Привод ленточного конвейера. Червячный редуктор

Министерство общего и профессионального образования РФ Курганский Государственный университет Кафедра Детали машин Привод ленточного конвейера КУРСОВОЙ ПРОЕКТ расчетно-пояснительная записка Вариант 2501 Дисциплина детали машин Студент Неупокоев Д.А. Группа М-3115 Направление специальность 552900
Руководитель Слесарев Е.Н. Комиссия Ратманов Э.В. Смолин А.И. Дата защиты Оценка Курган, 1998 г. ДМ 0 ПЗИзмЛист документаПодписьДатаРазработалНеупокоев Д.А.Привод ленточного конвейераЛит.ЛистЛистовПроверилСлесарев Е.Н.у244КГУ группа М-3115Н. контр.Утв. ДМ 2501.100.000
ПЗЛист3Изм.Лист документаПодписьДата 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 F2.7 кH, окружной скорости V0.18 мс и диаметре барабана
D400 мм. 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. 2. Мощность на приводном валу барабана мощность полезных сил сопротивления на барабане 3. Общий коэффициент полезного действия привода. где пк0.99 к.п.д. пары подшипников качения по таблице 1 1, чп0.40 к.п.д. червячной передачи по таблице 1 1, пс0.95 к.п.д. пары подшипников скольжения по таблице 4. Потребная мощность электродвигателя мощность с учетом вредных сил сопротивления 1.5.
Частоты вращения барабана третьего вала 6. Ориентировочное передаточное число привода где U1-ориентировочное значение передаточного числа червячной передачи по рекомендациям 7. Ориентировочные частоты вращения вала электродвигателя. 8. Выбор электродвигателя. По таблице 5 из 1 выбираем электродвигатель марки 4А1008УЗ, мощность которого Pдв1.5кВт, частота вращения nдв700 обмин, отношения и ,
9. Передаточное число привода. 10. Передаточные числа ступеней передач привода 11. Частоты вращения валов привода. Для первого вала Для второго вала Частоты второго и третьего вала одинаковы, следовательно, nIIInII17.189 обмин 12. Мощности на валах. Мощность на первом валу Мощность на втором валу Мощность на третьем валу для проверки равна Рвых 1.13.
Моменты на валах Таблица 1.1 IПередаточное число ступениU4Мощность Р, кВт6Обороты n, обмин9Момент Т, Нм2. РАСЧЕТ ЧЕРВЯЧНОЙ ПЕРЕДАЧИ 1. Исходные данные для расчета а вращающий момент на валу червячного колеса
T2284.461 Нм б передаточное число U40.724 в скорость вращения червяка n1700 обмин г вращающий момент на валу червячного колеса при кратковременной перегрузке Т2пик 1.3Т 1.3284.461 369.8 Нм 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 Принимаем Z240, следовательно, UфZ2Z140140 2.3. Выбор материала. Ожидаемая скорость скольжения По таблице 26 из 2 с учетом Vs выбираем материал венца червячного колеса БрА9ЖЗЛ 4. Расчет допускаемых напряжений. Для колес из бронзы, имеющей предел прочности В 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 H2173 МПа. Определим вращающие моменты на валах Т21 1.3ТН 1.3284.461 369.8 Нм Т22 ТН 284.461 Нм Т23 0.3ТН 0.3284.461 85.338 Нм Определим срок службы передачи в часах где lлет – количество лет безотказной работы передачи kгод годовой коэффициент, равный 0.6 kсут суточный коэффициент, равный 0.3
Определим время действия вращающих моментов 5. Предварительное значение коэффициента диаметра. 6. Ориентировочное значение межосевого расстояния. где K – коэффициент неравномерности нагрузки KV коэффициент динамической нагрузки. В предварительных расчетах принимают произведение KKV1.11.4 , мы примем это произведение равным 1.2 T2 вращающий момент на валу червячного колеса,
Нм. 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 q8. Уточняем межосевое расстояние. Округляем его до ближайшего стандартного значения из ряда 100125160 Принимаем aw 125мм. 9. Коэффициент смещения. 2.10.
