Проектирование привода к винтовым смесителям

Общий вид привода.cdw

Технические характеристики привода
Выходная мощность Рвых=4 кВт
Частота вращения приводного вала
Общее передаточное число Uобщ=50
Эл.двигатель: Мощность Рдв=7.5кВт
Несоосность вала двигателя и редуктора не более 0.4 мм
Монтажную точность обеспечить подгонкой прокладки поз.8
хема расположения фундаментных болтов(М 1:10)
Курсовой проект по Д.М.
Схема расположения болтов кожуха(М 1:5)

Пояснительная записка.doc

Кинематический расчет привода 1
Выбор материалов зубчатых (червячных)
передач. Определение допускаемых напряжений ..3
Расчет закрытой червячной передачи 6
Расчет открытой цилиндрической зубчатой передачи ..9
Нагрузки валов привода .12
Проектный расчет валов 13
Расчетная схема валов редуктора ..16
Проверочный расчет подшипников .18
Конструктивная компоновка провода ..22
Смазывание. Смазочные устройства 24
Проверочные расчеты ..25
Тепловой расчет редуктора 28
Расчет предохранительной фрикционной дисковой муфты ..28
Расчет подшипника скольжения 29
Кинематический расчет привода
1. Определение мощности и частоты вращения двигателя
Требуемая мощность двигателя:
hоб – общий КПД привода
h = hчп * hзл * hн * hлн
hчл = 085 085 – КПД червячной передачи
hзп = 093 095 – КПД закрытой зубной передачи
hн = 098 – КПД муфты
hпн = 099 – КПД подшипника качения
h = 085 * 095 * 098 * 099 = 0783
Рдв = 35 кВт 0783 = 446 кВт
По табл. 2.2 [Чернавский стр. 26] выбираем двигатель серии 4A с номинальной мощностью Рном = 55 кВт применив для расчета 4 варианта типа двигателя.
тип двигателя синх. част.вращ.номин. гв
Находим общее передаточное число для всех четырех вариантов:
Uобщ1 = 3000 25 = 120
Uобщ2 = 1500 25 = 60
Uобщ3 = 1000 25 = 40
Производим разбивку Uобщ:
Принимаем Uред постоянным т. е. Uред = 60
Из всех рассмотренных вариантов предпочтительней второй вариант т. е. выбираем двигатель 4A 112 М4У3 (Рном = 55 кВт nном = 1425 обмин); передаточные числа привода U = 1; редуктора Uзп = 60.
2. Определяем числа оборотов для каждого вала привода:
n1 = nэл. дв = 1425 обмин
n2 = n1 Uзп = 1425 60 = 2375 обмин
n3 = n2 Uзп = 2375 1 = 2375 обмин
3. Определяем мощности:
Р1 = Рэл. дв = 55 кВт
Р2 = Р1 * h1 = 55 * 075 = 4125 кВт
Р3 = Р2 * h2 = 4125 * 095 = 391875 кВт
4. Определение крутящих моментов на каждой ступени:
Т1 = 9550 * (Р1 n1) = 9550 * (55 1425) = 3686 Нм
Т2 = 9550 * (Р2 n2) = 9550 * (4125 2375) = 156868 Нм
Т3 = 9550 * (Р3 n3) = 9550 * (391875 2375) = 157575 Нм
5. Определение полного времени работы механизма и коэффициентов эквивалентности по графику загрузки:
tt = 365 * L * Кr * Kc * 24 * (ПВ 100);
tt = 365 * 5 лет * 05 * 03 * 24 * (100 100) » 6570 ч
КНЕ = 3 (Ti T)3 * (ti t) = 313 * 04 + 073 * 03 + 043 * 03 = 08052
КFЕ = 6 (Ti T)6 * (ti t) = 616 * 04 + 076 * 03 + 046 * 03 = 08709
Выбор материалов зубчатых (червячных) передач
Определение допускаемых напряжений
1. Червячная передача
Выбираем марку стали для червяка и определяем ее механические характеристики.
По табл. 3.1. [Ш-нт стр. 49 ] при мощности Р = 55 кВт червяк изготовляется из стали 40 с твердостью ³ 45 HRCэ термообработка – улучшение и закалка ТВЧ;
По табл. 3.2. [Ш. стр. 50 ] для стали 40X – твердость 45 50 HRCэ; sв = 900 Нмм2; sт = 750 Нмм2 = 750 МПа.
