбор подшипников.

Предварительно назначаем для быстроходного вала радиально-упорные роликоподшипники средней серии №27306, а для тихоходного вала роликоподшипники легкой серии №7210

Таблица 7.1. Размеры и характеристика выбранного подшипника

№	d, мм	D, мм	B, мм	C, кН	C0, кН	е	Y
27306	30	72	21	30,0	21,0	0,721	0,833
7210	50	90	22	52,9	40,6	0,37	1,60

При установке радиально-упорных подшипников необходимо учитывать, что радиальные реакции считают приложенными к валу в точках пересечения нормалей, проведенных к серединам контактных площадок.

Для конических роликоподшипников поправка а равна

а = В/2 + (d+D)e/6.

а₁ = 21/2+(30+72)•0,721/6 = 23 мм.

а₂ = 22/2+(50+ 90)•0,37/6 = 20 мм.

8. Расчетная схема валов редуктора

Рис. 8.1 Расчетная схема быстроходного вала.

Горизонтальная плоскость:

m_A = F_t1100 - B_x 200 +100F_оп.г = 0;

В_х = (960100+384100)/200 = 672 Н;

А_х = F_оп.г + В_х - F_t1 = 384 + 672 - 960 = 96 Н;

М_х1 = 384100 = 38,4 Нм;

М_х2 = 672100 = 67,2 Нм.

Вертикальная плоскость:

m_A = F_r1100 - B_y200 - F_a1d₁/2 +100F_оп.в = 0

В_y = (976100+222·100 - 268350/2)/200 = 264 Н

А_y = F_r1 - F_оп.в - В_y = 976 - 222 - 264 = 490 Н;

М_y1 = 222100 = 22,2 Нм

М_y2 = 264100 = 26,4 Нм

М_y3 = 222200 + 490·100 = 93,4 Нм

Проверка:

УХ = F_t + А_х - F_оп.г - B_x = 960 + 96 -384 -672 = 0

УY = F_r - A_Y - F_оп.в - B_Y = 976 - 490 - 222 - 264 = 0.

Суммарные реакции опор:

А = (А_x² +A_y²)^0,5 = (96²+ 490²)^0,5 = 499 H,

B = (672²+ 264²)^0,5 = 722 H.

Рис. 8.2 Расчетная схема тихоходного вала.

Горизонтальная плоскость:

m_A = F_м138 - 104D_x +52F_t2 = 0;

D_х = (4095138 + 268352)/104 = 6775 Н;

C_х = F_м +D_x - F_t2 = 4095+ 6775- 2683 = 8187 Н;

Изгибающие моменты:

М_х1 = 4095138 = 565,1 Нм;

М_х2 = 677552 = 352,3 Нм.

Вертикальная плоскость:

m_A = 52F_r2 - D_y104 + F_a2d₂/2 = 0

D_y= (97652+ 960200/2)/104 =1411 Н

C_y= D_y - F_r2 =1411 - 976 = 435 Н

Изгибающие моменты:

М_y1 = 43552 =22,6 Нм

М_y2 =141152 = 73,4 Нм

Проверка:

УХ = C_x - F_м - D_x + F_t2 = 8187 - 4095 - 6775 + 2683 = 0

УY = C_Y + F_r2 - D_Y = 435 + 976 -1411 = 0.

Суммарные реакции опор:

C = (C_x² +C_y²)^0,5 = (8187²+435²)^0,5 = 8198 H,

D = (6775²+1411²)^0,5 = 6920 H,

9. Проверочный расчет подшипников

9.1 Быстроходный вал

Эквивалентная нагрузка

P = (XVF_r + YF_a)K_бК_Т

где Х - коэффициент радиальной нагрузки;

Y - коэффициент осевой нагрузки;

V = 1 - вращается внутреннее кольцо;

F_r - радиальная нагрузка;

Y - коэффициент осевой нагрузки;

F_a - осевая нагрузка;

K_б = 1,3 - коэффициент безопасности при нагрузке с умеренными

толчками [1c133];

К_Т = 1 - температурный коэффициент.

Осевые составляющие реакций опор:

S_A = 0,83eA = 0,830,721499 = 299 H,

S_B = 0,83eB = 0,830,721722 = 432 H.

Результирующие осевые нагрузки:

F_aA = S_А = 299 H,

F_aВ = S_А+F_a =299 +2683 = 2982 H,

Проверяем подшипник А.

Отношение F_a/F_r = 299/499 = 0,60 < e, следовательно Х=1,0; Y= 0.

Р = (1,01,0499 +0)1,31,0 = 649 Н.

Проверяем подшипник В.