Проверочный расчет по контактным напряжениям. 1. Угол подъема витка червяка. 2. Скорость относительного скольжения в полюсе зацепления, мс. где d1 mq 5.010 50 мм 2.10.3. По скорости скольжения VS выбираем по таблице 29 2 степень точности передачи 8 степень и определяем коэффициент динамической нагрузки K4. Коэффициент неравномерности нагрузки. где – коэффициент деформации червяка, определяемый по таблице 30 2 в зависимости от q и Z1, равный 108 Ti и ti вращающий момент и время его действия на i-той ступени по гистограмме нагружения Т2ср среднее значение вращающего момента на валу червячного колеса Т2max максимальный из числа длительно действующих вращающих моментов. Т2max 284.461 Нм Тогда коэффициент неравномерности нагрузки равен 2.10.5.
Расчетные контактные напряжения. 2.11. Проверочный расчет по напряжениям изгиба. 2.11.1. Эквивалентное число зубьев колеса. 2.11.2. Коэффициент формы зуба колеса выбираем по таблице 31 2 2.11.3. Напряжения изгиба в зубьях червячного колеса. F20.25T0.08B допускаемые напряжения для всех марок бронз, значения T и B приведены в таблице 26 2 F20.252450.08530103.65
МПа Условие прочности выполняется, так как F2 F2, 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 где Hmax2T предел прочности для безоловянистых бронз, Hmax2245490МПа H2max Hmax, следовательно, условие прочности по пиковым контактным напряжениям выполняется.
2.12.2. Пиковые напряжения изгиба. Условие прочности по пиковым напряжениям изгиба F2max 0.8T 0.8245 196 МПа F2max F2max, 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 mq 510 50 мм для колеса d2 mZ2 540 200 мм
Диаметры вершин для червяка da1 d1 2m 50 25 60 мм для колеса da2 d2 2m1 x 200 251 0 210 мм Высота головки витков червяка ha1 m 5 мм Высота ножки витков червяка hf1 1.2m 1.25 6 мм Диаметр впадин для червяка df1 d1 2hf1 50 – 26 38 мм для колеса df2 d2 – 2m1.2 x 200 – 251.2 0 188 мм Длина нарезанной части червяка формула из таблицы 33 2 b1 11 0.06Z2m 11 0.06405 67 мм Наибольший диаметр червячного колеса Ширина венца червячного колеса b2 45 мм Радиус выемки поверхности вершин зубьев червячного колеса R 0.5d1 m 0.550 5 20 мм Межосевое расстояние проверка aw 0.5mq Z2 2x 0.5510 40 20 125 мм 2.14. Данные для контроля взаимного положения разноименных профилей червяка в дальнейшем указываются на рабочих чертежах Делительная толщина по хорде витка Высота до хорды витка 2.15. Силы в зацеплении червячной передачи.
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 Ft2tg 2844.61tg5.7106 2.2 395.259 H здесь – это угол трения, который может быть определен в зависимости от скорости скольжения Vs по таблице 34 2. Для нашего случая 2.2 2.15.3. Радиальная сила червяка
Fr1 и червячного колеса Fr2. Fr1 Fr2 0.37Ft2 0.372844.61 1052.506 H 2.16. Тепловой расчет червячной передачи. 2.16.1. Приближенное значение К.П.Д. червячной передачи. 0.95 в данном случае это множитель, учитывающий потери энергии на перемешивание масла при смазывании окунанием. 2.16.2. Температура масляной ванны в редукторе при естественной конвекции воздуха. tм максимально допустимая
температура нагрева масла обычно 7590C P11.293кВт подводимая мощность мощность на валу червяка КТ817.5 Втм2С коэффициент теплопередачи корпуса большие значения принимают при хорошей циркуляции воздуха Примем КТ14 Втм2С t0 температура окружающего воздуха, 20С A площадь свободной поверхности охлаждения корпуса, включая 70 площади поверхности ребер и бобышек, м2 а межосевое расстояние червячной передачи, м – коэффициент,учитывающий теплоотвод в раму или плиту 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 0.95d2 0.95200 190 мм Правильность зацепления червячной пары может быть обеспечена лишь при достаточной жесткости червяка. Средняя допускаемая стрела прогиба f червяка может быть принята Стрела прогиба червяка, вал которого опирается на два радиально-упорных подшипника определяется по формуле Здесь L расстояние между серединами опор Jпр приведенный момент инерции сечения червяка, определяемый по эмпирической формуле Найдем реальную стрелу прогиба 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 Нм и ТII 284.461 Нм 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 В 820 МПа, Т 650 МПа. 3.1.2. Проектный расчет вала. Приближенно оценим диаметр консольного участка вала при 15МПа. По стандартному ряду принимаем dв18 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 dв2t 1822 22 мм Значения dп должны быть кратны 5, поэтому принимаем dп1 25 мм dбп1 dп13.2r 255.12 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 3.2.2. Приближенно оценим диаметр выходного конца вала при 30 МПа. По стандартному ряду принимаем dв36 мм, тогда по таблице 2 из 3 t 2.5 мм, r 2.5 мм, f1.2 3.2.3.
