Зміст:
Введення
1. Кінематичний розрахунок
2. Розрахунок черв'ячною передачі
3. Проектний розрахунок валів редуктора і підбір підшипників
4. Конструктивні розміри черв'яка і червячно колеса
5. Розрахунок елементів корпусу редуктора
6. Перевірочний розрахунок валів
7. Перевірка довговічності підшипників
8. Перевірка міцності шпоночно з'єднання і посадки вінця червячно колеса
9. Вибір мастила редуктора і ущільнювальних пристроїв
10. Вибір муфт
11. Опис конструкції рами
Програми
Список використаної літератури
ВСТУП
Редуктором називають механізм, що складається з зубчастих або черв'ячних передач, виконаний у вигляді окремого агрегату і служить для передачі потужності від двигуна до робочої машини.
Призначення редуктора - зниження кутової швидкості і підвищення обертального моменту веденого вала в порівнянні з валом ведучим.
Нам у нашій роботі необхідно спроектувати редуктор для стрічкового конвеєра, а також підібрати муфти, двигун, спроектувати раму. Редуктор складається з литого чавунного корпусу, в якому поміщені елементи передачі - черв'як, черв'ячні колесо, підшипники, вал і пр. Вхідний вал за допомогою муфти з'єднується з двигуном, вихідний - з конвеєром.
1.КІНЕМАТІЧЕСКІЙРАСЧЕТ
Проведемо кінематичний розрахунок привода стрічкового конвеєра, схема якого зображена на рис.1, при заданому окружному зусиллі на барабані F = 2.7 кH, окружної швидкості V = 0.18 м/сі діаметрі барабанаD = 400 мм.
1.1. Кінематичний аналіз схеми приводу.
Привод складається з електродвигуна, одноступінчатого черв'ячні редуктори і приводного барабана. Черв'ячна передача служить для передачі потужності від першого (I) вала до другого (II). При передачемощності мають местоее потеріна подолання сил шкідливого опору. Такі опору мають місце і в нашому приводі: в зубчастій передачі, в опорах валів. Зважаючи на це потужність на приводному валу буде менше потужності, що розвивається двигуном, на величину втрат.
1.2. Мощность на приводному валу барабана (потужність корисних сил опору на барабані)
1.3.Общій коефіцієнт корисної дії привода.
де? пк = 0.99 - ККД пари підшипників кочення (за таблицею 1 [1]),
? чп = 0.40 - ККД черв'ячною передачі (за таблицею 1 [1]),
? пс = 0.95 - ККД пари підшипників ковзання (по таблиці 1 [1]).
1.4.Потребная потужність електродвигуна (потужність з урахуванням шкідливих сил опору)
1.5.Частоти обертання барабана (третій валу)
1.6.Оріентіровочное передавальне число приводу
де U `1-оріентіровочноезначеніе передавального числа черв'ячною передачі (за рекомендаціями [1]).
1.7.Оріентіровочние частоти обертання вала електродвигуна.
1.8.Вибор електродвигуна.
По таблиці 5 з [1] вибираємо електродвигун марки 4А1008УЗ, потужність якого Pдв = 1.5кВт, частота вращеніяnдв = 700 об/хв, відносини і,
1.9.Передаточное число приводу.
1.10.Передаточние числа ступенів передач приводу
1.11.Частоти обертання валів приводу.
Для першого валу
Для другого валу
Частоти другому і третьому валу однакові, отже, nIII = nII = 17.189 об/хв
1.12.Мощності на валах.
Потужність на першому валу
Потужність на другому валу
Потужність на третьому валу (для перевірки) дорівнює Рвих
1.13.Моменти на валах
Таблиця 1.1
Результати кінематичного розрахунку
Розрахункові
параметри
Номери валів
I
II
III
Передаточне число ступені
U = 40.724
МощностьР, кВт
1.293
0.512
0.486
Оборотиn, об/хв
700
17.189
17.189
МоментТ, Н? М
17.64
284.461
270.016
2.РАСЧЕТ Черв'ячні ПЕРЕДАЧІ
2.1.Ісходние дані для розрахунку:
а) момент, що обертає на валу червячно колеса T2 = 284.461 Нм;
б) передавальне чіслоU = 40.724;
в) швидкість обертання червякаn1 = 700 об/хв;
г) що обертає момент на валу червячно колеса при короткочасної перевантаження
Т2пік = 1.3? Т = 1.3? 284.461 = 369.8 (Н? М)
д) Циклограма навантаження (Рис.2.1.)
Рис.2.1.
2.2.По відомому значенню передавального числа визначаємо кількість витків (заходів) черв'яка і число зубів колеса:
ПрінімаемZ2 = 40, отже, Uф = Z2/Z1 = 40/1 = 40
2.3.Вибор матеріалу.
Очікувана швидкість ковзання:
По таблиці 26 з [2] з урахуванням V `s вибираємо матеріал вінця червячно колеса: БрА9ЖЗЛ
2.4.Расчет допустимих напружень.