Определяем скорость скольжения:
us = Т2 * (43 * w2 * Uзп) 103
w2 = (p * n2) 100 = (p * 2375) 100 = 074
us = (43 * 074 * 60) 103 * 32005 = 524 мс
В соответствии со скоростью скольжения по табл. 3.5. [Ш. стр. 54] из группы II выбираем:
БрОНФ 10-1-1 полученную центробежным литьем с sв = 285 МПа; sт = 165 МПа.
Для Ме венца червячного колеса (ЧК) по табл. 36 [Ш. стр. 55] определяем допускаемые контактные [s]н и изгибные [s]F напряжения:
а) при твердости червяка ³ 45HRCэ:
[s]н = 300 – 25 * us = 300 – 25 * 524 = 169 МПа
б) коэффициент долговечности KFL = a106 N
где наработка N = 573 * w2 * t = 573 * 28 * 6570 = 15 * 107 циклов
Тогда KFL = 9106 15 * 107 = 074
[s]F = 016 * sв * KFL = 016 * 700 * 074 = 8288 МПа
2. Зубчатая закрытая передача
а) По табл. 3.1. [Ш. стр. 49 ] определяем марку стали:
для шестерни – 40X твердость ³ 45 HRCэ
для колеса – 40X твердость 350 HВ
б) По табл. 3.2. определяем механические характеристики стали 40X: твердость 45 50 HRCэ т.о – улучшение и закалка.
для шестерни колеса твердость 269 302 НВ т.о. – улучшение с Dпред = 289 мм Sпред = 88 мм.
в) определяем среднюю твердость зубьев шестерни и колеса
НВ2 = (269 + 302) 2 = 2855
HRCэ = (45 + 50) 2 = 474
По графику находим НВ1ср = 457
Определяем допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни [s]н1 и колеса [s]н2.
а) Коэффициент долговечности KHL
Наработка за весь срок службы для колеса: N2 = 573 * w3 * tS
w3 = (p * n3) 100 = (p * 2375) 100 = 074
N2 = 573 * 074 * 6570 = 28 * 106 циклов для шестерни
N1 = 573 * w2 * t5 = 28 * 106 циклов для колеса
б) По табл. 3.1. определяем [s]но :!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!
для колеса[s]но2 = 18 * НВср + 67 = 18 * 2855 + 67 = 5805 МПа
для шестерни[s]но1 = 14 * НRCэ1ср + 170 = 14 * 475 + 170 = 835 МПа
в) Определяем допускаемое контактное напряжение:
для колеса [s]н2 = KHL2 – [s]но2 = 5805 МПа
для шестерни [s]н1 =835 МПа
Т. к. НВ1ср – НВ2ср = 457 – 2855 = 1715 > 70
и НВ = 2855 350 НВ то передача рассчитывается по среднему допускаемому контактному напряжению:
[s]н = 045 * ([s]н1 + [s]н2) = 6379 МПа
При этом условие [s]н = 6379 123 [s]н2 = 7145 МПа соблюдается.
Определяем допускаемые напряжения изгиба зубьев шестерни [s]F1 и колеса [s]F2.
