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
ФГБОУ ВПО «Чувашский государственный университет им. И.Н.Ульянова»
Кафедра « Детали машин и прикладной механики»
Курсовое проектирование
Проектирование привода ленточного транспортера по данной схеме
(Двухступенчатый червячно-цилиндрический редуктор)
Расчетно-пояснительная записка. Вариант ДМ-17-05
Выполнил: студент ЭТ-41-11
Петров Иван
Проверил: Кудряшов О.Н.
Чебоксары 2012
Оглавление
Введение 3
3.1 ВАЛ 1 – быстроходный 8
3.3ВАЛ 3 – тихоходный 9
4.Расчет и конструирование подшипниковых узлов. Построение эпюр…..10
4.1Расчет быстроходного вала 10
4.2Расчет промежуточного вала 11
4.3Расчет тихоходного вала 12
5. Проверочный расчет валов…………………………………………………..14
6.Конструирование зубчатых колес, червяков 14
6.1 Червячная передача 14
7. Конструирование корпусных деталей и крышек 16
8. Проверка долговечности подшипников…………………………………….17
9. проверка шпоночных соединений………………………………………….18
10.Уточненный расчет валов…………………………………………………..19
11.Тепловой расчет редуктора…………………………………………………20
12.Смазывание зацеплений…………………………………………………….20
13.Выбор посадок 21
14.Сборка и регулировка редуктора 21
Литература 23
Введение
Редуктором называют зубчатый, червячный или зубчато-червячный механизм, выполненный в виде отдельного агрегата и предназначенный для понижения угловой скорости, а, следовательно, повышение вращающего момента.
Редукторы широко применяются для передачи энергии с изменением угловой скорости и вращающих моментов от двигателя к различным производственным машинам: транспортерам, конвейерам, элеваторам, лебедкам, станкам и другим машинам
Проектируемый привод состоит из двухступенчатого червячно-цилиндрического редуктора. Вращение от двигателя через муфту передается на быстроходный вал редуктора. От тихоходного вала редуктора через муфту вращение передается на вал барабана ленточного транспортера.
Исходные данные.
Натяжение ветвей ленты: F1=23kH F2=5kH;
Скорость ленты: V=0,1 м/с;
Диаметр барабана: D=200 мм;
Срок службы редуктора: 5 лет;
График нагрузки 2: Ксут=0,67, Кгод=0,6
1-Электродвигатель; 2- Муфта; 3- Редуктор; 4- Барабан транспортера
Выбор электродвигателя.
Находим мощность на выходе:
Ft=F1-F2=23-5=18 kH ; Pпр=V* Ft=18*0,1=1,8 kH;
Находим обороты на выходе:
Находим потребную мощность двигателя
Ƞобщ=Ƞ2муфт*Ƞз.п.* Ƞч.п.* Ƞпод3=0,922*0,97*0,75*0,9953=0,61
Частота вращения двигателя
nдв=nвх*u1*u2=9,55*(2,5 .. 5, 6,3)*(16 .. 50, 80)=(382 .. 2388, 4813)
Выбираем двигатель асинхронный серии 4А закрытый обдуваемый, с мощностью 3 кВт синхронная частота вращения – 4А100S4:
s=4,4%, асинхронная частота вращения .
Выбираем – передаточное число цилиндрической косозубой передачи, – передаточное число червячной передачи
Кинематический расчет привода.
Определение оборотов на каждом валу.
Определение угловой скорости на каждом валу.
Определение крутящих моментов на каждом валу.
Выбор материалов зубчатых колес, их термической обработки и определение допускаемых напряжений.
Основным материалом зубчатых колес служат термически обрабатываемые стали, так как по сравнению с другими материалами они в большей степени обеспечивают высокую контактную и изгибную прочность зубьев. Известно, что из двух зацепляющихся элементов, зуб шестерни подвержен большему числу циклов нагружений по сравнению с колесом. Поэтому для создания равнопрочности, шестерня выполняется из материала с более высокими прочностными характеристиками.
