Если у вас возникли сложности с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой - мы готовы помочь.
Предоплата всего
Подписываем
PAGE \* MERGEFORMAT 50
Учреждение образования
«БЕЛОРУССКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ
ТЕХНОЛОГИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ»
Факультет______ИДиП___________________________
Кафедра_____«Детали машин и ПТУ"__________________
ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА
КУРСОВОГО ПРОЕКТА
по дисциплине:___Детали машин и ПТУ
Тема: Привод цепного конвейера
Исполнитель
студент(ка) 3 курса группы _____________ ___Заверахина О.Н.
подпись, дата инициалы и фамилия
Руководитель
Доцент, к.т.н._______ ______________ ___М.Н._Пищов_
должность, ученая степень, ученое звание подпись, дата инициалы и фамилия
Курсовой проект защищен с оценкой__________
Руководитель_____________ __М.Н._Пищов
подпись инициалы и фамилия
Минск 2013
РЕФЕРАТ
РЕДУКТОР, ПРИВОД, РЕМЕННАЯ ПЕРЕДАЧА, ЧЕРВЯК, ЧЕРВЯЧНОЕ КОЛЕСО, СМАЗКА, ПОДШИПНИК, ВАЛ, ЗУБЧАТАЯ ПЕРЕДАЧА, ШЕСТЕРНЯ, ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЬ, ШКИВ.
В данной расчетно-пояснительной записке приведен кинематический расчет многоступенчатого привода, включающего в себя электродвигатель, ременную, закрытую червячную и открытую зубчатую передачи. Выполнен также прочностной расчет червячной и зубчатой передачи, произведен подбор подшипников входного и выходного валов закрытой передачи. Выполнен подбор смазки редуктора. Рассчитаны напряжения, возникающие в опорах выходного вала, а также крутящие и изгибающие моменты на данном валу, приведены их эпюры.
Записка содержит:
Содержание
|
[1] 2. Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода [1.1] 2.1. Выбор электродвигателя [1.2] 2.2. Кинематический расчет привода [2] 3. Расчет открытых передач [2.1] 3.1. Расчет ременной передачи [2.2] 3.2. Расчет зубчатой передачи
[3] [3.1] 4.1. Выбор материала и допускаемых напряжений [3.2] 4.2. Проектировочный расчет червячной передачи [3.3] 4.3. Проверочные расчеты на прочность червячной передачи [3.3.1] 4.3.1. Проверочный расчет на контактную выносливость [3.3.2] 4.3.2. Проверочный расчет на выносливость при изгибе [3.4] 4.4. Расчет параметров червячной передачи [3.5] 4.5. Усилия в зацеплении [3.6] 4.6. Расчет вала червяка на жесткость [3.7] 4.7. Тепловой расчет редуктора [4] 5. Предварительный расчет валов и выбор стандартных изделий (подшипники, крышки, уплотнения). [4.1] 5.1. Червяк (входной вал) [4.2] [4.3] 5.2. Вал червячного колеса (выходной вал)
[5] [6] 7. проверочные расчеты [6.1] 7.1. Определение реакций в опорах и построение эпюр изгибающих и крутящих моментов [6.2] 7.2. Проверочный расчет подшипников на долговечность [6.3] 7.3. Проверочный расчет шпонок [6.4] 7.4. Проверочный расчет вала на усталостную прочность [7] 8. СМАЗКА РЕДУКТОРА [8] СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ |
Введение
В химической технологии органических материалов широко используются многоступенчатые приводы, которые могут в себя включать ременную, червячную, цепную, зубчатую и др. передачи.
Ременные передачи обладают следующими достоинствами:
Наряду с достоинствами ременные передачи обладают и некоторыми существенными недостатками. Это:
Передаваемая мощность – обычно не более 50 кВт, передаточное число – до 6.
Червячные передачи предназначены для редуцирования скорости при передаче энергии между перекрещивающимися валами, главным образом под углом 90°.
Червячная передача осуществляется посредством винта (червяка) чаще всего с трапецеидальной или близкой к ней нарезкой и червячного колеса, имеющего косые зубья дуговой формы, что способствует увеличению длины контактных линий, а следовательно, несущей способности передачи.
К достоинствам червячных передач относятся: плавность зацепления и бесшумность работы; большие передаточные числа при сравнительно малых габаритах, например в кинематических передачах и до 1000, в силовых чаще всего и до 80; повышенная кинематическая точность, что особенно важно для делительных устройств; возможность создания самотормозящей передачи.
Недостатками червячных передач являются: ограниченная передаваемая мощность, не превышающая 50…60 кВт; необходимость точной установки и жесткой осевой фиксации червячного колеса, поскольку осевое смещение колеса, неточности межосевого расстояния и ошибки угла скрещивания оказывают значительное влияние на величину и расположение пятен контакта, а следовательно, работоспособность передачи. Но наиболее существенный недостаток, обусловленный геометрией передачи, – невозможность получе-
ния жидкостного трения в контакте, что служит причиной повышенного тепловыделения, пониженного КПД, повышенного изнашивания и склонности к заеданию, необходимости применения для червячных колес дефицитных антифрикционных материалов, усложнения конструкции передачи, связанного с теплоотводом.
Во всех отраслях машиностроения и приборостроения наиболее широкое применение нашли зубчатые передачи благодаря ряду их достоинств: постоянству передаточного числа; отсутствию проскальзывания; большой несущей способности при сравнительно малых габаритах и массе; большой долговечности; работе в обширном диапазоне режимов нагружения; сравнительно малым нагрузкам на валы и опоры, высокому КПД, простоте обслуживания и ухода. К недостаткам зубчатых передач можно отнести высокие требования к точности изготовления колес и сборки передач и необходимость повышенной жесткости корпусов, валов, опор; шум, особенно при высоких частотах вращения и недостаточной точности; вибрации; низкую демпфирующую способность.
