Реферат: Проектирование редуктора

/>/>/>/>/>/>/>Введение

 

Редукторомназывается механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный ввиде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя квалу рабочей машины. Кинематическая схема привода может включать, помиморедуктора, открытые зубчатые передачи, цепные или ременные передачи.

Назначениередуктора – понижение угловой скорости и соответственно повышение вращающегомомента ведомого вала по сравнению с ведущим. Механизмы для повышения угловойскорости, выполненные в виде отдельных агрегатов, называют планетарнымимеханизмами или мультипликаторами. Зубчатые редукторы имеют широкое применение,особенно в подъемно-транспортном, металлургическом, химическом машиностроении,в судостроении и т.д.

Редукторпроектируют либо для привода определенной машины, либо по заданной нагрузке(моменту на выходном валу) и передаточному числу без указания конкретногоназначения.

Проектируемыйпривод предполагается эксплуатировать в закрытом, отапливаемом, вентилируемом,сравнительно чистом помещении, снабженным подводом переменного трехфазноготока. Привод предполагается нагружать кратковременно-повторно с умеренныминагрузками.

Данныймеханизм представляет собой одноступенчатый редуктор состоящий из червяка инеподвижно закрепленного на валу червячного колеса. Движение вращенияпередается на редуктор от электродвигателя через гибкую связь представляющуюсобой клиноременную передачу. На выходном валу редуктора жестко крепитсякомпенсирующая муфта. Предполагаемый привод и электродвигатель необходимонеподвижно закрепить на плите.

Типпроизводства данного изделия – серийное.


1. Выборэлектродвигателя и его кинематический расчёт

В настоящеевремя в машиностроении применяют двигатели постоянного и переменного тока.Поскольку двигатели постоянного тока нуждаются в источниках питания, дающихпостоянный ток, или в преобразователях переменного тока в постоянный (т. к.общая сеть питается обычно переменным током), а так же имеют ряд другихнедостатков, исходя из которых они распространены значительно меньше, чемдвигатели переменного тока. Поэтому выбираю двигатель переменного тока:трёхфазный, асинхронный электродвигатель с короткозамкнутым ротором, который неимеет скользящих контактов и непосредственно (без дополнительных устройств) включаетсяв сеть.

 1.1 Выборэлектродвигателя

Исходныеданные: Потребляемую мощность привода Рпр = 2 кВт

Частотавращения привода nпр = 24 об/мин.

Срок службыпривода t= 8000 час

Тогдатребуемая мощность электродвигателя: P/> = Рпр / hпр,

где hпр – КПД привода, равныйпроизведению КПД отдельных звеньев кинематической цепи.

hпр = hрем.* hчерв. * hмуф.

где hрем. – КПД ременной передачи, hчерв. – КПД червячной передачи,hмуф – КПД муфты.

hпр = 0,95*0,8*0,98 = 0,74

P/> = 2/0,74 =2,7 кВт.

Электродвигательдолжен иметь мощность Р/>/>Р/>

Рекомендуемыепередаточные числа:

Для ременнойпередачи U/> = 2…4

Для червячнойпередачи U/> = 16…50

Требуемаячастота вращения вала электродвигателя:

n/> = n/>/>U/>/>U/>=24 (2…4) (16…50)=768…4800об/мин

По таблицеГОСТ 19523 – 74 выбираем электродвигатель АИР112МА6:

Р/> = 3 кВт; n/>= 950 об/мин

/>/>/>/>/>/>/>/>/> 

1.2 />Кинематические расчеты

Общеепередаточное число привода: U/>= n/>/n/>= 950/24 = 39,58

Примемпередаточное число редуктора U/>= 18, тогда U/>= U/>/U/>= 39,58/18 = 2,2

Частотавращения выходного вала редуктора: n/>= n/> =24 об/мин

Частотавращения входного вала: n/>= n/>/>U/> = 24/>18 = 432 об/мин

Крутящиймомент на приводном валу:

T/> = T/> = (9550/>P/>)/n/>= (9550/>2)/24 = 795,83 (Н ´ м).

Крутящий момент на входном валу редуктора:

Т/>= Т/>/(U/>/>/>) = 795,83/(18/>0,8) = 55,3 (Н ´ м).

Крутящий момент на ведущем шкиве ременнойпередачи (на валу электродвигателя):


Т/>= Т/>/(U/>/>/>) = 55,3/(2,2/>0,95) = 27 (Н ´ м).

С другой стороны:

Т/>= (9550/>Р/>)/(n/>/>U/>/>/>) = (9550/>)/(24/>39,58/>0,74) = 27 (Н ´ м).


/>2.Выбор материалов и определение допускаемых напряжений2.1 Ожидаемая скоростьскольжения в зацеплении

Исходныеданные: производство – среднесерийное; срок службы – t=8000 ч; n/>= 24 об/мин.

V/>= 0,45/>10/>/>n/>/>U/>/>/>= 0,45/>10/>/>24/>18/>/>= 1,8 м/с.

2.2 Определениедопускаемых напряжений

По табл. 2.10 [1, c. 36] примем материал длявенца червячного колеса бронзу марки БрА9ЖЗЛ, отливка в кокиль />= 195 Н/мм/>; />= 490 Н/мм/>. Материал червяка – стальмарки 40Х, закалка витков архимедова червяка с нагревом ТВЧ, поверхностнаятвердость 48…53 HRC. Для материалов группы 2 при закаленных витках червяка (H> 45HRC) исходное допускаемое напряжение[/>]/>= 300 Н/мм/>.

Допускаемоеконтактное напряжение:

[/>]/>= [/>]/> – 25/>V/>= 300 – 25/>1,8 = 255 Н/мм/>

Общее числоциклов нагружения:

N = 60/>n/>/>t/>(1/>/>0,7+0,6/>/>0,3) = 60/>24/>8000/>(0,7+0,04) = 0,85/>10/>

Коэффициентдолговечности:

K/>= />= />= />= 0,79

Исходноедопускаемое напряжение изгиба для материала группы 2 венца червячного колеса:


[/>]/>= 0,25/>/>+ 0,08/>= 0,25/>195+0,08/>490 = 87,95 Н/мм/>

Допускаемоенапряжение изгиба:

[/>]/>= K/>[/>]/>= 0,79/>87,95 = 69,48 Н/мм/>


3. Расчетчервячной передачи

3.1Межосевое расстояние червячной передачи

a/>/>610/>= 610/>= 610/>0,245 = 149,45 мм

(К/> – коэффициент нагрузки;при неравномерной 1,2…1,3)

Округяем достандартного числа: a/> = 150 мм.

3.2 Подбор основныхпараметров передачи

Число витков Z/> червяка назначают взависимости от передаточного числа U/>: U… от 8 до 14 от 14 до 30 от30

Z/>… 4 2 1

Принимаем Z/>= 2. Число зубьев колеса:Z/>= Z/>/>U/>= 2/>18 = 36

Фактическоепередаточное число: U/>= Z/>/Z/> = 36/2 = 18

Предварительныезначения:

Модульпередачи:

m = (1,4…1,7) a/>/Z/> =(1,4…1,7) 150/36 =5,83…7.08 мм

Принимаемстандартное значение модуля (см. табл. 2.11 [1, с. 38]) m =6,3 мм

Коэффициентдиаметра червяка:

q = 2a/>/m – Z/> = 2/>150/6,3 – 36 = 11,62

Принимаемстандартное значение (см. табл. 2.11 [1, с. 38]) q = 12,5

Коэффициентсмещения:


x = a/>/m – 0,5 (Z/>+ q) = 150/6,3 – 0,5 (36+12,5)= – 0,44, что удовлетворяет требованию: -1/>x/>1

4.3Геометрические размеры червяка и колеса

Диаметрделительный червяка:

d/> = qm = 12,5/>6,3 = 78,75 мм

Диаметрначальный червяка:

d/> = m (q + 2x) = 6,3 (12,5 – 2/>0,44) = 73,2 мм

Диаметрокружности вершин витков:

d/> = d/> + 2m = 78,75 + 2/>6,3 = 91,35 мм

Диаметрокружности впадин:

d/> = d/> – 2,4m = 78,75 – 2,4/>6,3 = 63,63 мм

Длинанарезанной части червяка:

b/> = (10 + 5,5|x| + Z/>) m = (10 + 5,5|-0,44| + 2) 6,3= 90,85 мм

Округляя достандартного значения (см. табл. 19.1 [1, с. 481]), принимаем b/>= 90 мм

Диаметрделительный колеса:


d/> = Z/>m = 36/>6,3 = 226,8 мм

Диаметрокружности вершин зубьев:

d/> = d/> + 2m (1 + x) = 226,8 + 2/>6,3 (1 – 0,44) = 233,86 мм

Диаметрокружности впадин:

d/> = d/> – 2m (1,2 – x) = 226,8 – 26,3 [1,2 –(-0,44)] = 206,14 мм

Диаметрколеса наибольший:

d/>/> d/> + 6m/(Z/>+ 2) = 233,86 + 6/>6,3/(2+2) = 243,3 мм

Округлим достандартного числа d/>= 240 мм

Ширина венца:

b/> = />a/> = 0,355/>150 = 53,25 мм

(/> = 0,355, при Z/>= 1 или 2)

Примемстандартное число b/>= 53 мм.

