Редуктор электромеханического привода Ч-1

rrssrr.cdw

sb_moya.cdw

электромеханического
Характеристика зацепления
Число заходов червяка
Ширина колеса расчётная
Степень точности ГОСТ 1643-81
Техническая характеристика
Вращающий момент на тихоходном валу
Частота вращения тихоходного вал
Общее передаточное число
Коэффициент полезного дейсвтия
Технические требования
Необработанные поверхности литых деталей
находящихся в масленной ванне
стойкой красной эмалью МЛ-152 ТУ 6 10642-70
Наружные поверхности корпуса красить серой
эмалью ПФ-115 ГОСТ 6465-76
Редуктор залить маслом И-Г-С-220

rrrrsr-srsrssrrr-_-r-00.02.cdw

Коэффициент смещения
Направление линии зуба
Твердость по HB 192-240
Радиусы скурглений 3мм max
Неуказанные предельные отклонения размеров отверстий H11

s-1.docx

Министерство Образования и науки Российской Федерации
Поволжский Государственный технологический университет
ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА
к курсовой работе по дисциплине:
«Основы проектирования»
Редуктор электромеханического привода Ч-1
Консультировал: к.т.н. доцент
Техническое предложение4
Кинематический расчёт привода.5
1 Выбор передаточных чисел6
2 Определение частот вращения6
3 Общий КПД привода6
4 Расчёт мощности электродвигателя7
5 Выбор электродвигателя.7
6 Уточнение передаточных чисел привода8
7 Определение вращающих моментов на валах8
8 Выбор материалов.8
1 Расчёт червячной передачи10
2 Определение допускаемых контактных напряжений напряжений изгиба.10
3 Проектный расчет на прочность по сопротивлению усталости при действии контактных напряжений.12
4 Проверка статистической прочности при перегрузке.18
5 Расчет диаметров валов.20
6. Расстояние между деталями передач21
7 Выбор типа подшипника21
Конструирование корпусных деталей и крышек подшипников.24
1 Толщина стенки редуктора24
2 Конструирование крышек подшипников.24
3 Выбор уплотнений.25
4 Крепление крышки редуктора к корпусу25
5 Конструктивное оформление внутреннего контура редуктора.27
6 Оформление прочих конструктивных элементов корпусных деталей.27
8 Выбор смазочных материалов и системы смазывания28
9 Выбор крепежных элементов.29
Расчет цепной передачи 30
Технический проект32
1 Расчет вала по критериям работоспособности.33
2 Расчет подшипников качения41
1 Расчет шпоночного соединения.43
2 Расчет болтового соединения45
Техническое описание привода47
Порядок сборки привода выполнение необходимых регулировочных работ48
Техническое обслуживание привода.48
Список используемой литературы48
Техническое предложение
1Выбор кинематической схемы привода.
По техническому заданию № Ч-1 следует разработать проектно-конструкторскую документацию на изделие индивидуального производства «Редуктор электромеханического привода». При этом шумность – пониженная тепловыделение и вибрация – не регламентирована. Режим нагружения – постоянный направление вращения – одностороннее. Характер нагрузки – переменная спокойная. Окружающая среда – пожарно-опасная. При выключении двигателя привод имеет свободный выбег.
Схема привода: муфта одноступенчатый редуктор с червячной передачей цепная передача электродвигатель
Рис. 1 Схема привода
Определение общего передаточного числа:
где –частота вращения вала привода = 32
– частота вращения вала электродвигателя:
Uобщ - общее передаточное число.
По условию технического задания двигатель шумность должны быть понижены (см. пункт 3 Технического задания) т.к. шумность возникает в результате трения для его уменьшения требуется большее КПД редуктора выбираем тихоходный двигатель =75 .
1 Выбор передаточных чисел
- передаточное число цепной передачи (2.4) (стр.7 табл.1.2 [2])
U2-передаточное отношение редуктора
2 Определение частот вращения
После определения передаточных чисел ступеней привода вычисляют частоты вращения.
- частота вращения вала привода;
- частота вращения тихоходного вала редуктора;
=*= 32*976= 31232 – частота вращения быстроходного вала;
=*=31232 *24=7496 - частота вращения электродвигателя.
– КПД муфты соединительной = 098
– КПД червячной передачи = 085
– КПД цепной передачи = 095
4 Расчёт мощности электродвигателя
= =23924 -мощность на выходном валу;
= = 28146 - мощность на входном валу;
= = 29627 = 3 - мощность электродвигателя.
5 Подбор электродвигателя