Кинематическая схема привода и номера валов
Источником механической энергии в данном приводе является асинхронный электродвигатель 4А132М2. На валу двигателя установлен ведущий шкив плоскоременной передачи, посредством которой вращение передается на ведомый шкив, установленный на входном валу (червяке) червячного редуктора. Ременная передача имеет передаточное число uРП = 4. Ременные передачи обладают следующими достоинствами: простота конструкции; плавность и бесшумность работы; невысокие требования к точности расположения деталей передачи; предохранение от перегрузки за счет возможности проскальзывания ремня по шкиву. Наряду с достоинствами ременные передачи обладают и некоторыми существенными недостатками: большие габариты; непостоянство передаточного числа из-за проскальзывания ремня по шкиву; большая нагрузка на валы и опоры; низкая долговечность ремней.
Редуктор служит для увеличения вращающего момента посредством уменьшения угловой скорости вращения и имеет передаточное число uЧП = 19. К достоинствам червячных передач относятся: плавность зацепления и бесшумность работы; повышенная кинематическая точность, что особенно важно для делительных устройств; возможность создания самотормозящей передачи. Наиболее существенный недостаток, обусловленный геометрией передачи, – невозможность получения жидкостного трения в контакте, что служит причиной повышенного тепловыделения, пониженного КПД, повышенного изнашивания и склонности к заеданию, необходимости применения для червячных колес дефицитных антифрикционных материалов, усложнения конструкции передачи.
КПД привода определяется по формуле
где КПД отдельных кинематических пар (ременной, червячной, зубчатой передач, подшипников). Значения КПД выбираются как средние значения из рекомендуемого диапазона [1].
Требуемую мощность электродвигателя находят с учетом потерь, возникающих в приводе:
Ориентировочное значение общего передаточного числа привода
где ориентировочные значения передаточных чисел
передач привода (выбирают как средние значения из рекомендуемого диапазона для соответствующих передач) [1].
Ориентировочное значение угловой скорости вала электродвигателя
где угловая скорость на ведомом (тихоходном) валу, с-1.
Ориентировочное значение частоты вращения вала электродвигателя
Выбираем электродвигатель с мощностью и действительной частотой вращения пДВ близкой к значению пДВ.ОР [1].
Выбранный двигатель – 4А100L4.
В дальнейшем расчет ведется по и выбранной .
Угловая скорость вала электродвигателя
Общее передаточное число привода
Производим разбивку UO по отдельным ступеням привода
где передаточные числа отдельных ступеней.
Определяем угловые скорости валов привода (рис. 1):
Определяем частоты вращения валов привода:
Определяем мощности на валах привода:
Определяем крутящие моменты на валах привода:
Результаты расчета сводим в табл. 1.
Таблица 1
Сводная таблица результатов кинематического расчета привода.
|
№ вала |
Мощность Р, Вт |
Угловая скорость ω, с-1 |
Частота вращения п, мин-1 |
Крутящий момент Т, Нм |
|
Двигатель |
4000 |
149.67 |
1430 |
22.03 |
|
1 |
3297 |
149.67 |
1430 |
22.03 |
|
2 |
3101 |
49.89 |
476.45 |
62.16 |
|
3 |
2262 |
1.999 |
19.1 |
1131.56 |
|
4 |
2,0 |
0.45 |
4.30 |
4442 |
Основными критериями работоспособности и расчета ременных передач являются: тяговая способность, определяемая величиной передаваемой окружной силы, и долговечность ремня, которая в условиях нормальной эксплуатации ограничивается разрушением ремня от усталости.
Основным расчетом ременных передач является расчет по тяговой способности. Расчет на долговечность ремня выполняется как проверочный.
Промышленностью серийно выпускаются плоские приводные ремни: тканые с полиамидным покрытием и прорезиненные с кордошнуровым несущим слоем. Благодаря прочности, эластичности, низкой чувствительности к влаге и колебаниям температуры, малой стоимости прорезиненные ремни получили большое распространение. Поэтому ниже приводится проектировочный расчет применительно к прорезиненным ремням. Расчет выполняется в следующей последовательности:
Схема ременной передачи
Рисунок 2
Диаметр малого шкива
где Р1 – мощность на валу малого шкива, кВт;
п1 – частота вращения малого шкива, мин-1.
Диаметр большого шкива
где U – передаточное число;
е = (0,01–0,02) – коэффициент скольжения ремня.
Расчетные диаметры шкивов округлены до стандартных значений по ГОСТ 17282–73 [1].
Согласно требованиям расчета значение U не должно отличаться от исходного более чем на 10%.
U = UИСХ
где D1 – диаметр ведущего шкива, мм;
п1 – частота вращения ведущего шкива, мин-1;
ω1 – угловая скорость вращения ведущего шкива, с-1.
Тип В – спирально-завернутые
Угол обхвата ремнем малого шкива удовлетворяет необходимым условиям.
8.Проверяем ремень на долговечность по числу пробегов за 1 с
Соотношение условно выражает долговечность ремня и его соблюдение гарантирует срок службы 1000–5000 ч.
Для прорезиненных ремней σ рекомендуется определять по условию:
σ=0.025∙D1=0.025∙160=4
Исходя из стандартной толщины σ1 прокладок, из которых состоит ремень (см. [1]), определяют число прокладок z:
Полученное значение z округляют до меньшего целого числа:
zстанд = 3.
