Реферат: Привод ленточного конвейера. Червячный редуктор.
--PAGE_BREAK--Содержание:
Введение 1. Кинематический расчет 2. Расчет червячной передачи 3. Проектный расчет валов редуктора и подбор подшипников 4. Конструктивные размеры червяка и червячного колеса 5. Расчет элементов корпуса редуктора 6. Проверочный расчет валов 7. Проверка долговечности подшипников 8. Проверка прочности шпоночного соединения и посадки венца червячного колеса 9. Выбор смазки редуктора и уплотнительных устройств 10. Выбор муфт 11. Описание конструкции рамы Приложения Список использованной литературы ВВЕДЕНИЕ
Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи мощности от двигателя к рабочей машине.
Назначение редуктора – понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим.
Нам в нашей работе необходимо спроектировать редуктор для ленточного конвейера, а также подобрать муфты, двигатель, спроектировать раму. Редуктор состоит из литого чугунного корпуса, в котором помещены элементы передачи – червяк, червячное колесо, подшипники, вал и пр. Входной вал посредством муфты соединяется с двигателем, выходной – с конвейером.
1. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ
Проведем кинематический расчет привода ленточного конвейера, схема которого изображена на рис.1, при заданном окружном усилии на барабане F=2.7 кH, окружной скорости V=0.18 м/с и диаметре барабана D=400 мм.
1.1. Кинематический анализ схемы привода.
Привод состоит из электродвигателя, одноступенчатого червячного редуктора и приводного барабана. Червячная передача служит для передачи мощности от первого (I) вала ко второму (II). При передаче мощности имеют место ее потери на преодоление сил вредного сопротивления. Такие сопротивления имеют место и в нашем приводе: в зубчатой передаче, в опорах валов. Ввиду этого мощность на приводном валу будет меньше мощности, развиваемой двигателем, на величину потерь.
1.2. Мощность на приводном валу барабана (мощность полезных сил сопротивления на барабане)
<img width=«65» height=«27» src=«ref-1_808162051-206.coolpic» v:shapes="_x0000_i1025"><img width=«67» height=«46» src=«ref-1_808162257-250.coolpic» v:shapes="_x0000_i1026"><img width=«107» height=«46» src=«ref-1_808162507-281.coolpic» v:shapes="_x0000_i1027"><img width=«81» height=«21» src=«ref-1_808162788-268.coolpic» v:shapes="_x0000_i1028">
1.3. Общий коэффициент полезного действия привода.
<img width=«47» height=«27» src=«ref-1_808163056-188.coolpic» v:shapes="_x0000_i1029"><img width=«130» height=«33» src=«ref-1_808163244-282.coolpic» v:shapes="_x0000_i1030"><img width=«118» height=«27» src=«ref-1_808163526-276.coolpic» v:shapes="_x0000_i1031"><img width=«38» height=«21» src=«ref-1_808163802-202.coolpic» v:shapes="_x0000_i1032">
продолжение
--PAGE_BREAK--где hпк=0.99 – к.п.д. пары подшипников качения (по таблице 1 [1]),
hчп=0.40 – к.п.д. червячной передачи (по таблице 1 [1]),
hпс=0.95 – к.п.д. пары подшипников скольжения (по таблице 1 [1]).
1.4. Потребная мощность электродвигателя (мощность с учетом вредных сил сопротивления)
<img width=«63» height=«27» src=«ref-1_808164004-199.coolpic» v:shapes="_x0000_i1033"><img width=«67» height=«58» src=«ref-1_808164203-248.coolpic» v:shapes="_x0000_i1034"><img width=«64» height=«46» src=«ref-1_808164451-272.coolpic» v:shapes="_x0000_i1035"><img width=«81» height=«21» src=«ref-1_808164723-259.coolpic» v:shapes="_x0000_i1036">
1.5. Частоты вращения барабана (третьего вала)
<img width=«63» height=«27» src=«ref-1_808164982-199.coolpic» v:shapes="_x0000_i1037"><img width=«111» height=«46» src=«ref-1_808165181-302.coolpic» v:shapes="_x0000_i1038"><img width=«128» height=«46» src=«ref-1_808165483-328.coolpic» v:shapes="_x0000_i1039"><img width=«95» height=«46» src=«ref-1_808165811-322.coolpic» v:shapes="_x0000_i1040">
1.6. Ориентировочное передаточное число привода
<img width=«52» height=«27» src=«ref-1_808166133-193.coolpic» v:shapes="_x0000_i1041"><img width=«52» height=«27» src=«ref-1_808166326-186.coolpic» v:shapes="_x0000_i1042"><img width=«18» height=«21» src=«ref-1_808166512-185.coolpic» v:shapes="_x0000_i1043">
где U`1-ориентировочное значение передаточного числа червячной передачи (по рекомендациям [1]).
1.7. Ориентировочные частоты вращения вала электродвигателя.
<img width=«56» height=«27» src=«ref-1_808166697-190.coolpic» v:shapes="_x0000_i1044"><img width=«94» height=«27» src=«ref-1_808166887-243.coolpic» v:shapes="_x0000_i1045"><img width=«91» height=«21» src=«ref-1_808167130-243.coolpic» v:shapes="_x0000_i1046"><img width=«103» height=«46» src=«ref-1_808167373-338.coolpic» v:shapes="_x0000_i1047">
1.8. Выбор электродвигателя.
По таблице 5 из [1] выбираем электродвигатель марки 4А1008УЗ, мощность которого Pдв=1.5кВт, частота вращения nдв=700 об/мин, отношения <img width=«50» height=«58» src=«ref-1_808167711-191.coolpic» v:shapes="_x0000_i1048"><img width=«22» height=«21» src=«ref-1_808167902-180.coolpic» v:shapes="_x0000_i1049"> и <img width=«66» height=«58» src=«ref-1_808168082-237.coolpic» v:shapes="_x0000_i1050"><img width=«22» height=«21» src=«ref-1_808168319-178.coolpic» v:shapes="_x0000_i1051"> , <img width=«59» height=«27» src=«ref-1_808168497-217.coolpic» v:shapes="_x0000_i1052"><img width=«55» height=«27» src=«ref-1_808168714-220.coolpic» v:shapes="_x0000_i1053"><img width=«50» height=«27» src=«ref-1_808168934-247.coolpic» v:shapes="_x0000_i1054">
1.9. Передаточное число привода.
<img width=«49» height=«27» src=«ref-1_808169181-187.coolpic» v:shapes="_x0000_i1055"><img width=«65» height=«58» src=«ref-1_808169368-241.coolpic» v:shapes="_x0000_i1056"><img width=«72» height=«46» src=«ref-1_808169609-257.coolpic» v:shapes="_x0000_i1057"><img width=«46» height=«21» src=«ref-1_808169866-221.coolpic» v:shapes="_x0000_i1058">
<img width=«29» height=«27» src=«ref-1_808170087-183.coolpic» v:shapes="_x0000_i1059"><img width=«539» height=«20» src=«ref-1_808170270-619.coolpic» v:shapes="_x0000_i1060">
1.10. Передаточные числа ступеней передач привода
<img width=«49» height=«27» src=«ref-1_808170889-184.coolpic» v:shapes="_x0000_i1061"><img width=«49» height=«27» src=«ref-1_808169181-187.coolpic» v:shapes="_x0000_i1062"><img width=«46» height=«21» src=«ref-1_808169866-221.coolpic» v:shapes="_x0000_i1063">
1.11. Частоты вращения валов привода.