3.4Проверочный расчет передачи на контактную прочность.

Действительноезначение окружной скорости на начальном диаметре червяка:

V/>= />n/>m (q + 2x)/60000 = 3,14/>432/>6,3/>11,62/60000 = 1,66 м/с


Угол подъемалинии витка червяка на начальном цилиндре:

/>= arctg [Z/>/(q + 2x)] =arctg 0,172 = 9/>45/>

Скоростьскольжения в зацеплении:

V/>= V/>/cos/>= 1,66/0,987 = 1,68 м/с

Уточнимзначение допускаемого контактного напряжения:

[/>]/> = [/>]/>– 25 V/> = 300 – 25/>1,68 = 258 Н/мм/>

Окружнаяскорость (м/с) на колесе:

V/>= />d/>n/>/60000 = 3,14/>226,8/>24/60000 = 0,258 м/с

Коэффициентнагрузки К = 1 при V/>/> 3 м/с

Тогдарасчетное контактное напряжение:

/>=/>=/> /> 220 Н/мм/>, что находится вдопустимом диапазоне (/> = (0,8…1,1)/>[/>]/>)

4.5 Коэффициент полезногодействия

1) Дляодноступенчатых редукторов КПД редуктора равен КПД передачи.

2) Длячервячных передач:

/>= tg/>/tg(/>+/>),

где />– КПД редуктора; />– приведенный угол трения.

/>– находим из табл. 2.12 [1, с. 40]

При скоростискольжения V/>= 1,68 м/с; />= 2/>42/>, тогда:

/>= tg 9/>45/>/tg 12/>27/>= 0,1718/0,2208 = 0,778

3.6 Силы в зацеплении

Окружная силана колесе, равная осевой силе на червяке:

F/>= F/>= 2T/>/d/>= 2/>795,83/>10/>/226,8 = 7018 H

Окружная силана червяке, равная осевой силе на колесе:

F/>= F/>= 2T/>/(d/>U/>/>) = 2/>795,83/>10/>/(73,2/>18/>0,778) = 1553 H

Радиальнаясила:

F/>= F/>tg/>/cos/>= 7018/>tg 20/>/cos 9/>45/>= 7018/> 0,364/0,987 = 2588 H (/>= 20/>– стандартный угол профиля зуба)

3.7Проверка зубьев колеса по напряжениям изгиба

Коэффициентнагрузки К = 1,0 (V/>< 3 м/с)

Эквивалентноечисло зубьев червячного колеса:

Z/>= Z/>/cos/>/>= 36/cos/>9/>45/>= 36/0,987/>= 37,4

По табл. 2.13 [1, с. 41] коэффициент Y/>= 1,6

Расчетноенапряжение изгиба:

/>= /> = /> = 23,5 Н/мм/>, что значит меньшедопускаемого [/>]/>= 69,48 Н/мм/>

3.8 Тепловой расчетпередачи

Мощность начервяке:

P/>= 0,1T/>n/>//> = 0,1/>795,83/>24/0,778 = 2455 Вт

Поверхностьохлаждения корпуса (см. табл. 2.14 [1, с. 42]) принимаем А=0,47 м/> (в зависимости от a/>)

Коэффициенттеплоотдачи K/>= 13…18 Вт/(м/>/>/>С) (для чугунных корпусовпри естественном охлаждении)

Температуранагрева масла (корпуса) без искусственного охлаждения равна:

t/>= (1 – />) P/>/[K/>A (1 + />)] + 20/>= (1 – 0,778)/>2455/[(13…18)/>0,47/>(1 + 0,3)] + 20/>= 89…70/>C (/> = 0,3 – коэффициент,учитывающий отвод теплоты от корпуса редуктора в металлическую плиту или раму)

[t]/>= 95…110/>C – максимальнаядопустимая температура нагрева масла

t/>/> [t]/>, т.е. температуранагрева масла без искусственного охлаждения не превышает максимально допустимойтемпературы.

3.9Определение размеров отдельных участков валов для построения компоновочнойсхемы

Применяемконические роликовые подшипники.

Предварительныезначения диаметров (мм) концевых участков стальных валов червячных редукторовопределяются следующим образом:

Для входноговала червячного редуктора (рис. 3.1, а):

d = 8/> (Т/>– вращающий момент навходном валу, Т/>=55,3 Н/>м)

d = 8/> = 8/>3,81 = 30,48 мм

послеокругления принимаем d = 30 мм

Диаметрыдругих участков:

d/>/> d + 2t/>(t/>), d/>/> d/> + 3r, d/>/> d/>

Высоту t/>(t/>) заплечика прицилиндрической и конической форме конца вала и координату r фаски подшипникапринимаем в зависимости от диаметра посадочной поверхности по табл. 3.1 [1, с. 47].

d/> = d + 2t/> = 30 + 2/>3,5 = 37 мм. Принимаемd/> = 40 мм

d/> = d/> + 3r = 40 + 3/>2,5 = 47,5 мм.Округляем до d/> = 48 мм

Размерыдругих участков входного вала с цилиндрическим концом:

Длинапосадочного конца: /> = 1,5d = 1,5/>30 = 45 мм

Длинапромежуточного участка: /> = 2d/> = 2/>40 = 80 мм

/>

Рис. 4.1


Для выходноговала червячного редуктора (рис. 3.1, б)

d = 6/> (T/>– вращающий момент навыходном валу, T/>= 795,83 Н/>м)

d = 6/>= 55,6 мм

послеокругления принимаем d = 56 мм

Диаметрыдругих участков вала:

d/> = d + 2t/> = 56 + 2/>2,5 = 61 мм. Принимаемd/> = 60 мм

d/> = d/> + 3r = 60 + 3/>3,5 = 70,5 мм. Округляемдо d/> = 71 мм

Диаметр d/> принимаем равным d/>, т.е. d/> = 71 мм

Размерыдругих участков выходного вала с коническим концом:

Длинапосадочного конца: /> = 1,5d = 1,5/>56 = 84 мм

Длинацилиндрического участка конического конца: 0,15d = 0,15/>56 = 8 мм

Наружнуюрезьбу конических концов валов принимают:

d/> = 0,9 [d – 0,1 (/>)] = 0,9 (56 – 0,1/>84) = 42,8 мм

Ближайшеестандартное значение d/>: М39/>3

Длину /> резьбы в зависимости от d/> принимаем: /> = 0,8 d/> [1, с. 55]

/> = 0,8/>39 = 31,2 мм

Округляя,получим /> = 30 мм

Длинапромежуточного участка /> = 1,2d/> = 1,2/>60 = 72 мм

Длина ступицыколеса /> = d/> = 71 мм


4. Расчет компенсирующеймуфты

Назначениеприводных муфт – передача вращающего момента между валами, являющимисяпродолжением один другого. С помощью муфт соединяют соосные валы и другиедетали. Подбор муфты на приводной вал ведётся по крутящему моменту, который онадолжна передавать.

4.1 Определяем расчетныймомент муфты

Усилие, скоторым муфта действует на вал определяется по формуле:

Т/>= К/>Т/>

где Т/> – номинальный момент намуфте, Т/> = Т/> = 795,83 Н/>м.