Определим диаметры участков вала. Диаметры участков вала рассчитаем в соответствии с рекомендациями пункта 4 таблицы 1 3. Диаметры подшипниковых шеек dп2 dв2t 3622.5 41 мм Значения dп должны быть кратны 5, поэтому принимаем dп2 40 мм dбп2 dп23.2r 403.22.5 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 31.6 52 мм Диаметр ступицы червячного колеса dст2 1.61.8dбп2 1.61.845 7281 мм Принимаем dст2 76 мм. Длина ступицы червячного колеса lст2 1.21.8dбп2 1.21.845 5481 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 200 216.25 232.5 мм Смещение точки приложения радиальной реакции от торца подшипника Искомое расстояние l3 равно l3 lП 2а 232.5 – 212.745 208 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 80 219.25 118.25 мм
Смещение точки приложения радиальной реакции от торца подшипника Искомое расстояние l3 равно l6 lП 2а 118.25 – 217.225 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 60 мм – диаметр впадин df1 38 мм – 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. Основные геометрические размеры червячного колеса были нами определены ранее. Для удобства дальнейшего использования выпишем их – диаметр делительной окружности d2 200 мм – диаметр вершин da2 210 мм – диаметр впадин df2 188 мм – 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 0.55 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 0.1545 7 мм t 0.8h 0.87 5.6 мм Sч 2m 25 10 мм Sо 1.3Sч 1.310 13 мм C 1.25So 1.2513 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. Боковые крышки корпуса центрируем по переходной посадке и крепим к корпусу болтами. Диаметры болтов принимаем по формуле где Т вращающий момент на тихоходном валу, Нм. принимаем М8, число болтов z 8. Для удобства сборки диаметр D отверстия 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.
Толщина стенки корпуса принимаем 8 мм. Толщины стенок боковых крышек 1 0.9 0.98 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 44.4d 214 44.48 246250 мм, примем Dк равным 248 мм Dф Dк 4 мм 248 мм 4 мм 252 мм Н 0.1Dк 0.1248 24.8 мм.