Для коліс з бронзи, що має межу міцності? В> 300 МПа, небезпечним є заїдання, і що допускаються напруги призначають залежно від ковзання Vs без урахування кількості циклів навантаження. У нашому випадку (за таблицею 27 з [2]) залежно від матеріалу черв'яка і швидкості ковзання без урахування кількості циклів навантаження приймаємо [? H] 2 = 173 МПа.
Визначимо обертають моменти 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);
Визначимо термін служби передачі (у годинах):
гдеlлет - кількість років безвідмовної роботи передачі;
kгод - річний коефіцієнт, що дорівнює 0.6;
kсут - добовий коефіцієнт, що дорівнює 0.3
Визначимо час дії обертаючих моментів:
2.5.Предварітельное значення коефіцієнта діаметра.
2.6.Оріентіровочное значення міжосьового відстані.
гдеK? - Коефіцієнт нерівномірності навантаження;
KV - коефіцієнт динамічного навантаження.
У попередніх розрахунках приймають твір K? KV = 1.1 ... 1.4, ми приймемо цей твір рівним 1.2
T2 - обертовий момент на валу червячно колеса, Нм.
2.7.Предварітельное значення модуля, мм.
Значення модуля і коефіцієнта діаметра узгоджується за рекомендацією ГОСТ 2144-76 (таблиця 28 [2]) з метою зменшення номенклатури зуборізні інструменту. Приймаються m = 5.0іq = 10
2.8.Уточняем міжосьова відстань.
Округляємо його до найближчого стандартного значення з ряду: ... 100; 125; 160 ...
Приймаються aw = 125мм.
2.9.Коеффіціент зміщення.
2.10.Проверочний розрахунок по контактним напруженням.
2.10.1.Угол підйому витка черв'яка.
2.10.2.Скорость відносного ковзання в полюсі зачеплення, м/с.
де d1 = m? q = 5.0? 10 = 50 (мм)
2.10.3.По швидкості ковзання VS вибираємо (за таблицею 29 [2]) ступінь точності передачі (8 ступінь) і визначаємо коефіцієнт динамічного навантаження KV = 1.25
2.10.4. Коефіцієнт нерівномірності навантаження.
де? - Коефіцієнт деформації черв'яка, який визначається за таблицею 30 [2] в залежності від q і Z1, що дорівнює 108
Ti і ti - обертовий момент і час його дії на i-тій ступені за гістограмі навантаження;
Т2ср - середнє значення обертального моменту на валу червячно колеса;
Т2max-максимальний з числа довготривалих обертаючих моментів.
Т2max = 284.461 (Н? М)
Тоді коефіцієнт нерівномірності навантаження дорівнює:
2.10.5.Расчетние контактні напруги.
2.11.Проверочний расчетпо напруг вигину.
2.11.1. Еквівалентна кількість зубів колеса.
2.11.2. Коефіцієнт форми зуба колеса вибираємо за таблицею 31 [2]:
2.11.3. Напруження згину в зубьях червячно колеса.
[? F] 2 = 0.25? T +0.08? B - допустимі напруги для всіх марок бронз, значення? Tи? B наведені в таблиці 26 [2]
[? F] 2 = 0.25? 245 +0.08? 530 = 103.65 (МПа)
Умова міцності виконується, тому що? F2
2.12.Проверочние розрахунки по пікових навантажень.
2.12.1.Проведем перевірку за піковим контактним напруженням, щоб уникнути деформації і заїдання поверхонь зубів.
Умова міцності має вигляд:
де [? H] max = 2?? T - межа міцності для безоловяністих бронз, [? H] max = 2? 245 = 490 (МПа)
? H2max
2.12.2.Піковие напруги вигину.
Умова міцності по піковим напруг вигину:
[? F2] max = 0.8?? T = 0.8? 245 = 196 (МПа)
? F2max
2.13.Геометріческій розрахунок передачі.
Основні геометричні розміри черв'яка і червячно колеса визначаємо за формулами, наведеними в таблиці 32 [2].
Діаметри ділильних кіл для черв'яка:
d1 = m? q = 5? 10 = 50 (мм)
для колеса:
d2 = m? Z2 = 5? 40 = 200 (мм)
Діаметри вершин для черв'яка:
da1 = d1 + 2? m = 50 + 2? 5 = 60 (мм)
для колеса:
da2 = d2 + 2? m (1 + x) = 200 + 2? 5 (1 + 0) = 210 (мм)
Висота головки витків черв'яка:
ha1 = m = 5 (мм)
Висота ніжки витків черв'яка:
hf1 = 1.2? m = 1.2? 5 = 6 (мм)
Діаметр западин для черв'яка:
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)
Довжина нарізаної частини черв'яка (формула з таблиці 33 [2]):
b1 = (11 + 0.06? Z2)? m = (11 + 0.06? 40)? 5 = 67 (мм)
Найбільший діаметр червячно колеса:
Ширина вінця червячно колеса:
b2? 45 мм
Радіус виїмки поверхні вершин зубів червячно колеса:
R = 0.5? D1 - m = 0.5? 50 - 5 = 20 (мм)
Міжосьова відстань (перевірка):
aw = 0.5? m? (q + Z2 + 2? x) = 0.5? 5? (10 + 40 + 2? 0) = 125 (мм)
2.14.Данние для контролю взаємного положення різнойменних профілів черв'яка (надалі вказуються на робочих кресленнях)
Ділильна товщина по Хорде витка:
Висота до хорди витка:
2.15.Сіли в зачепленні черв'ячною передачі.