К –коэффициент режима работы. Принимаем К = 1,3 (т. к. режим работы реверсивный,с легкими толчками, поломка муфты не вызывает аварию машины)

Т/>= 1,3/>795,83 = 1034,6 Н/>м

4.2 Выбор муфты

Муфтавыбирается по каталогу так, чтобы соблюдалось условие:

Т/>/> Т/>= 1034,6 Н/>м

По ГОСТ 2092–61выбираем цепную муфту (МЦ), имеющую Т/>=1200Н/>м, диаметр отверстия подвал d/>= 56 мм, длинуступицы звездочки />= 57 мм,наружный диаметр D = 210 мм, шаг цепи р = 38,1 мм, число зубьев звездочки Z = 12. Ранее рассчитаннуюдлину посадочного конца /> = 84 ммизменяем на /> = 57 мм. Шлицы z/>d/>D-8/>56/>65.

4.3 Расчетсилы, с которой муфта воздействует на вал

Силу порекомендации [1, с. 348] принимаем в долях от F/>– окружной силы наделительном диаметре звездочки: F/>= 0,25F/>

F/>= 2Т/d/>

где Т –крутящий момент на валу (Т = Т/>= 795,83Н/>м), d/>– диаметр делительнойокружности звездочки. Для цепных муфт:

d/>= /> = /> = 0,1472 м

F/>= 2/>795,83/0,1472 = 10813 Н

F/>= 0,25/>10813 = 2703 Н



5. Расчетклиноременной передачи

Ременныепередачи относят к фрикционным (исключая зубчато-ременные, относящиеся к передачамзацеплением) передачам с использованием гибкой связи (ремня) между их ведущим иведомым звеньями-шкивами. Возможны передачи и с несколькими ведомыми шкивами.Ременные передачи, как правило, применяют для передачи вращательного движения(с одновременным изменением его скорости и вращающего момента) на сравнительнобольшие (до 16 м и более) расстояния между параллельными валами,вращающимися в одну сторону. Такие передачи называют «открытыми». Основноеприменение получили «открытые» ременные передачи, так как использование всехдругих видов связано с повышенным износом и низкой долговечностью ремней,обусловленных их дополнительным изгибом и скручиванием на шкивах и дополнительныхроликах, трением одной ветви ремня о другую в перекрестной передаче. Крометого, «неоткрытые» ременные передачи сложны в монтаже, так как из-запоперечного смещения ремня, возникающего в процессе их эксплуатации, онинуждаются в экспериментальной проверке взаимного положения шкивов.

Клиноременныепередачи рассчитывают в соответствии с требованиями ГОСТ 1284.3-96 (для ремнейнормального сечения).

Исходныеданные:

Мощность наведущем шкиве: P/> = 3 кВт

Частотавращения: n/> = 950 об/мин

Передаточноечисло: 2,2

Характернагрузки – легкие толчки.


5.1 Выбортипа нормального сечения клинового ремня

Размерсечения выбираем по рекомендациям [2, с. 151 – 152] в зависимости открутящего момента Т/> = 9550 Р/>/n/> = 9550/>3/950 = 30,2 Н/>м

Тип сечения ОА Б В

Крутящиймомент, Т (Н/>м) до 30 15–60 45–150 120–600

Минимальныйдиаметр, d/>(мм) 60 90 125 200

Принимаемклиновый ремень нормального сечения типа А

5.2Назначим расчетный диаметр малого шкива

Минимальныйдиаметр малого шкива в зависимости от типа сечения

d/>=90 мм

Диаметрышкивов по ГОСТ 20889–75 – ГОСТ 20897–75

Следуетприменять шкивы с большим, чем d/> диаметром. Принимаем d/> = 100 мм.

5.3Определяем расчетный диаметр большого шкива

d/>= (1 – />) d/>U

где /> – коэффициент скольжения,его величина зависит от нагрузки, поэтому в ременной передачи передаточноеотношение не является строго постоянным.

Принормальных рабочих нагрузках />/>0,01…0,2. Принимаем /> = 0,02

d/>= (1 – 0,02)/>100/>2,2 = 215,6 мм

Полученныйдиаметр шкива округляем до ближайшего стандартного по ГОСТ 20889–75 – ГОСТ 20897–75

Принимаем d/>= 224 мм. Уточняемпередаточное число:

U = d/>/(1 –/>) d/>= 224/(1 – 0,02) 100 =2,28

5.4Определяем межосевое расстояние передачи

Минимальноемежосевое расстояние:

a/>= 0,55 (d/>+ d/>) + h

где h – высота профиля ремня.Для сечения типа А имеем h = 8 мм (ГОСТ 1284.3 – 80)

тогда a/>= 0,55 (100 + 224) + 8 =186,2 мм

Дляувеличения долговечности ремней принимаем a > a/>. По рекомендациям [2, с. 153]руководствуемся следующими данными:

U 1 2 3 4 5 6 – 9

a/d/> 1,5 1,2 1,0 0,95 0,9 0,85

a = 1,0/>224 = 224 мм

5.5 Определяем длину ремня

Длина ремнярассчитывается по формуле:

L = 2a + /> + /> = 2/>224 + /> + /> = 973,84 мм

Длина ремнядолжна удовлетворять условию:

L /> L/>= />, где V/> – скорость ремня, равнаяокружной скорости малого шкива:

V/>= />d/>n/>/(60/>1000) = 3,14/>100/>950/60/>1000 = 4,97 м/с

L/>= /> = (249…166) мм, т.е.условие L /> L/> выполняется.

Значит,ремень будет иметь достаточную долговечность.

Полученнуюдлину L= 973,84 мм округляем до стандартного значения по ГОСТ 1284–80.

Принимаем L = 1000 мм, чтонаходится в рекомендуемом стандартном диапазоне для ремня типа А.

5.6 Уточняем межосевоерасстояние передачи

a = 0,25 [L/> – />+/>]

где />= 0,5/>(d/> + d/>) = 0,5/>3,14 (100 + 224) = 509 мм

/>= 0,25 (d/>– d/>)/>= 0,25 (224 – 100)/>= 3844 мм

a = 0,25 [1000 – 509 + />] = 237,4 мм

Порекомендации [2, с. 153] угол обхвата на малом шкиве равен:

/>= 180/>– />= 180/>– /> = 150/>

/> = 150/> > [/>] = 120/>, следовательно, уголохвата на малом шкиве имеет достаточную величину.

5.7Допускаемая мощность, которую может передать один ремень в заданных условияхэксплуатации

[P] = (P/>C/>C/> + />P/>) C/>, где


P/>– номинальная мощность,которую передает ремень в определенных условиях (при /> = 180/>; U = 1; V = 10 м/с; длина L/>; спокойная нагрузка).

С/>– коэффициент, учитывающийвлияние на долговечность длины ремня в зависимости от отношения данной длиныремня к исходной L/>.

C/> – коэффициент,учитывающий влияние на тяговую способность угла обхвата.

C/> – коэффициент,учитывающий режим работы передачи.

/>P/>– поправка, учитывающаяуменьшение влияния на долговечность изгиба ремня на большем шкиве с увеличениемпередаточного отношения.

Онарассчитывается по формуле:

/>P/> = 10/>/>Т/>n/>,

где />Т/> – поправка к моменту набыстроходном валу в зависимости от передаточного отношения (табл. 8.8 [2, c. 158])

при U = 2,28 и типе ремня Аимеем />Т/> = 1,1 Н/>м

По табл. 6.3[3, с. 39] определяем номинальную мощность P/>. Для ремня сечением типаА при n/> = 950 об/мин и d/>= 100 мм, P/> = 0,95 кВт

Порекомендациям [2, с. 156] C/> = 0,92 при /> = 150/>

С/> определяем по табл. 8.7[2, с. 158]

Для ремнятипа А имеем L/> = 1700 мм, тогда L/ L/> = 1000/1700 = 0,59значит С/> = 0,89

Коэффициент C/> принимаем по табл. 6.7[3, с. 41]. При заданном характере нагрузки принимаем C/> = 0,95.

Допускаемаямощность, передаваемая одним ремнем:

[P] = (0,95/>0,92/>0,89 + 10/>/>1,1/>950) />0,95 = 0,84 кВт


5.8Необходимое число ремней с учетом неравномерности распределения нагрузки междуремнями

 

Z = />

где Р = Р/>– заданное значениепередаваемой мощности, Р/> = 3 кВт

С/>– коэффициент числа ремней.Принимаем С/>= 0,95 [2, с. 156]

Должновыполняться условие: Z /> Z/>=6 (8)

Z = /> = 3,75

Принимаем Z = 4, что меньше Z/>= 6

Следовательно,передача будет иметь допустимое число ремней.