Отношение F_a/F_r = 2982/722 = 4,1 > e, следовательно Х=0,4; Y=0,833.

Р = (0,41,0722 +0,8332982)1,31,0 = 3605 Н.

Требуемая грузоподъемность подшипника

С_тр = Р(573L/10⁶)^0,3 = 3605(57356,320500/10⁶)^0,3 = 25,3 кH < C= 30,0 кН

Условие С_тр < C выполняется.

Расчетная долговечность подшипников

= 10⁶(30,010³ /3605)^3,333/60538 = 36178 часов,

больше ресурса работы привода, равного 20500 часов.

9.2 Тихоходный вал

Эквивалентная нагрузка

Осевые составляющие реакций опор:

S_C = 0,83eC = 0,830,3708198 = 2518 H,

S_D = 0,83eD = 0,830,3706920 = 2125 H.

Результирующие осевые нагрузки:

F_aC = S_C = 2518 H,

F_aD = S_C + F_a = 2518+ 960 = 3478 H.

Проверяем подшипник С.

Отношение F_a/F_r= 2518/8198 = 0,31 < e, следовательно Х=1,0; Y= 0.

Р = (1,01,08198+0)1,31,0 =10657 Н.

Проверяем подшипник D.

Отношение F_a/F_r= 3478/6920 = 0,50 > e, следовательно Х=0,4; Y=1,60.

Р = (1,00,46920 +1,603478)1,31,0 =10833 Н.

Требуемая грузоподъемность подшипника:

С_тр = Р(573L/10⁶)^0,3 =10833(5734,5120500/10⁶)^0,3 = 35,6 кH < C = 52,9 кН

Условие С_тр < C выполняется.

Расчетная долговечность подшипников

= 10⁶(52,910³ /10833)^3,333/6043 = 76572 часов,

больше ресурса работы привода, равного 15000 часов.

10. Конструктивная компоновка привода

10.1 Конструирование червячного колеса

Конструктивные размеры колеса

Диаметр ступицы:

d_ст = 1,6d₃ = 1,6·60 = 96 мм.

Длина ступицы:

l_ст = (1ч1,5)d₃ = (1ч1,5)60 = 60ч90 мм,

принимаем l_ст = 70 мм

Толщина обода:

S = 0,05d₂ = 0,05·200 = 10 мм

S₀ = 1,2S = 1,2·10 = 12 мм

Толщина диска:

С = 0,25b = 0,25·40 = 10 мм

10.2 Конструирование валов

Основные размеры ступеней валов (длины и диаметры) рассчитаны в пункте 7.

Переходные участки между ступенями выполняются в виде канавки шириной b = 3 мм или галтели радиусом r = 1 мм.

Червяк выполняется заодно с валом.

Размеры червяка: dа1 = 58 мм, b1 = 56 мм.

10.3 Выбор соединений

В проектируемом редукторе для соединения валов с деталями, передающими вращающий момент, применяются шпоночные соединения.

Используем шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78. Длина шпонки принимается на 5…10 мм меньше длины ступицы насаживаемой детали. Посадка для червячного колеса Н7/r6.

10.4 Конструирование подшипниковых узлов

В проектируемом редукторе используется консистентная смазка подшипниковых узлов. Для изолирования подшипникового узла от внутренней полости редуктора применяются стальные уплотнительные шайбы толщиной 0,3…0,5 мм, а изоляция выходных участков валов от окружающей среды достигается с помощью манжетных уплотнений по ГОСТ 8752-79. Внутренне кольцо подшипника упирается во втулку или буртик вала, а наружное фиксируется распорной втулкой между подшипником и врезной крышкой подшипника.

10.5 Конструирование корпуса редуктора

Толщина стенок корпуса и крышки редуктора

= 0,04а_т + 2 = 0,04·125 + 1 = 6,0 мм принимаем = 8 мм

Толщина фланцев

b = 1,5 = 1,5·8 = 12 мм

Толщина нижнего пояса корпуса

р = 2,35 = 2,35·8 = 20 мм

Диаметр болтов:

- фундаментных

d₁ = 0,036a_т + 12 = 0,036·125 + 12 = 16,5 мм

принимаем болты М16;

- крепящих крышку к корпусу у подшипников

d₂ = 0,75d₁ = 0,75·16 = 12 мм

принимаем болты М12;

- соединяющих крышку с корпусом

d₃ = 0,6d₁ = 0,6·16 = 10 мм

принимаем болты М10.

