Проектирование редуктора - Производство и технологии курсовая работа

Главная

Производство и технологии
Проектирование редуктора

Редуктор как механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, его структура и основные компоненты, принцип действия и назначение. Порядок выбора электродвигателя для проектируемого привода и его кинематических расчет. Расчет червячной передачи.


посмотреть текст работы


скачать работу можно здесь


полная информация о работе


весь список подобных работ


Нужна помощь с учёбой? Наши эксперты готовы помочь!
Нажимая на кнопку, вы соглашаетесь с
политикой обработки персональных данных

Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.
Редуктором называется механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины. Кинематическая схема привода может включать, помимо редуктора, открытые зубчатые передачи, цепные или ременные передачи.
Назначение редуктора - понижение угловой скорости и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим. Механизмы для повышения угловой скорости, выполненные в виде отдельных агрегатов, называют планетарными механизмами или мультипликаторами. Зубчатые редукторы имеют широкое применение, особенно в подъемно-транспортном, металлургическом, химическом машиностроении, в судостроении и т.д.
Редуктор проектируют либо для привода определенной машины, либо по заданной нагрузке (моменту на выходном валу) и передаточному числу без указания конкретного назначения.
Проектируемый привод предполагается эксплуатировать в закрытом, отапливаемом, вентилируемом, сравнительно чистом помещении, снабженным подводом переменного трехфазного тока. Привод предполагается нагружать кратковременно-повторно с умеренными нагрузками.
Данный механизм представляет собой одноступенчатый редуктор состоящий из червяка и неподвижно закрепленного на валу червячного колеса. Движение вращения передается на редуктор от электродвигателя через гибкую связь представляющую собой клиноременную передачу. На выходном валу редуктора жестко крепится компенсирующая муфта. Предполагаемый привод и электродвигатель необходимо неподвижно закрепить на плите.
Тип производства данного изделия - серийное.
1 . Выбор электродвигателя и его кинематический расчёт
В настоящее время в машиностроении применяют двигатели постоянного и переменного тока. Поскольку двигатели постоянного тока нуждаются в источниках питания, дающих постоянный ток, или в преобразователях переменного тока в постоянный (т. к. общая сеть питается обычно переменным током), а так же имеют ряд других недостатков, исходя из которых они распространены значительно меньше, чем двигатели переменного тока. Поэтому выбираю двигатель переменного тока: трёхфазный, асинхронный электродвигатель с короткозамкнутым ротором, который не имеет скользящих контактов и непосредственно (без дополнительных устройств) включается в сеть.
Исходные данные: Потребляемую мощность привода Р пр = 2 кВт
Частота вращения привода n пр = 24 об/мин.
Тогда требуемая мощность электродвигателя: P = Р пр / пр ,
где пр - КПД привода, равный произведению КПД отдельных звеньев кинематической цепи.
где рем. - КПД ременной передачи, черв. - КПД червячной передачи, муф - КПД муфты.
Электродвигатель должен иметь мощность РР
Требуемая частота вращения вала электродвигателя:
n = nUU=24 (2…4) (16…50)=768…4800 об/мин
По таблице ГОСТ 19523 - 74 выбираем электродвигатель АИР112МА6:
Общее передаточное число привода: U= n/n= 950/24 = 39,58
Примем передаточное число редуктора U= 18, тогда U= U/U= 39,58/18 = 2,2
Частота вращения выходного вала редуктора: n= n =24 об/мин
Частота вращения входного вала: n= nU = 2418 = 432 об/мин
T = T = (9550P)/n= (95502)/24 = 795,83 (Н м).
Крутящий момент на входном валу редуктора:
Т= Т/(U) = 795,83/(180,8) = 55,3 (Н м).
Крутящий момент на ведущем шкиве ременной передачи (на валу электродвигателя):
Т= Т/(U) = 55,3/(2,20,95) = 27 (Н м).
Т= (9550Р)/(nU) = (9550)/(2439,580,74) = 27 (Н м).
Исходные данные: производство - среднесерийное; срок службы - t=8000 ч; n= 24 об/мин.
2 .2 Опр еделение допускаемых напряжений
По табл. 2.10 [1, c. 36] примем материал для венца червячного колеса бронзу марки БрА9ЖЗЛ, отливка в кокиль = 195 Н/мм; = 490 Н/мм. Материал червяка - сталь марки 40Х, закалка витков архимедова червяка с нагревом ТВЧ, поверхностная твердость 48…53 HRC. Для материалов группы 2 при закаленных витках червяка ( H > 45HRC) исходное допускаемое напряжение []= 300 Н/мм.