Для первого вала
<img width=«42» height=«27» src=«ref-1_808171481-179.coolpic» v:shapes="_x0000_i1064"><img width=«53» height=«27» src=«ref-1_808171660-190.coolpic» v:shapes="_x0000_i1065"><img width=«75» height=«46» src=«ref-1_808171850-293.coolpic» v:shapes="_x0000_i1066">
Для второго вала
<img width=«47» height=«27» src=«ref-1_808172143-181.coolpic» v:shapes="_x0000_i1067"><img width=«44» height=«52» src=«ref-1_808172324-198.coolpic» v:shapes="_x0000_i1068"><img width=«72» height=«46» src=«ref-1_808172522-270.coolpic» v:shapes="_x0000_i1069"><img width=«95» height=«46» src=«ref-1_808165811-322.coolpic» v:shapes="_x0000_i1070">
Частоты второго и третьего вала одинаковы, следовательно, nIII=nII=17.189 об/мин
1.12. Мощности на валах.
Мощность на первом валу
<img width=«44» height=«27» src=«ref-1_808173114-182.coolpic» v:shapes="_x0000_i1071"><img width=«97» height=«27» src=«ref-1_808173296-238.coolpic» v:shapes="_x0000_i1072"><img width=«95» height=«21» src=«ref-1_808173534-243.coolpic» v:shapes="_x0000_i1073"><img width=«81» height=«21» src=«ref-1_808173777-265.coolpic» v:shapes="_x0000_i1074">
Мощность на втором валу
<img width=«49» height=«27» src=«ref-1_808174042-184.coolpic» v:shapes="_x0000_i1075"><img width=«108» height=«27» src=«ref-1_808174226-254.coolpic» v:shapes="_x0000_i1076"><img width=«120» height=«21» src=«ref-1_808174480-279.coolpic» v:shapes="_x0000_i1077"><img width=«81» height=«21» src=«ref-1_808174759-263.coolpic» v:shapes="_x0000_i1078">
Мощность на третьем валу (для проверки) равна Рвых
<img width=«54» height=«27» src=«ref-1_808175022-187.coolpic» v:shapes="_x0000_i1079"><img width=«83» height=«27» src=«ref-1_808175209-221.coolpic» v:shapes="_x0000_i1080"><img width=«95» height=«21» src=«ref-1_808175430-253.coolpic» v:shapes="_x0000_i1081"><img width=«81» height=«21» src=«ref-1_808162788-268.coolpic» v:shapes="_x0000_i1082">
1.13. Моменты на валах
<img width=«44» height=«27» src=«ref-1_808175951-180.coolpic» v:shapes="_x0000_i1083"><img width=«83» height=«58» src=«ref-1_808176131-262.coolpic» v:shapes="_x0000_i1084"><img width=«101» height=«46» src=«ref-1_808176393-300.coolpic» v:shapes="_x0000_i1085"><img width=«83» height=«21» src=«ref-1_808176693-263.coolpic» v:shapes="_x0000_i1086">
<img width=«49» height=«27» src=«ref-1_808176956-182.coolpic» v:shapes="_x0000_i1087"><img width=«88» height=«58» src=«ref-1_808177138-264.coolpic» v:shapes="_x0000_i1088"><img width=«109» height=«46» src=«ref-1_808177402-313.coolpic» v:shapes="_x0000_i1089"><img width=«99» height=«21» src=«ref-1_808177715-283.coolpic» v:shapes="_x0000_i1090">
<img width=«54» height=«27» src=«ref-1_808177998-185.coolpic» v:shapes="_x0000_i1091"><img width=«93» height=«58» src=«ref-1_808178183-277.coolpic» v:shapes="_x0000_i1092"><img width=«109» height=«46» src=«ref-1_808178460-322.coolpic» v:shapes="_x0000_i1093"><img width=«99» height=«21» src=«ref-1_808178782-271.coolpic» v:shapes="_x0000_i1094">
продолжение
--PAGE_BREAK--Таблица 1.1 Результаты кинематического расчета Расчетные
параметры
Номера валов
I
II
III
Передаточноечисло 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 кратковременной перегрузке Т2пик = 1.3×Т = 1.3×284.461 = 369.8 (Н×м) <img width=«377» height=«233» src=«ref-1_808179053-2088.coolpic» v:shapes="_x0000_s1185">
д) циклограмма нагружения (рис.2.1.) Рис.2.1.
2.2. По известному значению передаточного числа определяем число витков (заходов) червяка и число зубьев колеса:
<img width=«41» height=«27» src=«ref-1_808181141-196.coolpic» v:shapes="_x0000_i1095"><img width=«57» height=«27» src=«ref-1_808181337-202.coolpic» v:shapes="_x0000_i1096"><img width=«83» height=«21» src=«ref-1_808181539-237.coolpic» v:shapes="_x0000_i1097"><img width=«46» height=«21» src=«ref-1_808169866-221.coolpic» v:shapes="_x0000_i1098">
Принимаем Z2=40, следовательно, Uф=Z2/Z1=40/1=40
<img width=«48» height=«21» src=«ref-1_808181997-183.coolpic» v:shapes="_x0000_i1099"><img width=«123» height=«52» src=«ref-1_808182180-297.coolpic» v:shapes="_x0000_i1100"><img width=«152» height=«46» src=«ref-1_808182477-380.coolpic» v:shapes="_x0000_i1101"><img width=«40» height=«21» src=«ref-1_808182857-197.coolpic» v:shapes="_x0000_i1102">
2.3. Выбор материала.
Ожидаемая скорость скольжения:
<img width=«362» height=«58» src=«ref-1_808183054-813.coolpic» v:shapes="_x0000_s1186">
По таблице 26 из [2] с учетом V`s выбираем материал венца червячного колеса: БрА9ЖЗЛ
2.4. Расчет допускаемых напряжений.
Для колес из бронзы, имеющей предел прочности sВ>300 МПа, опасным является заедание, и допускаемые напряжения назначают в зависимости от скольжения Vs без учета количества циклов нагружения. В нашем случае (по таблице 27 из [2]) в зависимости от материала червяка и скорости скольжения без учета количества циклов нагружения принимаем [sH]2=173 МПа.
Определим вращающие 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);
продолжение
--PAGE_BREAK--Определим срок службы передачи (в часах): <img width=«37» height=«27» src=«ref-1_808183867-179.coolpic» v:shapes="_x0000_i1103"><img width=«158» height=«27» src=«ref-1_808184046-368.coolpic» v:shapes="_x0000_i1104"><img width=«134» height=«21» src=«ref-1_808184414-301.coolpic» v:shapes="_x0000_i1105"><img width=«73» height=«21» src=«ref-1_808184715-250.coolpic» v:shapes="_x0000_i1106"> где lлет — количество лет безотказной работы передачи; kгод – годовой коэффициент, равный 0.6; kсут – суточный коэффициент, равный 0.3 Определим время действия вращающих моментов:
<img width=«36» height=«27» src=«ref-1_808184965-170.coolpic» v:shapes="_x0000_i1107"><img width=«78» height=«27» src=«ref-1_808185135-223.coolpic» v:shapes="_x0000_i1108"><img width=«111» height=«21» src=«ref-1_808185358-260.coolpic» v:shapes="_x0000_i1109"><img width=«73» height=«21» src=«ref-1_808185618-255.coolpic» v:shapes="_x0000_i1110">
<img width=«36» height=«27» src=«ref-1_808185873-180.coolpic» v:shapes="_x0000_i1111"><img width=«55» height=«21» src=«ref-1_808186053-196.coolpic» v:shapes="_x0000_i1112"><img width=«95» height=«21» src=«ref-1_808186249-251.coolpic» v:shapes="_x0000_i1113"><img width=«73» height=«21» src=«ref-1_808186500-248.coolpic» v:shapes="_x0000_i1114">
<img width=«36» height=«27» src=«ref-1_808186748-179.coolpic» v:shapes="_x0000_i1115"><img width=«55» height=«21» src=«ref-1_808186053-196.coolpic» v:shapes="_x0000_i1116"><img width=«95» height=«21» src=«ref-1_808186249-251.coolpic» v:shapes="_x0000_i1117"><img width=«73» height=«21» src=«ref-1_808186500-248.coolpic» v:shapes="_x0000_i1118">
2.5. Предварительное значение коэффициента диаметра.