2.15.1.Окружная сила червячно колеса (Ft2) і осьова сила черв'яка (Fa1).
2.15.2. Окружна сила черв'яка (Ft1) і осьова сила червячно колеса (Fa2).
Ft1 = Fa2 = Ft2? Tg (? +?) = 2844.61? Tg (5.7106 + 2.2) = 395.259 (H)
тут? - Це кут тертя, який може бути визначений в залежності від швидкості ковзання Vs за таблицею 34 [2]. Для нашого випадку? = 2.2?
2.15.3. Радіальна сила черв'яка (Fr1) і червячно колеса (Fr2).
Fr1 = Fr2 = 0.37? Ft2 = 0.37? 2844.61 = 1052.506 (H)
2.16.Тепловой розрахунок черв'ячною передачі.
2.16.1.Прібліженное значення К.К.Д. черв'ячною передачі.
0.95 в даному випадку - це множник, що враховує втрати енергії на перемішування масла при змащення зануренням.
2.16.2. Температура масляної ванни в редукторі при природній конвекції повітря.
[ТМ] - максимально допустима температура нагрівання масла (зазвичай 75 ... 90? C);
P1 = 1.293кВт-подводимая потужність (потужність на валу черв'яка);
КТ = 8 ... 17.5 Вт/(м2? С) - коефіцієнт теплопередачі корпусу (великі значення приймають при гарній циркуляції повітря) ПрімемКТ = 14 Вт/(м2? С);
t0 - температура навколишнього повітря, 20? С;
A - площа вільної поверхні охолодження корпусу, включаючи 70% площі поверхні ребер і бобишек, м2
а - міжосьова відстань черв'ячною передачі, м;
? - Коефіцієнт, що враховує тепловідвід в раму або плиту (? = 0.2)
ТМ <[ТМ], отже, редуктор спеціально охолоджувати не треба.>
2.17.Расчет черв'яка на жорсткість.
Відстань між серединами опор валу черв'яка при наближеному розрахунку можна приймати рівним:
L = 0.95? D2 = 0.95? 200 = 190 (мм)
Правильність зачеплення черв'ячною пари може бути забезпечена лише при достатній жорсткості черв'яка. Середня що допускається стріла прогину [f] черв'яка може бути прийнята:
Стріла прогину черв'яка, вал якого спирається на дві радіально-завзятих підшипника визначається за формулою:
Тут
L - відстань між серединами опор;
Jпр - приведений момент інерції перетину черв'яка, який визначається за емпіричною формулою:
Знайдемо реальну стрілу прогину:
f <[f], отже, умова жорсткості виконується.>
3.ПРОЕКТНИЙ РОЗРАХУНОК ВАЛІВ редуктора і ПІДБІР ПІДШИПНИКІВ.
Розрахуємо вхідний і вихідний вали. З попередніх розрахунків редуктора відомо:
а) моменти передаються валаміТI = 17.64 Н? м і ТII = 284.461 Н? м;
б) діаметриd1 = 50 мміd2 = 200 мм;
3.1.Входной вал черв'ячні редуктори.
3.1.1.Вибор матеріалу вала.
Призначаємо матеріал вала - сталь 40ХН. Приймаються по таблиці 3 [3]:
? В = 820 МПа,? Т = 650 МПа.
3.1.2.Проектний розрахунок валу.
Наближено оцінимо діаметр консольного ділянки вала при [?] = 15МПа.
За стандартного ряду приймаємо DВ = 18 мм, тоді по таблиці 2 з [3] t = 2 мм, r = 1.6 мм,
f = 1.
3.1.3.Определім діаметри ділянок валу.
Діаметри ділянок вала розрахуємо відповідно до рекомендацій пункту 4 таблиці 1 [3].
Діаметри підшипникових шийок:
dп1 = DВ 2? t = 18 +2? 2 = 22 (мм);
Значення dпдолжни бути кратні 5, тому приймаємо dп1 = 25 мм
dбп1 = dп1 +3.2? r = 25 +5.12 = 30.12 (мм)
За стандартного ряду приймаємо dбп1 = 30 мм
Тут (по таблиці 2 з [3]) t = 2.2 мм, r = 2 мм, f = 1.
Параметри нарізаної частини: df1 = 38 мм; d1 = 50 мміda1 = 60 мм
Відстань між опорами черв'яка приймемо рівним діаметру червячно колеса, тобто
l1? 210 мм
Відстань від середини вихідного кінця до найближчої опори f1 = 70 мм
3.2.Виходной вал.
3.2.1.Вибор матеріалу вала.
Виберемо сталь 45
3.2.2.Прібліженно оцінимо діаметр вихідного кінця вала при [?] = 30 МПа.