[]= [] - 25V= 300 - 251,8 = 255 Н/мм
N = 60nt(10,7+0,60,3) = 60248000(0,7+0,04) = 0,8510
Исходное допускаемое напряжение изгиба для материала группы 2 венца червячного колеса:
[]= 0,25+ 0,08= 0,25195+0,08490 = 87,95 Н/мм
3 .1 Межосево е расстояние червячной передачи
(К - коэффициент нагрузки; при неравномерной 1,2…1,3)
Округяем до стандартного числа: a = 150 мм.
3 .2 Подб ор основных параметров передачи
Число витков Z червяка назначают в зависимости от передаточного числа U: U… от 8 до 14 от 14 до 30 от 30
Принимаем Z= 2. Число зубьев колеса: Z= ZU= 218 = 36
Фактическое передаточное число: U= Z/Z = 36/2 = 18
m = (1,4…1,7) a/Z =(1,4…1,7) 150/36 = 5,83…7.08 мм
Принимаем стандартное значение модуля (см. табл. 2.11 [1, с. 38]) m =6,3 мм
q = 2a/m - Z = 2150/6,3 - 36 = 11,62
Принимаем стандартное значение (см. табл. 2.11 [1, с. 38]) q = 12,5
x = a/m - 0,5 (Z+ q) = 150/6,3 - 0,5 (36+12,5) = - 0,44, что удовлетворяет требованию: -1x1
4 .3 Геометри ческие размеры червяка и колеса
d = m (q + 2x) = 6,3 (12,5 - 20,44) = 73,2 мм
d = d + 2m = 78,75 + 26,3 = 91,35 мм
d = d - 2,4m = 78,75 - 2,46,3 = 63,63 мм
b = (10 + 5,5|x| + Z) m = (10 + 5,5|-0,44| + 2) 6,3 = 90,85 мм
Округляя до стандартного значения (см. табл. 19.1 [1, с. 481]), принимаем b= 90 мм
d = d + 2m (1 + x) = 226,8 + 26,3 (1 - 0,44) = 233,86 мм
d = d - 2m (1,2 - x) = 226,8 - 26,3 [1,2 - (-0,44)] = 206,14 мм
d d + 6m/(Z+ 2) = 233,86 + 66,3/(2+2) = 243,3 мм
Округлим до стандартного числа d= 240 мм
3.4 Проверочный расчет передачи на контактную прочность.
Действительное значение окружной скорости на начальном диаметре червяка:
V= nm (q + 2x)/60000 = 3,144326,311,62/60000 = 1,66 м/с
Угол подъема линии витка червяка на начальном цилиндре:
= arctg [Z/(q + 2x)] = arctg 0,172 = 945
Уточним значение допускаемого контактного напряжения:
[] = []- 25 V = 300 - 251,68 = 258 Н/мм
V= dn/60000 = 3,14226,824/60000 = 0,258 м/с
Коэффициент нагрузки К = 1 при V 3 м/с
Тогда расчетное контактное напряжение:
== 220 Н/мм, что находится в допустимом диапазоне ( = (0,8…1,1)[])
4 .5 Коэффициент полезного действия
1) Для одноступенчатых редукторов КПД редуктора равен КПД передачи.
где - КПД редуктора; - приведенный угол трения.
При скорости скольжения V= 1,68 м/с; = 242, тогда:
= tg 945/tg 1227= 0,1718/0,2208 = 0,778
Окружная сила на колесе, равная осевой силе на червяке:
F= F= 2T/d= 2795,8310/226,8 = 7018 H
Окружная сила на червяке, равная осевой силе на колесе:
F= F= 2T/(dU) = 2795,8310/(73,2180,778) = 1553 H
F= Ftg/cos= 7018tg 20/cos 945= 7018 0,364/0,987 = 2588 H (= 20- стандартный угол профиля зуба)
3 .7 Проверка зубь ев колеса по напряжениям изгиба
Коэффициент нагрузки К = 1,0 (V< 3 м/с)
Эквивалентное число зубьев червячного колеса:
Z= Z/cos= 36/cos945= 36/0,987= 37,4
По табл. 2.13 [1, с. 41] коэффициент Y= 1,6
= = = 23,5 Н/мм, что значит меньше допускаемого []= 69,48 Н/мм
P= 0,1Tn/ = 0,1795,8324/0,778 = 2455 Вт
Поверхность охлаждения корпуса (см. табл. 2.14 [1, с. 42]) принимаем А=0,47 м (в зависимости от a)
Коэффициент теплоотдачи K= 13…18 Вт/(мС) (для чугунных корпусов при естественном охлаждении)
Температура нагрева масла (корпуса) без искусственного охлаждения равна:
t= (1 - ) P/[KA (1 + )] + 20= (1 - 0,778)2455/[(13…18)0,47(1 + 0,3)] + 20= 89…70C ( = 0,3 - коэффициент, учитывающий отвод теплоты от корпуса редуктора в металлическую плиту или раму)
[t]= 95…110C - максимальная допустимая температура нагрева масла
t [t], т.е. температура нагрева масла без искусственного охлаждения не превышает максимально допустимой температуры.
