Реферат: Привод ленточного конвейера. Червячный редуктор.

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 = 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)/> <td/> />
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.

/> <td/> />
/> <td/> />
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

/> <td/> />
2.8. Уточняем межосевоерасстояние.

Округляем его до ближайшего стандартного значения из ряда:…100;125;160…

Принимаем aw = 125мм.

/> <td/> />
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.

/>/>

/> <td/> />
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.

/>/>

/> <td/> />
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)

/> <td/> />
Тогда коэффициент неравномерности нагрузки равен:

2.10.5. Расчетные контактные напряжения.

/> <td/> />
/>/>

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<[sF]2, следовательно, m и q были нами выбраны верно.

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,

/>/>/> <td/> />
где [sH]max=2×sT – предел прочности для безоловянистых бронз, [sH]max=2×245=490(МПа)

sH2max<[sH]max, следовательно, условие прочности по пиковым контактным напряжениямвыполняется.

2.12.2. Пиковые напряжения изгиба.

Условие прочности по пиковым напряжениямизгиба:

/>/>

/> <td/> />
[sF2]max= 0.8×sT= 0.8×245 = 196 (МПа)

sF2max<[sF2]max, следовательно, условие прочности по пиковымнапряжениям изгиба выполняется.

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:

/> <td/> />
Ширина венца червячногоколеса:

b2 £ 45мм

Радиус 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)/> <td/> />
Делительная толщина похорде витка:

Высота до хорды витка:

/> <td/> />
/>/>/> <td/>

2.15. Силы в зацеплении червячной передачи.

/> <td/> />
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;

/> <td/> />
A – площадь свободной поверхности охлаждениякорпуса, включая 70% площади поверхности ребер и бобышек, м2

а – межосевое расстояние червячной передачи, м;

/> <td/> />
y - коэффициент, учитывающийтеплоотвод в раму или плиту (y=0.2)

tм < [tм], следовательно, редуктор специально охлаждать не надо.

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:

/> <td/> />

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 < [f], следовательно, условие жесткости выполняется.

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.

/> <td/> />
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

/> <td/> />
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)

/> <td/> />
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)

/> <td/> />
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.

/> <td/> />
Боковыекрышки корпуса центрируем по переходной посадке и крепим к корпусу болтами.Диаметры болтов принимаем по формуле:/> <td/> />
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.

/> <td/> />
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

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)

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.

/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>

/> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> <td/> /> /> /> <td/> /> /> /> />

Н×мм

/> /> />

Н×мм

/> <td/> />
Опорныереакции в горизонтальной плоскости:/> <td/> />
Проверка:-ZA+ Fr1 -ZB= -184.353 +1052.506 – 868.153 = 0/> <td/> />
Опорныереакции в вертикальной плоскости:/> <td/> />
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.

/> <td/> />
Суммарный изгибающий момент в сечении С:/> <td/> />
Моментысопротивления сечения вала-червяка (по таблице 4[3]):/> <td/> />
Напряженияизгиба:/> <td/> />
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:

/> <td/> />
покасательным напряжениям:/> <td/> />
Коэффициентзапаса только по нормальным напряжениям изгиба:/> <td/> />
Коэффициентзапаса только по касательным напряжениям кручения:/> <td/> />
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.

/> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> <td/> /> /> <td/>

горизонтальная плоскость

/> /> <td/>

вертикальная плоскость

/> />/>/>/>/>/>/>/>/>/> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> <td/> /> /> /> <td/> />
/> <td/> />
Опорныереакции в горизонтальной плоскости:/> <td/> />
Проверка: ZA — Fr1 + ZB= 996.799 — 1052.506 + 55.707 = 0/> <td/> />
Опорныереакции в вертикальной плоскости:/> <td/> />
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.

6.2.4. Проверкапрочности вала в сечении С.

/> <td/> />
Суммарный изгибающий момент в сечении С:/> <td/> />
Моментысопротивления сечения вала при наличии шпоночного паза (по таблице 4[3]):

/> <td/> />
Напряженияизгиба:/> <td/> />
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:

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:

/> /> /> /> /> /> <td/> />
от сил, действующих в вертикальной плоскости, Fr/> /> /> /> /> /> <td/> />
от сил,действующих в горизонтальной плоскости, Ft/> <td/> />
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)

/> <td/> />
Ресурсподшипника:/> <td/> />
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:

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)

/> <td/> />
Ресурсподшипника:/> <td/> />
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.

/> <td/> />
Шпонкапризматическая со скругленными торцами. Материал шпонки – сталь 45нормализованная. Напряжения смятия и условия прочности определяем по формуле:

При чугунной ступице [s]см =70…100 МПа.

/> <td/> />
Передаваемыймомент Т = 17.64 Н×м.

sсм < [s]см, следовательно,допустимо установить муфту из чугуна СЧ20

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.

При чугунном центре колеса [s]см =70…100 МПа.

/> <td/> />
Передаваемыймомент Т = 284.461 Н×м.

sсм <[s]см,следовательно, допустимо центр червячного колеса изготовить из серого чугунаСЧ20

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.

При чугунной ступице [s]см =70…100 МПа.

/> <td/> />
Передаваемыймомент Т = 284.461 Н×м.

sсм < [s]см, следовательно,допустимо установить муфту из чугуна СЧ20

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.

/> <td/> />
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.

/> <td/> />
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:

/> <td/> />
Для опасных точек внутренней поверхности венца червячного колеса при n = 1.0 получаем:/> <td/> />
Коэффициент запаса прочности:

Такой коэффициент запаса достаточен.

/> <td/> />
Для опасных точек колесного центра:/> <td/> />
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.

еще рефераты

Еще работы по металлургии

Реферат по металлургии

Проектирование технологического процесса изготовления детали - крышка подшипниковая

31 Августа 2013