а) Коэффициент долговечности: N1 = 28 * 106 циклов
N2 = 28 * 106 циклов
Число циклов напряжений соответствует пределу выносливости:
NF0 = 28 * 106 циклов для обоих колес
Т. к. N1 > NF01 и N2 > NF02 то KFL1 = KFL2 = 1
б) По табл. 3.1. [Ш. стр. 49] определяем допускаемые напряжения изгиба:
для шестерни [s]F1 = KFL1 * [s]F01 = 1 * 442 = 442 МПа в предположении что m 45 мм
для колеса [s]F2 = KFL2 * [s]F02 = 1 * 103 * 2955 = 294 МПа
Расчет закрытой червячной передачи
) Межосевое расстояние
аw = 61 * 3Т2 * 103 [s]н2;
аw = 61 * 3156868 * 103 20952 = 22400 мм
Округляем из ряда нормальных линейных размеров:
) Число витков червяка:
)Число зубьев червячного колеса:
Z2 = Uзп * Z1 = 60 * 1 = 60
) Модуль зацепления m мин.:
m = (15 17) * аw 2 = 17 * 224 60 = 634
) Коэффициент диаметра червяка:
q » (0212 025) * Z2 = 0212 * 60 = 112
) Коэффициент смещения инструмента Х:
Х = (аw m) – 05 * (q + Z2) = (224 8) – 05 * (8 + 50) = 1
) Определяем фактическое передаточное отношение Uф и проверяем его отклонение от заданного U:
Uф = Z2 Z1 = 50 1 = 50
DU = (50 – 50) 50 * 100% = 0% 4%
) Определяем фактическое межосевое расстояние:
аw = 05 * m * (q + Z2 + 2 * Х) = 05 * 8 * (8 + 50 + 2*1) = 240 мм
) Основные геометрические размеры передачи в мм:
а) Основные размеры червяка:
-делительный диаметр d1 = q * m = 8 * 8 = 48 мм
-начальный диаметр dw1 = m * (q + 2 * x) = 8 * (8 + 2 * 1) = 80 мм
-диаметр вершин витков da1 = d1 + 2 * m = 48 + 2 * 8 = 64 мм
-диаметр впадин витков df1 = d1 – 24 * m = 48 - 24 * 8 = 288 мм
-делительный угол подъема линии витков:
g = arctg (Z1 q) = arctg 1 8 = 14040
-длина неразъемной части червяка:
в1 = (10 + 55 * I Х I + Z1) * m + C
в1 = (10 + 55 * 1 + 1) * 8 + 025 = 13225 мм
б) Основные размеры червячного колеса:
- делительный диаметр: d2 = dw2 = m * Z2 = 8 * 50 = 400 мм
- диаметр вершин: da2 = d2+2 * m * (1 + Х) =400+2 * 8 * (1 + 1) = 432 мм
- диаметр впадин: df2 = d2 -2 * m * (12 -Х) =400-2 * 8 * (12 - 1) = 3968 мм
- наибольший диаметр червячного колеса:
dam2 da2 + 6 * m ( Z1 + k) = 432 + 6 * 8 (1 + 2) = 448 мм
- ширина венца: в2 = 0355 * аw = 0355 * 240 = 604 мм
- радиусы закруглений зубьев: Ra = 05 * d1 – m = 05 * 48 – 8 = 16 мм
Rf = 05 * d1 + 12 * m = 05 * 48 + 12 * 8 = 336 мм
- условный угол обхвата червяка венцом колеса 2б:
sin d = в2 (da1 – 05 * m) = 604 (64 – 05 * 8) =
2. Проверочный расчет
) Определить КПД червячной предачи:
VS = (Uф * w2 * d1) (2 * cos g * 103) =
= (50 * 089 * 48) (2 * cos 14040 * 103) = 308 мс
При V3 = 308 мс по табл. 4.9 j = 13 20
h = tg 14040 tg (20+14040) = 087
а) Проверить контактноые напряжения зубьев колеса sн [МПа]
sн = 340 * ((Ft2) (d1 * d2)) * K [s]н
где Ft2 = (2 * Т2 * 103) d2 = (2 * 2005 * 103) 160 мм = 250625 Н
К – коэффициент нагрузки в зависимости от окружной скорости колеса
V2 = (w2 * d2) (2 * 103) = (933 * 160) (2 * 103) = 075 мс
[s]н = 300 – 25 * V3 = 300 – 25 * 308 = 223 МПа
sн = 340 * ((250625) (40 * 160)) * 1 = 213 МПа
Dsн =213 – 223 223 * 100% = 45% 16%
удовлетворяет условию
) Проверить напряжение изгиба зубьев колеса dF:
sF = 07 * YF2 * ((Ft2) (в2 * m)) * K [s]F
YF2 – коэффициент форму зуба в зависимости от
Zv2 = Z2 (cos3 g) = 32 (cos3 14040) = 3505
sF = 07 * 164 * ((250625) (355 * 5)) * 1 = 162 74 МПа
Нагрузки валов привода
Окружная сила: Ft1 = (2 * T1 * 103) d1 = (2 * 5026 * 103) 48 = 2094 Н
Ft2 = (2 * T2 * 103) d2 = (2 * 2136 * 103) 400 = 10680 Н
Радиальная: Fr1 = Fr2 = Ft2 * tg a = 10680 * tg 200 = 3887 Н
Осевая: Fa1 = Ft2 = 10680 H
Проектный расчет валов
1. Выбор материала валов
Рекомендуется принимать термически обрабатываемые среднеуглеродистые и легированные стали 45 40 X.