<img width=«37» height=«21» src=«ref-1_808187622-178.coolpic» v:shapes="_x0000_i1119"><img width=«74» height=«27» src=«ref-1_808187800-237.coolpic» v:shapes="_x0000_i1120"><img width=«75» height=«21» src=«ref-1_808188037-226.coolpic» v:shapes="_x0000_i1121"><img width=«18» height=«21» src=«ref-1_808188263-165.coolpic» v:shapes="_x0000_i1122">
2.6. Ориентировочное значение межосевого расстояния.
<img width=«42» height=«27» src=«ref-1_808188428-185.coolpic» v:shapes="_x0000_i1123"><img width=«108» height=«64» src=«ref-1_808188613-391.coolpic» v:shapes="_x0000_i1124">
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.
<img width=«282» height=«58» src=«ref-1_808189004-638.coolpic» v:shapes="_x0000_s1187">
<img width=«282» height=«58» src=«ref-1_808189642-690.coolpic» v:shapes="_x0000_s1188">
2.7. Предварительное значение модуля, мм.
Значение модуля и коэффициента диаметра согласуется по рекомендации ГОСТ 2144-76 (таблица 28 [2]) с целью уменьшения номенклатуры зуборезного инструмента. Принимаем m = 5.0 и q=10
<img width=«342» height=«52» src=«ref-1_808190332-688.coolpic» v:shapes="_x0000_s1189">
2.8. Уточняем межосевое расстояние.
Округляем его до ближайшего стандартного значения из ряда: …100;125;160…
Принимаем aw = 125мм.
<img width=«431» height=«52» src=«ref-1_808191020-750.coolpic» v:shapes="_x0000_s1190">
2.9. Коэффициент смещения.
2.10. Проверочный расчет по контактным напряжениям.
2.10.1.Угол подъема витка червяка.
<img width=«35» height=«21» src=«ref-1_808191770-173.coolpic» v:shapes="_x0000_i1125"><img width=«88» height=«52» src=«ref-1_808191943-301.coolpic» v:shapes="_x0000_i1126"><img width=«89» height=«46» src=«ref-1_808192244-284.coolpic» v:shapes="_x0000_i1127"><img width=«94» height=«21» src=«ref-1_808192528-276.coolpic» v:shapes="_x0000_i1128">
2.10.2.Скорость относительного скольжения в полюсе зацепления, м/с.
<img width=«43» height=«27» src=«ref-1_808192804-189.coolpic» v:shapes="_x0000_i1129"><img width=«107» height=«52» src=«ref-1_808192993-344.coolpic» v:shapes="_x0000_i1130">
<img width=«258» height=«46» src=«ref-1_808193337-587.coolpic» v:shapes="_x0000_s1191">
где d1= m×q= 5.0×10 = 50 (мм)
2.10.3.По скорости скольжения VSвыбираем (по таблице 29 [2]) степень точности передачи (8 степень) и определяем коэффициент динамической нагрузки KV=1.25
2.10.4. Коэффициент неравномерности нагрузки.
<img width=«46» height=«27» src=«ref-1_808193924-205.coolpic» v:shapes="_x0000_i1131"><img width=«221» height=«64» src=«ref-1_808194129-588.coolpic» v:shapes="_x0000_i1132">
<img width=«560» height=«67» src=«ref-1_808194717-1185.coolpic» v:shapes="_x0000_s1192">
где q— коэффициент деформации червяка, определяемый по таблице 30 [2] в зависимости от qи Z1, равный 108
Ti и ti – вращающий момент и время его действия на i-той ступени по гистограмме нагружения;
Т2ср – среднее значение вращающего момента на валу червячного колеса;
Т2max– максимальный из числа длительно действующих вращающих моментов.
Т2max = 284.461 (Н×м)
<img width=«371» height=«52» src=«ref-1_808195902-885.coolpic» v:shapes="_x0000_s1193">
Тогда коэффициент неравномерности нагрузки равен:
2.10.5.Расчетные контактные напряжения.
<img width=«542» height=«61» src=«ref-1_808196787-1017.coolpic» v:shapes="_x0000_s1194">
<img width=«50» height=«27» src=«ref-1_808197804-195.coolpic» v:shapes="_x0000_i1133"><img width=«329» height=«73» src=«ref-1_808197999-730.coolpic» v:shapes="_x0000_i1134">
2.11. Проверочный расчет по напряжениям изгиба.
2.11.1. Эквивалентное число зубьев колеса.
<img width=«49» height=«27» src=«ref-1_808198729-201.coolpic» v:shapes="_x0000_i1135"><img width=«69» height=«58» src=«ref-1_808198930-272.coolpic» v:shapes="_x0000_i1136"><img width=«104» height=«52» src=«ref-1_808199202-302.coolpic» v:shapes="_x0000_i1137"><img width=«30» height=«21» src=«ref-1_808199504-197.coolpic» v:shapes="_x0000_i1138">
2.11.2. Коэффициент формы зуба колеса выбираем по таблице 31 [2] :
<img width=«56» height=«27» src=«ref-1_808199701-208.coolpic» v:shapes="_x0000_i1139"><img width=«30» height=«21» src=«ref-1_808199909-180.coolpic» v:shapes="_x0000_i1140">
2.11.3. Напряжения изгиба в зубьях червячного колеса.
<img width=«48» height=«27» src=«ref-1_808200089-198.coolpic» v:shapes="_x0000_i1141"><img width=«198» height=«64» src=«ref-1_808200287-521.coolpic» v:shapes="_x0000_i1142">
<img width=«478» height=«52» src=«ref-1_808200808-860.coolpic» v:shapes="_x0000_s1195">
[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 избежание деформации и заедания поверхностей зубьев.
Условие прочности имеет вид:
<img width=«70» height=«27» src=«ref-1_808201668-216.coolpic» v:shapes="_x0000_i1143"><img width=«111» height=«58» src=«ref-1_808201884-360.coolpic» v:shapes="_x0000_i1144">
<img width=«310» height=«46» src=«ref-1_808202244-657.coolpic» v:shapes="_x0000_s1197">
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 напряжениям выполняется.
2.12.2.Пиковые напряжения изгиба.
Условие прочности по пиковым напряжениям изгиба:
<img width=«68» height=«27» src=«ref-1_808202901-218.coolpic» v:shapes="_x0000_i1145"><img width=«113» height=«58» src=«ref-1_808203119-379.coolpic» v:shapes="_x0000_i1146">
<img width=«302» height=«46» src=«ref-1_808203498-651.coolpic» v:shapes="_x0000_s1198">
[sF2]max= 0.8×sT= 0.8×245 = 196 (МПа)
sF2max<[sF2]max, следовательно, условие прочности по пиковым напряжениям изгиба выполняется.
2.13. Геометрический расчет передачи.
Основные геометрические размеры червяка и червячного колеса определяем по формулам, приведенным в таблице 32 [2].
Диаметры делительных 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)
продолжение
--PAGE_BREAK--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 части червяка (формула из таблицы 33 [2]):
b1 = (11 + 0.06×Z2)×m = (11 + 0.06×40)×5 = 67 (мм)
Наибольший диаметр червячного колеса:
<img width=«128» height=«52» src=«ref-1_808204149-388.coolpic» v:shapes="_x0000_i1147">
<img width=«133» height=«46» src=«ref-1_808204537-462.coolpic» v:shapes="_x0000_s1200 _x0000_s1199">
Ширина венца червячного колеса:
<img width=«80» height=«27» src=«ref-1_808204999-270.coolpic» v:shapes="_x0000_i1148">
<img width=«75» height=«26» src=«ref-1_808205269-260.coolpic» v:shapes="_x0000_i1149">
b2 £ 45 мм
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 разноименных профилей червяка (в дальнейшем указываются на рабочих чертежах)
<img width=«402» height=«46» src=«ref-1_808205529-625.coolpic» v:shapes="_x0000_s1201">
Делительная толщина по хорде витка:
Высота до хорды витка:
<img width=«402» height=«62» src=«ref-1_808206154-770.coolpic» v:shapes="_x0000_s1202">
<img width=«45» height=«36» src=«ref-1_808206924-200.coolpic» v:shapes="_x0000_i1150"><img width=«265» height=«67» src=«ref-1_808207124-596.coolpic» v:shapes="_x0000_i1151">
2.15. Силы в зацеплении червячной передачи.