5.9 Силапредварительного натяжения одного ремня

 

F/>= /> + q/>V/>

где q/>– масса 1 м длиныремня, q/>= 0,105 для сечения типаА (табл. 8.1 [2, с. 151])

F/>= /> + 0,105/>4,97/>= 137 Н

5.10 Нагрузка на валыпередачи

F/>= 2F/>Zsin(/>/2) = 2/>137/>4/>sin(150/>/2) = 1059 Н

Угол междусилой и линией центров передачи:


/> = arctg[/>]/>ctg/> = arctg[/>]/>ctg/> = 11/>

Если /> < 20/>, то можно принимать, что F/> направлена по линии центровпередачи.

5.11Проверяем частоту пробегов ремней на шкивах

n/>= V/L /> [n/>] = 10c/>, (L = 1000 мм = 1 м)

n/>= 4,87/1 = 4,97с/> < 10c/>

5.12Размеры шкивов клиноременных передач регламентированы ГОСТ 20889–80 – 20897–80,размеры профиля канавок – ГОСТ 20898–80.

Материалы испособ изготовления шкивов зависят от окружной скорости ремня V.

Т.к. имеем V = 4,97 м/с < V = 30 м/с применяемлитые шкивы из чугуна СЧ15. У шкивов клиноременных передач (рис. 5.1)рабочей поверхностью являются боковые стороны клиновых канавок, число и размерыкоторых зависят от выбранного расчетом сечения ремней (табл. 4.10 [1, с. 115])

/>

Рис. 6.1


Для сечения Апринимаем:

/>= 11 мм; b = 3,3 мм; h = 8,7 мм; e = 15 мм; f = 10 мм; />= 1,2h = 10,44 мм; С =1,25/>= 13,05 мм; d/>= 1,65d; />= (1,2…1,5) d

Ширина шкиваМ = (z– 1) е + 2f = (4 – 1)/>15+ 2/>10 = 65 мм, где z – число клиновых ремней

Дляобеспечения правильного контакта ремня со шкивом угол канавки /> выбирают в зависимости отдиаметра шкива.

По ГОСТ 1284–68принимаем: для малого шкива />= 34/>; для большого шкива />= 38/>.


6. Конструированиечервячного редуктора

6.1Соединение с натягом

Исходныеданные:

Производство– среднесерийное; длина ступицы колеса />=71 мм; Т/>= 795,83 Н/>м = 795,83/>10/>Н/>мм – вращающий момент навыходном валу редуктора; модуль зацепления m = 6,3 мм; ширинавенца b/>= 53 мм.

Для передачивращающего момента Т/>= 795,83 Н/>м червячного колеса на валприменим соединение с натягом

Порекомендациям [1, с. 85,95] получим следующие размеры конструктивныхэлементов червячного колеса (мм):

/>= (1,0…1,2) d. Принимаем />= d = 71 мм

d/>= 1,6d = 1,6/>71 = 114 мм. Принимаем d/>= 115 мм

S/>= 2m + 0,05b/>= 2/>6,3 + 0,05/>53 = 16 мм

S/>= 1,25S/>= 1,25/>16 = 20 мм

d d/> /> b/> S/> S/> 71 115 71 53 16 20

Примем вкачестве материала вала сталь марки 45 (/> =650 Н/мм/>; Е/>= 2,1/>10/> Н/мм/>; />=0,3). Материал центраколеса сталь марки 45 (/>= 540Н/мм/>) (табл. 12.8 [1, с. 273]).

Используемметодику подбора посадок с натягом в разд. 5.3 [1, с. 126].

6.1.1 Среднее контактноедавление

Соединениеколеса с валом будем осуществлять нагревом колеса

p = />


где К –коэффициент запаса сцепления. На конце вала установлена муфта зн. К = 3

/>= />= d = 71 мм

f – коэффициент сцепления(трения) принимаем по табл. 5.3 [1, с. 127], f=0,14

p = /> = 30,3 Н/мм/>

6.1.2 Деформация деталей

/> = 10/>pd(C/>/E/> + C/>/E/>), где С/>, С/>– коэффициенты жесткости.

С/> = />; С/> = />

где /> = /> = 0,3 – коэффициентПуассона (для стали /> = 0,3)

Е/> = Е/>– модуль упругости (длястали Е = 2,1/>10/> Н/мм/>)

d – диаметр соединения, d = 71 мм

d/>– диаметр отверстияпустотелого вала. Будем считать вал сплошным, зн. d/> = 0

d/>– условный наружныйдиаметр ступицы колеса, d = d/>= 115 мм

С/> = /> = 0,7; С/>= /> = 2,53

/> = 10/>/>30,3/>71/>[0,7/(2,1/>10/>) + 2,53/(2,1/>10/>)] = 32,9 мкм

6.1.3 Поправка обмятиемикронеровностей

U = 5,5 (Ra/>+ Ra/>)


где Ra/> и Ra/>– средние арифметическиеотклонения профиля поверхностей

Всоответствии с табл. 16.2 [1, с. 372] принимаем Ra/>= 0,8 мкм, Ra/>= 1,6 мкм тогда поправка:

U = 5,5 (0,8 + 1,6) = 13,2мкм

6.1.4 Минимальныйнеобходимый натяг

[N]/> = />+ U + />

/>– поправка на температурную деформацию.Принимаем />= 0

[N]/> = 32,9 + 13,2 + 0 = 46,1мкм

6.1.5Максимальный допустимый натяг, допускаемый прочностью деталей

[N]/>= [/>]/>+ U

где [/>]/>= [p]/>/>/p, (мкм) – максимальнаядеформация, допускаемая прочностью деталей

где [p]/>, (Н/мм/>) – максимальное давление,допускаемое прочностью охватывающей детали, меньшее из двух (т.е. [p]/> определяют по менеепрочной детали)

для сплошноговала (d/>= 0): [p]/>= 650 Н/мм/> (для вала принята стальмарки 45; /> = 650 Н/мм/>)

для колеса: [p]/>= 0,5/>[1 – (d/d/>)/>] (по рекомендации [1, c. 128])

[p]/>= 0,5/>540 [1 – (71/115)/>] = 167,4 Н/мм/>

Следовательно[p]/>= 167,4 Н/мм/>, и максимально допустимаядеформация деталей:

[/>]/>= [p]/>/>/p = 167,4/>32,9/30,3 = 182 мкм

[N]/>= 182 + 13,2 = 195,2 мкм

6.1.6Выбор посадки

По значениям[N]/> и [N]/> выбираем из табл. 5.5[1, с. 129] одну из посадок, удовлетворяющих условиям:

N/> /> [N]/> и N/> /> [N]/>

Выбираемпосадку Н7/t6(N/> > [N]/>/> 52мкм > 46,1 мкм; N/>< [N]/> /> 87 мкм < 195 мкм)

6.1.7Температура нагрева охватывающей детали, т.е. колеса, />С

t = 20/>+ />

где Z/>– зазор, для удобствасборки принимают в зависимости от диаметра d вала. По рекомендации[1, с. 130] принимаем Z/>= 10 мкм

/>– коэффициент линейногорасширения. Для стали />= 12/>10/> 1//>С

t = 20/>+ /> = 134/>С

Чтобы непроисходило структурных изменений в материале температура нагрева для стали недолжна превышать t < [t] = 230…240/>С

134/>С < 230/>С, что является допустимым

Окончательнодля соединения червячного колеса с валом диаметром 71 мм выбираем посадку H7/t6; способ сборки – нагревколеса до температуры 134/>С.

6.2 Расчет шпоночныхсоединений

Для передачивращающего момента Т/>= 55,3/>10/> Н/>мм со шкива на вал червякаприменим шпоночное соединение (рис. 6.1).

По табл. 19.11 [1, с. 488] для диаметра вала 30 мм: b = 8,0 мм; h = 7 мм; глубинапаза вала t/>= 4 мм. Длина шпонки/>= 32 мм, рабочая длинашпонки />= />– b = 32 – 8 = 24 мм.