2. Выбор допускаемого напряжения на кручение
Проектный расчет валов выполняется по напряжению кручения
3. Определение геометрических параметров ступеней валов
d1 = 3(T1 * 103) (02 * [t]к) = 3(5026 * 103) (02 * 20) » 23 мм
dдв = 38 мм d1 = (08 12) * dдв = 304 456 мм
l1 = (10 15) * d1 = 38 57 мм
d2 = d1 + 2 * t = 30 + 2 * 2 = 34 мм
При d1 = 30t = 2 r = 16 f = 1
l2 » 15 * d2 = 15 * 34 = 51 мм
d3 = d2 + 32 * r = 34 + 32 * 16 = 3912 мм
уточняем d3 = 38 мм = df1
l3 определяется графически
Вал-червячное колесо
d1 = 3(T2 * 103) (02 * [t]к)= 3(213618 * 103) (02 * 20) = 8113 мм
Округляем: d1 = 82 мм
l1 = (10 15) * d1 = 82 123 мм
d2 = d1 + 2 * t = 82 + 2 * 25 = 87мм
Округляем: d2 = 86 мм
l2 » 125 * d2 = 125 * 86 = 1075 » 108 мм
d3 = d2 + 32 * r = 86 + 32 * 25 = 94 мм
l3 определить по компоновке
d1 = 3(T3 * 103) (02 * [t]к)= 3(106809 * 103) (02 * 20) = 644 мм
Округляем: d1 = 65 мм
4. Предварительный выбор подшипников
а) радиально-упорные шариковые типа 46000; роликовые конические типа 27000;
б) конические роликовые типа 7000 или радиально-упорные типа 36000 при аw 160 мм.
а) роликовые конические типа 7000
Шариковые радиальные однорядные (ГОСТ 8338 – 75)
Тип 305 d = 25 D = 62 В = 17 r = 2
C = 225 кН С0 = 114 кН
Радиально-упорные шариковые:
Тип 46305 d = 25D = 62 В = 17 r = 2 r1 = 1
C = 211 кН С0 = 149 кН
Роликовый конический
Тип 7209 d = 45 D = 85 Т = 21 в = 19 a = 150
C = 427 кН С0 = 334 кН
l = 041 Y = 145 Y0 = 08
Расчетная схема валов редуктора
1. Определение реакций в опорах подшипников
Fa = 2506 H Fr = 912 H Ft = 735 H
Сумма моментов относительно оси X проходящих через точку А:
Fa * 20 + Rвy * 190 – Fr * 100 = 0
Rвy = (-Fa * 20 + Fr * 100) 190 = (-2506 * 20 + 912 * 100) 190 = 216 H
RАy = Fr - Rвy = 912 – 216 = 696 H
Сумма моментов относительно оси Y проходящей через т. А:
Ft * 100 - Rвx * 190 = 0
Rвx = (Ft * 100) 190 = (73500 * 20) 190 = 387 H
RАx = Ft - Rвx = 735 – 387 = 348 H
RА = RАx2 + RАy2 = 778 H Rв = 443 Н
Ft2 = 2506 Fa2 = 735 Fr2 = 912
Смещение реакций опор:
а = 05 * (Т + (d + D) 3 * e) = 05 * (21 + (45 + 85) 3 * 041) = 19 мм
Сумма моментов относительно оси X проходящих через т. А:
Ft * 100 + Fr2 * 46 + Fa2 * 80 + Rвy * 92 = 0
Rвy = -(Ft * 100 + Fr2 * 46 + Fa2 * 80) 92 =
= -(4241 * 100 + 912 * 46 + 735 * 80) 92 = -5705 H
Сумма моментов относительно оси X проходящих через т. В:
Ft * 192 + Fa2 * 80 - Fr2 * 46 – RАy * 92 = 0
RАy = (Ft * 192 + Fa2 * 80 - Fr2 * 46) 92 =
= (4241 * 192 + 735 * 80 - 912 * 46) 92 = 9034 H