По округленному z определяют фактическую толщину ремня:
где GFO – номинальное полезное напряжение при стандартных условиях, т.е. для горизонтальной передачи, при угле обхвата α = 180°, скорость V = 10 м/с, спокойной односменной работе. Значение GFO для прорезиненных ремней при напряжении от предварительного натяжения GO =1,8 МПа в зависимости от отношения D1/σ следующее:
|
30 |
40 |
50 |
60 |
|
|
GFO |
2,17 |
2,25 |
2,3 |
2,66 |
СО – коэффициент, учитывающий расположение передачи. Для горизонтальных и наклонных (до 60°) передач СО = 1, при наклоне от 60° до 80° СО = 0,9, от 80° до 90° СО = 0,8.
СО = 1.
Сα – коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата на малом шкиве
Сα = 0.003 ∙ 180 + 0.46 = 1
СV – коэффициент, учитывающий влияние напряжения от центробежной силы, уменьшающей сцепление ремня со шкивом:
СV = 1.006 – 0.0001∙V2 + 0.006∙V =
= 1.006 – 0.0001∙ (11.97)2 + 0.006 ∙ 11.97 = 1.0635
СР – коэффициент, учитывающий влияние режима работы: при спокойной работе СР = 1, при умеренных колебаниях нагрузки СР = 0,9, при значительных колебаниях нагрузки СР = 0,8, при ударных нагрузках СР = 0,7.
СР =1.
где Т1 – крутящий момент на ведущем валу, Нм;
D1 – диаметр малого шкива, м.
Окончательную ширину ремня принимают по стандарту [1].
где GO = 1,8 МПа.
Расчет цилиндрических прямозубых передач производится в соответствии с ГОСТ 21354–75. Основными видами расчетов являются расчеты на контактную выносливость активных поверхностей зубьев и расчет зубьев на выносливость при изгибе. Так как основной причиной выхода из строя зубьев закрытых передач, работающих при хорошей смазке, является усталостное контактное выкрашивание, то проектный расчет закрытых передач выполняется на контактную выносливость с последующей проверкой зубьев на контактную выносливость и выносливость при изгибе. Открытые зубчатые передачи рассчитывают на выносливость по напряжениям изгиба.
В данном проекте расчет зубьев на контактную выносливость и выносливость при изгибе ведется при нулевом смещении (). В расчетах принят постоянный режим нагрузки, для которого при длительной работе эквивалентное число циклов перемены напряжений больше базового числа циклов (). Для этого случая коэффициент долговечности , учитывающий влияние срока службы и режима нагрузки, принимается равным
Зубчатые колеса в большинстве случаев изготавливают из углеродистой или легированной стали. При выборе марок стали учитывают назначение и тип передачи, требования к габаритам и массе, технологию изготовления, экономическую целесообразность.
Таблица 2
Свойства стали Ст45.
|
Марка стали |
Механические свойства |
Термическая обработка |
|||
|
Твердость |
Предел прочности GB, МПа |
Предел текучести GT, МПа |
|||
|
HB |
HRC |
||||
|
Ст40Х |
235–262 |
– |
780 |
540 |
Улучшение |
где – вспомогательный коэффициент, который для цилиндрических прямозубых передач равен
– крутящий момент на валу шестерни, Нм, который принимают из таблицы 1:
– коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца, который находится из соответствующего графика в зависимости от значения [2].
– число зубьев шестерни
где z2 – число зубьев колеса;
UIII – передаточное число зубчатой передачи
– коэффициент, учитывающий форму зуба, который определяется по графику в зависимости от эквивалентного числа зубьев ZV [2]:
– коэффициент ширины зубчатого венца [1]
– допускаемые напряжения изгиба зубьев, МПа, который определяется по формуле:
где – предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий эквивалентному числу циклов перемены напряжений, МПа, который вычисляется согласно формуле
– предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений, МПа, который определяют в зависимости от способа химико-термической обработки [1].
– коэффициент, учитывающий влияние шлифования переходной поверхности зуба. Для зубьев с нешлифованной переходной поверхностью зуба , а для прочих случаев определяют в зависимости от термической или химико-термической обработки: при закалке = 0,9; нормализации, улучшении = 1,1; цементации и нитроцементации = 0,7.
= 0.9;
– коэффициент, учитывающий влияние деформационного упрочнения или электрохимической обработки переходной поверхности. Для зубьев колес без деформационного упрочнения или электрохимической обработки переходной поверхности зубьев принимают
= 1;
– коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки. При одностороннем приложении нагрузки
= 1;
– коэффициент долговечности. Для длительно работающих передач принимается
= 1;
Учитывая все найденные коэффициенты определим :
– коэффициент безопасности, который равен
|
Коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала зубчатого колеса и ответственность зубчатой передачи. |
Коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса. |
|
Определяют в зависимости от способа термической и химико-термической обработки и заданной вероятности разрушения. При вероятности разрушения 0,99 и объемной закалке, нормализации и улучшении = 1,75; при цементации и нитроцементации = 1,55. |
Для поковок и штамповок = 1; Для проката = 1,15; Для литых заготовок = 1,3. |
|
= 1,75 |
= 1 |
– коэффициент, учитывающий градиент напряжения и чувствительность материала к концентрации напряжений. При проектном расчете открытых зубчатых передач принимаем
– коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности. Для шлифования и зубофрезерования при шероховатости не ниже RZ40 принимают = 1. при полировании в зависимости от способа термического упрочнения принимают: при цементации, нитроцементации, азотировании = 1,05; при нормализации и улучшении = 1,2.