/>

Рис. 7.1

Расчетныенапряжения смятия:

/>= /> = /> = 51 Н/мм/>

/> < [/>]/>= 90 Н/мм/> (для чугунной ступицышкива)

Для расчеташпоночного соединения на коническом конце вала червячного колеса найдем диаметрв среднем сечении участка длиной />= 57 мм:


d/>= d – 0,05/>= 56 – 0,05/>57 = 53,15 мм

Выбираемшпонку призматическую (табл. 19.11 [1, с. 488]): b = 16 мм; h=10 мм; t/>= 6,0 мм; t/>= 4,3 мм. Длинашпонки />= 55 мм. Рабочая длина/>=/>=55 мм (принимаемшпонку с плоскими торцами)

Расчетныенапряжение смятия при передаче вращающего момента Т/>=795,83Н/>м:

/>= /> = /> = 136 Н/мм/>

что допустимопри установке стальной полумуфты ([/>]/>= 140 Н/мм/>).

6.3 Определение реакцийопор

Силы взацеплении:

F/>= F/>= 1553 H; F/>= F/>= 7018 H; F/>= 2588 H

Сила,действующая на входной конец вала червяка, определена из расчета ременнойпередачи и составляет F/>= 1059 H

Силу,действующую на выходной конец вала червячного колеса, примем в соответствии срекомендациями ГОСТ Р 50891–96

F/>= 125/>= 125/>= 3526 Н.


6.3.1 Расчет вала червяка

Примемпредварительно подшипники роликовые конические 7208А (табл. 19.24 [1, с. 504]). Схема установки подшипников – враспор. Дл

я этихподшипников выписываем: d = 40 мм; D = 80 мм; Т = 20 мм; е = 0,37.

/>

Рис. 7.2

Расстояниемежду заплечиками вала по компоновочной схеме: />=200 мм

Тогдарасстояние между широкими торцами наружных колец подшипников:

/>= />+ 2Т = 200 + 2/>20 = 240 мм

Порекомендации [1, с. 132] смещение точки приложения радиальной реакции отторца подшипника:

a = 0,5 [T + />] = 0,5 [20 + />] = 17,4 мм

6.3.2 Определяемреакции для вала червяка

Вал червякавращается по ходу часовой стрелки (с правой нарезкой)


/>

Рис. 7.3

Находимрасстояние между точками приложения к подшипникам радиальных реакций на валучервяка:

/>= /> – 2a = 240 – 2/>17,4 = 205 мм.Принимаем />= 204 мм.

Порезультатам предыдущего расчета и по компоновочной схеме берем: />=100 мм; />=102 мм; />=204 мм; d/>= 78,75 мм

Из условияравенства нулю моментов сил в опорах A и B (рис. 6.3) имеем:

в плоскости X0Z: R/>= R/>= F/>/2 = 1553/2 = 776,5

в плоскости Y0Z: />= 0; – F/>/>+ F/>/>+ F/>d/>/2 – R/>/>= 0

R/>= /> = /> = 2129 Н

/>= 0; – F/>(/>+ />) + R/>/>– F/>(/>– />) + F/>d/>/2 = 0

R/>= /> = /> = = 1518H


Проверка: />= – F/>+ R/>– F/>+ R/>= –1059 + 1518–2588 +2129 = 0 – реакции найдены правильно.

Суммарныереакции опор для расчета подшипников:

R/>= R/>= />= />= 1705 H

R/>= R/>= />= />= 2266 Н

6.3.3 Расчет валачервячного колеса

Примемподшипники роликовые конические 7212А. Схема установки подшипников – враспор.Из табл. 19.24 [1, с. 504] выписываем:

d = 60 мм; D = 110 мм; T = 24 мм; e = 0,4 (рис. 6.2)

Расстояниемежду заплечиками вала по компоновочной схеме />=80 мм; между широкими торцами наружных колец подшипников />= 80 + 2/>24 = 128 мм

Смещениеточки приложения радиальной реакции от торца подшипника:

а = 0,5 [Т + />] = 0,5 [24 + />] = 23,3 мм

Отсюдарасстояние между точками приложения к подшипникам радиальных реакций на валучервячного колеса (рис. 6.3):

/>= />– 2а = 128 – 2/>23,3 = 82 мм

Порезультатам предыдущего расчета и по компоновочной схеме берем: />=120 мм; />=41 мм; d/>= 226,8 мм


6.3.4Определяем реакции для вала червячного колеса

Из условияравенства нулю моментов сил в опорах Д и Е имеем:

в плоскости X0Z: R/>= R/>= F/>/2 = 7018/2 = 3509 Н

в плоскости Y0Z: />= 0; – F/>d/>/2 – F/>/>+ R/>/>= 0

R/> = /> = /> = 3442 H

/>= 0; R/>/>+ F/>(/>– />) – F/>d/>/2 = 0

R/> = /> = /> = 854 H

Проверка: />= R/>+ F/>– R/>= 854 + 2588 – 3442 = 0 –реакции найдены правильно.

Суммарныереакции опор:

R/>=/>= />= 3611 H

R/>=/>= />= 4915 H

Направлениеконсольной нагрузки F/> заранее не известно.Поэтому сначала найдем реакции опор от действия силы F/>:

/>= 0; – F/>/>+ R/>/>= 0

R/>= F/>/>//>= 3526/>120/82 = 5160 H

/>= 0; – F/>(/>+ />) + R/>/>= 0

R/>= F/>(/>+ />)//>= 3526/>202/82 = 8686 H

Проверка: – F/>+ R/>– R/>= –3526 + 8686 – 5160 = 0

Полныереакции опор для расчета подшипников, соответствующие наиболее опасному случаюнагружения, находим арифметическим суммированием результирующих от сил взацеплении (R/> и R/>) и реакций от консольнойнагрузки (R/> и R/> соответственно):

R/>= R/>+ R/>= 3611 + 8686 = 12297 Н

R/>= R/>+ R/>= 4915 + 5160 = 10075 Н


7. Подборподшипников

7.1 Подборподшипников для вала червяка

Дано: n/>= 950 об/мин; U/>= 2,28; d/>= 40 мм; t = 8000 час; R/>= 1705 Н; R/>= 2266 Н

Вал нагруженосевой силой F/>= 7018 Н

Схемаустановки подшипников – враспор.

Возможныкратковременные перегрузки до 125% номинальной нагрузки. Условия эксплуатацииподшипников – обычные. Ожидаемая температура работы t/>= 77…98/>С

Предварительноназначены подшипники роликовые конические легкой серии 7208А. Из табл. 19.24 [1, с. 504] для этого подшипника выписываем: C/>=58300 Н; e = 0,37; Y = 1,6

Дляопределения осевых нагрузок на опоры приведем схему нагружения вала (рис. 6.3)к виду, представленному на рис. 7.1.

/>

Рис. 8.1

Получим: R/>= R/>= 1705 Н; R/>= R/>= 2266 Н; F/>= F/>= 7018 Н

Определяемосевые составляющие:

R/>= 0,83/>e/>R/>= 0,83/>0,37/>1705 = 523,6 Н

R/>= 0,83/>e/>R/>= 0,83/>0,37/>2266 = 695,9 Н

Так как R/> < R/> (523,6 < 695,9) и F/> > (R/>– R/>), то в соответствии стабл. 6.2 [1, с. 136] находим осевые силы, нагружающие подшипники:

R/>= R/>= 523,6 Н; R/>= R/>+ F/>= 523,6 + 7018 = 7541,6 Н

По табл. 6.1[1, с. 134] определяем:

отношение R/>/(VR/>) = 523,6/(1/>1705) = 0,307, что меньше e = 0,37 и для опоры 1: X = 1; Y = 0

отношение R/>/(VR/>) = 7541,6/(1/>2266) = 3,33, что больше е= 0,37 и для опоры 2: X = 0,4; Y = 1,6

Эквивалентныединамические нагрузки при К/>= 1,2(табл. 6.4 [1, с. 140]) и К/>= 1 (t< 100/>С) (табл. 6.5 [1, с. 141])

R/>= VXR/>К/>К/>= 1/>1/>1705/>1,2/>1 = 2046 Н

R/>= (VXR/>+ YR/>) К/>К/>= (1/>0,4/>2266 + 1,6/>7541,6)/>1,2/>1 = 15567,6 Н

Расчетныйресурс более нагруженного подшипника опоры 2:

L = a/>/>

где a/>= 0,6 при обычныхусловиях применения подшипников [1, с. 142]; p=10/3 = 3,33 (роликовойподшипник); n– частота вращения входного вала с учетом фактического значения передаточногочисла ременной передачи:

n = n/>/U/>= 950/2,28 = 416,7 об/мин

L = 0,6 (/>/> = 1949 час

Это намногоменьше требуемого ресурса t = 8000 час, поэтому намеченный подшипник 7208А не подходит

Попробуемприменить конический роликовый подшипник средней серии 7308А (С/>= 80900 Н; е = 0,35; Y = 1,7):

R/>= (VXR/>+ YR/>) К/>К/>= (1/>0,4/>2266 + 1,7/>7541,6)/>1,2/>1 = 16472,5 Н

L = 0,6 (/>)/>/> =4800 час

Этотрасчетный ресурс также меньше требуемого (t = 8000 час)

Примем длядальнейших расчетов подшипники роликовые конические однорядные с большим узломконусности 1027308А

Подшипники сбольшим углом конусности очень чувствительны к изменению осевого зазора.Поэтому рекомендуется устанавливать их рядом,

образуя издвух подшипников фиксирующую опору.