Сумма моментов относительно оси Y проходящих через т. А:
Fr * 100 – Ft2 * 46 + Rвx * 92 = 0
Rвx = (Ft2 * 46 - Fr * 100) 92 = (2506 * 46 + 1544 * 100) 92 = -425 H
Сумма моментов относительно оси Y через т. В:
Fr * 192 + Ft2 * 46 – RАx * 92 = 0
RАx = (Fr * 192 + Ft2 * 46) 92 = (1544 * 192 + 2506 * 46) 92 = 4475 H
RА = RАx2 + RАy2 = 44752 + 57052 = 10082 H
Rв = Rвx2 + Rвy2 = 4252 + 57052 = 5720 H
Проверочный расчет подшипников
1. Быстроходный вал. Плавающая опора
Предварительно был выбран подшипник шариковый радиальный однорядный тип 305
d = 25 мм D = 62 мм Cr = 225 кН С0r = 114 кН
X = 056 коэффициент радиальной нагрузки
V = 1 – коэффициент вращения – при вращении внутреннего кольца подшипника
Определяем: Ra (V * RA) = 2506 778 = 322
Ra C0r = 2506 11400 = 022
По табл. 9.2 [Ш. стр. 131] находим e = 036 Y = 121
Т. к. Ra (V * RA) = 322 > e = 036 то
RE = (Х * V * RA + Y * Ra) * Kd * KT где
Коэффициент безопасности Kd = 11 по табл. 9.4 [Ш. стр. 133].
Температурный коэффициент Кт = 1
RE = (056 * 1 * 778 + 121 * 2506) * 11 * 1 = 3815 Н
Рассчитываем динамическую грузоподъемность
Crp = RE * m573 * w * (tS 106) =
= 3815 * 3573 * 1492 * (7400 106) = 32750 H > Сr = 22500 Н
w1 = (p * n1) 30 = (p * 1425) 30 = 1492 радс-1
Подшипник не подходит.
Выбираем другой подшипник.
Переходим из средней серии подшипников в тяжелую т. е.:
Тип 405d = 25 D = 80 В = 21 Cr = 364 кН Cor = 204 кН
Ra Cor = 2506 20400 = 012
По табл. 9.2. определяем:
RE = (04 * 1 * 778 + 115 * 2506) * 11 * 1 = 3512 Н
Crp = 4476 * 3573 * 1492 * (7400 106) = 30199 H Сr = 36400 Н
t10h = (106 (573 * w)) * (Cr RE)3 =
= (106 (573 * 149)) * (36400 3512)3 = 13036 ч ³ tS = 7400 ч
Подшипник выбран правильно.
Берем роликовый конический подшипник
Тип 7209 d = 45 D = 85 a = 150
Cr = 427 кН Cor = 334 кН e = 041 Y = 145
Для данного подшипника по табл. 9.1. выбираем: X = 04
Определяем осевую составляющую радиальной нагрузки подшипника:
Rsa = 083 * e * RrA = 083 * 041 * 10082 = 3430 H
Rsв = 083 * e * Rrв = 083 * 041 * 5720 = 1946 H
Определяем осевые нагрузки подшипника:
т. к. RsA ³ Rs2 и Fa ³ 0
Raв = RsA + Fak = 3430 + 735 = 4165 H
Определяем отношения:
RaA (V * RrA) = 3430 (1 * 10082) = 034 e = 041
Raв (v * Rrв) = 4165 (1 * 5720) = 073 > e = 041
Определяем эквивалентные нагрузки:
REA = V * RrA * Kd * KT = 1 * 10082 * 11 * 1 = 110902 H
REВ = (X * V * Rrв + Y * Rав) * Kd * KT =
= (04 * 1 * 5720 + 145 * 4165) * 11 * 1 = 9160 Н
Наиболее нагружен подшипник А.