За стандартного ряду приймаємо DВ = 36 мм, тоді по таблиці 2 з [3] t = 2.5 мм, r = 2.5 мм, f = 1.2
3.2.3.Определім діаметри ділянок валу.
Діаметри ділянок вала розрахуємо відповідно до рекомендацій пункту 4 таблиці 1 [3].
Діаметри підшипникових шийок:
dп2 = DВ 2? t = 36 +2? 2.5 = 41 (мм);
Значення dпдолжни бути кратні 5, тому приймаємо dп2 = 40 мм
dбп2 = dп2 +3.2? r = 40 +3.2? 2.5 = 45 (мм)
За стандартного ряду приймаємо dбп2 = 45 мм
Тут (по таблиці 2 з [3]) t = 2.8 мм, r = 3 мм, f = 1.6
dк> dп, прімемdк = 48 мм. Для 48 мм приймаємо t = 2.8 мм, r = 3 мм, f = 1.6, тоді
dбк = dк + 3f = 48 + 3? 1.6? 52 (мм)
Діаметр маточини червячно колеса:
dст2 = (1.6 ... 1.8) dбп2 = (1.6 ... 1.8)? 45 = 72 ... 81 (мм)
Приймаються dст2 = 76 мм.
Довжина маточини червячно колеса:
lст2 = (1.2 ... 1.8) dбп2 = (1.2 ... 1.8)? 45 = 54 ... 81 (мм)
Прінімаемlст2 = 60 мм.
3.3.Подбор підшипників.
3.3.1.Подбор підшипників для черв'яка.
Для черв'яка приймемо попередньо підшипники роликові конічні 7205 легкої серії. Схема установки підшипників - враспор. З таблиці 19.24 [4] виписуємо: d = 25 мм, D = 52 мм, Т = 16.25 мм, e = 0.36. Відстань між заплечікамі валу по компоновочной схемою lT = 200 мм. Тоді відстань між широкими торцями зовнішніх кілець підшипників:
lП = lТ + 2Т = 200 + 2? 16.25 = 232.5 (мм)
Зміщення точки прикладання радіальної реакції від торця підшипника:
Шукалося відстань l3 одно:
l3 = lП - 2а = 232.5 - 2? 12.745? 208 (мм)
3.3.2.Подбор підшипників для валу червячно колеса.
Для вала червячно колеса приймемо підшипники роликові конічні 7208 легкої серії. Схема установки підшипників - враспор. З таблиці 19.24 [4] виписуємо: d = 40 мм, D = 80 мм, Т = 19.25 мм, e = 0.38. Відстань між заплечікамі валу по компоновочной схемою lT = 80 мм. Тоді відстань між широкими торцями зовнішніх кілець підшипників:
lП = lТ + 2Т = 80 + 2? 19.25 = 118.25 (мм)
Зміщення точки прикладання радіальної реакції від торця підшипника:
Шукалося відстань l3 одно:
l6 = lП - 2а = 118.25 - 2? 17.225? 84 (мм)
Інші лінійні розміри, необхідні для визначення реакцій, беремо по компоновочной схемою: l1 = мм, l2 = 104 мм, d1 = 50 мм, l4 = мм, l5 = мм, d2 = 200 мм.
4. КОНСТРУКТИВНІ РОЗМІРИ черв'яків і черв'ячних коліс.
4.1.Размери черв'яка.
Черв'як виконуємо за одне ціле з валом. Розміри вала і черв'яка були визначені раніше, тому тільки випишемо їх для зручного подальшого використання:
- Діаметр окружності ділильної d1 = 50 мм;
- Діаметр вершин da1 = 60 мм;
- Діаметр западин df1 = 38 мм;
- Довжина нарізаної частини черв'яка b1 = 67 мм;
- Діаметр валаdбп1 = 30 мм.
4.2. Розрахунок конструктивних розмірів червячно колеса.
Всі розрахунки в даному пункті ведемо відповідно до методики приведеної в [4] § 6 чолі 4.
Основні геометричні размеричервячного колеса були нами визначені раніше. Для зручності подальшого використання випишемо їх:
- Діаметр окружності ділильної d2 = 200 мм;
- Діаметр вершин da2 = 210 мм;
- Діаметр западин df2 = 188 мм;
- Ширина вінця червячно колеса b2 = 45 мм;
- Діаметр отвору під валd = 48 мм;
- Діаметр маточини червячно колесаdст2 = 76 мм;
- Довжина маточини червячно колесаlст2 = 60 мм.
Колесо конструюємо окремо від валу. Изготовим черв'ячні колесо складовим (ріс.4.1.): Центр колеса з сірого чавуну, зубчастий вінець - з бронзи БрА9ЖЗЛ. З'єднаємо зубчастий вінець з центром посадкою з натягом. Так як у нас напрямок обертання постійне, то на зовнішній поверхні центру зробимо буртік. Така форма центру є традиційною. Однак наявність буртиком ускладнить виготовлення та центру, і вінця.
Черв'ячні колесо обертається з невеликою швидкістю, тому неробочі поверхні обода, диска, маточини колеса залишаємо необробленими і робимо конусними з великими радіусами закруглень.