3 .9 Определение размеров отдельных участков валов для построения компоновочной схемы
Применяем конические роликовые подшипники.
Предварительные значения диаметров (мм) концевых участков стальных валов червячных редукторов определяются следующим образом:
Для входного вала червячного редуктора (рис. 3.1, а):
d = 8 (Т- вращающий момент на входном валу, Т=55,3 Нм)
после округления принимаем d = 30 мм
Высоту t(t) заплечика при цилиндрической и конической форме конца вала и координату r фаски подшипника принимаем в зависимости от диаметра посадочной поверхности по табл. 3.1 [1, с. 47].
d = d + 2t = 30 + 23,5 = 37 мм. Принимаем d = 40 мм
d = d + 3r = 40 + 32,5 = 47,5 мм. Округляем до d = 48 мм
Размеры других участков входного вала с цилиндрическим концом:
Длина посадочного конца: = 1,5d = 1,530 = 45 мм
Длина промежуточного участка: = 2d = 240 = 80 мм
Для выходного вала червячного редуктора (рис. 3.1, б)
d = 6 (T- вращающий момент на выходном валу, T= 795,83 Нм)
после округления принимаем d = 56 мм
d = d + 2t = 56 + 22,5 = 61 мм. Принимаем d = 60 мм
d = d + 3r = 60 + 33,5 = 70,5 мм. Округляем до d = 71 мм
Диаметр d принимаем равным d, т.е. d = 71 мм
Размеры других участков выходного вала с коническим концом:
Длина посадочного конца: = 1,5d = 1,556 = 84 мм
Длина цилиндрического участка конического конца: 0,15d = 0,1556 = 8 мм
Наружную резьбу конических концов валов принимают:
d = 0,9 [d - 0,1 ()] = 0,9 (56 - 0,184) = 42,8 мм
Ближайшее стандартное значение d: М393
Длину резьбы в зависимости от d принимаем: = 0,8 d [1, с. 55]
Длина промежуточного участка = 1,2d = 1,260 = 72 мм
Назначение приводных муфт - передача вращающего момента между валами, являющимися продолжением один другого. С помощью муфт соединяют соосные валы и другие детали. Подбор муфты на приводной вал ведётся по крутящему моменту, который она должна передавать.
4 .1 Определяем расчетный момент муфты
Усилие, с которым муфта действует на вал определяется по формуле:
где Т - номинальный момент на муфте, Т = Т = 795,83 Нм.
К - коэффициент режима работы. Принимаем К = 1,3 (т. к. режим работы реверсивный, с легкими толчками, поломка муфты не вызывает аварию машины)
Муфта выбирается по каталогу так, чтобы соблюдалось условие:
По ГОСТ 2092-61 выбираем цепную муфту (МЦ), имеющую Т=1200Нм, диаметр отверстия под вал d= 56 мм, длину ступицы звездочки = 57 мм, наружный диаметр D = 210 мм, шаг цепи р = 38,1 мм, число зубьев звездочки Z = 12. Ранее рассчитанную длину посадочного конца = 84 мм изменяем на = 57 мм. Шлицы zdD-85665.
4 .3 Расчет силы, с которой муфта возде йствует на вал
Силу по рекомендации [1, с. 348] принимаем в долях от F- окружной силы на делительном диаметре звездочки: F= 0,25F
где Т - крутящий момент на валу (Т = Т= 795,83 Нм), d- диаметр делительной окружности звездочки. Для цепных муфт:
5 . Расчет клиноременной передачи
Ременные передачи относят к фрикционным (исключая зубчато-ременные, относящиеся к передачам зацеплением) передачам с использованием гибкой связи (ремня) между их ведущим и ведомым звеньями-шкивами. Возможны передачи и с несколькими ведомыми шкивами. Ременные передачи, как правило, применяют для передачи вращательного движения (с одновременным изменением его скорости и вращающего момента) на сравнительно большие (до 16 м и более) расстояния между параллельными валами, вращающимися в одну сторону. Такие передачи называют «открытыми». Основное применение получили «открытые» ременные передачи, так как использование всех других видов связано с повышенным износом и низкой долговечностью ремней, обусловленных их дополнительным изгибом и скручиванием на шкивах и дополнительных роликах, трением одной ветви ремня о другую в перекрестной передаче. Кроме того, «неоткрытые» ременные передачи сложны в монтаже, так как из-за поперечного смещения ремня, возникающего в процессе их эксплуатации, они нуждаются в экспериментальной проверке взаимного положения шкивов.
Клиноременные передачи рассчитывают в соответствии с требованиями ГОСТ 1284.396 (для ремней нормального сечения).