Рассчитываем динамическую грузоподъемность:
Crp = REв * 333573 * w2 * (tS 106) =
= 11090 * 333573 * 933 * (7400 106) = 36165 H Cr = 42700 H
Базовая долговечность:
L10h = (106 (573 * w2)) * (Cr REв)333 =
= (106 (573 * 933)) * (42700 11090)333 = 12866 ч > tS = 7400 ч
Шариковый радиально-упорный подшипник
Тип 46305 d = 25 D = 62 a = 260 Cr = 251 кН Cor = 149 кН
По табл. 9.1. определяем:
X = 041 Y = 087 e = 068
а) Вычисляем отношение:
Ra (V * Rr) = 2506 (1 * 443) = 56 > e = 068
Пересчитываем реакции вала:
а = 05 * ((3 * В) 2 + (d + D) 2 * tg a) =
= 05 * ((3 * 17) 2 + (25 + 62) 2 * tg 260) = 23 мм
l = L – a – 05 * В = 90 – 23 – 05 * 17 = 585 мм
Fa * 20 + Rвy * 1585 – Fr * 100 = 0
Rвy = (Fr * 100 - Fa * 20 ) 1585 = (912 * 100 - 2506 * 20 ) 1585 = 259 H
RAy = Fr – Rвy = 912 – 259 = 653 H
Ft * 100 – Rвx * 1585 = 0
Rвх = (Ft * 100) 1585 = (735 * 100) 1585 = 464 H
RАx = Ft – Rвx = 735 – 464 = 271 H
RA = 707 H Rв = 531 Н
RE = (X * V * RrA + Y * Rа) * Kd * KT =
= (041 * 1 * 707 + 087 * 2506) * 11 * 1 = 2717 Н
Динамическая грузоподъемность:
Crp =RE * 3573 * w1 * (tS 106) =2717 * 3573 * 149 *( 7400 106) =23315 H
L10h = (106 (573 * w)) * (Cr RE)3 =
= (106 (573 * 149) * (25100 2717)3 = 9233 ч
Подшипник удовлетворяет.
Конструктивная компоновка привода
1. Конструирование червячного колеса
dв = 09 * d2 – 25 * m =
= 09 * 160 – 25 * 5 = 1315 мм
S = 005 * d2 = 005 * 160 = 8
S0 = 125 » 12 * 8 = 96 »10
h = 015 * в2 = 015 * 355 =
t = 08 * h = 08 * 5 = 4
dст = 16 * d = 16 * 50 = 80
lст = (1 15) * d = 14 * 50 = 70 мм
C = 05 * (S + dст) ³ 025 * в2 =
2. Конструирование стакана
3. Конструирование корпуса редуктора
) Фундаментный фланец редуктора крепится к плите болтами с шестигранной головкой.
) Фланцы подшипниковой бобышки крышки и основания корпуса соединяются винтами диаметром стерня d2 c цилиндрической головкой и шестигранным углублением под ключ.
Также соединяются фланцы крышки и основания на продольных длинных сторонах редуктора объединенные фланцами (диаметр стержня винта d2 d3).
) Торцевые крышки подшипниковых узлов крепятся к фланцу винтами диаметром стержня d4 с цилиндрической головкой и шестигранным углублением под ключ.
) Крышка смотрового люка крепится к фланцу различными винтами под отвертку диаметром стержня d5.
Для соединения выходных концов двигателя и быстроходного вала редуктора применимы упругие втулочно-кольцевые муфты и муфты со звездочкой. Эти муфты обладают достаточно упругими свойствами и малым моментом инерции для уменьшения пусковых нагрузок на соединяемые валы.
Основной характеристикой для выбора муфты является номинальный вращающий момент Т Нм установленный стандартом.
Муфты выбирают по большему диаметру концов соединенных валов и расчетному моменту Тр который должен быть в пределах номинального:
Кp = 15 20 - коэффициент режима нагрузки
Т1 = 147 Н – вращающий момент на быстроходном валу.
Тр = 2 * 147 = 294 Нм
Выбираем упругую втулочно-кольцевую муфту с номинальным моментом Т = 63 Нм (Чернавский стр. 463) с посадочными диаметрами d = 20 22 24 мм.
Смазывание. Смазочные устройства
а) Для редуктора общего назначения применяют смазывание окунанием в жидкое масло.
б) Сорт масла. Зависит от sн и Vs.
Vs = 376 мс sн = 213 МПа
По табл. 10.29 [Ш. стр. 241] выбираем сорт масла:
в) Количество масла.