Гострі кромки на торцях вінця притупляє фаскаміf? 0.5m, гдеm - модуль зачеплення.
f = 0.5? 5 = 2.5 (мм)
Залежно від діаметра отвору червячно колеса приймаємо стандартне значення фасок по таблиці 4.1 з [4], тобто f = 1.6 м??
Розрахуємо основні конструктивні елементи 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. РОЗРАХУНОК ЕЛЕМЕНТІВ корпус редуктора.
5.1.Конструірованіе корпусу.
Конструкцію корпусу черв'ячні редуктори приймаємо по ріс.11.15 з [4]. Для черв'ячні редуктори з міжосьовим відстанню меншим 160 мм рекомендується нероз'ємним корпус з двома вікнами на бічних стінках, через які при складанні вводять всередину корпусу комплект валу з черв'ячним колесом.
Бічні кришки корпусу центріруем з перехідною посадці і кріпимо до корпуса болтами. Діаметри болтів приймаємо за формулою:
де Т - момент, що обертає на тихохідним валу, Н? м.
Приймаються М8, число болтовz = 8.
Для зручності складання діаметр D отвори вікна виконуємо на величину 2С = 4 мм більше максимального діаметра колеса dам2 = 210 мм. Щоб домогтися необхідної жорсткості, бічні кришки виконуємо з високими центруючі буртиком (Н). З'єднання кришок з корпусом ущільнює гумовими кільцями круглого перерізу.
Товщина стінки корпусу:
приймаємо? = 8 мм.
Товщина стінок бічних кришок? 1 = 0.9? = 0.9? 8? 7 (мм)
Діаметр отвору під кришкуD = dам2 + 2С = 210 + 4 = 214 (мм)
Розміри конструктивних елементів кришок: С = 2 мм, D = 214 мм,
Dк = D + (4 ... 4.4) d = 214 + (4 ... 4.4)? 8 = 246 ... 250 (мм),
прімемDкравним 248 мм;
Dф = DК + 4 мм = 248 мм + 4 мм = 252 мм;
Н? 0.1? DК = 0.1? 248 = 24.8 (мм).
Приймемо Н рівним 30 мм.
Розмір hp = 163 мм.
Діаметр dф болтів для кріплення редуктора до плити:
dф = 1.25d = 1.25? 8 = 10 (мм),
ПрінімаемМ10, число болтів - 4.
Діаметр отвору для болтаd0 = 12 мм (по таблиці 11.11 з [4]).
Товщина лапи - 15 мм.
Висота нішіh0 = 2.5 (dф +?) = 2.5 (10 + 8) = 45 (мм)
Глибина ніші - 24 мм.
Ширина опорної поверхні - 32 мм.
5.2.Конструірованіе склянки і кришок підшипників.
Стакан (рис. 5.1.) І кришки (мал. 5.2.) Підшипників виготовимо з чавуну марки Сч15. Приймемо для всіх підшипників прівертние кришки, які будемо кріпити до корпусу редуктора болтами. Розрахуємо всі конструктивні елементи і, для зручності подальшого використання, занесемо в таблиці 5.1 і 5.2.
6. Перевірочний РОЗРАХУНОК ВАЛІВ.
Для валів основним видом руйнування є втомне, статичний руйнування спостерігається значно рідше. Воно відбувається під дією случайнихкратковременних перевантажень. Тому для валів розрахунок на опір втоми є основним, а розрахунок на статичну міцність виконується як перевірочний.
6.1. Перевірочний розрахунок вхідного вала.
6.1.1. Вибір розрахункової схеми і визначення опорних реакцій.
Опорні реакції в горизонтальній площині:
Перевірка:-ZA + Fr1-ZB = -184.353 + 1052.506 - 868.153 = 0
Опорні реакції у вертикальній площині:
Перевірка:-YA + Ft1-YB - FM = -228.984 + 395.259 - 67.46 - 98.815 = 0
6.1.2. Побудова епюр згинальних моментів.
Згинальних моментів:
в горизонтальній площині
MYA =-ZA? 104 = -90287.9 (Н? Мм)
MYB =-ZB? 104 = -19172.7 (Н? Мм)
у вертикальній площині:
MZA =-YA? 104 = -23814.336 (Н? Мм)
MZB =-FM? 66 = -6521.79 (Н? Мм)
6.1.3. Призначення небезпечних перетинів.
Грунтуючись на епюр згинаючих і обертального моментів і ескізі валу, призначаємо розтин, для якого буде виконуватись розрахунок. Це небезпечне розтин в точці С.
6.1.4. Перевірка міцності вала в перетині С.
Сумарний вигинає момент в перерізі С:
Моменти опору перерізу вала-черв'яка (за таблицею 4 [3]):
Напруження згину:
Напруження кручення:
Межі витривалості матеріалу (таблиця 3 [3]):
? -1 = 360 МПа;? -1 = 210 МПа.