Выбираем сталь 45 – для колеса К(4)-нормализация и сталь 45 – для шестерни Ш(3) – улучшение
Определим допускаемые контактные напряжения
Расчет геометрических параметров передачи
Межосевое расстояние.
Находим межосевое расстояние по формуле
Где для косозубых колес,
Принимаем .
Нормальный модуль зацепления выбираем из mn=(0,01..0,02)
Предварительные основные размеры колеса и число зубьев
, где =10о
Число зубьев шестерни
Число зубьев колеса
Уточняем ; 3,55/3,6=0,9861, т.е ∆U<4%
Уточняем : o
Делительный диаметр
Делительный диаметр
Ширина
Диаметры окружностей вершин и впадин зубьев:
шестерни
колесо
Проверка зубьев колес по контактным напряжениям
Расчетное значение контактного напряжения
, где , при 8-й степени точности =1,085;
МПа
Силы в зацеплении
Окружная сила
Радиальная сила
Осевая сила Н
Проверочный расчет на выносливость зубьев по напряжениям
изгиба
σF=(Ft*KF*YF*Yβ*KFα)/b*mn<[ σF]
Находим коэффициенты формулы:
KF= KFβ *KFv=1,17*1,1=1,287;
zv1=z1/cos3β=31; YF1=3,78;
zv2=z2/cos3β=113; YF2=3,60;
[ σF]=; [ σF1]=1,8*215/1,75=221 МПа; [ σF2]=195МПа;
[ σF1]/YF1=58 МПа, [ σF2]/YF2=54 МПа, поэтому дальнейший расчет ведем для зубчатого колеса, у которого данное отношение меньше.
Yβ=1-10,7/140=0,92;
KFa=4+(εa-1)*(n-5)/4εa=0,92; где коэффициент торцового перекрытия εa=1,5 а степень точности n=8.
Подставим полученные коэффициенты и вычислим:
σF=68,85<[ σF2]=195МПа
Условие прочности выполнено.
2.2 Расчет червячной передачи
Материалы червяка и колеса.
По рекомендациям справочных таблиц материал для червяка принимаем сталь 45 с улучшением и закалкой ТВЧ со следующими характеристиками: твердость зубьев в сердцевине ; на поверхности ;
Так как к редуктору не предъявлено особых требований то в целях экономии выберем венец червячного колеса из бронзы БрА9Ж3Л(отливка в песчаную форму, а центр чугунный СЧ 15.
Предварительно примем скорость скольжения vs=5м/с. Тогда при длительной работе допускаемое контактное напряжение . А коэффициент диаметра червяка q=10, коэффициент нагрузки К=1,13
Расчет межосевого расстояния.
=178,65 мм , где z2=u*z1=40.
Округляем полученное значение до ближайшего стандартного aw=200 мм.
Модуля передачи: мм
Размеры червяка и колеса.
Диаметр делительный червяка
Диаметр вершин витков
Диаметр впадин
Длина нарезанной части червяка
Для шлифуемых червяков полученную расчетом длину увеличиваем при на 25 мм, и при этом получаем .
Диаметр делительный колеса
Диаметр вершин витков
Диаметр впадин
Диаметр колеса наибольший
Ширина венца ,
Проверочный расчет передачи на прочность.
Определяем скорость передачи в зацеплении
Где - окружная скорость на начальном диаметре червяка
- начальный угол подъема витка
При этой скорости =149МПа, отклонение от предварительно взятого 4%, но с учетом того, что aw было увеличено с 180 до 200мм (на 10%), то перерасчет делать не надо. Необходимо лишь проверить Для этого уточняем КПД редуктора. Для данной скорости приведенный угол трения p’=1о 43’
КПД с учетом потерь в опорах, потерь на разбрызгивание и перемешивание масла:
Ƞ=0,955*tgγ/tg(γ+ p’)=0,756
Выберем 7-ю степень точности для нее Kv=1,1; Kβ=1+(z2/θ)2 *(1-x)=1,03
где θ=108, х=0,6.