Для одноступенчатых редукторов при смазывании окунанием объем масляной ванны определяют из расчета 04 08 л масла на 1 кВт передаваемой мощности.
г) Определение уровня масла.
hм = (01 05) * d1 = (01 05) * 40 мм = 4 20 мм
hм min = 22 * m = 22 * 5 = 11 мм
Осуществляется жезловым указателем как наиболее распространенным удобным при осмотре конструкция проста и достаточно надежна.
Для смены масла предусмотрено сливное отверстие закрываемое пробкой с конической резьбой.
ж) Отдушина. Применяется ручно-отдушина.
1 Проверочный расчет шпонок
Проверке подлежат две шпонки на тихоходном валу – под колесом и одна на быстроходном валу – под полумуфту.
где Ft – окружная сила на червяке и червячном колесе.
Асм = (094 * h – t1) * lp – площадь сжатия
lp = l – в – рабочая длина шпонки
d = 20 мм – диаметр вала.
Шпонка 6 x 6 x 28 ГОСТ 23360 – 78.
Асм = (094 * 6 – 35) * 22 = 4708 мм2
sсм = 735 Н 4708 мм2 = 156 МПа 110 МПа - условие выполняется.
d1 = 50 мм – диаметр под червячное колесо
d2 = 36 мм – диаметр под шестерню
Шпонка 14 x 9 x 40 ГОСТ 23360 – 78
t1 = 55 lp = 40 – 14 = 36 мм
Асм = (094 * 9 – 55) * 36 = 10656 мм2
sсм = 2506 Н 10656 мм2 = 235 МПа 110 МПа
Шпонка 10 x 8 x 40 ГОСТ 23360 – 78.
lp = l – в = 40 – 10 = 30 мм
Асм = (094 * 8 – 5) * 30 = 1008 мм2
sсм = 4241 Н 1008 мм2 = 42 МПа 110 МПа - условия выполняются.
Шпонки выбраны правильно.
2. Проверочный расчет валов
а) Определение напряжения в опасных сечениях вала.
sа = sн = М * 103 Wнетто – нормальное напряжение
где М = 778 Нм – суммарный изгибающий момент в рассматриваемом сечении.
Wнетто = p * d * f13 32 = p * 283 32 = 2155 мм3
sа = 778 * 103 2155 = 36 Н мм2 = 36 МПа
tа = tк 2 = Мк (2 * Wрнетто ) - касательное напряжение
Wр нетто = p * d * f13 16 = p * 283 16 = 4310 мм3
tа = 147 * 103 (2 * 4310) = 17 Н мм2 = МПа
б) Определение коэффициента концентрации нормальных и касательных напряжений.
(Ks)D = (Ks Kd + KF – 1) и
(Kt)D = (Kt Kd + KF – 1);
гдеKs и Kt - эффективные коэффициенты концентрации напряжений
По табл. 11.2Ks = 155 Kt = 14
Kd – коэффициент влияния абсолютных размеров на сечение
По табл. 11.3Kd = 077
KF – коэффициент влияния шероховатости:
По табл. 11.4. KF = 10
(Ks)D = (155 077 + 1 – 1) = 2013
(Kt)D = (14 077 + 1 – 1) = 182
в) Пределы выносливости в расчетном сечении вала:
(s-1)0 = s-1 (Кs)D; (t-1)0 = t-1 (Кt)D;
s-1 = 410 МПа по табл. 3.2 [Ш. стр. 51]
t-1 » 058 * s-1 = 058 * 40 = 2378 МПа
(s-1)D = 410 2013 = 204 (t-1)D = 2378 182 = 131
г) Коэффициент запаса прочности по норм. и касат. напряжению:
Ss = (s-1)D sa ; St = (t-1)D ta ;
Ss = 204 36 = 57 МПа St = 131 17 = 77 МПа ;
д) Общий коэффициент запаса прочности:
S = Ss * St Ss2 + St2 = 57 * 77 572 + 772 = 57 > [S]
sа = 451 * 103 (01 * 453 ) = 495 МПА
tа = Т2 2 * Wr нетто = 2005 * 103 (2 * 02 * 453 ) = 55 МПа
Кs = 20 Кt = 165 Kd = 088 KF = 15
(Ks)D = (20 088 + 15 – 1) = 28
(Kt)D = (165 088 + 15 – 1) = 2375
s-1 = 380 МПа t-1 = 220 МПа
(s-1)D = 380 28 = 136 (t-1)D = 220 2375 = 03 МПа
S = 275 * 168 2752 + 1682 = 27 > [S] = 16..21
условия выполняются.