<img width=«369» height=«58» src=«ref-1_808207720-732.coolpic» v:shapes="_x0000_s1204">
2.15.1.Окружная сила червячного колеса (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 от скорости скольжения Vs по таблице 34 [2]. Для нашего случая r=2.2°
2.15.3. Радиальная сила червяка (Fr1) и червячного колеса (Fr2).
продолжение
--PAGE_BREAK--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.
<img width=«291» height=«46» src=«ref-1_808208452-589.coolpic» v:shapes="_x0000_s1205">
0.95 в данном случае – это множитель, учитывающий потери энергии на перемешивание масла при смазывании окунанием.
2.16.2. Температура масляной ванны в редукторе при естественной конвекции воздуха.
<img width=«39» height=«27» src=«ref-1_808209041-182.coolpic» v:shapes="_x0000_i1152"><img width=«174» height=«58» src=«ref-1_808209223-479.coolpic» v:shapes="_x0000_i1153">
[tм] – максимально допустимая температура нагрева масла (обычно 75…90°C);
P1=1.293кВт – подводимая мощность (мощность на валу червяка);
КТ=8…17.5 Вт/(м2°С) – коэффициент теплопередачи корпуса (большие значения принимают при хорошей циркуляции воздуха) Примем КТ=14 Вт/(м2°С);
t – температура окружающего воздуха, 20°С;
<img width=«270» height=«32» src=«ref-1_808209702-513.coolpic» v:shapes="_x0000_s1206">
A – площадь свободной поверхности охлаждения корпуса, включая 70% площади поверхности ребер и бобышек, м2
а – межосевое расстояние червячной передачи, м;
<img width=«386» height=«46» src=«ref-1_808210215-781.coolpic» v:shapes="_x0000_s1207">
y — коэффициент, учитывающий теплоотвод 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 червяка при приближенном расчете можно принимать равным:
L = 0.95×d2 = 0.95×200 = 190 (мм)
Правильность зацепления червячной пары может быть обеспечена лишь при достаточной жесткости червяка. Средняя допускаемая стрела прогиба [f] червяка может быть принята:
<img width=«234» height=«46» src=«ref-1_808210996-470.coolpic» v:shapes="_x0000_s1208">
Стрела прогиба червяка, вал которого опирается на два радиально-упорных подшипника определяется по формуле:
<img width=«30» height=«21» src=«ref-1_808211466-169.coolpic» v:shapes="_x0000_i1154"><img width=«129» height=«73» src=«ref-1_808211635-469.coolpic» v:shapes="_x0000_i1155">
Здесь <img width=«35» height=«21» src=«ref-1_808212104-174.coolpic» v:shapes="_x0000_i1156"><img width=«86» height=«27» src=«ref-1_808212278-262.coolpic» v:shapes="_x0000_i1157">
L – расстояние между серединами опор;
Jпр – приведенный момент инерции сечения червяка, определяемый по эмпирической формуле:
<img width=«560» height=«64» src=«ref-1_808212540-1137.coolpic» v:shapes="_x0000_s1209">
Найдем реальную стрелу прогиба:
<img width=«338» height=«67» src=«ref-1_808213677-821.coolpic» v:shapes="_x0000_s1210">
f< [f], следовательно, условие жесткости выполняется.
3. ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ РЕДУКТОРА И ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ.
Рассчитаем входной и выходной валы. Из предыдущих расчетов редуктора известно:
а) моменты передаваемые валами ТI= 17.64 Н×м и ТII= 284.461 Н×м;
б) диаметры d1= 50 мм и d2= 200 мм;
3.1. Входной вал червячного редуктора.
3.1.1. Выбор материала вала.
Назначаем материал вала — сталь 40ХН. Принимаем по таблице 3 [3]: продолжение
--PAGE_BREAK--sВ = 820 МПа, sТ = 650 МПа.
3.1.2. Проектный расчет вала.
<img width=«322» height=«52» src=«ref-1_808214498-677.coolpic» v:shapes="_x0000_s1211">
Приближенно оценим диаметр консольного участка вала при [t]=15МПа.
По стандартному ряду принимаем dв=18 мм, тогда по таблице 2 из [3] t=2 мм, r= 1.6 мм,
f=1.
3.1.3. Определим диаметры участков вала.
Диаметры участков вала рассчитаем в соответствии с рекомендациями пункта 4 таблицы 1 [3].
Диаметры подшипниковых 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.
Параметры нарезанной части: df1= 38 мм; d1= 50 мм и da1= 60 мм
Расстояние между опорами червяка примем равным диаметру червячного колеса, то есть
l1»210 мм
Расстояние от середины выходного конца до ближайшей опоры f1= 70 мм
3.2. Выходной вал.
3.2.1. Выбор материала вала.
Выберем сталь 45
<img width=«330» height=«52» src=«ref-1_808215175-714.coolpic» v:shapes="_x0000_s1212">
3.2.2. Приближенно оценим диаметр выходного конца вала при [t] = 30 МПа.
По стандартному ряду принимаем dв=36 мм, тогда по таблице 2 из [3] t=2.5 мм, r= 2.5 мм, f=1.2
3.2.3. Определим диаметры участков вала.
Диаметры участков вала рассчитаем в соответствии с рекомендациями пункта 4 таблицы 1 [3].
Диаметры подшипниковых 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 ступицы червячного колеса:
dст2= (1.6…1.8)dбп2= (1.6…1.8)×45 = 72…81 (мм)
Принимаем dст2= 76 мм.
Длина ступицы червячного колеса:
lст2= (1.2…1.8)dбп2= (1.2…1.8)×45 = 54…81 (мм)
Принимаем lст2= 60 мм.
3.3. Подбор подшипников.
3.3.1. Подбор подшипников для червяка.
Для червяка 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)
<img width=«428» height=«45» src=«ref-1_808215889-692.coolpic» v:shapes="_x0000_s1213">
Смещение точки приложения радиальной реакции от торца подшипника:
Искомое расстояние l3равно:
l3= lП– 2а = 232.5 — 2×12.745 »208 (мм)
3.3.2. Подбор подшипников для вала червячного колеса.
Для вала червячного колеса примем подшипники роликовые конические 7208 легкой серии. 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)
<img width=«429» height=«45» src=«ref-1_808216581-683.coolpic» v:shapes="_x0000_s1214">
Смещение точки приложения радиальной реакции от торца подшипника:
Искомое расстояние l3равно:
l6= lП– 2а = 118.25 — 2×17.225 »84 (мм)
Другие линейные размеры, необходимые для определения реакций, берем по компоновочной схеме: l1= мм, l2 = 104 мм, d1 = 50 мм, l4= мм, l5= мм, d2 = 200 мм.
4. КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ 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 для удобного дальнейшего использования:
- диаметр делительной окружности d1 = 50 мм;
- диаметр вершин da1 = 60мм;
- диаметр впадин df1 = 38мм;
- длина нарезанной части червяка b1 = 67 мм;
- диаметр вала dбп1= 30 мм.
4.2. Расчет конструктивных размеров червячного колеса.
Все расчеты в данном пункте ведем в соответствии с методикой приведенной в [4] §6 главе 4.
продолжение
--PAGE_BREAK--Основные геометрические размеры червячного колеса были нами определены ранее. Для удобства дальнейшего использования выпишем их:
- диаметр делительной окружности d2 = 200 мм;
- диаметр вершин da2 = 210мм;
- диаметр впадин df2 = 188мм;
- ширина венца червячного колеса b2 = 45 мм;
- диаметр отверстия под вал d = 48 мм;
- диаметр ступицы червячного колеса dст2= 76 мм;
- длина ступицы червячного колеса lст2 = 60 мм.