= 1
– коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса. Определяют в зависимости от диаметра вершин зубчатого колеса по специальному графику [1].
= 1.
Определив все величины и коэффициенты, входящие в формулу, находим :
Определяем ориентировочное значение модуля m:
Полученное значение округляем до стандартного в соответствии c ГОСТ 9563–60 [1]:
Диаметр начальной делительной окружности шестерни:
Диаметр начальной делительной окружности колеса:
где ω1 – угловая скорость на валу шестерни, с-1,
Степень точности выбирают в зависимости от назначения передачи, условий ее работы и возможности производства. Открытые цилиндрические зубчатые передачи обычно выполняют по 9-ой степени точности.
Расчетное напряжение изгиба зубьев определяют по формуле:
где – удельная расчетная окружная сила.
Для цилиндрических прямозубых передач:
где – крутящий момент на валу шестерни, который берется из таблицы 1:
– коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Расчет зубчатых колес первоначально производят, предполагая, что в зацеплении находится одна пара зубьев. Тогда
= 1
– коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца. См. п. 2.
– коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникшую в зацеплении:
= 1.15
– коэффициент, учитывающий форму зуба. См. п. 2.
= 3.90
– коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев:
= 1;
– коэффициент, учитывающий наклон зуба:
= 1;
Определив все величины и коэффициенты, входящие в формулу, находим напряжение изгиба зубьев:
Найденное значение напряжения изгиба зубьев соответствует условиям расчета.
Червячные передачи рассчитывают на прочность по контактным напряжениям с последующей проверкой зубьев червячного колеса на изгиб как менее прочных по сравнению с витками червяка. Кроме того, после определения размеров корпуса выполняют тепловой расчет червячного редуктора, а также проверочный расчет вала червяка на жесткость.
Ввиду того, что в червячном зацеплении преобладает трение скольжения, применяемые материалы червячной пары должны обладать хорошими антифрикционными свойствами, повышенной износостойкостью и пониженной склонностью к заеданию. Для этого в червячной передаче сочетают разнородные материалы при малой шероховатости контактирующих поверхностей.
Червяки изготавливаются из среднеуглеродистых или легированных сталей с поверхностной или объемной закалкой до твердости HRCЭ 45–55. При этом необходима шлифовка и полировка рабочих поверхностей витков. Хорошую работу передачи обеспечивают червяки из цементуемых сталей с твердостью после закалки HRCЭ 58–63.
Зубчатые венцы червячных колес изготавливают преимущественно из бронзы, причем выбор материала определяется скоростью скольжения VS и длительностью работы.
Ориентировочную скорость скольжения VS, в зависимости от которой выбирается марка материала венца червячного колеса, определяют по эмпирической формуле:
где Т2 – крутящий момент на валу червячного колеса, Нм;
ω2 – угловая скорость вала червячного колеса, с-1;
U – передаточное число червячной передачи.
В зависимости от скорости скольжения выбирают материал и находят допускаемые напряжения [1] (см. таблицу 3).
Таблица 3
Материал для изготовления зубчатого венца червячного колеса.
|
Материал |
Способ отливки |
GHP, МПа |
GFР, МПа |
|
|
Скорость скольжения VS, м/с |
Тип передачи |
|||
|
Нереверсивная |
Реверсивная |
|||
|
БрАЖ9-4 |
В землю |
VS = 1-3м/с, GHP = 180 МПа |
43 |
33 |
При проектировочном расчете определяют ориентировочное значение межосевого расстояния червячной передачи, исходя из контактной выносливости поверхностей зубьев, а затем, после уточнения параметров передачи, поверяют действительные контактные напряжения и сравнивают их с допускаемыми.
где – число зубьев червячного колеса:
q – коэффициент диаметра червяка, предварительно принимают равным
q = 10;
КН – коэффициент нагрузки, предварительно принимают
КН = 1,2;
Т2 – крутящий момент на валу червячного колеса, Нмм
Т2 = 1131.56 Нм;
GHP – допускаемое контактное напряжение, МПа, (см. таблицу 3).
Полученный модуль округляют до стандартного по ГОСТ 2144–76 и определяют соответствующее ему стандартное значение коэффициента диаметра червяка q [1].
где – коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине венца колеса. При постоянной нагрузке
= 1;
– коэффициент динамической нагрузки, зависящей от скорости скольжения и принятой степени точности изготовления червячной пары [1]:
где V1 – окружная скорость червяка, м/с, находится по формуле:
где ω1 – угловая скорость червяка, с-1;
d1 – делительный диаметр червяка, м, находится по формуле:
тогда
γ – угол подъема витка червяка:
тогда
Проводятся по контактным напряжениям и напряжениям изгиба для червячного колеса как наиболее слабого звена.
Условие прочности по контактным напряжениям имеет вид
где GH – действительное контактное напряжение, МПа;
Т2 – крутящий момент на валу червячного колеса, Нм;
aW – межосевое расстояние, мм.
Погрешность при расчете:
Рассчитанная погрешность удовлетворяет условиям расчета.
Условия прочности по напряжениям изгиба зубьев червячного колеса
где GF – действительное напряжение изгиба, МПа;
YF – коэффициент формы зуба, выбирается в зависимости от эквивалентного числа зубьев колеса [1]:
Ft2 – окружное усилие на колесе, Н, которое находится по формуле:
KF – коэффициент нагрузки, который принимают равным KH:
b2 – ширина венца червячного колеса, мм, зависит от диаметра вершин червяка:
mn – нормальный модуль:
Полученное значение удовлетворяет условиям расчета.