Всоответствии с этим перейдем от схемы установки подшипников враспор к схеме содной фиксирующей и другой плавающей опорами. В качестве фиксирующей выберемопору Б, так как с противоположной стороны на конце вала устанавливается шкивременной передачи.

7.1.1 Опора Б

Силы,нагружающие фиксирующую опору Б:

R/>= R/>= 2266 Н; R/>= F/>= 7018 Н

Дляфиксирующей опоры, состоящей из 2-х подшипников, принимаем подшипник 1027308А.Для этого подшипника из табл. 19.25 [1, с. 505] выписываем: С/>= 69300 Н; е = 0,83. Длякомплекта из двух подшипников С/>=1,714С/>= 1,714/>69300 = 118780 Н

Отношение R/>/(VR/>) = 7018/(1/>2266) = 3,1, что больше е= 0,83. Коэффициент V = 1 – вращение внутреннего кольца относительно вектора R/>

Порекомендации [1, с. 139] коэффициенты радиальной X и осевой Y нагрузок для двухрядногоконического роликового подшипника имеем:

X = 0,67; Y = 0,67ctg/>

где />– угол контакта. /> = arctg (е/1,5) = arctg (0,83/1,5) = 28,96/>

Y = 0,67ctg28,96/>= 1,21

Эквивалентнаядинамическая нагрузка при К/>= 1,2 иК/>=1:

R/>= (VXR/>+ YR/>) К/>К/>= (1/>0,67/>2266 + 1,21/>7018)/>1,2/>1 = 12012 Н

Расчетныйресурс при а/>= 0,6 (коэффициент,характеризующий совместное влияние на долговечность особых свойств металладеталей подшипника и условий его эксплуатации) и р = 3,33

L = a/>(/>)/>/> = 0,6 (/>)/>/> = 49450 час

Подшипник1027308А пригоден, т. к. расчетный ресурс намного больше требуемого t = 8000 час. Основныеразмеры принятого подшипника:

d = 40 мм; D = 90 мм; T = 25,5 мм

7.1.2 Опора А

Плавающаяопора А нагружена силой R/>= R/>= 1705 Н

Для плавающейопоры червяка принимаем шариковый радиальный подшипник 208 из табл. 19.18 [1, с. 497] выписываем С/>= 32000 Н

Эквивалентнаянагрузка при отсутствии осевой силы:

R/>= VR/>К/>К/>= 1/>1705/>1,2/>1 = 2046 Н


Расчетныйресурс при a/>= 0,7 и р = 3 (шариковыйподшипник)

L = 0,7 (/>)/>/> =107111 час

Подшипник 208пригоден. Основные размеры принятого подшипника: d = 40 мм; D = 80 мм; B = 18 мм (рис. 7.2)

/>

Рис. 8.2

7.2 Подборподшипников для вала червячного колеса

Дано: U = 18 (фактическоезначение передаточного числа ременной и червячной передач); d/>= 60 мм; t = 8000 час

Радиальныереакции опор: R/>= 12297 Н; R/>= 10075 Н

Вал нагруженосевой силой F/>= 1553 Н. Схемаустановки подшипников – враспор. Возможны кратковременные перегрузки до 125%номинальной нагрузки. Условия эксплуатации подшипников – обычные. Ожидаемаятемпература работы t/>= 77…98/>С

Предварительноназначены подшипники роликовые конические легкой серии 7212А. Из табл. 19.24 [1, с. 504] для этого подшипника выписываем: С/>=91300 Н; е = 0,4; Y = 1,5

Дляопределения осевых нагрузок на опоры приведем схему нагружения вала к виду,представленному на рис. 7.1

Получим: R/>= R/>= 12297 Н; R/>= R/>= 10075 Н; F/>= F/>= 1553 Н

Определяемосевые составляющие:

R/>= 0,83еR/>= 0,83/>0,4/>12297 = 4083 Н

R/>= 0,83еR/>= 0,83/>0,4/>10075 = 3345 Н

Так как R/> > R/> и F/> > 0, то всоответствии с табл. 6.2 [1, с. 136] находим осевые силы, нагружающиеподшипники:

R/>= R/>= 4083 Н; R/>= R/>+ F/>= 4083 + 1553 = 5636 Н

отношение R/>/(VR/>) = 4083/(1/>12297) = 0,33, что меньше е= 0,4 и для опоры 1: X = 1; Y = 0

отношение R/>/(VR/>) = 5636/(1/>10075) = 0,559, что большее = 0,4 и для опоры 2: X = 0,4; Y = 1,5

Эквивалентныединамические нагрузки при К/>= 1,2 иК/>= 1:

R/>= VXR/>К/>К/>= 1/>1/>12297/>1,2/>1 = 14756,4 Н

R/>= (VXR/>+ YR/>) К/>К/>= (1/>0,4/>10075 + 1,5/>5636)/>1,2/>1 = 14981 Н

Расчетныйресурс более нагруженного подшипника опоры 2 при а/>=0,6 (обычные условия применения); р = 10/3 = 3,33 (роликовый подшипник);

n = 416,7/U = 416,7/18 = 23,15об/мин

L = a/>(/>)/>/> = 0,6 (/>)/>/> =177106 час

Намеченныйподшипник 7212А пригоден, так как расчетный ресурс больше требуемого (t = 8000 час)

Основныеразмеры подшипника: d = 60 мм; D = 110 мм; T = 24 мм (табл. 19.24 [1, с. 504])


7.3 Выбор посадок колецподшипников

Внутренниекольца подшипников подвержены циркуляционному нагружению, наружные – местному.

Дляфиксирующей опоры червяка:

R/>/С/>= 12012/118780 = 0,1

По табл. 6.6[1, с. 144] выбираем поле допуска вала – m6.

Для плавающейопоры червяка:

R/>/С/>= 2046/32000 = 0,07

Выбираем поледопуска вала – к6.

Дляподшипника выходного вала:

R/>/С/>= 14981/91300 = 0,164

Выбираем поледопуска вала – n6.

По табл. 6.7[1, с. 145] поля допусков отверстий корпусных деталей под установкунаружных колец подшипников – Н7.

7.4 Конструированиестакана и крышек подшипников

Порекомендации [1, с. 172 – 175] примем для фиксирующей опоры червякаконструкцию стакана по рис. 7.3

/>

Рис. 8.3


Размерыконструктивных элементов стакана:

D = 90 мм; D/>= 105 мм; />=7,5 мм; />= 7,5 мм; />= 9 мм; C = 8 мм; D/>=144 мм; t = 5 мм. Винт: d = М8; z = 4

Посадкустакана в корпус примем Н7/к6

Крышкиподшипников привертные. В фиксирующей опоре червяка конструкцию крышки примемпо рис. 7.4, а, а в плавающей опоре предварительно по рис. 7.4,б.

/>/>/>

а) б) в)

Рис. 8.4

Крышкиподшипников вала колеса примем по типу рис. 7.4, в, б. Размерыконструктивных элементов крышек подшипников (мм) для фиксирующей опоры червяка(1), плавающей опоры червяка (2), опор вала колеса (3):

Крышка опоры D

/>

/>

/>

Винт C

D/>

d z

1

2

3

90

80

110

6

6

7

8

8

9

6

6

7

М8

М8

М10

4

4

6

15,5

8

10

144

115

155


8. Построение эпюр моментов и расчеты валов на прочность

При прочностныхрасчётах валы схематизируют балками, лежащими на шарнирных опорах инагруженными усилиями, передающимися при номинальном режиме работы от всехрасположенных на них деталях.

