Привод ленточного конвейера. Червячный редуктор.

Текст:
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.КИНЕМАТИЧЕСКИЙРАСЧЕТ

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/си диаметре барабанаD=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 передачемощности имеют местоее потерина 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)



1.3.Общий коэффициент полезного действия привода.


где?пк=0.99 – к.п.д. пары подшипников качения (по таблице 1 [1]),
?чп=0.40 – к.п.д. червячной передачи (по таблице 1 [1]),
?пс=0.95 – к.п.д. пары подшипников скольжения (по таблице 1 [1]).

1.4.Потребная мощность электродвигателя (мощность с учетом вредных сил сопротивления)



1.5.Частоты вращения барабана (третьего вала)



1.6.Ориентировочное передаточное число привода


где U`1-ориентировочноезначение передаточного числа червячной передачи (по рекомендациям [1]).

1.7.Ориентировочные частоты вращения вала электродвигателя.


1.8.Выбор электродвигателя.
По таблице 5 из [1] выбираем электродвигатель марки 4А1008УЗ, мощность которого Pдв=1.5кВт, частота вращенияnдв=700 об/мин, отношения и,

1.9.Передаточное число привода.



1.10.Передаточные числа ступеней передач привода


1.11.Частоты вращения валов привода.

Для первого вала

Для второго вала

Частоты второго и третьего вала одинаковы, следовательно, nIII=nII=17.189 об/мин

1.12.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
Результаты кинематического расчета
Расчетные
параметры
Номера валов

I
II
III
Передаточное число ступени
U=40.724

МощностьР, кВт
1.293
0.512
0.486
Оборотыn, об/мин
700
17.189
17.189
МоментТ, Н?м
17.64
284.461
270.016

2.РАСЧЕТ ЧЕРВЯЧНОЙ ПЕРЕДАЧИ

2.1.Исходные данные для расчета:
а) вращающий момент на валу червячного колеса T2=284.461 Нм;
б) передаточное числоU=40.724;
в) скорость вращения червякаn1=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)
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:


ПринимаемZ2=40, следовательно, Uф=Z2/Z1=40/1=40



2.3.Выбор материала.
Ожидаемая скорость скольжения:

По таблице 26 из [2] с учетом V`s выбираем материал венца червячного колеса: БрА9ЖЗЛ

2.4.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 [?H]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);

Определим срок службы передачи (в часах):



гдеlлет - количество лет безотказной работы передачи;
kгод – годовой коэффициент, равный 0.6;
kсут – суточный коэффициент, равный 0.3

Определим время действия вращающих моментов:





2.5.Предварительное значение коэффициента диаметра.



2.6.Ориентировочное значение межосевого расстояния.

гдеK? - коэффициент неравномерности нагрузки;
KV – коэффициент динамической нагрузки.
В предварительных расчетах принимают произведение K?KV=1.1…1.4 , мы примем это произведение равным 1.2
T2 – вращающий момент на валу червячного колеса, Нм.

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 = 5.0иq=10

2.8.Уточняем межосевое расстояние.

Округляем его до ближайшего стандартного значения из ряда: …100;125;160…
Принимаем aw = 125мм.

2.9.Коэффициент смещения.

2.10.Проверочный расчет по контактным напряжениям.

2.10.1.Угол подъема витка червяка.


2.10.2.Скорость относительного скольжения в полюсе зацепления, м/с.

где d1 = m?q = 5.0?10 = 50 (мм)

2.10.3.По скорости скольжения VS выбираем (по таблице 29 [2]) степень точности передачи (8 степень) и определяем коэффициент динамической нагрузки KV=1.25

2.10.4. 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 (Н?м)

Тогда коэффициент неравномерности нагрузки равен:

2.10.5.Расчетные контактные напряжения.



2.11.Проверочный расчетпо 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.



[?F]2=0.25?T+0.08?B – допускаемые напряжения для всех марок бронз, значения ?Tи ?B приведены в таблице 26 [2]
[?F]2=0.25?245+0.08?530=103.65 (МПа)
Условие прочности выполняется, так как ?F2

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 [?H]max=2??T – предел прочности для безоловянистых бронз, [?H]max=2?245=490(МПа)

?H2max

2.12.2.Пиковые напряжения изгиба.
Условие прочности по пиковым напряжениям изгиба:

[?F2]max = 0.8??T = 0.8?245 = 196 (МПа)

?F2max

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)

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:

Ширина венца червячного колеса:



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)
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 = Ft2?tg(? + ?) = 2844.61?tg(5.7106 + 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 = 0.37?Ft2 = 0.37?2844.61 = 1052.506 (H)

2.16.Тепловой расчет червячной передачи.

2.16.1.Приближенное значение К.П.Д. червячной передачи.