К= Kv* Kβ=1,13/
Проверяем контактное напряжение:
Результат расчета считать удовлетворительным, так как расчетное напряжение ниже допускаемого на 12%, при разрешенных 15%.
Проверка прочности зубьев червячного колеса на изгиб:
Эквивалентное число зубьев zv=z2/cos3γ=40,5.
Коэффициент формы зуба YF=2,26
σF=1,2*T2*K*YF/(z2*b2*m2)=8,9МПа что значительно меньше
[σ0F]=KFL*[σ0F]’= 0,67*98=65,5МПа
- крутящий момент на валах
- допускаемые значения напряжений
ВАЛ 1 (быстроходный)
Рисунок 3.1 Эскиз вала 1 - Червяк.
Принимаем:
диаметр вала под манжетное уплотнение
диаметр вала под подшипник dпод=45
Параметры нарезанной части червяка определены выше. Диаметр участков между нарезанной частью и подшипником примем за 60 мм, для свободного выхода режущего инструмента при нарезании витков. Расстояние между опорами червяка примем за 352 мм, равное диаметру червячного колеса.
Расстояние от середины выходного конца до ближайшей опоры примем за
65 мм.
ВАЛ 2 (промежуточный)
Рисунок 3.2 Эскиз вала 2
Принимаем: диаметр вала под подшипник
диаметр вала под колесо
диаметр участка между колесом и шестерней примем за 70 мм.
ВАЛ 3 (тихоходный)
Рисунок 3.3 Эскиз вала 3
Принимаем:
диаметр вала под манжетное уплотнение
диаметр вала под подшипник
диаметр вала под колесом
диаметр ограничивающий движение колеса d=90 мм.
После проведенных расчетов производим первый этап компоновки редуктора, с целью определения размеров редуктора и для дальнейших расчетов. Компоновка прилагается.
Построение эпюр.
Нагрузки вала-червяка: Ft1=2*T1/d1=2*17760/80=444 H
Fa1=2*T2/d2=2* 536930/320=3356 H
Fr1=Ft2*tgα=3356*tg200=1090 H
-Ry1*l1+ Fr1*l1/2 - Fa1*d1/2=0
Ry1= (Fr1*l1/2 - Fa1*d1/2)/l1=(1090*175-3356*40)/350=161 H
Ry2*l1- Fr1*l1/2 - Fa1*d1/2=0
Ry2= (Fr1*l1/2 + Fa1*d1/2)/l1=(1090*175+3356*40)/350= 929 Н
Проверка: 161+929-1090=0
Rx1=Rx2=Ft1/2=444/2=222 H
Проверка: 222+222-444=0
Строим эпюры изгибающих моментов, а также эпюру крутящего момента.
Участок 1А: z1=0 z1А=175мм My(0)=0; My(175)=Ry1*175=28175 Н*мм
Участок 2А: z2=0 z1А=175мм Му(0)=0; Мy(175)= Ry2*175=162575 Н*мм.
В сечении А по эпюре наблюдается скачок момента на величину равную Fa1*d1/2=134400 Н*мм.
Участок 1А: z1=0 z1A=175мм. Mх(0)=0; Mх(175)=Rх1*175=38850 Н*мм.
Участок 2А: z2=0 z2A=175мм. Мх(0)=0; Мх(175)= Rх2*175=38850 Н*мм.
4.2 Расчет промежуточного вала.