8.1 Построение эпюрмоментов

 

8.1.1 Входной вал

Дляпостроения эпюр определяем значения изгибающих моментов в характерных сеченияхвала

Вертикальнаяплоскость (Y0Z):

Сечение А: М/>= 0

Сечение Б: М/>= 0

Сечение Г:

Эпюра М/>: Слева: М/>= R/>/>= 154,8 Н/>м

Справа: М/>= R/>/>– F/>/> = 435,5 Н/>м

Горизонтальнаяплоскость (X0Z):

Сечение А: М/>= F/>/>= 105,9 Н/>м

Сечение Б: М/>= 0

Сечение В: М/>= 0

Эпюра М/>: Сечение Г:

М/>= F/>(/>+/>) – R/>/>= 134,7 Н/>м

Эпюра M/>:

M/>= Т/>= 55,3 Н/>м

8.1.2 Выходной вал

Вертикальнаяплоскость (Y0Z):

Сечение Д: М/>= 0

Сечение Е: М/>= 0

Эпюра М/>: Сечение В:

Слева: М/>= R/>/>= 34,2 Н/>м

Справа: М/>= R/>/>– F/>/>= –141,9 Н/>м

Горизонтальнаяплоскость (X0Z):

Сечение Д: М/>= 0

Сечение Е: М/>= 0

Эпюра М/>: Сечение В: М/>= R/>/>= 143,9 Н/>м

Эпюра М/>:

М/>= Т/>= 795,83 Н/>м

Нагружение F/>:

Сечение F: М/>= 0

Сечение Е: М/>= 0

Эпюра М/>: Сечение Д: М/>= F/>/>= 423, 12 Н/>м

Изсопоставления размеров валов и эпюр моментов следует, что наиболее нагруженнымявляются сечение Д выходного вала редуктора и сечение Г входного валаредуктора.

8.2 Расчетсечения Д на статическую прочность

Ранее вкачестве материала выходного вала была принята сталь марки 45: />=900Н/мм/>; />= 650 Н/мм/>; />= 410 Н/мм/>; />= 230 Н/мм/>; />= 390 Н/мм/>; />= 0,1 (табл. 12.8 [1, с. 273])

Суммарный изгибающиймомент при коэффициенте перегрузки К/>= 2,6(табл. 19.28 [1, с. 510]):


М/>= К/>/>=2.6/>= 1100 Н/>м

Моментысопротивления сечения вала:

W = />d/>/32 = 3,14/>60/>/32 = 21195 мм/>

W/>= 2W = 2/>21195 = 42390 мм/>

Нормальноенапряжение в рассматриваемом сечении:

/> = 10/>М/>/W = 10/>/>1100/21195= 51,9 Н/мм/>

Касательноенапряжение в рассматриваемом сечении:

/> = 10/>М/>/ W/>= 10/>/>2069/42390= 48,8 Н/мм/>

(М/>= М/>2,6 = 795,83/>2,6 = 2069)

Частотныекоэффициенты запаса прочности:

S/>= />//> = 650/51,9 = 12,5; S/>= />//> = 390/48,8 = 7,99

Общийкоэффициент запаса прочности по пределу текучести:

S/>= /> = /> = 6,7 > [S/>] = 2,0

Следовательно,статическая прочность вала в сечении Д обеспечена.


8.3 Расчетсечения Д на сопротивление усталости

Расчётнаясхема вала при его проверке на выносливость аналогично расчётной схемепроектировочного расчёта валов на статическую прочность, только значение длинрассматриваемого участка принимают по уже разработанному чертежу.

Определяемамплитуды напряжений цикла в опасном сечении:

/>= />= M/W; М =/>= />= 423,12

/>= 423,12/>10/>/21195 = 20 Н/мм/>

/>= />/2 = М/>/(2W/>) = 795,83/>10/>/(2/>42390) = 9,39 Н/мм/>

Сечение Д –место установки подшипника. Концентратор напряжений в сечении Д – посадка снатягом. По табл. 12.19 [1, с. 283] имеем:

К/>/К/>= 4,7/>0,9 = 4,23; К/>/К/>= 2,8/>0,9 = 2,52

Посадочнуюповерхность вала под подшипник шлифуют (R/>= 1,25 мкм):

К/>= 0,89; К/>= 0,93 (табл. 12.14 [1, с. 281])

Поверхностьвала примем без упрочнения: К/>= 1(табл. 12.15 [1, с. 281])

Коэффициентыснижения предела выносливости:

К/>= (К/>/К/>+ 1/ К/>– 1)/ К/>= (4,23 + 1/0,89 – 1)/1 =4,35

К/>= (К/>/К/>+ 1/ К/>– 1)/ К/>= (2,52 + 1/0,93 – 1)/1 =2,6

Пределывыносливости вала:

/>= />/К/>= 410/4,35 = 94,3 Н/мм/>; />= />/К/>= 230/2,6 = 88,5 Н/мм/>

Коэффициентызапаса по нормальным и касательным напряжениям:

S/>= />//>= 94,3/20 = 4,72

S/>= />/(/>+ />/>) = 88,5/ (9,39 + 0,038/>9,39) = 9,1

где />= />/К/>= 0,1/2,6 = 0,038

Коэффициентызапаса прочности в сечении Д:

S = /> = />= 4,19 > [S] = 2,5

Следовательно,сопротивление усталости вала в сечении Д обеспечено.

8.4 Расчетсечения Г на статистическую прочность

В качествематериала червяка была принята сталь марки 40Х, закалка витков архимедовачервяка с нагревом ТВЧ, поверхностная твердость 48…53HRC

/>= 900 Н/мм/>; />= 750 Н/мм/>; />= 410 Н/мм/>; />= 450 Н/мм/>; />=240Н/мм/>; />= 0,1

М/>= К/>/>=2,6/>= 1185 Н/>м

Моментсопротивления сечения вала:

W = />= />= 6280 мм/> (d = 40 мм)

W/>= 2W = 2/>6280 = 12560 мм/>

Нормальноенапряжение в рассматриваемом сечении:


/>= />= />= 188,7 Н/мм/>

М/>= М/>2,6 = 55,3/>2,6 = 143,8 Н/>м

Касательноенапряжение в рассматриваемом сечении:

/>= />= />= 11,4 Н/мм/>

Частныекоэффициенты запаса прочности:

S/>= />//>= 750/188,7 = 3,97; S/>= />//> = 450/11,4 = 39,5

Общийкоэффициент запаса прочности по пределу текучести:

S/>= />= 3,95 > [S/>] = 2,0

Следовательно,статическая прочность вала в сечении Г обеспечена.

8.5 Расчетсечения Г на сопротивление усталости

Определяемамплитуды напряжений цикла в сечении Г:

/>= />= М/W; М =/>= 455,8 Н/>м

/>= 455,8/>10/>/6280 = 72,6 Н/мм/>

/>= />/2 = М/>/(2W/>) = 55,3/>10/>/2/>12560 = 2,2 Н/мм/>

Для передачивращающего момента со шкива на вал червяка применяется шпоночное соединение.

По табл. 12.17 [1, с. 283] имеем К/>= 2,2; К/>= 2,05 – эффективные коэффициентыконцентрации напряжений

Дляупрочнения поверхности вала используется закалка ТВЧ. По табл. 12.15 [1, с. 281] принимаем К/>= 2,4 –коэффициент влияния поверхностного упрочнения.

По табл. 12.13 [1, с. 281] принимаем при d = 40 мм

К/>(К/>) = 0,85 – коэффициентывлияния абсолютных размеров поперечного сечения

Поверхностьвала червяка шлифуют

По табл. 12.14 принимаем (R/>= 1,25):

К/>= 0,89; К/>= 0,93 – коэффициентывлияния качества поверхности.

Находимкоэффициенты снижения предела выносливости:

К/>= (/>)/К/>= 1,125

К/>= (/>)/К/>= 1,04

Пределывыносливости вала:

/>= />/ К/>= 410/1,125 = 364,4 Н/мм/>

/>= />/ К/>= 240/1,04 = 230,8 Н/мм/>

Коэффициентызапаса по нормальным и касательным напряжениям:

S/>= />//>= 364,4/72,6 = 5,02

S/>= />/(/>+ />/>) = 230,8/(2,2 + 0,22) =95,37

где />= />/К/>= 0,1/1,04 = 0,1


Коэффициентзапаса прочности в сечении Г:

S = />= 5,01 > [S] = 2,5

Следовательно,сопротивление устойчивости вала в сечении Г обеспечено.