Коефіцієнти, що характеризують чутливість матеріалу до асиметрії циклу напружень для сталі 40ХН:
?? = 0.15;?? = 0.1
Ефективні коефіцієнти концентрації напруг для перетину з черв'яком для сталі 40ХН з межею міцності? В = 820 МПа (за таблицею 4 [3]):
K? = 2.4; K? = 1.8
Коефіцієнт впливу абсолютних розмірів поперечного перерізу при d = 50 мм (за таблицею 6 [3]):
?? = 0.70;?? = 0.70
Коефіцієнт впливу шорсткості поверхні (за таблицею 7 [3]):
KF = 1.12
Коефіцієнт впливу поверхні зміцнення (за таблицею 8 [3]):
KV = 1.3
Коефіцієнт переходу від меж витривалості зразків до межі витривалості деталей.
по нормальним напруженням:
по дотичних напруг:
Коефіцієнт запасу тільки за нормальними напруг вигину:
Коефіцієнт запасу тільки за дотичних напруг крутіння:
Коефіцієнт запасу опору втоми:
6.2.Проверочний розрахунок вихідного валу.
Вихідні дані, відомі з попередніх розрахунків:
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. Вибір розрахункової схеми і визначення опорних реакцій.
Опорні реакції в горизонтальній площині:
Перевірка: ZA-Fr1 + ZB = 996.799 - 1052.506 + 55.707 = 0
Опорні реакції у вертикальній площині:
Перевірка: YA - Ft2 + YB + FM = 2099.593 - 2844.61 + 33.863 + 711.153 = 0
6.2.2. Побудова епюр згинальних моментів.
Згинальних моментів:
в горизонтальній площині
MYA = ZA? 42 = 41865.6 (Н? Мм)
MYB = ZB? 42 = 2339.7 (Н? Мм)
у вертикальній площині:
MZA = YA? 42 = 88182.9 (Н? Мм)
MZB = FM? 80 = 56892.2 (Н? Мм)
6.2.3. Призначення небезпечних перетинів.
Грунтуючись на епюр згинаючих і обертального моментів і ескізі валу, призначаємо розтин, для якого буде виконуватись розрахунок. Це небезпечне розтин в точці С.
6.2.4. Перевірка міцності вала в перетині С.
Сумарний вигинає момент в перерізі С:
Моменти опору перерізу вала при наявності шпоночно паза (за таблицею 4 [3]):
Напруження згину:
Напруження кручення:
Межі витривалості матеріалу (таблиця 3 [3]):
? -1 = 250 МПа;? -1 = 150 МПа.
Коефіцієнти, що характеризують чутливість матеріалу до асиметрії циклу напружень для сталі 45:
?? = 0.1;?? = 0.05
Ефективні коефіцієнти концентрації напруг для перетину з шпоночно канавкою з межею міцності? В = 560 МПа (за таблицею 4 [3]):
K? = 1.75; K? = 1.5
Коефіцієнт впливу абсолютних розмірів поперечного перерізу при d = 48 мм (за таблицею 6 [3]):
?? = 0.82;?? = 0.71
Коефіцієнт впливу шорсткості поверхні (за таблицею 7 [3]):
KF = 1.05
Коефіцієнт впливу поверхні зміцнення (за таблицею 8 [3]):
KV = 1
Коефіцієнт переходу від меж витривалості зразків до межі витривалості деталей.
по дотичних напруг:
Коефіцієнт запасу тільки за нормальними напруг вигину:
Коефіцієнт запасу тільки за дотичних напруг крутіння:
Коефіцієнт запасу опору втоми:
ПЕРЕВІРКА ДОВГОВІЧНОСТІ ПІДШИПНИКІВ.
7.1.Подшіпнікі для вхідного вала.
Для черв'яка приймемо підшипники роликові конічні 7205 легкої серії. З таблиці 19.24 [4] виписуємо: d = 25 мм, D = 52 мм, Т = 16.25 мм, e = 0.36, С = 24000 Н.
З умови рівноваги вала:
від сил, що діють у вертикальній площині, Fr
від сил, що діють у горизонтальній площині, Ft
Повні радіальні реакції опор
ВибіраемХ = 0.4 і Y = 0.92 (за рекомендаціями [4])
Розрахуємо наведену навантаження першого підшипника
P1 = (V? X? Fr1 + Y? Fa1)? Kб? Kт, де
Kб = 1.3 - коефіцієнт безпеки (по таблиці 6.3 [4]);
KТ = 1.0 - температурний коефіцієнт (по таблиці 6.4 [4]);
Х - коефіцієнт радіального навантаження;
V - коефіцієнт обертання відносного вектора навантаження внутрішнього кільця підшипника.
P1 = (0.4? 1? 898 + 0.92? 28844.61)? 1.3? 1.0 = 3860 (H)
Ресурс підшипника:
m = 3.33 - показник кривої витривалості.
Lh тр = 9460.8 год - необхідна довговічність.
Lh1> Lh тр, підшипники задовольняють поставленим вимогам.
7.2.Подшіпнікі для вихідного валу.
Для вала червячно колеса приймемо підшипники роликові конічні 7208 легкої серії. З таблиці 19.24 [4] виписуємо: d = 40 мм, D = 80 мм, Т = 19.25 мм, e = 0.38, С = 46500 Н.