Ft2=3356 H; Fa2=444 H; Fr2=1090 H; Ft=7841 Н; Fr=2585 H; Fa=1340 H;
Ry3*290+Fa2*d2/2+Fr2*215-Ft3*85=0
Ry3=(7841*85-1090*215-444*160)/290=1245 H
-Ry4*290+Fa2*d2/2-Fr2*75+Ft3*205=0
Ry4=(7841*205-1090*75+444*160)/290=5506 H
Проверка: 5506+1245+1090-7841=0
Rх3*290+Fa3*d3/2+Fr3*85-Ft2*215=0
Rх3=(3356*215-1340*68,5-2585*85)/290=1414 Н
Rх4*290-Fa3*d3/2+Fr3*205-Ft2*75=0
Rx4=(1340*68,5+3356*75-2585*205)/290= - 643 H
Проверка:1414+2585-643-3356=0.
Строим эпюры изгибающих моментов, а также эпюру крутящего момента. 1)Вертикальная плоскость:
Участок 1В: z1=0; z1B=75 мм; My(0)=0; My(75)=Ry3*75=93375 Н;
Участок ВС: z2В=0; z2C=130 мм; My(0)= Ry3*75+Fa2*d2/2=164415 H;
My(130)= Ry3*205+Fa2*d2/2+Fr2*130=467965 H;
Участок 3С: z3=0; z3C=85 мм; My(0)=0; My(85)=Ry4*85=468010 H
Участок 1В: z1=0; z1B=75 мм; Mx(0)=0; Mx(75)=Rx3*75=106050 Н;
Участок ВС: z2В=0; z2C=130 мм; Mx(0)= Rx3*75=106050 H;
Mx(130)= Rx3*205-Ft2*130=-146410 H;
Участок 3С: z3=0; z3C=85 мм; Mx(0)=0; Mx(85)=Rx4*85-Fa3*d3/2=-146445 H
Рисунок 5.2 Расчетная схема и эпюры изгибающих и крутящего моментов промежуточного вала
4.3 Расчет тихоходного вала
Ft=7841 H; Fr=2585 H; Fa=1340 H;
Назначаем a1=210 мм; a2=90 мм.
Ry5*300+Ft4*90=0
Ry5=-7841*90/300=-2352 H
Ry6*300+Ft4*210=0
Ry6=-7841*210/300=-5489 H
Проверка: -2352-5489+7841=0.
Rx5*300-Fr4*90+Fa4*d4/2=0
Rx5=(2585*90-1340*246,5)/300=-325,5 H
Rx6*300-Fr4*210-Fa4*d4/2=0
Rx6=(2585*210+1340*246,5)/300=2910,5 H
Проверка: -325,5-2885+2910,5=0
Участок 5Е: z1=0; z1E=210 мм; Mх(0)=0; Mх(210)=Rх5*210=-68355 H;
Участок 6Е: z2=0; z2E=90 мм; Mх(0)=0; Мх(90)=Rх6*90=261945 H;
2) Вертикальная плоскость:
Участок 5Е: z1=0; z1E=210 мм; My(0)=0; My(210)=Ry5*210=-493920 H;
Участок 6Е: z2=0; z2E=90 мм; My(0)=0; Мy(90)=Ry6*90=494010 H;
Рисунок 5.3 Расчетная схема и эпюры изгибающих и крутящего моментов тихоходного вала.
5.Проверочный расчет валов.
Вал-червяк:
Мгор=38850 Нмм; Мверт=162575 Нмм; Т=19700 Нмм
Мэкв= Мэкв=167196 Нмм.
σэкв= Мэкв/0,1d3=167196/0,1*613=7,4< 50 МПа
Вал промежуточный:
Мгор=146455 Нмм; Мверт=468010 Нмм; Т=536930 Нмм
Мэкв= Мэкв=656251 Нмм.
σэкв= Мэкв/0,1d3=656251/0,1*603=31< 50 МПа
Вал ведомый:
Мгор=261945 Нмм; Мверт=493920 Нмм; Т=1839670 Нмм
Мэкв= Мэкв=1682501 Нмм.