где d – диаметр вала под ступицей колеса, мм, определяется по формуле
где Т2 – крутящий момент на валу червячного колеса, Нмм;
[τk] – пониженное допускаемое напряжение кручения, МПа, принимается равным 15 МПа
Результаты расчетов сведем в табл. 4.
Таблица 4
Сводная таблица параметров червячной передачи.
|
Наименование параметров |
Червяк |
Червячное колесо |
|
Диаметры делительные, мм |
100 |
400 |
|
Диаметры вершин, мм |
116 |
416 |
|
Диаметры впадин, мм |
80.8 |
380.8 |
|
Наружный диаметр колеса, мм |
– |
428 |
|
Длина нарезной части червяка, мм |
120 |
– |
|
Ширина венца червячного колеса, мм |
– |
87 |
|
Толщина обвода (венца) червячного колеса, мм |
– |
24 |
|
Длина ступицы, мм |
– |
101 |
|
Диаметр ступицы, мм |
– |
122.4 |
|
Толщина диска, связывающего ступицу и обод, мм |
– |
26.4 |
|
Диаметр отверстий в диске, мм |
– |
49.9 |
Определение усилий в зацеплении червячной передачи необходимо для расчета валов и подбора подшипников.
Окружное усилие на червяке равно осевому усилию на червячном колесе
Окружное усилие на червячном колесе равно осевому усилию на червяке :
Радиальное усилие на червяке равно радиальному усилию на червячном колесе
где α – угол профиля:
α = 20º
Таблица 5
Усилия в зацепления червячной передачи.
|
Усилие |
Червяк |
Червячное колесо |
|
Окружное Ft, Н |
1255.6 |
5657.8 |
|
Осевое Fa, Н |
5657.8 |
1255.6 |
|
Радиальное Fr, Н |
2059.3 |
2059.3 |
Правильность зацепления червячной пары обеспечивает достаточная жесткость червяка. Критерием жесткости является значение прогиба f в среднем сечении червяка, которое не должно превышать допустимого [f] = (0,005–0,01):
где l – расстояние между опорами, мм;
Е – модуль упругости, для стали МПа;
Iпр – приведенный момент инерции, мм4:
Жесткость червяка удовлетворяет требованиям.
При работе червячной передачи значительная часть мощности расходуется на преодоление трения, в результате чего происходит нагревание редуктора. Выделяемое тепло отводится в окружающую среду через стенки корпуса редуктора. В случае недостаточного отвода тепла редуктор перегревается и выходит из строя. Поэтому необходимо производить тепловой расчет с целью определения температуры масла, которая не должна превышать допускаемой величины. Температуру масла определяем по формуле
где [tM] – допускаемая температура масла (60–90 °С);
Р – мощность, подводимая к редуктору, Вт;
tB – температура окружающей среды (обычно tB = 20 °С);
К – коэффициент теплопередачи, К = (14–17) Вт/м2град;
S – площадь охлаждения, м2, определяется по эмпирической формуле:
η – КПД передачи, определяется по формуле
где ρ’ – приведенный угол трения, выбираем в зависимости от скорости скольжения по табл. 3.8 [1];
γ – угол подъема винтовой линии червяка.
Температура масла меньше допускаемой, но для дополнительного охлаждения рекомендуется выполнить корпус с охлаждающими ребрами.
Валы предназначены для установки на них вращающихся деталей и передачи крутящего момента.
Конструкции валов в основном определяются деталями, которые на них размещаются, расположением и конструкцией подшипниковых узлов, видом уплотнений и техническими требованиями.
Валы воспринимают напряжения, которые меняются циклично от совместного действия кручения и изгиба. На первоначальном этапе проектирования вала известен только крутящий момент, а изгибающий момент не может быть определен, т.к. неизвестно расстояние между опорами и действующими силами. Поэтому при проектировочном расчете вала определяется его диаметр по напряжению кручения, а влияние изгиба учитывается понижением допускаемого напряжения кручения.
Червяк (входной вал)
Рисунок 3
Участок I – выходной конец вала для установки шкива ременной передачи. Диаметр выходного конца вала определяется по формуле:
где – крутящий момент на рассматриваемом валу, Нм;
– пониженные допускаемые напряжения кручения, МПа,
для выходных концов вала принимаются равными МПа;
Участок II – участок для установки подшипников и уплотнения; диаметр выбирается с учетом стандартных значений для деталей по эмпирической формуле:
С учетом полученного диаметра выбираем подшипники по ГОСТ 8338–75 (подшипники шариковые радиальные однорядные) и ГОСТ 831–75 (подшипники шариковые радиально-упорные однорядные) [3].
Опору со стороны выходного конца вала выполняют «плавающей» с установкой радиального шарикового подшипника 210 ГОСТ 8338–75.
Вторую опору выполняют фиксирующей с установкой шариковых радиально-упорных подшипников 36210 ГОСТ 831–75.
Таблица 6
Подшипники, устанавливаемые на червяке.
|
Обозначе-ние |
Основные размеры |
Грузоподъемность, кН |
||||
|
d, мм |
D, мм |
B, мм |
α° |
Cr |
C0r |
|
|
210 |
50 |
90 |
20 |
– |
35.1 |
19.8 |
|
36210 |
50 |
90 |
20 |
12 |
43.2 |
27 |
Для свободного выхода червяка из корпуса редуктора два радиально-упорные подшипника устанавливаются в стакан [4].
Толщина стенки =14 мм;
Толщина фланца мм;
Диаметр и число винтов для крепления стакана к корпусу определяется в зависимости от выбранной крышки подшипника.