Мощность на ведущем шкиве: P = 3 кВт
5 .1 Выбор типа норм ального сечения клинового ремня
Размер сечения выбираем по рекомендациям [2, с. 151 - 152] в зависимости от крутящего момента Т = 9550 Р/n = 95503/950 = 30,2 Нм
Крутящий момент, Т (Нм) до 30 15-60 45-150 120-600
Минимальный диаметр, d(мм) 60 90 125 200
Принимаем клиновый ремень нормального сечения типа А
5 .2 Назначим расчетный диаметр малого шкива
Минимальный диаметр малого шкива в зависимости от типа сечения
Диаметры шкивов по ГОСТ 20889-75 - ГОСТ 20897-75
Следует применять шкивы с большим, чем d диаметром. Принимаем d = 100 мм.
5 .3 Определяем р асчетный диаметр большого шкива
где - коэффициент скольжения, его величина зависит от нагрузки, поэтому в ременной передачи передаточное отношение не является строго постоянным.
При нормальных рабочих нагрузках 0,01…0,2. Принимаем = 0,02
Полученный диаметр шкива округляем до ближайшего стандартного по ГОСТ 20889-75 - ГОСТ 20897-75
Принимаем d= 224 мм. Уточняем передаточное число:
U = d/(1 -) d= 224/(1 - 0,02) 100 = 2,28
5 .4 Определяем межосевое расстояние передачи
где h - высота профиля ремня. Для сечения типа А имеем h = 8 мм (ГОСТ 1284.3 - 80)
тогда a= 0,55 (100 + 224) + 8 = 186,2 мм
Для увеличения долговечности ремней принимаем a > a. По рекомендациям [2, с. 153] руководствуемся следующими данными:
Длина ремня рассчитывается по формуле:
Длина ремня должна удовлетворять условию:
L L= , где V - скорость ремня, равная окружной скорости малого шкива:
V= dn/(601000) = 3,14100950/601000 = 4,97 м/с
L= = (249…166) мм, т.е. условие L L выполняется.
Значит, ремень будет иметь достаточную долговечность.
Полученную длину L = 973,84 мм округляем до стандартного значения по ГОСТ 1284-80.
Принимаем L = 1000 мм, что находится в рекомендуемом стандартном диапазоне для ремня типа А.
5 .6 Уточняе м межосевое расстояние передачи
где = 0,5(d + d) = 0,53,14 (100 + 224) = 509 мм
= 0,25 (d- d)= 0,25 (224 - 100)= 3844 мм
a = 0,25 [1000 - 509 + ] = 237,4 мм
По рекомендации [2, с. 153] угол обхвата на малом шкиве равен:
= 150 > [] = 120, следовательно, угол охвата на малом шкиве имеет достаточную величину.
5 .7 Допускаемая мощность, которую может передать один ремень в з а данных условиях эксплуатации
P- номинальная мощность, которую передает ремень в определенных условиях (при = 180; U = 1; V = 10 м/с; длина L; спокойная нагрузка).
С- коэффициент, учитывающий влияние на долговечность длины ремня в зависимости от отношения данной длины ремня к исходной L.
C - коэффициент, учитывающий влияние на тяговую способность угла обхвата.
C - коэффициент, учитывающий режим работы передачи.
P- поправка, учитывающая уменьшение влияния на долговечность изгиба ремня на большем шкиве с увеличением передаточного отношения.
где Т - поправка к моменту на быстроходном валу в зависимости от передаточного отношения (табл. 8.8 [2, c. 158])
при U = 2,28 и типе ремня А имеем Т = 1,1 Нм
По табл. 6.3 [3, с. 39] определяем номинальную мощность P. Для ремня сечением типа А при n = 950 об/мин и d= 100 мм, P = 0,95 кВт
По рекомендациям [2, с. 156] C = 0,92 при = 150
С определяем по табл. 8.7 [2, с. 158]
Для ремня типа А имеем L = 1700 мм, тогда L/ L = 1000/1700 = 0,59 значит С = 0,89
Коэффициент C принимаем по табл. 6.7 [3, с. 41]. При заданном характере нагрузки принимаем C = 0,95.
Допускаемая мощность, передаваемая одним ремнем:
[P] = (0,950,920,89 + 101,1950) 0,95 = 0,84 кВт
5 .8 Необходимое число ремней с учетом неравномерности распредел е ния нагрузки между ремням и
где Р = Р- заданное значение передаваемой мощности, Р = 3 кВт
С- коэффициент числа ремней. Принимаем С= 0,95 [2, с. 156]
Должно выполняться условие: Z Z=6 (8)
Следовательно, передача будет иметь допустимое число ремней.
5 .9 Сила предварительного натя жения одного ремня
где q- масса 1 м длины ремня, q= 0,105 для сечения типа А (табл. 8.1 [2, с. 151])
F= 2FZsin(/2) = 21374sin(150/2) = 1059 Н
Угол между силой и линией центров передачи:
Если < 20, то можно принимать, что F направлена по линии центров передачи.