σэкв= Мэкв/0,1d3=1682501/0,1*853=27,4< 50 МПа
6. Конструирование зубчатых колес, червяка и червячного колеса
Червяк выполняем вместе с валом:
dвход=28 мм; dпод=45 мм; df1=60,8 мм; da1=96 мм; d1=80 мм; b1=132 мм;
l1=350 мм; f1=65мм.
Рисунок 6.1 Червяк.
Червячное колесо изготавливаем составным: венец – бронзовый, центр чугунный, его размеры:
Диаметр отверстия dk=60; толщина ободов венца и центра δ1= δ2=16 мм;
диаметр ступицы dct=100 мм; толщина диска С=18 мм; длина ступицы lст=80 мм; dвинт=10; Lвинт=25 мм;
d2=320мм; da2=336мм; df2=300,8 mm; daM2=352 mm.
Рисунок 6.2 Червячное колесо.
Шестерню изготавливаем кованной из стали 45 улучшенной.
Рисунок 6.3 Шестерня
Размеры:
dk=60 mm; d3=136,96mm; da3=145,96 mm; df2=125,71mm; dст=96 mm; lcт=b3=105 mm;
Колесо зубчатое изготавливаем кованным из стали 45 нормализованной.
Рисунок 6.4 зубчатое колесо
dk=85 mm; d4=493,04 mm; da4=502,04 mm; df4=481,8 mm; b4=100 мм; dст=136 mm; lст=110 mm; δ4=12 мм; C=30 mm; Dотв=296 мм; dотв=80 mm;
7. Конструирование корпусных деталей и крышек
Корпус необходимо изготовить с помощью литья из серого чугуна марки СЧ15
Принимаем толщину стенки корпуса редуктора 11 мм.
Толщина верхнего пояса фланца корпуса и крышки b=16,5 mm; b1=15mm.
Толщина нижнего пояса корпуса p=26 мм.
Толщина ребер основного корпуса и крышки m=10 мм.
Диаметр фундаментальных болтов d=22мм
Диаметр болтов у подшипников d2=16 мм.
Диаметр соединяющих основания корпуса d3=12 мм
Подшипники закрываем глухими и сквозными крышками.
Рисунок 7.1 Корпус редуктора.
8. Проверка долговечности подшипников
Первый вал-червяк
Сумарные радиальные реакции
Pr1==274,2 H
Pr2==955,2 H
Fa=3356H
Выбираем для первого вала радиально-упорные шарикоподшипники 46309 ГОСТ 831-75 со следующими характеристиками:
D=100 мм; d=45 мм; B=25 мм; C=61400 H.
Осевые составляющие: S1=ePr1=186,3 H; S2=ePr2=649 H; для данного подшипника e=0,68.
Осевые нагрузки: Так как S1<S2, Fa>S2 -S1. То Pa1=S1=186,3 H; Pa2=S1+Fa=3542 H
Pa1/Pr1=0,68, то Pэ1= Pr1*V*Kb*KT=274*1*1,4*1=384 H.
Pa2/Pr2=3,7>e, то Рэ2=(Х*Pr2*V+Y*Pa2) *Kb*KT=4862 H (X=0,41 Y=0,87)
L=(C/Pэ)3=2014 млн. оборотов.
Lh=2014*106/60*1434=23408 часов. А срок службы редуктора 17600 часов т.е
подшипники удовлетворяют условию долговечности.
Вал промежуточный
Сумарные радиальные реакции Pr3==1884 H; Pr4=5542,4 H; Fa=1784H
Выбираем для промежуточного вала радиально-упорные шарикоподшипники 46210 ГОСТ 831-75 со следующими характеристиками:
D=110 мм; d=50 мм; B=27 мм; C=71800 H.
Осевые составляющие: S3=ePr3=1310 H; S4=ePr4=3572 H; для данного подшипника e=0,68.
Осевые нагрузки: Так как S3<S4, Fa<S4 –S3, то Pa3=S4-Fa=1788 H; Pa4=S4=3572 H
Pa4/Pr4=0,68, то Pэ4= Pr4*V*Kb*KT=5542*1*1,4*1=7759 H.