Колесо конструируем отдельно от вала. Изготовим червячное колесо составным (рис.4.1.): центр колеса из серого чугуна, зубчатый венец – из бронзы БрА9ЖЗЛ. Соединим зубчатый венец с центром посадкой с натягом. Так как у нас направление вращения постоянное, то на наружной поверхности 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 оставляем необработанными 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 колеса принимаем 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 редуктора принимаем по рис.11.15 из [4]. Для червячного редуктора с межосевым расстоянием меньшим 160 мм рекомендуется неразъемный корпус с двумя окнами на боковых стенках, через которые при сборке вводят внутрь корпуса комплект вала с червячным колесом.
<img width=«140» height=«25» src=«ref-1_808217264-355.coolpic» v:shapes="_x0000_s1215">
Боковые крышки корпуса центрируем по переходной посадке и крепим к корпусу болтами. Диаметры болтов принимаем по формуле:
<img width=«207» height=«25» src=«ref-1_808217619-430.coolpic» v:shapes="_x0000_s1216">
где Т – вращающий момент на тихоходном валу, Н×м.
принимаем М8, число болтов z= 8.
Для удобства сборки диаметр Dотверстия окна выполняем на величину 2С = 4 мм больше максимального диаметра колеса dам2 = 210 мм. Чтобы добиться необходимой жесткости, боковые крышки выполняем с высокими центрирующими буртиками (Н). Соединение крышек с корпусом уплотняем резиновыми кольцами круглого сечения.
<img width=«256» height=«25» src=«ref-1_808218049-501.coolpic» v:shapes="_x0000_s1217">
Толщина стенки 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 ³0.1×Dк= 0.1×248 = 24.8 (мм).
Примем Н равным 30 мм.
Размер hp= 163 мм.
Диаметр dфболтов для крепления редуктора к плите:
dф = 1.25d= 1.25×8 = 10 (мм),
Принимаем М10, число болтов – 4.
Диаметр отверстия для болта d= 12 мм (по таблице 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 и крышек подшипников.
Стакан (рис. 5.1.) и крышки (рис. 5.2.) подшипников изготовим из чугуна марки СЧ15. Примем для всех подшипников привертные 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.
Размеры конструктивных элементов крышек подшипников (мм)
D
d
d
z
d1
d2
C
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
Таблица 5.2.
Размеры конструктивных элементов стакана (мм)
D
Da
d
d1
d2
C
Dф
t
болт
d
z
52
66
7
7
7
8
98
2
8
4
6. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ.
Для валов основным видом разрушения является усталостное, статическое разрушение наблюдается значительно реже. Оно происходит под действием случайных кратковременных перегрузок. Поэтому для валов расчет на сопротивление усталости является основным, а расчет на статическую прочность выполняется как проверочный.
6.1. Проверочный расчет входного вала.
6.1.1. Выбор расчетной схемы и определение опорных реакций.
<img width=«680» height=«780» src=«ref-1_808218550-11970.coolpic» v:shapes="_x0000_s1236 _x0000_s1235 _x0000_s1234 _x0000_s1232 _x0000_s1278 _x0000_s1277 _x0000_s1276 _x0000_s1275 _x0000_s1274 _x0000_s1267 _x0000_s1266 _x0000_s1268 _x0000_s1269 _x0000_s1273 _x0000_s1271 _x0000_s1270 _x0000_s1272 _x0000_s1265 _x0000_s1264 _x0000_s1263 _x0000_s1262 _x0000_s1261 _x0000_s1260 _x0000_s1259 _x0000_s1258 _x0000_s1257 _x0000_s1256 _x0000_s1255 _x0000_s1254 _x0000_s1253 _x0000_s1252 _x0000_s1251 _x0000_s1250 _x0000_s1249 _x0000_s1248 _x0000_s1246 _x0000_s1247 _x0000_s1245 _x0000_s1244 _x0000_s1243 _x0000_s1242 _x0000_s1240 _x0000_s1241 _x0000_s1239 _x0000_s1238 _x0000_s1237 _x0000_s1233 _x0000_s1231 _x0000_s1230 _x0000_s1229 _x0000_s1228 _x0000_s1226 _x0000_s1225 _x0000_s1224 _x0000_s1223 _x0000_s1222 _x0000_s1221 _x0000_s1220 _x0000_s1219 _x0000_s1218 _x0000_s1227"><img width=«35» height=«35» src=«ref-1_808230520-230.coolpic» hspace=«12» alt=«Подпись: C» v:shapes="_x0000_s1279"><img width=«35» height=«35» src=«ref-1_808230750-229.coolpic» hspace=«12» alt=«Подпись: C» v:shapes="_x0000_s1280"><img width=«35» height=«35» src=«ref-1_808230520-230.coolpic» hspace=«12» alt=«Подпись: C» v:shapes="_x0000_s1281"><img width=«35» height=«35» src=«ref-1_808231209-217.coolpic» hspace=«12» alt=«Подпись: B» v:shapes="_x0000_s1282"><img width=«35» height=«35» src=«ref-1_808231426-216.coolpic» hspace=«12» alt=«Подпись: B» v:shapes="_x0000_s1283"><img width=«35» height=«35» src=«ref-1_808231209-217.coolpic» hspace=«12» alt=«Подпись: B» v:shapes="_x0000_s1284"><img width=«35» height=«35» src=«ref-1_808231859-226.coolpic» hspace=«12» alt=«Подпись: A» v:shapes="_x0000_s1285"><img width=«35» height=«35» src=«ref-1_808231859-226.coolpic» hspace=«12» alt=«Подпись: A» v:shapes="_x0000_s1286"><img width=«35» height=«35» src=«ref-1_808232311-225.coolpic» hspace=«12» alt=«Подпись: A» v:shapes="_x0000_s1287"><img width=«636» height=«53» src=«ref-1_808232536-1822.coolpic» v:shapes="_x0000_s1323 _x0000_s1321 _x0000_s1320 _x0000_s1319 _x0000_s1318 _x0000_s1317 _x0000_s1316 _x0000_s1322 _x0000_s1314 _x0000_s1313 _x0000_s1312 _x0000_s1311 _x0000_s1310 _x0000_s1309 _x0000_s1315 _x0000_s1308 _x0000_s1307 _x0000_s1306 _x0000_s1305 _x0000_s1304 _x0000_s1303 _x0000_s1295 _x0000_s1294"> <img width=«618» height=«16» src=«ref-1_808234358-389.coolpic» v:shapes="_x0000_s1302 _x0000_s1301 _x0000_s1300"> <img width=«622» height=«48» src=«ref-1_808234747-716.coolpic» v:shapes="_x0000_s1299 _x0000_s1298 _x0000_s1297 _x0000_s1292 _x0000_s1296"> <img width=«622» height=«47» src=«ref-1_808235463-804.coolpic» v:shapes="_x0000_s1291 _x0000_s1290 _x0000_s1289 _x0000_s1293 _x0000_s1288">
<img width=«75» height=«27» src=«ref-1_808236267-397.coolpic» v:shapes="_x0000_s1327 _x0000_s1326">
Опорные реакции в горизонтальной плоскости:
<img width=«237» height=«41» src=«ref-1_808236664-697.coolpic» v:shapes="_x0000_s1331 _x0000_s1330 _x0000_s1328 _x0000_s1329">
Проверка: -ZA+ Fr1 -ZB= -184.353 + 1052.506 – 868.153 = 0
<img width=«231» height=«41» src=«ref-1_808237361-489.coolpic» v:shapes="_x0000_s1332">
Опорные реакции в вертикальной плоскости:
<img width=«250» height=«41» src=«ref-1_808237850-957.coolpic» v:shapes="_x0000_s1337 _x0000_s1335 _x0000_s1336 _x0000_s1333 _x0000_s1334">
Проверка: -YA+ Ft1 -YB– FM = -228.984 + 395.259 – 67.46 – 98.815 = 0
6.1.2. Построение эпюр изгибающих моментов.