5 .11 Проверяем час тоту пробегов ремней на шкивах
n= V/L [n] = 10c, (L = 1000 мм = 1 м)
5 .12 Размеры шкивов клиноременных передач регламентированы ГОСТ 20889-80 - 20897-80, размеры профиля канавок - ГОСТ 20898-80.
Материалы и способ изготовления шкивов зависят от окружной скорости ремня V.
Т.к. имеем V = 4,97 м/с < V = 30 м/с применяем литые шкивы из чугуна СЧ15. У шкивов клиноременных передач (рис. 5.1) рабочей поверхностью являются боковые стороны клиновых канавок, число и размеры которых зависят от выбранного расчетом сечения ремней (табл. 4.10 [1, с. 115])
= 11 мм; b = 3,3 мм; h = 8,7 мм; e = 15 мм; f = 10 мм; = 1,2h = 10,44 мм; С = 1,25= 13,05 мм; d= 1,65d; = (1,2…1,5) d
Ширина шкива М = (z - 1) е + 2f = (4 - 1)15 + 210 = 65 мм, где z - число клиновых ремней
Для обеспечения правильного контакта ремня со шкивом угол канавки выбирают в зависимости от диаметра шкива.
По ГОСТ 1284-68 принимаем: для малого шкива = 34; для большого шкива = 38.
6 . Конст руирование червячного редуктора
Производство - среднесерийное; длина ступицы колеса = 71 мм; Т= 795,83 Нм = 795,8310Нмм - вращающий момент на выходном валу редуктора; модуль зацепления m = 6,3 мм; ширина венца b= 53 мм.
Для передачи вращающего момента Т= 795,83 Нм червячного колеса на вал применим соединение с натягом
По рекомендациям [1, с. 85,95] получим следующие размеры конструктивных элементов червячного колеса (мм):
= (1,0…1,2) d. Принимаем = d = 71 мм
d= 1,6d = 1,671 = 114 мм. Принимаем d= 115 мм
S= 2m + 0,05b= 26,3 + 0,0553 = 16 мм
Примем в качестве материала вала сталь марки 45 ( = 650 Н/мм; Е= 2,110 Н/мм; =0,3). Материал центра колеса сталь марки 45 (= 540Н/мм) (табл. 12.8 [1, с. 273]).
Используем методику подбора посадок с натягом в разд. 5.3 [1, с. 126].
6 . 1.1 Среднее контактное давление
Соединение колеса с валом будем осуществлять нагревом колеса
где К - коэффициент запаса сцепления. На конце вала установлена муфта зн. К = 3
f - коэффициент сцепления (трения) принимаем по табл. 5.3 [1, с. 127], f=0,14
= 10pd(C/E + C/E), где С, С- коэффициенты жесткости.
где = = 0,3 - коэффициент Пуассона (для стали = 0,3)
Е = Е- модуль упругости (для стали Е = 2,110 Н/мм)
d- диаметр отверстия пустотелого вала. Будем считать вал сплошным, зн. d = 0
d- условный наружный диаметр ступицы колеса, d = d= 115 мм
= 1030,371[0,7/(2,110) + 2,53/(2,110)] = 32,9 мкм
6 .1.3 Поправка обм ятие микронеровностей
где Ra и Ra- средние арифметические отклонения профиля поверхностей
В соответствии с табл. 16.2 [1, с. 372] принимаем Ra= 0,8 мкм, Ra= 1,6 мкм тогда поправка:
6 .1. 4 Минимальный необходимый натяг
- поправка на температурную деформацию. Принимаем = 0
6 .1.5 Максимальный допустимый натяг, допускаемый прочностью д е талей
где []= [p]/p, (мкм) - максимальная деформация, допускаемая прочностью деталей
где [p], (Н/мм) - максимальное давление, допускаемое прочностью охватывающей детали, меньшее из двух (т.е. [p] определяют по менее прочной детали)
для сплошного вала (d= 0): [p]= 650 Н/мм (для вала принята сталь марки 45; = 650 Н/мм)
для колеса: [p]= 0,5[1 - (d/d)] (по рекомендации [1, c. 128])
[p]= 0,5540 [1 - (71/115)] = 167,4 Н/мм
Следовательно [p]= 167,4 Н/мм, и максимально допустимая деформация деталей:
[]= [p]/p = 167,432,9/30,3 = 182 мкм
По значениям [N] и [N] выбираем из табл. 5.5 [1, с. 129] одну из посадок, удовлетворяющих условиям:
Выбираем посадку Н7/t6 (N > [N] 52 мкм > 46,1 мкм; N< [N] 87 мкм < 195 мкм)
6 .1.7 Температура нагрева охватывающей детали, т.е. колеса, С
где Z- зазор, для удобства сборки принимают в зависимости от диаметра d вала. По рекомендации [1, с. 130] принимаем Z= 10 мкм
- коэффициент линейного расширения. Для стали = 1210 1/С
Чтобы не происходило структурных изменений в материале температура нагрева для стали не должна превышать t < [t] = 230…240С
134С < 230С, что является допустимым
Окончательно для соединения червячного колеса с валом диаметром 71 мм выбираем посадку H7/t6; способ сборки - нагрев колеса до температуры 134С.