Pa3/Pr3=0,95>e, то Рэ3=(Х*Pr3*V+Y*Pa3) *Kb*KT=5457 H (X=0,41 Y=0,87)
L=(C/Pэ)3=930 млн. оборотов.
Lh=930*106/60*35,85=432357 часов. А срок службы редуктора 17600 часов т.е
подшипники удовлетворяют условию долговечности. Большая долговечность связанна с малой частотой вращения вала.
Вал ведомый.
Сумарные радиальные реакции Pr5==3137 H; Pr6=5400 H; Fa=1340H
Выбираем для промежуточного вала радиально-упорные шарикоподшипники 46316 ГОСТ 831-75 со следующими характеристиками:
D=170 мм; d=80 мм; B=39 мм; C=136000 H.
Осевые составляющие: S5=ePr5=1795 H; S6=ePr6=4081 H; для данного подшипника e=0,68.
Осевые нагрузки: Так как S5<S6, Fa<S6 –S5, то Pa5=S6-Fa=2741 H; Pa6=S6=4081 H
Pa6/Pr6=0,68, то Pэ6= Pr6*V*Kb*KT=5400*1*1,4*1=7560 H.
Pa5/Pr5=0,95>e, то Рэ5=(Х*Pr5*V+Y*Pa5) *Kb*KT= 4900H (X=0,41 Y=0,87)
L=(C/Pэ)3=5832 млн. оборотов.
Lh=5832*106/60*10,1=9623760 часов. А срок службы редуктора 17600 часов т.е
подшипники удовлетворяют условию долговечности. Большая долговечность связанна с малой частотой вращения вала.
9.Проверка шпоночных соединений
Шпонки призматические со скругленными торцами
Размеры сечений шпонок и шпоночных пазов по ГОСТ 23360-78
Рисунок. 4.1 Шпонка призматическая.
Материал шпонок – сталь 45 нормализованная
На входном вале располагаем призматическую шпонку 8х7х28
Проверка на смятие:
σсм =2Т/(d*(h-t1)*(l-b))=2*19700/28*3*20=23,45МПа<100 МПа.
Под червячным колесом располагаем 2 призматические шпонки 18х11х70 Проверка на смятие:
σсм =Т/(d*(h-t1)*(l-b))=536930/60*5*52=34,45МПа<50-70 МПа (для чугунной ступицы).
Под шестерней располагаем призматическую шпонку 18х11х90 ГОСТ 233360-78. Проверка на прочность:
σсм =2Т/(d*(h-t1)*(l-b))=2*536930/60*5*72=49,7МПа<100 МПа.
Под зубчатым колесом располагаем 2 призматические шпонки 22х14х100 Проверка на смятие:
σсм =2Т/(d*(h-t1)*(l-b))=1839670/85*5*78=55,55МПа<100 МПа.
На выходном конце располагаем 2 призматические шпонки 22х14х100.
Проверка на смятие.
σсм =2Т/(d*(h-t1)*(l-b))=1839670/70*5*78=67,35МПа<100 МПа.
Условия σсм<[ σсм] выполнено для всех шпонок.
10.Уточненный расчет валов
Проверим стрелу прогиба червяка ( проверка на жесткость):
Приведенный момент инерции поперечного сечения червяка Jпр=πdf14(0,375+0,625*da1/df1)/64=π*60,84(0,375+0,625*96/60,8)/64=920000 мм4
f ==0,0054мм, что меньше допускаемого прогиба равного (0,005...0,01)*m=0,04..0,08мм. Таким образом жесткость обеспечена.
Определение коэффициентов запаса прочности ведомого вала.
Сечение под зубчатым колесом:
Диаметр вала в этом сечении равен 85 мм. Концентрация напряжений связана с наличием 2 шпоночных канавок.