Со стороны фиксирующей опоры ставится торцовая глухая крышка, выбранная в зависимости от диаметра внешнего кольца подшипника [4], [3].
Со стороны выходного конца вала ставится торцовая крышка с отверстием для манжетного уплотнения, выбранная в зависимости от диаметра внешнего кольца подшипника [4], [3].
Для защиты подшипников от внешней среды и удержания смазки в опорных узлах служат уплотнительные устройства. Со стороны выходного конца вала ставится манжетное уплотнение, выбранное в зависимости от диаметра вала по ГОСТ 8752–79 [5].
Участок III – участок для установки крыльчатки для лучшего смазывания червячного колеса.
Размеры крыльчатки выбираются в зависимости от конструкционного исполнения, причем внешний диаметр крыльчатки должен быть примерно равен диаметру внешнего кольца рядом расположенного подшипника.
Участок IV – участок, несущий нарезную часть червяка. Диаметр также определяется по эмпирической формуле:
Участок V – собственно нарезная часть червяка.
Диаметры впадин зубьев вершин зубьев и делительный берутся из таблицы 4.
Длины соответствующих участков определяются конструкционно.
Выходной вал
Рисунок 4
Участок I – выходной конец вала для установки шестерни зубчатой передачи. Диаметр выходного конца вала определяется по формуле:
где – крутящий момент на рассматриваемом валу, Нм;
– пониженные допускаемые напряжения кручения, МПа, для выходных концов вала принимаются равными МПа;
Участок II – участок для установки уплотнения; диаметр выбирается с учетом стандартных значений для деталей по эмпирической формуле:
Для защиты подшипников от внешней среды и удержания смазки в опорных узлах ставится манжетное уплотнение, выбранное в зависимости от диаметра вала по ГОСТ 8752–79 [5].
Участок III – участок для установки подшипников; диаметр выбирается с учетом стандартных значений для деталей по эмпирической формуле:
С учетом полученного диаметра выбираем подшипники по ГОСТ 333–79 (подшипники роликовые конические однорядные) [3].
Обе опоры вала выполняют на подшипниках 7217 ГОСТ 333–79.
Таблица 7
Подшипники, устанавливаемые на выходном валу.
|
Обозначение |
Основные размеры |
Грузоподъемность, кН |
||||||
|
d, мм |
D, мм |
T, мм |
b, мм |
с, мм |
α° |
Cr |
C0r |
|
|
7217 |
85 |
150 |
31.0 |
24 |
30 |
12 |
130 |
109 |
Со стороны выходного конца вала ставится торцовая крышка с отверстием для манжетного уплотнения, выбранная в зависимости от диаметра внешнего кольца подшипника [4], [3].
С другой стороны ставится торцовая глухая крышка, выбранная в зависимости от диаметра внешнего кольца подшипника [4], [3].
Участок IV – участок для установки червячного колеса. Диаметр определяется по формуле:
где – крутящий момент на рассматриваемом валу, Нм;
– пониженные допускаемые напряжения кручения, МПа, в местах посадки колес принимаются равными МПа;
Корпус редуктора предназначен для размещения в нем деталей передачи, восприятия усилий, возникающих при работе, а также для предохранения деталей передачи от повреждений и загрязнений.
Редукторы общего назначения для удобства сборки и разборки конструируют разъемными. Плоскость разъему проходит, как правило, через оси валов параллельно плоскости основания. В этом случае каждый вал редуктора со всеми расположенными на нем деталями представляет собой самостоятельную сборочную единицу, которую собирают и контролируют заранее независимо от других валов и затем монтируют в корпусе.
Габариты и форма редуктора определяются числом и размерами зубчатых колес, заключенных в корпус, положением плоскости разъема и расположением валов.
В крышке корпуса для заливки масла, контроля сборки и осмотра редуктора при эксплуатации предусматривают смотровое окно. Оно располагается в местах, удобных для осмотра зацепления. Размеры окна должны обеспечивать хороший обзор зацепления. Форма отверстий может быть прямоугольной, круглой или овальной.
В нижней части основания корпуса предусматривают маслосливное отверстие, закрываемое резьбовой пробкой, и отверстие для установки маслоуказателя.
Для подъема и транспортировки редуктора предусматривают крючья, проушины или рым-болты.
где – толщина стенок основания редуктора, мм;
– толщина стенок крышки редуктора, мм;
– межосевое расстояние, мм;
где – диаметр вершин зубьев червяка, мм;
– модуль, мм;
где M и N – размеры основания корпуса,
Таблица 8
Размеры элементов фланцев.
|
Элементы фланцев |
Диаметр болта |
|||||
|
М8 |
М10 |
М12 |
М16 |
М20 |
М24 |
|
|
Ширина фланца К, мм |
24 |
28 |
33 |
39 |
48 |
54 |
|
Расстояние от оси болта до стенки С, мм |
13 |
15 |
18 |
21 |
25 |
27 |
|
Диаметр отверстия d0, мм |
9 |
11 |
13 |
17 |
22 |
26 |
|
Диаметр планировки D0, мм |
17 |
20 |
26 |
32 |
38 |
45 |
|
Радиус закругления R, мм |
3 |
3 |
4 |
5 |
5 |
8 |
Необходимые данные приведены в табл. 9.
Таблица 9
Силы, действующие на вал, и расстояния между точками их приложения.
|
Усилия в зацеплении |
Геометрические параметры |
|
|
Червячной передачи |
Прямозубой передачи |
|
Расчетная схема выходного вала
а)
б)
в)
г)
Расчет будем проводить для подшипников 7217 ГОСТ 333–71.