З умови рівноваги вала:
від сил, що діють у вертикальній площині, Fr
від сил, що діють у горизонтальній площині, Ft
Повні радіальні реакції опор
ВибіраемХ = 0.4 і Y = 0.86 (за рекомендаціями [4])
Розрахуємо наведену навантаження першого підшипника
P1 = (V? X? Fr1 + Y? Fa1)? Kб? Kт, де
Kб = 1.3 - коефіцієнт безпеки (по таблиці 6.3 [4]);
KТ = 1.0 - температурний коефіцієнт (по таблиці 6.4 [4]);
Х - коефіцієнт радіального навантаження;
V - коефіцієнт обертання відносного вектора навантаження внутрішнього кільця підшипника.
P1 = (0.4? 1? 2324.12 + 0.86? 65.191)? 1.3? 1.0 = 1281.426 (H)
Ресурс підшипника:
m = 3.33 - показник кривої витривалості.
Lh тр = 9460.8 год - необхідна довговічність.
Lh1> Lh тр, підшипники задовольняють поставленим вимогам.
8. ПЕРЕВІРКА МІЦНОСТІ шпоночная СПОЛУКИ І посадка Вінці Черв'ячні колеса.
8.1.Рассчітаем шпонкові з'єднання для вхідного вала з муфтою. Шпонку вибираємо призматичну за ГОСТ 23360-78. Розміри шпонки вибираємо по таблиці 19.11 з [4]:
- Перетин b? h = 6? 6 мм;
- Фаска 0.3 мм;
- Глибина паза валу t1 = 3.5 мм;
- Глибина паза маточини t2 = 2.8 мм;
- Довжина l = 32 мм.
Шпонка призматична з округленими торцями. Матеріал шпонки - сталь 45 нормалізована. Напруження зминання і умови міцності визначаємо за формулою:
При чавунної ступиці [?] См = 70 ... 100 МПа.
Надсилаєте момент Т = 17.64 Н? М.
? см <[?] см, отже, припустимо встановити муфту із чавуну СЧ20>
8.2. Розрахуємо шпонкові з'єднання для вихідного валу.
8.2.1. З'єднання вал-колесо.
Шпонку вибираємо призматичну за ГОСТ 23360-78. Розміри шпонки вибираємо по таблиці 19.11 з [4]:
- Перетин b? h = 14? 9 мм;
- Фаска 0.5 мм;
- Глибина паза валу t1 = 5.5 мм;
- Глибина паза маточини t2 = 3.8 мм;
- Довжина l = 48 мм.
Шпонка призматична з округленими торцями. Матеріал шпонки - сталь 45 нормалізована. Напруження зминання і умови міцності визначаємо за формулою:
При чавунному центрі колеса [?] См = 70 ... 100 МПа.
Надсилаєте момент Т = 284.461 Н? М.
? см <[?] см, отже, припустимо центр червячно колеса виготовити з сірого чавуну СЧ20>
8.2.2. З'єднання вала з муфтою.
Шпонку вибираємо призматичну за ГОСТ 23360-78. Розміри шпонки вибираємо по таблиці 19.11 з [4]:
- Перетин b? h = 10? 8 мм;
- Фаска 0.4 мм;
- Глибина паза валу t1 = 5 мм;
- Глибина паза маточини t2 = 3.3 мм;
- Довжина l = 50 мм.
Шпонка призматична з округленими торцями. Матеріал шпонки - сталь 45 нормалізована. Напруження зминання і умови міцності визначаємо за формулою:
При чавунної ступиці [?] См = 70 ... 100 МПа.
Надсилаєте момент Т = 284.461 Н? М.
? см <[?] см, отже, припустимо встановити муфту із чавуну СЧ20>
8.3. Вибір посадки для вінця червячно колеса.
Потужність, що передається черв'ячним колесомР2 = 0.512 кВт;
Частота вращеніяn2 = 17.189 об/хв;
Обертовий момент, що передається черв'ячним колесомТ = 284.461 Н? М.
Вінець виконаний з бронзи БрА9ЖЗЛ відливання в кокіль (? Т = 245 МПа), чавунний центр - з сірого чавуну СЧ20 (? Пч.р = 118 МПа;? = 0.25) Колесо зображено на ріс.4.1.
Мінімальна контактна тиск, який має бути створено по поверхнях сполучених деталей для передачі моменту Т:
Визначимо величину мінімального розрахункового натягу:
Приймаються для матеріалу охоплюваній деталі (чавуну) Е1 = 1.3? 105 МПаі? = 0.25; для матеріалу вінця-Е1 = 1.1? 105 МПаі? = 0.33.
Обчислимо коефіцієнти с1іс2:
Обчислимо мінімальний табличний натяг з урахуванням поправок:
? Т min =? Min + u = 306 + 14.4? 320 мкм
За таблицями допусків і посадок [6] вибираємо посадку в системі отвору:? Т min = 330 мкм;? Тmax = 420 мкм.
Перевірку міцності з'єднуються деталей виробляємо при контактному тиску, що відповідає максимально можливою величиною натягу:
Для небезпечних точок внутрішньої поверхні вінця червячно колеса при? = 1.0 отримуємо:
Коефіцієнт запасу міцності:
Такий коефіцієнт запасу достатній.