Крутящий момент Т=1839670 Нмм. Осевая нагрузка Fa=1340 H
Изгибающий момент в горизонтальной плоскости равен Мгор=Rх6*l=2910,5*90=261945 Hмм
Изгибающий момент в вертикальной плоскости аналогично равен Мверт=493920 Нмм.
Сумарный момент находимый по теореме Пифагора равен М=559081 Нмм
Момент сопротивления изгибу Wнетто=π*d3/32-2*b*t1(d-t1)2/2d=36062 мм3
Момент сопротивления кручению W к нетто=π*d3/16-2*b*t1(d-t1)2/2d=86302 мм3
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений
Амплитуда нормальных напряжений изгиба σv=M/Wнетто=15,5МПа, среднее напряжение σm=4Fa/πd2=0,27МПа
По справочным данным плучаем следующие коэффициенты:
кσ=3,2; кτ=1,5; σв=570 МПа σ-1=0,43*570=246МПа; τ-1=0,58*246=142МПа; εσ=0,74; ετ=0,63; β=0,94; ψτ=0,1; ψσ=0,14;
Вычисляем запас прочности по нормальным напряжениям:
sσ= σ-1/( кσσv/εσβ + ψσσm)=7,85
sτ= τ-1/( кττv/εσβ + ψττm)=5,035
s= =4,24. s<[s]=2,5
Сечение по галтели:
Концентрация напряжений связана с переходом от D=85мм к d=80мм. При D/d=1,06 и r/d=0,0125 коэффициенты:
кσ=1,96; кτ=1,3; σв=570 МПа σ-1=0,43*570=246МПа; τ-1=0,58*246=142МПа; εσ=0,74; ετ=0,63; β=0,94; ψτ=0,1; ψσ=0,14;
Крутящий момент Т=1839670 Нмм. Осевая нагрузка Fa=1340 H
Изгибающий момент в горизонтальной плоскости равен Мгор=Rх6*l1=2910,5*35=101868 Hмм
Изгибающий момент в вертикальной плоскости аналогично равен Мверт=192115 Нмм.
Сумарный момент находимый по теореме Пифагора равен М=217453 Нмм
Момент сопротивления изгибу Wнетто=π*d3/32=50240 мм3
Момент сопротивления кручению W к нетто=π*d3/16=100480 мм3
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений
Амплитуда нормальных напряжений изгиба σv=M/Wнетто=3,76МПа, среднее напряжение σm=4Fa/πd2=0,26МПа
Вычисляем запас прочности по нормальным напряжениям:
sσ= σ-1/( кσσv/εσβ + ψσσm)=21,2
sτ= τ-1/( кττv/εσβ + ψττm)=6,78
s= =4,24. s<[s]=6,46 s<[s].
Сечение по шпонке, к которой крепится муфта.
Диаметр вала в этом сечении равен 70 мм. Концентрация напряжений связана с наличием 2 шпоночных канавок.
Крутящий момент Т=1839670 Нмм.
Момент сопротивления кручению W к нетто=π*d3/16-2*b*t1(d-t1)2/2d=86302 мм3
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений
По справочным данным плучаем следующие коэффициенты:
кτ=1,5; σв=570 МПа σ-1=0,43*570=246МПа; τ-1=0,58*246=142МПа; ετ=0,63; β=0,94; ψτ=0,1;
Вычисляем запас прочности по нормальным напряжениям:
sτ= τ-1/( кττv/εσβ + ψττm)=3,75 s<[s].
11. Тепловой расчет редуктора.
Площадь теплоотводящей поверхности проектируемого редуктора получилась приближенно равной А=1,77м2.
Мощность на червяке равна 3 кВт. КПД редуктора – 0,756.Считаем что циркуляция воздуха будет достаточно хорошая и назначаем kt=17Вт(м2*0С).Тогда
∆t=P(1-ƞ)/ ktA=32 0 C<[∆t]=60 0C. Необходимости в ребристом корпусе нет.