е=0,435
где V – коэффициент вращения: при вращении внутреннего кольца V=1, наружного – V=1,2, и сравнивают его с коэффициентом е:
Поскольку данные соотношения меньше коэффициента е, то X=1, Y=0.
где Кσ – коэффициент безопасности: при спокойной нагрузке
Кσ = 1;
КТ – температурный коэффициент: при температуре подшипника менее 100 °С КТ = 1.
γ=1.97.
Подшипники пригодны для установки на данном валу.
Зубчатые колеса, шкивы, звездочки и другие детали крепятся на валах с помощью шпоночных или шлицевых соединений, предназначенных для передачи крутящих моментов.
В редукторах общего назначения из-за простоты конструкции, сравнительно низкой стоимости и удобства сборки и разборки широко применяются соединения призматическими шпонками.
Сечение шпонки выбирается в зависимости от диаметра вала по табл. 7.7 в [1]. Длину шпонки принимают по длине ступицы с округлением в меньшую сторону до стандартной
Рисунок 6
Таблица 10
Призматические шпонки, устанавливаемые на выходном валу.
|
Диаметр вала d |
Сечение шпонки |
Глубина паза |
Длина шпонки l |
||
|
b |
h |
t1 |
t2 |
||
|
95 |
20 |
14 |
7.5 |
4.9 |
100 |
|
75 |
18 |
11 |
7,5 |
4,4 |
70 |
После определения размеров шпонки производим проверочный расчет соединения по напряжениям смятия:
где Т – крутящий момент на валу, Нмм;
d – диаметр вала, мм;
l – рабочая длина шпонки, мм;
(h–t1) – сминаемая высота шпонки, мм;
[GСМ] – допускаемые напряжения смятия, при стальной ступице [GСМ] = 110–190 МПа.
Шпонка удовлетворяет условиям работы и пригодна для установки на валу.
Рассчитанные напряжения смятия превышают допустимые значения, поэтому применяются две шпонки, установленные под углом 180°.
Проверочный расчет выполняют на совместное действие изгиба и кручения путем определения коэффициентов запаса прочности в опасных сечениях вала и сравнения их с допускаемым значением. Рекомендуется принимать [S] = 1,5–2,5. Коэффициент запаса прочности определяют по формуле:
где Sσ и Sτ – коэффициенты запаса прочности соответственно по изгибу и кручению.
Коэффициенты запаса прочности определяем в следующей последовательности:
где σ–1 – предел выносливости при изгибе с симметричным циклом, для углеродистых конструкционных сталей:
σа – амплитудные напряжения изгиба в рассматриваемом сечении вала, при симметричном цикле напряжений:
Кσ – эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений, определяется по табл. 7.8 в [1].
Кσ=2;
Kd – масштабный фактор, определяется по табл. 7.9 в [1].
Kd=0,73;
KV – коэффициент, учитывающий способ упрочнения поверхностей, для валов без поверхностного упрочнения:
KV=1;
где τ–1 – предел выносливости при кручении с симметричным циклом, для углеродистых и легированных сталей
τа – амплитудное напряжение кручения в рассматриваемом сечении вала, при пульсирующем цикле
Кτ – эффективные коэффициент концентрации при кручении, определяется по табл. 7.8 в [1].
Кτ=1.5,
Ψτ – коэффициент, учитывающий асимметрию цикла, для углеродистых сталей
Ψτ=0,1:
Условие прочности выполняется, поэтому конструкция вала пригодна для использования.
Смазка червячных зацеплений и подшипников уменьшает потери на трение, износ и нагрев.
По способу подачи смазки к зацеплению различают картерную и циркуляционную смазки.
Картерная смазка осуществляется окунанием венцов червячных колес (или червяков) в масло, заливаемое внутрь корпуса. Эту смазку применяют при скоростях скольжения в зацеплении червячных передач V<10 м/с. При большей скорости масло сбрасывается центробежной силой. При смазывании окунанием объем масла, заливаемого в картер, определяют из расчета (0,4–0,8) л масла на 1 кВт передаваемой мощности.
Рекомендуется, чтобы уровень масла был не выше центра нижнего тела качения подшипника. Для лучшего смазывания червячного колеса на валу червяка устанавливаются брызговики, забрасывающие масло на червячное колесо. Глубина погружения в масло деталей червячного редуктора: hm=(0.1…0.5) d1 и hm min=2.2m, hm max≤0.25d2. Если важно уменьшить в червячной передачи тепловыделение и потери мощности (например, при высокой частоте вращения червяка и длительной работе передачи), уровень масла в корпусе понижают. Для смазывания зацепления в этом случае на червяке устанавливают разбрызгиватели.
Рисунок 7
Рисунок8
Смазывание подшипников качения редукторов общего назначения осуществляют жидкими маслами или пластинчатыми мазями. Наиболее благоприятные условия для работы подшипников обеспечивают жидкие масла. Преимущества их заключаются в высокой стабильности смазывания, меньшем сопротивлении вращению, способности отводить теплоту и очищать подшипник от продуктов износа. Жидкое масло легче заменить без разборки узла. Недостаток жидких масел связан с необходимостью применения сложных уплотнений. При картерной смазке колес подшипники качения смазываются брызгами масла. Требуемую вязкость масла определяют в зависимости от контактного напряжения и окружной скорости колес. Предварительно определяют окружную скорость ν=ω∙d/2, где ω – угловая скорость колеса или червяка, а d – делительный диаметр колеса или червяка.