9. Смазывание и уплотнения

Дано: V/>= 1,68 м/с (скоростьскольжения в зацеплении); />= 220 Н(контактные напряжения); d/>= 91,35 мм (диаметрокружности вершин витков)

По табл. 8.1и 8.2 [1, с. 179] выбираем масло Цилиндровое 52 ГОСТ 6411–76

Глубинупогружения червяка, при нижнем его расположении, примем:

h/>= 0,4d/>= 0,4/>91,35 = 37 мм

Уплотнение навыходе червяка примем торцовое (рис. 9.1)

/>

Рис. 9.1

1,2 –уплотнительные кольца; 3 – пружина; 4 – статическое уплотнение; b – ширина поверхноститрения кольца

Уплотнение навыходе вала колеса примем щелевое с дренажным отверстием (рис. 9.2). b/>– ширина дополнительнойканавки с дренажным отверстием.


/>

Рис. 9.2

Т.к. выбраначервячная передача с нижним расположением червяка, то само червячное зацеплениецелесообразно смазывать окунанием в масляную ванну. Из-за того, что скоростьскольжения витков червяка мала, то подшипники червяка также смазываютсяокунанием, причём уровень масла не должен превышать уровня нижнего телакачения. Подшипники червячного колеса смазываются пластичной смазкой. Дляудержания её используются мазеудерживающие шайбы. Для контроля уровня масла применяютмаслоуказатель из оргстекла. Для контроля зацепления, а так же для заливкимасла предусмотрена отдушина. Перед заменой масла его сливают через маслосливнуюпробку.


10. Подборпосадок деталей на валах

Допуски ипосадки шлицевых прямобочных соединений назначают, по ГОСТ 1139 – 80, взависимости от способа их центрирования (выбор способа центрирования) и видасоединения.

Прицентрировании неподвижного шлицевого соединения по наружному диаметру D предпочтительноеприменение для D получила посадка по H7/js6 и для «b» по F8/js7, а для подвижныхсоединений – посадка D по H7/f7 и «b» – по F8/f7.

Дистанционные втулки илимазеудерживающие кольца устанавливают на те участки вала, где помимо нихрасполагаются и другие детали (зубчатые колеса, подшипники), то в этом случаеполе допуска участка вала под рассматриваемые детали для упрощения изготовленияи сборки принимается совпадающим с назначенным полем допуска вала под указаннымисоседними деталями.

Поле допускаотверстия дистанционных втулок и мазеудерживающих колец назначают по H9 если для соседнейдетали применяют посадку с гарантируемым натягом и по H8 – при использованиипереходных посадок.


11. Корпус редуктора

Основнымикритериями, определяющими выбор материалов для литых деталей машин является ихформа, условия работы, характер нагруженности. Отливки выполняют из серогочугуна, стали, лёгких сплавов. Из лёгких сплавов для изготовления корпусовредуктора большее распространение получил силумин. Отливки из этого материалаобладают сравнительно высокими литейными и механическими характеристиками,имеют низкую плотность и высокую теплопроводность, стойкость к коррозии. Присредне серийном производстве литьё осуществляется по металлическим моделям.Корпус редуктора выполнен не разъёмным (межосевое расстояние передачи равно 180 мм)с двумя окнами на боковых стенках, через которые при общей сборке редукторавводят в его корпус заранее собранный комплект вала червячного колеса.

Боковыекрышки корпуса центрируют по переходной посадке /> икрепят к корпусу винтами с потаённой головкой.

Дано: а/>= 150 мм; d/>= 243,3 мм(наибольший диаметр колеса)

При а/> /> 150 мм конструируютнеразъемные корпуса червячных редукторов с двумя окнами на боковых стенках,через которые при сборке вводят в корпус комплект вала с червячным колесом(рис. 10.1)

/>

Рис. 10.1


Толщинастенки корпуса:

/>= 1,3/> = 1,3/> = 6,9 мм. Принимаем />= 7 мм

Толщиныстенок боковых крышек />= 6 мм

Размерыконструктивных элементов крышек:

с = 5 мм;D – диаметр отверстияокна. Для удобства сборки его выполняют на 2с = 2…5 мм больше d/>. Принимаем D – 250 мм

Боковыекрышки неразъемных корпусов крепят к корпусу винтами.

Диаметрвинтов крепления крышек:

d = 1,25/>= 1,25/>= 11,6 мм

ПринимаемМ12, число винтов z = 8

Диаметрприлива D/>= D/>+ 4…6 мм; где D/>= D + (4…4,4) d

Принимаем: D/>= 300 мм; D/>= 305 мм

Высотабоковых крышек: Н /> 0,1D/>; Н = 35 мм

Диаметр винтакрепления к плите: d/>= 1,25d = 1,25/>12 = 15 мм

ПринимаемМ16, число винтов z = 4

Диаметротверстия для винта d/>= 19 мм (табл. 11.1[1, с. 241])

Местакрепления редуктора к плите принимаем аналогично рис. 10.2

Толщина лапы– 24 мм; h/>= 63 мм; глубинаниши – 38 мм; ширина опорной поверхности – 50 мм.

/>

Рис. 10.2


12. Выбор плиты

В условияхмелкосерийного производства целесообразно для установки редуктора и двигателяприменять литые плиты.

Плитуизготовляют из Сч 15. Длина и ширина плиты получается конструктивно. При этомучитывается межосевое расстояние ременной передачи и габаритные размерыэлектродвигателя и редуктора.

Т.к. в приводвходит ременная передача, то плита должна быть одноуровневая, т.е. на плитувначале устанавливается редуктор, затем натяжное устройство для ременнойпередачи (в частности салазки), а на него электродвигатель. Толщину стенкиплиты выбирают из соотношения:

/>

/>

Для удобстваизготовления отливки принимаем />.

Высота плиты:/> мм.

Для удобстваперемещения плиты предусматриваем сквозные отверстия в вертикальных стенкахплиты (для лома).

Дляоблегчения плиты и улучшения качества отливки, а так же экономии металла предусматриваютсясквозные окна под редуктором и электродвигатель, размеры которые получаютсяконструктивно. Нижнюю поверхность плиты обрабатывают грубо, а верхние, служащиедля установки редуктора и электродвигателя, более точно, чтобы получить меньшиеотклонения от плоскости.

Плиту крепятк полу фундаментными болтами. В данном случае простейшими с изогнутым концом:

/>мм

/>мм

Ширина сторонколодца для размещения болта:

/>мм

Глубиназаложения болта:

/>мм

Болтызакрепляют в скважине цементным раствором при вибропогружении в него шпилькиболта или путём утрамбовывания сырого цементного порошка.

На необработанном полу оборудование устанавливают с подливкой раствора цемента подопорную плоскость. Перед подливкой оборудование выверяют на горизонтальностьпрокладками. Если поверхность точно обработана, то выверку и подливку неприменяют.


Список используемой литературы

1. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя.В 3-х т. – 5-е изд., перераб. И доп. – М.: Машиностроение, 1979.

2. Дунаев П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин — М.: Высш. шк., 1978. — 352 с.

3. Иванов М.Н., Иванов В.Н. Детали машин: Курсовоепроектирование. – М.: Высш. шк., 1975. – 551 с.

4. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. Пособие для техникумов/С.А. Чернавский,Г.М., Г.М. Ицкович, К.Н. Боков и др. – М.: Машиностроение, 1979.

5. Курсовоепроектирование деталей машин: Учебное пособие для студентов машиностроительныхспециальностей вузов./В.Н. Кудрявцев, Ю.А. Державец, И.И. Арефьеви др. – Л.: Машиностроение, 1984.

6. Расчеты деталей машин/ И.М. Чернин, А.В. Кузьмин, Г.М. Ицкович. – 2-е изд., перераб.и доп. – Мн.: Выш. школа, 1978.

7. Редукторы. Конструкцияи расчет / М.И. Анфимов. Атлас схем и чертежей.-М.: Машиностроение, 1972.

8. Решетов Д.Н. Деталимашин – М.: Машиностроение, 1989. – 496 с.

9. Чернин И.М. и др.Расчеты деталей машин — Минск: Вышэйшая школа, 1978. – 472 с.

еще рефераты
Еще работы по промышленности, производству