Изгибающие моменты:
в горизонтальной плоскости
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. Назначение опасных сечений.
Основываясь на эпюрах изгибающих и крутящего моментов и эскизе вала, назначаем сечение, для которого будет выполняться расчет. Это опасное сечение в точке С.
6.1.4. Проверка прочности вала в сечении С.
<img width=«427» height=«32» src=«ref-1_808238807-719.coolpic» v:shapes="_x0000_s1338">
Суммарный изгибающий момент в сечении С:
<img width=«213» height=«44» src=«ref-1_808239526-519.coolpic» v:shapes="_x0000_s1339">
Моменты сопротивления сечения вала-червяка (по таблице 4[3]):
<img width=«275» height=«61» src=«ref-1_808240045-824.coolpic» v:shapes="_x0000_s1340 _x0000_s1341">
Напряжения изгиба:
<img width=«319» height=«41» src=«ref-1_808240869-585.coolpic» v:shapes="_x0000_s1342">
Напряжения кручения:
Пределы выносливости материала (таблица 3[3]):
s-1 = 360 МПа; t-1= 210 МПа.
Коэффициенты, характеризующие чувствительность материала к асимметрии цикла напряжений для стали 40ХН:
ys= 0.15; yt= 0.1
Эффективные коэффициенты концентрации напряжений для сечения с червяком для стали 40ХН с пределом прочности sВ = 820 МПа (по таблице 4[3]):
Ks= 2.4; Kt= 1.8
Коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения при d= 50 мм (по таблице 6[3]):
es= 0.70; et= 0.70
Коэффициент влияния шероховатости поверхности (по таблице 7[3]):
KF= 1.12
Коэффициент влияния поверхности упрочнения (по таблице 8[3]):
KV= 1.3
Коэффициент перехода от пределов выносливости образцов к пределу выносливости деталей.
по нормальным напряжениям:
<img width=«270» height=«61» src=«ref-1_808241454-658.coolpic» v:shapes="_x0000_s1344 _x0000_s1343">
по касательным напряжениям:
<img width=«353» height=«44» src=«ref-1_808242112-600.coolpic» v:shapes="_x0000_s1345">
Коэффициент запаса только по нормальным напряжениям изгиба:
<img width=«356» height=«44» src=«ref-1_808242712-588.coolpic» v:shapes="_x0000_s1346">
Коэффициент запаса только по касательным напряжениям кручения:
<img width=«161» height=«51» src=«ref-1_808243300-477.coolpic» v:shapes="_x0000_s1347">
Коэффициент запаса сопротивлению усталости:
<img width=«257» height=«47» src=«ref-1_808243777-560.coolpic» v:shapes="_x0000_s1348">
6.2. Проверочный расчет выходного вала.
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.
<img width=«53» height=«780» src=«ref-1_808244337-1191.coolpic» v:shapes="_x0000_s1355 _x0000_s1354 _x0000_s1353 _x0000_s1350 _x0000_s1349"> <img width=«22» height=«731» src=«ref-1_808245528-460.coolpic» v:shapes="_x0000_s1357 _x0000_s1356"> <img width=«2» height=«722» src=«ref-1_808245988-179.coolpic» v:shapes="_x0000_s1359"> <img width=«2» height=«722» src=«ref-1_808245988-179.coolpic» v:shapes="_x0000_s1358"> <img width=«35» height=«35» src=«ref-1_808230520-230.coolpic» hspace=«12» alt=«Подпись: C» v:shapes="_x0000_s1360"><img width=«35» height=«35» src=«ref-1_808230750-229.coolpic» hspace=«12» alt=«Подпись: C» v:shapes="_x0000_s1361"><img width=«35» height=«35» src=«ref-1_808230520-230.coolpic» hspace=«12» alt=«Подпись: C» v:shapes="_x0000_s1362"><img width=«35» height=«35» src=«ref-1_808231209-217.coolpic» hspace=«12» alt=«Подпись: B» v:shapes="_x0000_s1363"><img width=«35» height=«35» src=«ref-1_808231426-216.coolpic» hspace=«12» alt=«Подпись: B» v:shapes="_x0000_s1364"><img width=«35» height=«35» src=«ref-1_808231209-217.coolpic» hspace=«12» alt=«Подпись: B» v:shapes="_x0000_s1365"><img width=«35» height=«35» src=«ref-1_808231859-226.coolpic» hspace=«12» alt=«Подпись: A» v:shapes="_x0000_s1366"><img width=«35» height=«35» src=«ref-1_808231859-226.coolpic» hspace=«12» alt=«Подпись: A» v:shapes="_x0000_s1367"><img width=«35» height=«35» src=«ref-1_808232311-225.coolpic» hspace=«12» alt=«Подпись: A» v:shapes="_x0000_s1368"><img width=«669» height=«73» src=«ref-1_808248362-1889.coolpic» v:shapes="_x0000_s1390 _x0000_s1388 _x0000_s1387 _x0000_s1386 _x0000_s1385 _x0000_s1384 _x0000_s1383 _x0000_s1389 _x0000_s1381 _x0000_s1380 _x0000_s1379 _x0000_s1378 _x0000_s1377 _x0000_s1376 _x0000_s1382 _x0000_s1375 _x0000_s1374 _x0000_s1444 _x0000_s1448 _x0000_s1445 _x0000_s1447 _x0000_s1446 _x0000_s1443"> <img width=«618» height=«16» src=«ref-1_808234358-389.coolpic» v:shapes="_x0000_s1373 _x0000_s1372 _x0000_s1371"> <img width=«617» height=«48» src=«ref-1_808250640-651.coolpic» v:shapes="_x0000_s1370 _x0000_s1440 _x0000_s1441 _x0000_s1442"> <img width=«650» height=«43» src=«ref-1_808251291-744.coolpic» v:shapes="_x0000_s1439 _x0000_s1369 _x0000_s1438 _x0000_s1437"> <img width=«623» height=«99» src=«ref-1_808252035-2546.coolpic» v:shapes="_x0000_s1412 _x0000_s1411 _x0000_s1410 _x0000_s1409 _x0000_s1408 _x0000_s1407 _x0000_s1406 _x0000_s1405 _x0000_s1404 _x0000_s1403 _x0000_s1402 _x0000_s1401 _x0000_s1400 _x0000_s1399 _x0000_s1398 _x0000_s1397 _x0000_s1396 _x0000_s1395 _x0000_s1394 _x0000_s1393 _x0000_s1392"> <img width=«623» height=«118» src=«ref-1_808254581-3497.coolpic» v:shapes="_x0000_s1435 _x0000_s1434 _x0000_s1413 _x0000_s1433 _x0000_s1432 _x0000_s1431 _x0000_s1430 _x0000_s1429 _x0000_s1428 _x0000_s1427 _x0000_s1414 _x0000_s1426 _x0000_s1425 _x0000_s1424 _x0000_s1423 _x0000_s1422 _x0000_s1421 _x0000_s1420 _x0000_s1419 _x0000_s1418 _x0000_s1417 _x0000_s1416 _x0000_s1415 _x0000_s1436 _x0000_s1391">
<img width=«75» height=«27» src=«ref-1_808236267-397.coolpic» v:shapes="_x0000_s1450 _x0000_s1449">
Опорные реакции в горизонтальной плоскости:
<img width=«239» height=«41» src=«ref-1_808258475-669.coolpic» v:shapes="_x0000_s1451 _x0000_s1454 _x0000_s1452 _x0000_s1453">
Проверка: ZA— Fr1+ ZB= 996.799 — 1052.506 + 55.707 = 0
<img width=«228» height=«41» src=«ref-1_808259144-468.coolpic» v:shapes="_x0000_s1455">
Опорные реакции в вертикальной плоскости:
<img width=«249» height=«41» src=«ref-1_808259612-916.coolpic» v:shapes="_x0000_s1460 _x0000_s1458 _x0000_s1459 _x0000_s1456 _x0000_s1457">
Проверка: YA— Ft2 + YB+ FM = 2099.593 – 2844.61 + 33.863 + 711.153 = 0
6.2.2. Построение эпюр изгибающих моментов.