Примем Н равным 30 мм. Размер hp 163 мм. Диаметр dф болтов для крепления редуктора к плите dф 1.25d 1.258 10 мм, Принимаем М10, число болтов 4. Диаметр отверстия для болта d0 12 мм по таблице 11.11 из 4. Толщина лапы 15 мм. Высота ниши h0 2.5dф 2.510 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 Ddz12CDфдля правой опоры червяка5266475888для левой опоры червяка52684751498для опор вала колеса80884868114
Таблица 5.2. Размеры конструктивных элементов стакана мм DDa12CDфtболтdz5266777898284 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. Опорные реакции в горизонтальной плоскости Проверка -ZA Fr1 -ZB -184.353 1052.506 868.153 0 Опорные реакции в вертикальной плоскости 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 -ZA104 -90287.9 Нмм MYB -ZB104 -19172.7 Нмм в вертикальной плоскости MZA -YA104 -23814.336 Нмм MZB -FM66 -6521.79 Нмм 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. Суммарный изгибающий момент в сечении С Моменты сопротивления сечения вала-червяка по таблице 43 Напряжения изгиба Напряжения кручения Пределы выносливости материала таблица 33 -1 360 МПа -1 210 МПа. Коэффициенты, характеризующие чувствительность материала к асимметрии цикла напряжений для стали 40ХН 0.15 0.1 Эффективные коэффициенты концентрации напряжений для сечения с червяком для
стали 40ХН с пределом прочности В 820 МПа по таблице 43 K 2.4 K 1.8 Коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения при d 50 мм по таблице 63 0.70 0.70 Коэффициент влияния шероховатости поверхности по таблице 73 KF 1.12 Коэффициент влияния поверхности упрочнения по таблице 83 KV 1.3 Коэффициент перехода от пределов выносливости образцов к пределу выносливости деталей. по нормальным
напряжениям по касательным напряжениям Коэффициент запаса только по нормальным напряжениям изгиба Коэффициент запаса только по касательным напряжениям кручения Коэффициент запаса сопротивлению усталости 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 0.25Ft2 0.252844.61 711.153 H. 6.1.2. Выбор расчетной схемы и определение опорных реакций. Опорные реакции в горизонтальной плоскости Проверка ZA – Fr1 ZB 996.799 – 1052.506 55.707 0 Опорные реакции в вертикальной плоскости 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 ZA42 41865.6 Нмм MYB ZB42 2339.7 Нмм в вертикальной плоскости MZA YA42 88182.9 Нмм MZB FM80 56892.2 Нмм 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. Суммарный изгибающий момент в сечении
С Моменты сопротивления сечения вала при наличии шпоночного паза по таблице 43 Напряжения изгиба Напряжения кручения Пределы выносливости материала таблица 33 -1 250 МПа -1 150 МПа. Коэффициенты, характеризующие чувствительность материала к асимметрии цикла напряжений для стали 45 0.1 0.05 Эффективные коэффициенты концентрации напряжений для сечения со шпоночной канавкой с пределом прочности В 560 МПа по таблице 43 K 1.75
K 1.5 Коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения при d 48 мм по таблице 63 0.82 0.71 Коэффициент влияния шероховатости поверхности по таблице 73 KF 1.05 Коэффициент влияния поверхности упрочнения по таблице 83 KV 1 Коэффициент перехода от пределов выносливости образцов к пределу выносливости деталей. по нормальным напряжениям по касательным напряжениям Коэффициент запаса только по нормальным напряжениям изгиба
Коэффициент запаса только по касательным напряжениям кручения Коэффициент запаса сопротивлению усталости 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 от сил, действующих в вертикальной плоскости, Fr от сил, действующих в горизонтальной плоскости, Ft Полные радиальные реакции опор Выбираем Х 0.4 и Y 0.92 по рекомендациям 4 Рассчитаем приведенную нагрузку первого подшипника P1 VXFr1 YFa1KбKт , 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 0.41898 0.9228844.611.31.0 3860 H Ресурс подшипника m 3.33 показатель кривой выносливости. Lh тр 9460.8 ч требуемая долговечность. Lh1 Lh тр , 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 от сил, действующих в вертикальной плоскости, Fr от сил, действующих в горизонтальной плоскости, Ft Полные радиальные реакции опор Выбираем Х 0.4 и Y 0.86 по рекомендациям 4 Рассчитаем приведенную нагрузку первого подшипника
P1 VXFr1 YFa1KбKт , 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 0.412324.12 0.8665.1911.31.0 1281.426 H Ресурс подшипника m 3.33 показатель кривой выносливости. Lh тр 9460.8 ч требуемая долговечность. Lh1 Lh тр , 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. Шпонка призматическая со скругленными торцами. Материал шпонки сталь 45 нормализованная. Напряжения смятия и условия прочности определяем по формуле При чугунной ступице см 70100 МПа. Передаваемый момент Т 17.64 Нм. см 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. Шпонка призматическая со скругленными торцами. Материал шпонки сталь 45 нормализованная. Напряжения смятия и условия прочности определяем по формуле При чугунном центре колеса см 70100 МПа. Передаваемый момент
Т 284.461 Нм. см 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. Шпонка призматическая со скругленными торцами. Материал шпонки сталь 45 нормализованная.