0.95 в данном случае – это множитель, учитывающий 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 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) ПримемКТ=14 Вт/(м2?С);
t0 – температура окружающего воздуха, 20?С;
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 = 0.95?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:

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 валамиТI = 17.64 Н?м и ТII = 284.461 Н?м;
б) диаметрыd1 = 50 ммиd2 = 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 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 dпдолжны 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 ммиda1 = 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 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 dпдолжны 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 , примемdк = 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)

Принимаемlст2 = 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)

Смещение точки приложения радиальной реакции от торца подшипника:

Искомое расстояние l3 равно:

l3 = lП – 2а = 232.5 - 2?12.745 ? 208 (мм)

3.3.2.Подбор подшипников для вала червячного колеса.
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)

Смещение точки приложения радиальной реакции от торца подшипника:
Искомое расстояние l3 равно:

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 = 60 мм;
- диаметр впадин df1= 38 мм;
- длина нарезанной части червяка b1= 67 мм;
- диаметр валаdбп1 = 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 размерычервячного 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 валd=48 мм;
- диаметр ступицы червячного колесаdст2 = 76 мм;
- длина ступицы червячного колесаlст2= 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 фаскамиf ? 0.5m, гдеm – 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.
Боковые крышки корпуса центрируем по переходной посадке и крепим к корпусу болтами. Диаметры болтов принимаем по формуле:
где Т – вращающий момент на тихоходном валу, Н?м.
принимаем М8, число болтовz = 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? = 0.9?8 ? 7 (мм)
Диаметр отверстия под крышкуD = 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),

примемDкравным 248 мм;

Dф = Dк + 4 мм = 248 мм + 4 мм =252 мм;
Н ? 0.1?Dк = 0.1?248 = 24.8 (мм).
Примем Н равным 30 мм.
Размер hp = 163 мм.
Диаметр dф болтов для крепления редуктора к плите:

dф = 1.25d = 1.25?8 = 10 (мм),

ПринимаемМ10, число болтов – 4.
Диаметр отверстия для болтаd0 = 12 мм (по таблице 11.11 из [4]).
Толщина лапы – 15 мм.
Высота нишиh0 = 2.5(dф + ?) = 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.
6. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ.

Для валов основным видом разрушения является усталостное, статическое разрушение наблюдается значительно реже. Оно происходит под действием случайныхкратковременных 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 = -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.
Суммарный изгибающий момент в сечении С:
Моменты сопротивления сечения вала-червяка (по таблице 4[3]):
Напряжения изгиба:

Напряжения кручения:

Пределы выносливости материала (таблица 3[3]):

?-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 4[3]):

K? = 2.4;K? = 1.8

Коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения при d = 50 мм (по таблице 6[3]):

?? = 0.70;?? = 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:
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 = 0.25?Ft2 = 0.25?2844.61 = 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 = 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.
Суммарный изгибающий момент в сечении С:
Моменты сопротивления сечения вала при наличии шпоночного паза (по таблице 4[3]):

Напряжения изгиба:

Напряжения кручения:

Пределы выносливости материала (таблица 3[3]):

?-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 4[3]):

K? = 1.75;K? = 1.5

Коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения при d = 48 мм (по таблице 6[3]):

?? = 0.82;?? = 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:
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

ВыбираемХ = 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)

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

ВыбираемХ = 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)

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 = 70…100 МПа.
Передаваемый момент Т = 17.64 Н?м.

?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 = 70…100 МПа.
Передаваемый момент Т = 284.461 Н?м.

?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 = 70…100 МПа.
Передаваемый момент Т = 284.461 Н?м.

?см < [?]см , следовательно, допустимо установить муфту из чугуна СЧ20>

8.3. Выбор посадки для венца червячного колеса.

Мощность, передаваемая червячным колесомР2 = 0.512 кВт;
Частота вращенияn2 = 17.189 об/мин;
Вращающий момент, передаваемый червячным колесомТ = 284.461 Н?м.

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 = 1.3?105 МПаи? = 0.25; для материала венца -Е1 = 1.1?105 МПаи? = 0.33.
Вычислим коэффициенты с1ис2 :

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 м/с. Контактные напряжения ?Н = 142.58 Н/мм. По таблице 8.2 из [4] выберем маслоИ-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 ванныV = 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 валуТ = 17.64 Н?м;
- частота вращения входного валаn = 700 об/мин;
- диаметр консольного участка валаd1 = 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 дляd = 18 мм:D = 120 мм;l = 42 мм. Длина всей муфтыL = 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 валуТ = 284.461 Н?м;
- частота вращения выходного валаn = 17.189 об/мин;
- диаметр консольного участка валаd = 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 моментТ = 315 Н?м.
Максимальный момент при кратковременной перегрузке1000 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.

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.