Для передачи вращающего момента Т= 55,310 Нмм со шкива на вал червяка применим шпоночное соединение (рис. 6.1).
По табл. 19.11 [1, с. 488] для диаметра вала 30 мм: b = 8,0 мм; h = 7 мм; глубина паза вала t= 4 мм. Длина шпонки = 32 мм, рабочая длина шпонки = - b = 32 - 8 = 24 мм.
< []= 90 Н/мм (для чугунной ступицы шкива)
Для расчета шпоночного соединения на коническом конце вала червячного колеса найдем диаметр в среднем сечении участка длиной = 57 мм:
d= d - 0,05= 56 - 0,0557 = 53,15 мм
Выбираем шпонку призматическую (табл. 19.11 [1, с. 488]): b = 16 мм; h=10 мм; t= 6,0 мм; t= 4,3 мм. Длина шпонки = 55 мм. Рабочая длина ==55 мм (принимаем шпонку с плоскими торцами)
Расчетные напряжение смятия при передаче вращающего момента Т=795,83 Нм:
что допустимо при установке стальной полумуфты ([]= 140 Н/мм).
F= F= 1553 H; F= F= 7018 H; F= 2588 H
Сила, действующая на входной конец вала червяка, определена из расчета ременной передачи и составляет F= 1059 H
Силу, действующую на выходной конец вала червячного колеса, примем в соответствии с рекомендациями ГОСТ Р 50891-96
Примем предварительно подшипники роликовые конические 7208А (табл. 19.24 [1, с. 504]). Схема установки подшипников - враспор. Дл
я этих подшипников выписываем: d = 40 мм; D = 80 мм; Т = 20 мм; е = 0,37.
Расстояние между заплечиками вала по компоновочной схеме: = 200 мм
Тогда расстояние между широкими торцами наружных колец подшипников:
По рекомендации [1, с. 132] смещение точки приложения радиальной реакции от торца подшипника:
a = 0,5 [T + ] = 0,5 [20 + ] = 17,4 мм
6 .3.2 Опре деляем реакции для вала червяка
Вал червяка вращается по ходу часовой стрелки (с правой нарезкой)
Находим расстояние между точками приложения к подшипникам радиальных реакций на валу червяка:
= - 2a = 240 - 217,4 = 205 мм. Принимаем = 204 мм.
По результатам предыдущего расчета и по компоновочной схеме берем: =100 мм; =102 мм; =204 мм; d= 78,75 мм
Из условия равенства нулю моментов сил в опорах A и B (рис. 6.3) имеем:
в плоскости X0Z: R= R= F/2 = 1553/2 = 776,5
в плоскости Y0Z: = 0; - F+ F+ Fd/2 - R= 0
Проверка: = - F+ R- F+ R= -1059 + 1518-2588 + 2129 = 0 - реакции найдены правильно.
Суммарные реакции опор для расчета подшипников:
6 .3. 3 Расчет вала червячного колеса
Примем подшипники роликовые конические 7212А. Схема установки подшипников - враспор. Из табл. 19.24 [1, с. 504] выписываем:
d = 60 мм; D = 110 мм; T = 24 мм; e = 0,4 (рис. 6.2)
Расстояние между заплечиками вала по компоновочной схеме = 80 мм; между широкими торцами наружных колец подшипников = 80 + 224 = 128 мм
Смещение точки приложения радиальной реакции от торца подшипника:
а = 0,5 [Т + ] = 0,5 [24 + ] = 23,3 мм
Отсюда расстояние между точками приложения к подшипникам радиальных реакций на валу червячного колеса (рис. 6.3):
По результатам предыдущего расчета и по компоновочной схеме берем: =120 мм; =41 мм; d= 226,8 мм
6 .3.4 Определяем реа кции для вала червячного колеса
Из условия равенства нулю моментов сил в опорах Д и Е имеем:
в плоскости X0Z: R= R= F/2 = 7018/2 = 3509 Н
в плоскости Y0Z: = 0; - Fd/2 - F+ R= 0
Проверка: = R+ F- R= 854 + 2588 - 3442 = 0 - реакции найдены правильно.
Направление консольной нагрузки F заранее не известно. Поэтому сначала найдем реакции опор от действия силы F:
Проверка: - F+ R- R= -3526 + 8686 - 5160 = 0
Полные реакции опор для расчета подшипников, соответствующие наиболее опасному случаю нагружения, находим арифметическим суммированием результирующих от сил в зацеплении (R и R) и реакций от консольной нагрузки (R и R соответственно):
7 .1 Подб ор подшипников для вала червяка
Дано: n= 950 об/мин; U= 2,28; d= 40 мм; t = 8000 час; R= 1705 Н; R= 2266 Н
Вал нагружен осевой силой F= 7018 Н
Схема установки подшипников - враспор.