Напряжения смятия и условия прочности определяем по формуле При чугунной ступице см 70100 МПа. Передаваемый момент Т 284.461 Нм. см 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 обмин Вращающий момент, передаваемый червячным колесом Т 284.461 Нм. Венец выполнен из бронзы БрА9ЖЗЛ отливка в кокиль Т 245 МПа, чугунный центр – из серого чугуна СЧ20 пч.р 118 МПа 0.25 Колесо изображено на рис.4.1. Минимальное контактное давление, которое должно быть создано по поверхностям сопрягаемых деталей для передачи момента Т Определим величину минимального расчетного натяга Принимаем для материала охватываемой детали чугуна Е1 1.3105 МПа и 0.25 для материала венца – Е1 1.1105 МПа и 0.33. Вычислим коэффициенты с1 и с2 Вычислим минимальный табличный натяг с учетом поправок Т min min u 306 14.4 320 мкм По таблицам допусков и посадок 6 выбираем посадку в системе отверстия
Т min 330 мкм Тmax 420 мкм. Проверку прочности соединяемых деталей производим при контактном давлении, соответствующем максимально возможной величине натяга Для опасных точек внутренней поверхности венца червячного колеса при 1.0 получаем Коэффициент запаса прочности Такой коэффициент запаса достаточен. Для опасных точек колесного центра 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 мс. Контактные напряжения Н 142.58 Нмм. 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 0.25200 50 мм hм min 2m 25 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 0.65Pпот 0.651.306 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 Нм – частота вращения входного вала n 700 обмин – 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 Нм – частота вращения выходного вала n 17.189 обмин – 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 обмин. Номинальный вращающий момент
Т 315 Нм. Максимальный момент при кратковременной перегрузке 1000 Нм. 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. ПРИЛОЖЕНИЯ ФорматЗонаПоз.ОбозначениеНаименованиеКол .Приме-чаниеДокументацияДМ 2501.100.000 СБРедуктор червячныйДМ 2501.100.000 ПЗРасчетно-пояснительнаязапискаСборочные единицы1ДМ 2501.110.000Червяк2ДМ 2501.120.000Вал выходнойДетали3ДМ 2501.100.001Корпус14ДМ 2501.100.002Крышка смотровая15ДМ 2501.100.003Крышка смотровая16ДМ 2501.100.004Крышка подшипника17ДМ 2501.100.005Крышка подшипника18ДМ 2501.100.006Крышка подшипника19ДМ 2501.100.007Крышка подшипника110ДМ 2501.100.008Стакан111ДМ 2501.100.009Прокладка112ДМ 2501.100.010Прокладка113ДМ 2501.100.011Прокладка
регулировочная214ДМ 2501.100.012Прокладка регулировочная215ДМ 2501.100.013Маслоуказатель116ДМ 2501.100.014Отдушина117ДМ 2501.100.015Винт грузовой2ДМ 2501.100.000 СПИзмЛист документаПодписьДатаРазработалНеупокоев Д.А.РедукторЛит.ЛистЛистовПроверилСлесар ев Е.Н.у12КГУ группа М-3115Н. контр.Утв ФорматЗонаПоз.ОбозначениеНаименованиеКол .Приме-чание18ДМ 2501.100.016Кольцо уплотнительное219ДМ 2501.100.017Пробка коническая1Стандартные изделияБолты