10.6 Конструирование элементов открытых передач

Ведущий шкив:

Наружный диаметр D = 140 мм, ширина обода В = 50 мм;

Толщина обода шкива

д = 0,03(D+2B) = 0,03(140+2•50) = 7,2 мм

принимаем д = 8 мм

Толщина диска

С = (1,2…1,3)д = (1,2…1,3)8 = 9,6…10,4 мм

Принимаем С = 10 мм.

Внутренний диаметр ступицы d = d_дв = 24 мм

Наружный диаметр ступицы

D_ст = 1,6d = 1,6•24 = 38 мм

Длина ступицы

l_ст = (1,2…1,5)d = (1,2…1,5)22 = 26…33 мм,

принимаем l_ст = l_дв = 50 мм,

Ведомый шкив:

Наружный диаметр D = 355 мм, ширина обода В = 50 мм;

Толщина обода шкива

д = 0,03(D+2B) = 0,03(355+2•50) = 13,6 мм

принимаем д = 14 мм

Толщина диска

С = (1,2…1,3)д = (1,2…1,3)14 = 16,8…18,2 мм

Принимаем С = 18 мм.

Внутренний диаметр ступицы d = 25 мм

Наружный диаметр ступицы

D_ст = 1,6d = 1,6•25 = 40 мм

Длина ступицы

l_ст = (1,2…1,5)d = (1,2…1,5)25 = 30…38 мм,

принимаем l_ст = 40 мм,

10.7 Выбор муфты

Для передачи вращающего момента с ведомого вала редуктора на вал тяговой звездочки выбираем цепную муфту по ГОСТ 20742-81 с допускаемым передаваемым моментом [T] = 500 Н·м.

Расчетный вращающий момент передаваемый муфтой

Т_р = kТ₁ = 1,3·268,3 = 349 Н·м < [T]

где k = 1,3 - коэффициент режима нагрузки.

Условие выполняется

10.8 Смазывание

Смазка червячного зацепления

Смазка червячного зацепления осуществляется за счет окунания червячного колеса в масляную ванну. Объем масляной ванны

V = (0,50,8)N = (0,5 0,8)1,40 1,0 л

Рекомендуемое сорт масла при v = 1,48 м/с и контактном напряжении у_Н=176 МПа масло индустриальное И-Т-Д-220

Смазка подшипниковых узлов. Так как надежное смазывание подшипников за счет разбрызгивания масла возможно только при окружной скорости больше 3 м/с, то выбираем пластичную смазку по подшипниковых узлов - смазочным материалом УТ-1.

11. Проверочные расчеты

11.1 Проверочный расчет шпонок

Выбираем шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78.

Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.

Напряжение смятия и условие прочности

где h - высота шпонки;

t₁ - глубина паза;

l - длина шпонки

b - ширина шпонки.

Быстроходный вал.

Шпонка на выходном конце вала: 8Ч7Ч32.

Материал шкива - чугун, допускаемое напряжение смятия [у]_см = 80 МПа.

у_см = 2·24,0·10³/25(7-4,0)(32- 8) = 26,7 МПа.

Тихоходный вал.

Шпонка под колесом 18Ч11Ч63. Материал ступицы - чугун, допускаемое напряжение смятия [у]_см = 80 МПа.

у_см = 2·268,3·10³/60(11-7,0)(63-18) = 49,8 МПа

Шпонка на выходном конце вала: 14Ч9Ч70. Материал полумуфты - чугун, допускаемое напряжение смятия [у]_см = 80 МПа.

у_см = 2·268,3·10³/45(9 -5,5)(70-14) = 61,0 МПа

Во всех случаях условие у_см < [у]_см выполняется, следовательно устойчивая работа шпоночных соединений обеспечена.

11.2 Проверочный расчет стяжных винтов подшипниковых узлов

Стяжные винты рассчитывают на прочность по эквивалентным напряжениям на совместное действие растяжения и кручения.

Сила приходящаяся на один винт

F_в = 0,5D_Y = 0,5•1411 = 706 H

Принимаем коэффициент затяжки К_з = 1,5 - постоянная нагрузка, коэффициент основной нагрузки х=0,3 - для соединения чугунных деталей без прокладки.

Механические характеристики материала винтов: для стали 30 предел прочности у_в = 500 МПа, предел текучести у_т = 300 МПа; допускаемое напряжение:

[у] = 0,25у_т = 0,25•300 = 75 МПа.

Расчетная сила затяжки винтов

F_p = [K_з(1 - х) + х]F_в = [1,5(1 - 0,3) + 0,3]706 = 953 H

Определяем площадь опасного сечения винта

А = рd_p²/4 = р(d₂ - 0,94p)²/4 = р(12 - 0,94•1,75)²/4 = 84 мм²

Эквивалентное напряжение

у_экв = 1,3F_p/A = 1,3•953/84= 15 МПа < [у] = 75 МПа

11.3 Уточненный расчет валов

Быстроходный вал

Быстроходный вал

Рассмотрим сечение, проходящее под червяком. Концентрация напряжений обусловлена нарезкой витков червяка.