Тепловой расчет редуктора
Температура масла tм в корпусе червячной передачи определяется по формуле:
tм = tв + (Р1 * (1 – h)) (Kt * A)
гдеtв = 200С – температура воздуха вне корпуса
Р1 = 22 кВт – мощность на быстроходном валу
h = 087 – КПД червячной передачи
Kt = 9 17 Втм2 – коэффициент теплопередачи
А = 024 м2 – ориентиров. площадь редуктора.
tм = 20 + (22 * (1 – 087)) (10 * 024) = 20120С 800C
Дополнительного охлаждения не требуется.
Расчет предохранительной фрикционной дисковой муфты
b * Т3 = [p] * (p * (Дн2 – Двн2) 4) * f * Дср * Z
где b = 12 – коэффициент запаса
[p] = 01 12 МПа – допускаемое давление на трущихся поверхностях
f = 02 – коэффициент трения покоя
Z – число поверхностей трения
Дн = (3 5 ) * dв – наружный диаметр кольца контакта дисков
Двн = (05 06 ) * Дн – внутренний диаметр кольца контакта дисков
Дв = 50 мм – диаметр вала.
Для передачи требуемого момента кручения Т3 необходимо чтобы число поверхностей контакта было больше Zmin:
Дн = (3 5 ) * 45 = 135 225 мм
Двн = (05 06 ) * (135 225) = 675 135 мм
Принимаем: Дн = 140 ммДвн = 80 мм
тогда Дср = (Дв + Дн) 2 = (140 + 80) 2 = 110
Zmin = (4 * 12 * 5725 * 103) (314 * (1402 – 802) * 110 * 01) = 6
Расчет подшипника скольжения
Расчет опор скольжения выполняют как проверочный – по удельной нагрузке р МПа и по нагрузочно-скоростному фактору p * V где V – скорость скольжения мс.
где F * r = 1544 H – радиальная нагрузка
в = 60 мм - выбирается конструктивно
d = 55 мм - выбирается конструктивно
V = (p * d * n) 60 = (p * 0055 * 2969) 60 = 0086 мс – скорость скольжения
р = 1544 Н (60 * 55 мм2) = 047 МПа
pV = 0086 мс * 047 = 004 МПа * мс
Выбираем материал подшипника по табл. 13.1 [Чернавский стр. 379.]:
АЧС-1;НВ 180-241 для работы в паре с закаленным или нормализованным валом.
[р] = 90 МПаV = 2 мс[pV] = 18 МПа * мс
Т. е. условияp [p] 047 9 МПа
pV [pV]004 18 МПа * мс выполняются подшипник выбран правильно.
Черновский С. А. Снесарев Г. А. и др. Проектирование механических передач. М.: Машиностроение 1984.
Дунаев П. Ф. Леликов О. П. Конструирование узлов и деталей машин. М.: Высшая школа 1985.
Озолина Н. И. Задания на КП по ДМ. Ижевск.: 1988.
Шейблинт А. М. Курсовое проектирование по деталям машин. М.: Машиностроение 1985.

Редуктор.cdw

Необработанные поверхности литых деталей
красить маслостойкой красной эмалью.
Наружные поверхности корпуса красить зелёной эмалью
ПФ-115 ГОСТ 6465-76.
Плоскость разъёма покрыть тонким слоем герметика
УТ-34 ГОСТ 24285-80 при окончательной сборке.
Вращающий момент на тихоходном валу
Частота вращения тихоходного вала
Общее передаточное число 28.5
Коэффициент полезного действия 0
Курсовой проект по Д. М.

Червяк.cdw

Делительный угол подъёма
степень точности СТ С38 311-76
Делительный диаметр червяка
Направление линий витка
Курсовой проект по ДМ
Сталь40Х ГОСТ 4543-71

Вал.cdw

Твердость 269-302 НВ
Неуказанные предельные отклонения размеров:
Сталь 40Х ГОСТ 4543-71