Возможны кратковременные перегрузки до 125% номинальной нагрузки. Условия эксплуатации подшипников - обычные. Ожидаемая температура работы t= 77…98С
Предварительно назначены подшипники роликовые конические легкой серии 7208А. Из табл. 19.24 [1, с. 504] для этого подшипника выписываем: C=58300 Н; e = 0,37; Y = 1,6
Для определения осевых нагрузок на опоры приведем схему нагружения вала (рис. 6.3) к виду, представленному на рис. 7.1.
Получим: R= R= 1705 Н; R= R= 2266 Н; F= F= 7018 Н
Так как R < R (523,6 < 695,9) и F > (R- R), то в соответствии с табл. 6.2 [1, с. 136] находим осевые силы, нагружающие подшипники:
R= R= 523,6 Н; R= R+ F= 523,6 + 7018 = 7541,6 Н
По табл. 6.1 [1, с. 134] определяем:
отношение R/(VR) = 523,6/(11705) = 0,307, что меньше e = 0,37 и для опоры 1: X = 1; Y = 0
отношение R/(VR) = 7541,6/(12266) = 3,33, что больше е = 0,37 и для опоры 2: X = 0,4; Y = 1,6
Эквивалентные динамические нагрузки при К= 1,2 (табл. 6.4 [1, с. 140]) и К= 1 (t< 100С) (табл. 6.5 [1, с. 141])
R= (VXR+ YR) КК= (10,42266 + 1,67541,6)1,21 = 15567,6 Н
Расчетный ресурс более нагруженного подшипника опоры 2:
где a= 0,6 при обычных условиях применения подшипников [1, с. 142]; p=10/3 = 3,33 (роликовой подшипник); n - частота вращения входного вала с учетом фактического значения передаточного числа ременной передачи:
Это намного меньше требуемого ресурса t = 8000 час, поэтому намеченный подшипник 7208А не подходит
Попробуем применить конический роликовый подшипник средней серии 7308А (С= 80900 Н; е = 0,35; Y = 1,7):
R= (VXR+ YR) КК= (10,42266 + 1,77541,6)1,21 = 16472,5 Н
Этот расчетный ресурс также меньше требуемого (t = 8000 час)
Примем для дальнейших расчетов подшипники роликовые конические однорядные с большим узлом конусности 1027308А
Подшипники с большим углом конусности очень чувствительны к изменению осевого зазора. Поэтому рекомендуется устанавливать их рядом,
образуя из двух подшипников фиксирующую опору.
В соответствии с этим перейдем от схемы установки подшипников враспор к схеме с одной фиксирующей и другой плавающей опорами. В качестве фиксирующей выберем опору Б, так как с противоположной стороны на конце вала устанавливается шкив ременной передачи.
Силы, нагружающие фиксирующую опору Б:
Для фиксирующей опоры, состоящей из 2-х подшипников, принимаем подшипник 1027308А. Для этого подшипника из табл. 19.25 [1, с. 505] выписываем: С= 69300 Н; е = 0,83. Для комплекта из двух подшипников С=1,714С= 1,71469300 = 118780 Н
Отношение R/(VR) = 7018/(12266) = 3,1, что больше е = 0,83. Коэффициент V = 1 - вращение внутреннего кольца относительно вектора R
По рекомендации [1, с. 139] коэффициенты радиальной X и осевой Y нагрузок для двухрядного конического роликового подшипника имеем:
где - угол контакта. = arctg (е/1,5) = arctg (0,83/1,5) = 28,96
Эквивалентная динамическая нагрузка при К= 1,2 и К=1:
R= (VXR+ YR) КК= (10,672266 + 1,217018)1,21 = 12012 Н
Расчетный ресурс при а= 0,6 (коэффициент, характеризующий совместное влияние на долговечность особых свойств металла деталей подшипника и условий его эксплуатации) и р = 3,33
Подшипник 1027308А пригоден, т. к. расчетный ресурс намного больше требуемого t = 8000 час. Основные размеры принятого подшипника:
Плавающая опора А нагружена силой R= R= 1705 Н
Для плавающей опоры червяка принимаем шариковый радиальный подшипник 208 из табл. 19.18 [1, с. 497] выписываем С= 32000 Н
Эквивалентная нагрузка при отсутствии осевой силы:
Расчетный ресурс при a= 0,7 и р = 3 (шариковый подшипник)
Подшипник 208 пригоден. Основные размеры принятого подшипника: d = 40 мм; D = 80 мм; B = 18 мм (рис. 7.2)
7 .2 Подбор подшипн иков для вала червячного колеса
Дано: U = 18 (фактическое значение передаточного числа ременной и червячной передач); d= 60 мм; t = 8000 час
Радиальные реакции опор: R= 12297 Н; R= 10075 Н
Вал нагружен осевой силой F= 1553 Н. Схема установки подшипников - враспор. Возможны кратковременные перегрузки до 125% номинальной нагрузки. Условия эксплуатации подшипников - обычные. Ожидаемая температура работы t= 77…98С