ГОСТ 7798-7021М6 6g 25.5.8422M8 6g 25.5.81623M8 6g 30.5.812Винты ГОСТ 1491-8024М6 6g 18.5.8425M8 6g 22.5.8.4Манжеты ГОСТ 8752-79261 24 381271 40 561Шайбы ГОСТ 6402-7028665Г429865Г28ДМ 2501.200.000 СПЛист2Изм.Лист документаПодписьДата ФорматЗонаПоз.ОбозначениеНаименованиеКол .Приме-чаниеДокументацияДМ 2501.200.000.СБСборочный чертежДетали1ДМ 2501.200.201Пластина42ДМ 2501.200.202Пластина43ДМ 2501.200.203Швеллер 18
ГОСТ 8240-72ст 3 ГОСТ 535-58L 18014ДМ 2501.200.204Швеллер 12 ГОСТ 8240-72ст 3 ГОСТ 535-58L 56515ДМ 2501.200.205Швеллер 12 ГОСТ 8240-72ст 3 ГОСТ 535-58L 56516ДМ 2501.200.206Швеллер 12 ГОСТ 8240-72ст 3 ГОСТ 535-58L 4517ДМ 2501.200.207Швеллер 30 ГОСТ 8240-72ст 3 ГОСТ 535-58L 18018ДМ 2501.200.208Косые шайбы 1212ДМ 2501.200.000 СПИзмЛист документаПодписьДатаРазработалНеупокоев Д.А.Рама сварнаяЛит.ЛистЛистовПроверилСлесарев Е.Н.у11КГУ группа М-3115Н. контр.Утв ФорматЗонаПоз.ОбозначениеНаименованиеКол .Приме-чаниеДокументацияДМ 2501.300.000 СБСборочный чертежСборочные единицы1ДМ 2501.100.000 СБРедуктор12ДМ 2501.200.000 СБРама сварная13ДМ 2501.300.000
СБМуфта1Стандартные изделияБолты ГОСТ 7798-704М10 6g 38.5.845M10 6g 50.5.84Гайки ГОСТ 5915-706М108Муфта торообразная7250 36 1.1 ГОСТ 20884-751Шайбы 81065Г ГОСТ 6402-708910 ГОСТ13371-688Электродвигатель104А1008УЗ ГОСТ 19523-741ДМ 2501.300.000 СПИзмЛист документаПодписьДатаРазработалНеупокоев Д.А.ПриводЛит.ЛистЛистовПроверилСлесарев Е.Н.у11КГУ группа
М-3115Н. контр.Утв СПИСОК ИСПОЛЬЗАВАННОЙ ЛИТЕРАРУРЫ. 1. Смолин А.И. Кинематический расчет привода. Методические указания. Курган 1989. 22 с. 2. Ратманов Э.В. Расчет передач зацеплением. Учебное пособие. Курган, 1995. 78 с. 3. Колесников В.Н. Расчет валов. Методические указания. Курган, 1996. 25 с.
4. Дунаев П.Ф Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование. М. Высшая школа, 1990. 400 с. 5. Чернавский С.А Ицкович Г.М. и др. Курсовое проектирование деталей машин. М. Машиностроение, 1979. 351 с. 6. Федоренко В.А Шошин А.И. Справочник по машиностроительному черчению. Л.
Машиностроение, 1981. 416 с. ЭлектродвигательТип4А1008УЗМощность1.5 кВтОбороты700 обминМуфтана входном валуТипМУВПРасчетный передаваемый момент 17.64 НмДопускаемый угол перекоса130Допускаемая несоосность0.3 ммна выходном валуТипторообразная Расчетный передаваемый момент 284.461 НмДопускаемый угол перекоса130Допускаемая несоосность2.5 ммРедукторТипЧервячныйПередаточное число40Расчетная мощность1.293 кВтОбороты ведущего вала700 обмин ДМ 2501.300.000 СБПриводЛит.МассаМасштабИзмЛист документаПодписьДатаУ12Разработ.Неупокое в Д.АПроверилСлесарев Е.Н.Т. контр.Лист 1Листов 1КГУ группа М-3115Н. контр.Утвердил Лит.МассаМасштабИзмЛист документаПодписьДатаУРазработ.Неупокоев Д.АПроверилСлесарев Е.Н.Т. контр.Лист ЛистовКГУ группа М-3115Н. контр.Утвердил