Материал вала сталь 45, улучшенная: _В = 780 МПа [2c34]

Пределы выносливости:

при изгибе _-1 0,43_В = 0,43780 = 335 МПа;

при кручении _-1 0,58_-1 = 0,58335 = 195 МПа.

Суммарный изгибающий момент

М_и = (67,2² + 93,4²)^0,5 =115,1 Н·м

Осевой момент сопротивления

W = рd_f1³/32 = р40³/32 = 6,28·10³ мм³

Полярный момент сопротивления

W_p = 2W = 2·6,28·10³ = 12,6 мм

Амплитуда нормальных напряжений

у_v = M_и/W =115,1·10³/6,28·10³ = 18,3 МПа

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

_v = _m = T₂/2W_p = 24,0·10³/2•12,6·10³ = 1,0 МПа

Коэффициенты:

k_у = 1,65; k = 2.55; _у =0.87; = 0,76

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

s_у = у_-1/(k_уу_v/_у) = 335/(1,65·18,3/0,87) = 9,6

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

s = _-1/(k_v/ + _m) = 195/(2,55·1,0/0.76 + 0,1·1,0) = 56,4

Общий коэффициент запаса прочности

s = s_уs/(s_у² + s²)^0,5 = 9,6·56,4/(9,6² + 56,4²)^0,5 = 9,5 > [s] = 1,5

Тихоходный вал

Рассмотрим сечение, проходящее под опорой С. Концентрация напряжений обусловлена подшипником посаженным с гарантированным натягом.

Материал вала сталь 40Х, улучшенная: _В = 930 МПа [2c34]

Пределы выносливости:

при изгибе _-1 0,43_В = 0,43930 = 400 МПа;

при кручении _-1 0,58_-1 = 0,58400 = 232 МПа.

Суммарный изгибающий момент

М_и = 565,1 Н·м.

Осевой момент сопротивления

W = рd³/32 = р50³/32 = 12.3·10³ мм³

Полярный момент сопротивления

W_p = 2W = 2·12,3·10³ =24,6 мм

Амплитуда нормальных напряжений

у_v = M_и/W = 565,1·10³/12,3·10³ = 45,9 МПа

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

_v = _m = T₂/2W_p =268,3·10³/2·24,6·10³ = 5,5 МПа

Коэффициенты:

k_у/_у = 4,5; k/ = 0,6 k_у/_у + 0,4 = 0,6·4,5 + 0,4 = 3,1

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

s_у = у_-1/(k_уу_v/_у) = 400/4,5·45,9 = 1,9

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

s = _-1/(k_v/ + _m) = 232/(3,10·5,5 + 0,1·5,5) =13,2

Общий коэффициент запаса прочности

s = s_уs/(s_у² + s²)^0,5 = 1,9·13,2/(1,9² +13,2²)^0,5 = 1,88 > [s] = 1,5

11.4 Тепловой расчет редуктора

Температура масла в корпусе редуктора:

= 95 С,

где t_в = 18 С - температура окружающего воздуха;

K_t = 17 Вт/м²К - коэффициент теплопередачи;

А = 0,36 м² - площадь поверхности охлаждения

t_м = 18 + 1,35110³(1 - 0,83)/170,36 = 56 С.

Условие t_м < [t_м] выполняется.

12. Технический уровень редуктор

Масса редуктора

m = цсd10,785d2²•10^-9 = 9,0•7300•50•0,785•200²•10^-9 =103 кг

где ц = 9,0 - коэффициент заполнения редуктора

с = 7300 кг/м³ - плотность чугуна.

Критерий технического уровня редуктора

г = m/T₂ =103/268 = 0,38

При г > 0,2 технический уровень редуктора считается низким, а редуктор морально устаревшим.

Литература

1. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин.-М.: Высш. шк., 1991.-432 с.

2. Курсовое проектировании деталей машин. /С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин и др. - М.: Машиностроение, 1988. - 416 с.

3. Чернилевский Д.В. Проектирование деталей машин и механизмов. - М.: Высш. шк. 1980.

4. Леликов О.П. Курсовое проектирование. - М.:Высш.шк.,1990.

5. Дунаев Н.В. Детали машин. Курсовое проектирование. - М.:Высш. шк., 2002.

Размещено на Allbest.ru

...