Предварительно назначены подшипники роликовые конические легкой серии 7212А. Из табл. 19.24 [1, с. 504] для этого подшипника выписываем: С= 91300 Н; е = 0,4; Y = 1,5
Для определения осевых нагрузок на опоры приведем схему нагружения вала к виду, представленному на рис. 7.1
Получим: R= R= 12297 Н; R= R= 10075 Н; F= F= 1553 Н
Так как R > R и F > 0, то в соответствии с табл. 6.2 [1, с. 136] находим осевые силы, нагружающие подшипники:
R= R= 4083 Н; R= R+ F= 4083 + 1553 = 5636 Н
отношение R/(VR) = 4083/(112297) = 0,33, что меньше е = 0,4 и для опоры 1: X = 1; Y = 0
отношение R/(VR) = 5636/(110075) = 0,559, что больше е = 0,4 и для опоры 2: X = 0,4; Y = 1,5
Эквивалентные динамические нагрузки при К= 1,2 и К= 1:
R= (VXR+ YR) КК= (10,410075 + 1,55636)1,21 = 14981 Н
Расчетный ресурс более нагруженного подшипника опоры 2 при а= 0,6 (обычные условия применения); р = 10/3 = 3,33 (роликовый подшипник);
n = 416,7/U = 416,7/18 = 23,15 об/мин
Намеченный подшипник 7212А пригоден, так как расчетный ресурс больше требуемого (t = 8000 час)
Основные размеры подшипника: d = 60 мм; D = 110 мм; T = 24 мм (табл. 19.24 [1, с. 504])
7 .3 Выбор посадок колец подшипников
Внутренние кольца подшипников подвержены циркуляционному нагружению, наружные - местному.
По табл. 6.6 [1, с. 144] выбираем поле допуска вала - m6.
По табл. 6.7 [1, с. 145] поля допусков отверстий корпусных деталей под установку наружных колец подшипников - Н7.
7 .4 Конструирован ие стакана и крышек подшипников
По рекомендации [1, с. 172 - 175] примем для фиксирующей опоры червяка конструкцию стакана по рис. 7.3
Размеры конструктивных элементов стакана:
D = 90 мм; D= 105 мм; =7,5 мм; = 7,5 мм; = 9 мм; C = 8 мм; D=144 мм; t = 5 мм. Винт: d = М8; z = 4
Посадку стакана в корпус примем Н7/к6
Крышки подшипников привертные. В фиксирующей опоре червяка конструкцию крышки примем по рис. 7.4, а , а в плавающей опоре предварительно по рис. 7.4, б .
Крышки подшипников вала колеса примем по типу рис. 7.4, в , б . Размеры конструктивных элементов крышек подшипников (мм) для фиксирующей опоры червяка (1), плавающей опоры червяка (2), опор вала колеса (3):
8 . Построение эпюр момент ов и расчеты валов на прочность
При прочностных расчётах валы схематизируют балками, лежащими на шарнирных опорах и нагруженными усилиями, передающимися при номинальном режиме работы от всех расположенных на них деталях.
Для построения эпюр определяем значения изгибающих моментов в характерных сечениях вала
Эпюра М: Сечение Д: М= F= 423, 12 Нм
Из сопоставления раз
Проектирование редуктора курсовая работа. Производство и технологии.
Эссе На Тему Ненаучное Познание
Статья: Путь к познанию Мира
Реферат по теме Норма и источники права
Сочинение Военный Поход Фараона От Лица Фараона
Курсовая работа по теме Аналіз конструкції двигуна
Контрольная работа по теме Сравнительная оценка межкультурного и внутрикультурного общения
Экономический Анализ В Царской России Курсовая Работа
Курсовая работа по теме Развитие познавательных интересов на уроках
Каталог Дипломных Работ
Реферат: Структура системного анализа и моделирования процессов в техносфере
Реферат: Методичка по экономике
Индустриальное Общество Социально Экономические Противоречия Курсовая
Написать Эссе Менеджмент В Моей Профессии
Дипломная Работа На Тему Стародавні Держави І Право На Території України
Реферат: Эльзасско-Лотарингская операция
Реферат по теме Измерение времени
Реферат по теме Учение о государстве и праве в западной Европе в период капитализма
Реферат: Лечение ультразвуковым фонофорезом
Реферат по теме Ивана Купала
Дневник Практики По Профилю Специальности
Специфика природных условий Канадского Арктического Архипелага - География и экономическая география курсовая работа
Противоаритмические лекарственные средства - Медицина лекция
Николя Саркози - Политология презентация