Для небезпечних точок колісного центру:
Таким чином, колісний центр має досить великий запас міцності.
9. ВИБІР Мастила редуктора і ущільнювальних пристроїв.
9.1.Вибор системи і виду мастила.
Швидкість ковзання в зачепленні VS = 1.842 м/с. Контактні напруги? Н = 142.58 Н/мм. За Таблица 8.2 з [4] виберемо Маслоу-Т-Д-220.
Використовуємо картерів систему змащування. У корпус редуктора заливаємо масло так, щоб вінець червячно колеса був у нього занурений на глибину hм:
hм max? 0.25d2 = 0.25? 200 = 50 (мм);
hм min = 2? m = 2? 5 = 10 (мм)
При обертанні колеса олія буде захоплюватися його зубами, розбризкується, потрапляти на внутрішні стінки корпусу, звідки стікати в нижню його частину. Усередині корпусу утворюється суспензія часток масла в повітрі, яким покриваються поверхні розташованих усередині корпусу деталей, у тому числі й підшипники.
Об'єм масляної ванниV = 0.65? Pпот = 0.65? 1.306 = 0.85 л.
9.2. Вибір ущільнень.
І для черв'яка, і для червячно колеса виберемо манжетні ущільнення по ГОСТ 8752-79. Встановимо їх робочою кромкою всередину корпусу так, щоб забезпечити до неї хороший доступ олії.
10. ВИБІР муфт.
10.1. Вибір муфти для вхідного вала.
Вихідні дані відомі з попередніх розрахунків:
- Момент, що обертає на валуТ = 17.64 Н? М;
- Частота обертання вхідного валаn = 700 об/хв;
- Діаметр консольного ділянки валаd1 = 18 мм;
- Діаметр консольного ділянки двигуна d2 = 28 мм.
Так як діаметри консольного ділянки валу (18 мм) і консольного ділянки двигуна (28 мм) неоднакові, то муфта, що з'єднує їх, буде нестандартна. Праву напівмуфт виберемо за ГОСТ 21424-75 для d = 28 мм: D = 120 мм; l = 42 мм. Ліву напівмуфт виготовимо самі дляd = 18 мм: D = 120 мм; l = 42 мм. Довжина всієї муфтиL = 89 мм.
Тип муфти - з циліндричними отворами (рис. 10.1.).
10.2. Вибір муфти для вихідного валу.
Вихідні дані відомі з попередніх розрахунків:
- Момент, що обертає на валуТ = 284.461 Н? М;
- Частота обертання вихідного валаn = 17.189 об/хв;
- Діаметр консольного ділянки валаd = 36 мм.
Для даних параметрів найкраща муфта пружна з торообразной оболонкою (рис 10.2.). Розміри цієї муфти візьмемо за таблицею 15.4 з [4] (ГОСТ 20884-75):
d = 36 мм; D = 250 мм; L = 240 мм; l = 60 мм; nmax = 2000 об/хв.
Номінальний обертаючий моментТ = 315 Н? М.
Максимальний обертовий момент при короткочасної перегрузке1000 Н? М.
11. ОПИС КОНСТРУКЦІЇ РАМИ.
Для виготовлення рами використовуються швелера за ГОСТ 8240-72. Швелера з'єднуються між собою за допомогою зварювання плавиться.
Два поздовжніх швелера № 12 довжиною по 565 мм скріплюються між собою з лівої частини швелером № 12 довжиною 45 мм, справа в стик до них приварюється швелер № 30 довжиною 180 мм. У правій частині зверху встановлюється швелер № 18 довжиною 180 мм паралельно швелер № 30.Редуктор кріпиться на 2 поздовжніх швелера № 12, а двигун на 2 поперечних швелера № 18 і № 30. У місцях їх кріплення приварюються пластини і свердляться отвори діаметром 12 мм, а знизу приварюються косі шайби. На нижніх полицях швелерів № 12 і № 30 в місцях кріплення рами до фундаменту свердляться отвори діаметром 12 мм і приварюються косі шайби.
Габаритні розміри рами: довжина 665 мм, висота 310 мм, ширина 180 мм.
СПИСОК ІСПОЛЬЗАВАННОЙ літерарури.
1. Смолін А. И. Кінематичною розрахунок прівода.Методіческіе вказівки. Курган: 1989. 22 с.
2. Ратманов Е.В. Розрахунок передач зачепленням. Навчальний посібник. Курган, 1995. 78 с.
3. Колесников В.Н. Розрахунок валів. Методичні вказівки. Курган, 1996. 25 с.
4. Дунаев П.Ф., Льоліком О.П. Деталі машин. Курсове проектування. М.: Вища школа, 1990. 400 с.
5. Чернавський С.А., Іцкович Г.М. та ін Курсове проектування деталей машин. М.: Машиностроение, 1979. 351 с.
6. Федоренко В.А., Шошин А.І. Довідник по машинобудівному креслення. Л.: Машиностроение, 1981. 416 с.