На практике подшипники стремятся смазывать тем же маслом, которым осуществляется смазывание деталей передач механизма. При этом смазывание подшипников обычно осуществляется за счет разбрызгивания масла зубчатыми колесами, в результате чего масло попадает в подшипниковые узлы.
Выбор сорта масла начинают с определения необходимой кинематической вязкость масла в зависимости от скорости скольжения по табл. 8.3 в [1].
Затем по найденному значению вязкости выбирают соответствующее масло по табл. 8.4 [1].
Масло авиационное МС–20 ГОСТ 21743–76
Для контроля за уровнем масла в редукторе используем трубчатый маслоуказатель с трубкой из оргстекла.
Для слива масла из корпуса редуктора предусматривается маслосливное отверстие, размещаемое в нижней части корпуса и закрываемое резьбовой пробкой.
Пробка маслосливного отверстия
Рисунок 9
Во время работы редуктора повышается давление внутри корпуса в связи с нагревом масла и воздуха. Это приводит к выбрасыванию масла из корпуса через уплотнения и стыки. Чтобы избежать этого, внутреннюю полость корпуса соединяют с внешней средой путем установки отдушин (обычно в крышке смотрового окна):
Пробка - отдушина
Рисунок 10
Заключение
В результате выполнения курсового проекта был спроектирован привод от электродвигателя. Был выбран асинхронный электродвигатель 4А100L4. Произведен кинематический расчет привода. Были рассчитаны крутящие моменты на валах привода: Т1 =22.03Нм; Т2 =62.16 Нм; Т3=1131.56 Нм; Т4=4442 Нм.
Получили навыки в разработке мероприятий по смазке передач подшипниковых узлов редуктора и приобрели навыки по выбору и обоснованию посадок и квалитетов точности для различного рода сопряжений.
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
1
КП 06 08 00 01 ПЗ
Разраб.
Заверахина
Провер.
Пищов М.Н.
Реценз.
Н. Контр.
Утверд.
Пищов М.Н.
Краткое описание работы привода
Лит.
Листов
3
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
1
КП 06 08 00 02 ПЗ
Разраб.
Заверахина
.
Провер.
Пищов М.Н.
Реценз.
Н. Контр.
Утверд.
Пищов М.Н.
Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода
Лит.
Листов
3
ГТУ
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
2
КП 06 08 00 02 ПЗ
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
3
КП 06 08 00 02 ПЗ
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
1
КП 06 08 00 03 ПЗ
Разраб.
Заверахина
.
Провер.
. EMBED Equation.3
Реценз.
Н. Контр.
Утверд.
Пищов М.Н.
Расчет открытых передач
Лит.
Листов
11
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
2
КП 06 08 00 03 ПЗ
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
3
КП 06 08 00 03 ПЗ
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
4
КП 06 08 00 03 ПЗ
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
5
КП 06 08 00 03 ПЗ
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
6
КП 06 08 00 03 ПЗ
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
7
КП 06 08 00 03 ПЗ
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
8
КП 06 08 00 03 ПЗ
EMBED Equation.3
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
9
КП 06 08 00 03 ПЗ
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
10
КП 06 08 00 03 ПЗ
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
11
КП 06 08 00 03 ПЗ
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
1
КП 06 08 00 04 ПЗ
Разраб.
Заверахина
.
Провер.
Пищов М.Н.
Реценз.
Н. Контр.
Утверд.
Пищов М.Н.
Расчет
закрытой передачи
(червячного редуктора)
Лит.
Листов
9
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
2
КП 06 08 00 04 ПЗ
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
3
КП 06 08 00 04 ПЗ
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
4
КП 06 08 00 04 ПЗ
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
5
КП 06 08 00 04 ПЗ
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
6
КП 06 08 00 04 ПЗ
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
7
КП 06 08 00 04 ПЗ
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
8
КП 06 08 00 04 ПЗ
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
9
КП 06 08 00 04 ПЗ
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
1
КП 06 08 00 05 ПЗ
Разраб.
Заверахина
Провер.
Пищов М.Н.
Реценз.
Н. Контр.
Утверд.
Пищов М.Н.
Предварительный расчет валов и выбор
стандартных изделий
Лит.
Листов
4
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
2
КП 06 08 00 05 ПЗ
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
3
КП 06 08 00 05 ПЗ
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
4
КП 06 08 00 05 ПЗ
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
1
КП 06 08 00 06 ПЗ
Разраб.
Заверахина
Провер.
Пищов М.Н.
Реценз.
Н. Контр.
Утверд.
Пищов М.Н.
Расчет основных элементов корпуса
Лит.
Листов
3
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
2
КП 06 08 00 06 ПЗ
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
3
КП 06 08 00 06 ПЗ
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
1
КП 06 08 00 07 ПЗ
Разраб.
Заверахина
Провер.
Пищов М.Н.
Реценз.
Н. Контр.
Утверд.
Пищов М.Н.
Проверочные расчеты
Лит.
Листов
9
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
2
КП 06 08 00 07 ПЗ
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
3
КП 06 08 00 07 ПЗ
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
4
КП 06 08 00 07 ПЗ
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
5
КП 06 08 00 07 ПЗ
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
6
КП 06 08 00 07 ПЗ
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
7
КП 06 08 00 07 ПЗ
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
8
КП 06 08 00 07 ПЗ
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
9
КП 06 08 00 07 ПЗ
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
1
КП 06 08 00 08 ПЗ
Разраб.
Заверахина
Провер.
Пищов М.Н.
Реценз.
Н. Контр.
Утверд.
Пищов М.Н.
Смазка редуктора
Лит.
Листов
2
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
2
КП 06 08 00 08 ПЗ
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
3
КП 06 08 00 08 ПЗ