12. Смазывание зацеплений
Смазывание зубчатых передач необходимо для снижения интенсивности изнашивания зубьев, повышения КПД передач и их несущей способности, зашиты от коррозии, охлаждения и отвода теплоты, удаления продуктов изнашивания, смягчения внутренних и внешних динамических воздействий, предохранение от заедания.
По рекомендации принимаем жидкое минеральное масло типа И-ЗОА. Так как в данном редукторе горизонтальное расположение валов и сравнительно небольшие мощности при окружных скоростях, не превышающих 10 м/с. Уровень масла должен быть таким, чтобы зубья были погружены в масло.
Подшипники смазывают разбрызгиванием масло залитого в редуктор.
По ГОСТ 20799-75 выбираем индустриальное масло И-ЗОА.
Определяем объем масленой ванны. По рекомендации он составляет 0.4,..0.6 литров масла на 1кВт передаваемой мощности редуктора.
В нашем случае масло заливается с запасом в связи с большой площадью дна. Поэтому заливаем 6 л масла.
13.Выбор посадок
Для данного привода принимаем следующие посадки:
- венец червячного колеса на центр Н7/р6
Назначение допусков формы и расположения поверхностей производим в соответствии с ГОСТ 24643-81 в зависимости от размеров деталей. Числовые значения допуска округляем до стандартных,
Обозначение шероховатостей произведено в соответствии с ГОСТ 2309-73 и СТСЭВ 1632-79. От шероховатостей поверхностей деталей зависят износостойкость при всех видах трения, плавность хода, равномерность зазора. возможность повышения удельной нагрузки, прочность посадок с натягом, точность измерений.
14.Сборка и регулировка редуктора
Сборку редуктора производим в соответствии со сборочным чертежом.
Перед сборкой внутренние полости корпуса редуктора и крышки корпуса покрываем маслостойкой краской.
Сборку редуктора начинаем с червяка на которые насаживаются маслоотражательные кольца и радиально-упорные шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле. Собранный червячный вал вставляют в корпус.
На промежуточный вал напрессовываются шестерня и червячное колесо до упора в бурт вала. Затем насаживаются упорные кольца и подшипники, нагретые в масле. Собранный вал укладывают в основание корпуса.
На ведомый вал напрессовывается зубчатое колесо до упора в бурт вала, затем насаживаются упорное кольцо и подшипники, нагретые в масле. Собранный вал устанавливаем в основание корпуса.
Надеваем крышку корпуса на основание корпуса, покрываем предварительно поверхности стыка корпуса и крышки герметикам. Для обеспечения центровки, крышку на корпус устанавливаем с помощью двух конических штифтов, затем затягиваем болты крепящие крышку к корпусу. В сквозные крышки подшипников устанавливаем манжеты, на все крышки подшипников надеваем комплект металлических прокладок и крышки подшипников устанавливают в корпус. Прокладками регулируют червячное зацепление и осевой люфт в подшипниках. После этого крышки закрепляют болтами, валы должны проворачиваться от руки легко без заеданий.
Затем вворачивают пробку маслоспускного отверстия и жезловой маслоуказатель. Через люк заливают в корпус масло и закрывают люк крышкой, предварительно покрыв поверхности стыка тонким слоем герметика и закрепляют болтами. Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе установленной техническими условиями.
Литература
Гавриленя
Таболич
Утв.
Н.контр
Пров.
Разраб.
ПРОЕКТИРОВАНИЕ
ПРИВОДА ПО ЗАДАННОЙ СХЕМЕ
БарГУ гр.ТМ(з)41
46
1
У
Листов
Лист
Лит.
Инв. № дубл.
Взам. инв. №
Подпись и дата
Подпись и дата
Инв. № подл.
КП.ДМ.ТМ(з)41.928-ПЗ
Дата
Подпись
№ докум.
Лист
Изм.