Изгибающие моменты:
в горизонтальной плоскости
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. Назначение опасных сечений.
Основываясь на эпюрах изгибающих и крутящего моментов и эскизе вала, назначаем сечение, для которого будет выполняться расчет. Это опасное сечение в точке С.
6.2.4. Проверка прочности вала в сечении С.
<img width=«403» height=«32» src=«ref-1_808260528-688.coolpic» v:shapes="_x0000_s1461">
Суммарный изгибающий момент в сечении С:
<img width=«448» height=«44» src=«ref-1_808261216-845.coolpic» v:shapes="_x0000_s1462">
Моменты сопротивления сечения вала при наличии шпоночного паза (по таблице 4[3]):
<img width=«463» height=«44» src=«ref-1_808262061-851.coolpic» v:shapes="_x0000_s1463">
<img width=«268» height=«61» src=«ref-1_808262912-608.coolpic» v:shapes="_x0000_s1464">
Напряжения изгиба:
<img width=«332» height=«41» src=«ref-1_808263520-655.coolpic» v:shapes="_x0000_s1465">
Напряжения кручения:
Пределы выносливости материала (таблица 3[3]):
s-1 = 250 МПа; t-1= 150 МПа.
Коэффициенты, характеризующие чувствительность материала к асимметрии цикла напряжений для стали 45:
ys= 0.1; yt= 0.05
Эффективные коэффициенты концентрации напряжений для сечения со шпоночной канавкой с пределом прочности sВ = 560 МПа (по таблице 4[3]):
Ks= 1.75; Kt= 1.5
Коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения при d= 48 мм (по таблице 6[3]):
es= 0.82; et= 0.71
Коэффициент влияния шероховатости поверхности (по таблице 7[3]):
KF= 1.05
Коэффициент влияния поверхности упрочнения (по таблице 8[3]):
KV= 1
Коэффициент перехода от пределов выносливости образцов к пределу выносливости деталей.
по нормальным напряжениям:
<img width=«274» height=«61» src=«ref-1_808264175-653.coolpic» v:shapes="_x0000_s1467 _x0000_s1466">
по касательным напряжениям:
<img width=«345» height=«44» src=«ref-1_808264828-591.coolpic» v:shapes="_x0000_s1468">
Коэффициент запаса только по нормальным напряжениям изгиба:
<img width=«359» height=«44» src=«ref-1_808265419-595.coolpic» v:shapes="_x0000_s1469">
Коэффициент запаса только по касательным напряжениям кручения:
Коэффициент запаса сопротивлению усталости:
<img width=«273» height=«51» src=«ref-1_808266014-723.coolpic» v:shapes="_x0000_s1470 _x0000_s1471">
ПРОВЕРКА ДОЛГОВЕЧНОСТИ ПОДШИПНИКОВ.
7.1. Подшипники для входного вала.
Для червяка примем подшипники роликовые конические 7205 легкой 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:
<img width=«108» height=«24» src=«ref-1_808266737-313.coolpic» v:shapes="_x0000_s1472"> <img width=«93» height=«24» src=«ref-1_808267050-303.coolpic» v:shapes="_x0000_s1473">
от сил, действующих в вертикальной плоскости, Fr
<img width=«107» height=«24» src=«ref-1_808267353-307.coolpic» v:shapes="_x0000_s1474"> <img width=«105» height=«24» src=«ref-1_808267660-309.coolpic» v:shapes="_x0000_s1475">
от сил, действующих в горизонтальной плоскости, Ft
продолжение
--PAGE_BREAK--<img width=«371» height=«29» src=«ref-1_808267969-644.coolpic» v:shapes="_x0000_s1476">
Полные радиальные реакции опор
<img width=«353» height=«29» src=«ref-1_808268613-645.coolpic» v:shapes="_x0000_s1477">
Выбираем Х = 0.4 и Y= 0.92 (по рекомендациям [4])
Рассчитаем приведенную 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– коэффициент вращения относительного вектора нагрузки внутреннего кольца подшипника.
P1= (0.4×1×898 + 0.92×28844.61)×1.3×1.0 = 3860 (H)
<img width=«160» height=«53» src=«ref-1_808269258-490.coolpic» v:shapes="_x0000_s1478">
Ресурс подшипника:
<img width=«256» height=«49» src=«ref-1_808269748-658.coolpic» v:shapes="_x0000_s1479">
m=3.33 – показатель кривой выносливости.
Lhтр= 9460.8 ч – требуемая долговечность.
Lh1 > Lhтр, подшипники удовлетворяют поставленным требованиям.
7.2. Подшипники для выходного вала.
Для вала червячного колеса примем подшипники роликовые конические 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:
<img width=«116» height=«24» src=«ref-1_808270406-324.coolpic» v:shapes="_x0000_s1480"> <img width=«100» height=«24» src=«ref-1_808270730-309.coolpic» v:shapes="_x0000_s1481">
от сил, действующих в вертикальной плоскости, Fr
<img width=«108» height=«24» src=«ref-1_808271039-314.coolpic» v:shapes="_x0000_s1482"> <img width=«100» height=«24» src=«ref-1_808271353-298.coolpic» v:shapes="_x0000_s1483">
от сил, действующих в горизонтальной плоскости, Ft
<img width=«408» height=«29» src=«ref-1_808271651-687.coolpic» v:shapes="_x0000_s1484">
Полные радиальные реакции опор
<img width=«377» height=«29» src=«ref-1_808272338-651.coolpic» v:shapes="_x0000_s1485">
Выбираем Х = 0.4 и Y= 0.86 (по рекомендациям [4])
Рассчитаем приведенную 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– коэффициент вращения относительного вектора нагрузки внутреннего кольца подшипника.
P1= (0.4×1×2324.12 + 0.86×65.191)×1.3×1.0 = 1281.426 (H)
<img width=«160» height=«53» src=«ref-1_808269258-490.coolpic» v:shapes="_x0000_s1486">
Ресурс подшипника:
<img width=«311» height=«49» src=«ref-1_808273479-757.coolpic» v:shapes="_x0000_s1487">
m=3.33 – показатель кривой выносливости.
Lhтр= 9460.8 ч – требуемая долговечность.
Lh1 > Lhтр, подшипники удовлетворяют поставленным требованиям.
8. ПРОВЕРКА ПРОЧНОСТИ ШПОНОЧНОГО СОЕДИНЕНИЯ И ПОСАДКИ ВЕНЦА ЧЕРВЯЧНОГО КОЛЕСА.
8.1. Рассчитаем шпоночное соединение для входного вала с муфтой. Шпонку выбираем призматическую по ГОСТ 23360-78. Размеры шпонки выбираем по таблице 19.11 из [4]:
— сечение b´h= 6 ´6 мм;
— фаска 0.3 мм;
— глубина паза вала t1= 3.5 мм;
— глубина паза ступицы t2= 2.8 мм;
— длина l= 32 мм.
<img width=«156» height=«44» src=«ref-1_808274236-402.coolpic» v:shapes="_x0000_s1488">
Шпонка призматическая со скругленными торцами. Материал шпонки – сталь 45 нормализованная. Напряжения смятия и условия прочности определяем по формуле:
При чугунной ступице [s]см = 70…100 МПа.
<img width=«315» height=«45» src=«ref-1_808274638-662.coolpic» v:shapes="_x0000_s1489">
Передаваемый момент 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. Соединение вал-колесо.
Шпонку выбираем призматическую по ГОСТ 23360-78. Размеры шпонки выбираем по таблице 19.11 из [4]:
— сечение b´h= 14 ´9 мм;
— фаска 0.5 мм;
— глубина паза вала t1= 5.5 мм;
— глубина паза ступицы t2= 3.8 мм;
— длина l= 48 мм.
<img width=«156» height=«44» src=«ref-1_808274236-402.coolpic» v:shapes="_x0000_s1490">
Шпонка призматическая со скругленными торцами. Материал шпонки – сталь 45 нормализованная. Напряжения смятия и условия прочности определяем по формуле:
При чугунном центре колеса [s]см = 70…100 МПа.
<img width=«337» height=«45» src=«ref-1_808275702-704.coolpic» v:shapes="_x0000_s1491">
Передаваемый момент Т = 284.461 Н×м.
sсм < [s]см, следовательно, допустимо центр червячного колеса изготовить из серого чугуна СЧ20
8.2.2. Соединение вала с муфтой.
Шпонку выбираем призматическую по ГОСТ 23360-78. Размеры шпонки выбираем по таблице 19.11 из [4]:
— сечение b´h= 10 ´8 мм;
— фаска 0.4 мм;
— глубина паза вала t1= 5 мм;
— глубина паза ступицы t2= 3.3 мм;
— длина l= 50 мм.
<img width=«156» height=«44» src=«ref-1_808274236-402.coolpic» v:shapes="_x0000_s1492">
Шпонка призматическая со скругленными торцами. Материал шпонки – сталь 45 нормализованная. Напряжения смятия и условия прочности определяем по формуле:
При чугунной ступице [s]см = 70…100 МПа.
<img width=«337» height=«45» src=«ref-1_808276808-690.coolpic» v:shapes="_x0000_s1493">
Передаваемый момент Т = 284.461 Н×м.
sсм< [s]см, следовательно, допустимо установить муфту из чугуна СЧ20
8.3. Выбор посадки для венца червячного колеса.
Мощность, передаваемая червячным колесом Р2 = 0.512 кВт;
Частота вращения n2 = 17.189 об/мин;
Вращающий момент, передаваемый червячным колесом Т = 284.461 Н×м.
Венец выполнен из бронзы БрА9ЖЗЛ отливка в кокиль (sТ = 245 МПа), чугунный центр — из серого чугуна СЧ20 (sпч.р = 118 МПа; n = 0.25) Колесо изображено на рис.4.1.
<img width=«329» height=«45» src=«ref-1_808277498-717.coolpic» v:shapes="_x0000_s1494">
Минимальное контактное давление, которое должно быть создано по поверхностям сопрягаемых деталей для передачи момента Т:
Определим величину минимального расчетного натяга:
<img width=«171» height=«51» src=«ref-1_808278215-477.coolpic» v:shapes="_x0000_s1495">
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.
<img width=«335» height=«51» src=«ref-1_808278692-953.coolpic» v:shapes="_x0000_s1496 _x0000_s1497">
Вычислим коэффициенты с1 и с2 :
<img width=«341» height=«45» src=«ref-1_808279645-676.coolpic» v:shapes="_x0000_s1498">
Вычислим минимальный табличный натяг с учетом поправок:
DТ min = Dmin+ u = 306 + 14.4 »320 мкм
По таблицам допусков и посадок [6] выбираем посадку в системе отверстия: DТ min= 330 мкм; DТmax = 420 мкм.
Проверку прочности соединяемых деталей производим при контактном давлении, соответствующем максимально возможной величине натяга:
<img width=«311» height=«47» src=«ref-1_808280321-620.coolpic» v:shapes="_x0000_s1499">
<img width=«349» height=«48» src=«ref-1_808280941-724.coolpic» v:shapes="_x0000_s1500">
Для опасных точек внутренней поверхности венца червячного колеса при n = 1.0 получаем:
<img width=«188» height=«47» src=«ref-1_808281665-466.coolpic» v:shapes="_x0000_s1501">
Коэффициент запаса прочности:
Такой коэффициент запаса достаточен.
<img width=«380» height=«48» src=«ref-1_808282131-771.coolpic» v:shapes="_x0000_s1502">
Для опасных точек колесного центра:
<img width=«175» height=«47» src=«ref-1_808282902-435.coolpic» v:shapes="_x0000_s1503"> продолжение
--PAGE_BREAK--
Таким образом, колесный центр имеет весьма большой запас прочности.
9. ВЫБОР СМАЗКИ РЕДУКТОРА И УПЛОТНИТЕЛЬНЫХ УСТРОЙСТВ.
9.1. Выбор системы и вида смазки.
Скорость скольжения в зацеплении 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 систему смазывания. В корпус редуктора заливаем масло так, чтобы венец червячного колеса был 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 нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которым покрываются поверхности расположенных внутри корпуса деталей, в том числе и подшипники.
Объем масляной ванны V = 0.65×Pпот = 0.65×1.306 = 0.85 л.
9.2. Выбор уплотнений.
И для червяка, и для червячного колеса выберем манжетные уплотнения по ГОСТ 8752-79. Установим их рабочей кромкой внутрь корпуса так, чтобы обеспечить к ней хороший доступ масла.
10. ВЫБОР МУФТ.
10.1. Выбор муфты для входного вала.
Исходные данные известные из предыдущих расчетов:
- вращающий момент на валу Т = 17.64 Н×м;
- частота вращения входного вала n= 700 об/мин;
- диаметр консольного участка вала d1= 18 мм;
- диаметр консольного участка двигателя d2= 28 мм.
Так как диаметры консольного участка вала (18 мм) и консольного участка двигателя (28 мм) неодинаковы, то муфта, соединяющая их, будет нестандартная. Правую полумуфту выберем по ГОСТ 21424-75 для d= 28 мм: D= 120 мм; l= 42 мм. Левую полумуфту изготовим сами для d= 18 мм: D= 120 мм; l= 42 мм. Длина всей муфты L= 89 мм.
Тип муфты – с цилиндрическими отверстиями (рис. 10.1.).
10.2. Выбор муфты для выходного вала.
Исходные данные известные из предыдущих расчетов:
- вращающий момент на валу Т = 284.461 Н×м;
- частота вращения выходного вала n= 17.189 об/мин;
- диаметр консольного участка вала d= 36 мм.
Для данных параметров наиболее подходящая муфта упругая с торообразной оболочкой (рис 10.2.). 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.
Номинальный вращающий момент Т = 315 Н×м.
Максимальный момент при кратковременной перегрузке 1000 Н×м.
11. ОПИСАНИЕ КОНСТРУКЦИИ РАМЫ.
Для изготовления рамы используются швеллера по ГОСТ 8240-72. Швеллера соединяются между собой посредством сваривания плавящими электродами.
Два продольных швеллера №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. В правой же части сверху устанавливается швеллер №18 длиной 180 мм параллельно швеллеру №30. Редуктор крепится на 2 продольных швеллера №12, а двигатель на 2 поперечных швеллера №18 и №30. В местах их крепления привариваются пластины и сверлятся отверстия диаметром 12 мм, а снизу привариваются косые шайбы. На нижних полках швеллеров №12 и №30 в местах крепления рамы к фундаменту сверлятся отверстия диаметром 12 мм и привариваются косые шайбы.
Габаритные размеры рамы: длина 665 мм, высота 310 мм, ширина 180 мм.
продолжение
--PAGE_BREAK--
--PAGE_BREAK--
--PAGE_BREAK--
еще рефераты
Еще работы по производству
Реферат по производству
Розрахунок приводу головного руху з АКШ та безступінчастого приводу Розрахунок приводу поздовжньої
2 Сентября 2013
Реферат по производству
Понятие ротора
2 Сентября 2013
Реферат по производству
Технология бурения гидромеханика
2 Сентября 2013
Реферат по производству
Проектирование электрического пищеварочного котла емкостью 250 дм3
2 Сентября 2013