Выбираем двигатель с асинхронной частотой вращения мин1. Требуемая мощность на валу электродвигателя
Выбираем электродвигатель (стр.459 табл. 249 [2])
Двигатель АИР 112MB8709
Номинальная частота вращения валов двигателя: nэ= 709 мин-1
Мощность электродвигателя: .
Масса электродвигателя: m = 34 кг.
Габаритные размеры мм
Установочные и присоединительные размеры мм
6 Уточнение передаточных чисел привода
Зная частоту вращения электродвигателя можно узнать конечное значение общего передаточного числа:
= = = 2215 [2 стр.8]
Так как передаточное число цепной передачи =24 (пункт 1.1) уточняем передаточное число редуктора:
7 Определение вращающих моментов на валах
Частота вращения быстроходного вала редуктора:
Частота вращения тихоходного вала привода:
Расчет вращающих моментов:
- вращающий момент на валу звездочки
T2== =395вращающий момент быстроходного вала редуктора
T1===343- вращающий момент входного вала редуктора
8 Материалы для изготовления привода.
Выбираем материал червяка и венца червячного колеса. Принимаем для червяка сталь 45 с закалкой до твердости не менее HRC 45 и последующим шлифованием.
Так как к редуктору не предъявляются специальные требования то в целях экономии принимаем для венца червячного колеса латунь ЛАЖМц66-6-3-2 (отливка в песчаную форму).
Для валов – конструкционная сталь.
1 Расчет червячной передачи
Выбор твердости термической обработки и материала колес.
Принимаем для червяка сталь 45 с закалкой до твердости не менее HRC45 и последующим шлифованием.
Так как выбор материала для колеса связан со скоростью скольжения то предварительно определяют ожидаемое ее значение:
Значит венец можно отнести к II группе
Для венца червячного колеса берем латунь ЛАЖМц66-6-3-2 (отливка в песок)
(стр.33 табл. 2.14 [2])
1 Расчет цепной передачи.
Число оборотов в цепной передаче n4 = 32 мин-1
мощность в цепной передаче
Мощность в передаче Р3 = 2468 Вт
Передаточное отношение 4
Нагрузка близкая к постоянной оси звездочек расположены под углом к горизонту без регулирования натяжения окружающая среда – умеренно запыленная смазка – удовлетворительная работа – односменная цепь роликовая.
Выбор числа зубьев звездочек:
Назначаем число зубьев малой звездочки Z1=16 тогда число зубьев большой звездочки Z2 = Z1*Uцеп.=16*24=384
По рекомендации назначаем межосевое расстояние a = 40pц [2 стр. 295]
Расчет коэффициента эксплуатации [2стр.305]
Кэ=Кд+Ка+Кн+Крег+Кс+Креж = 12*1*1*125*13*1= 195
Где Кд= 12- коэффициент динамической нагрузки
Ка=1- коэффициент межосевого расстояния
Кн=1- коэффициент наклона передачи к горизонту
Крег=125- коэффициент способа регулировки натяжения цепи
Кс=13- коэффициент смазки и загрязнения передачи
Креж=1- коэффициент режима работы (односменный)
Расчет коэффициентов [2стр.307]
Кz= - коэффициент числа зубьев
- коэффициент частоты вращения [таб.13.1стр.305]
Определение расчетной мощности
Рр=* P3* Кz* Кэ=112*2688*16*195=188 кВт[2 стр.307]
По таблице 13.4 [2 стр.308] назначаем однорядную цепь с шагом pц=3175 мм
с [Pр]=193 кВт. Рр=188[Pр]=193 кВт
При этом a=40pц =40*3175= 1270 мм
Уточняем числа зубьев:
Выбор способа смазывания: [2стр.306]
Качество смазки II – удовлетворительная. Смазка цепной передачи густая внутришарнирная при v мс.
Расчет числа звеньев в цепи:[2cтр.295]
принимаем число звеньев Lp=104
Уточняем межосевое расстояние: [2 стр.296]
По рекомендации по уменьшению межосевого расстояния на
Δа=0003а = 126738*0003 = 38 мм назначаем а= 1264 мм.
Расчет делительных диаметров звездочек: [2стр.298]
d1=- делительный диаметр ведущей звездочки
d2=- делительный диаметр ведомой звездочки
Расчет окружной силы[2 стр.294]
3 Определение допускаемых контактных напряжений напряжений изгиба
Допускаемые контактные напряжения:
Для материалов 2 группы:
Допускаемые напряжения []Hо=300 МПа для червяков при твердости витков больше 45НRC.
Допускаемые напряжения изгиба:
Коэффициент долговечности:
- эквивалетное число циклов нагружения зубьев червячного колеса за весь срок службы передачи.
Значение коэффициентов KFE эквивалентности для типовых режимов нагружения:
Суммарное число циклов перемены напряжений:
– время работы передачи ч
Исходное допускаемое напряжение изгиба для материалов:
Предельные допускаемые напряжения при проверке на максимальную статическую или единичную пиковую нагрузку для материалов:
4 Проектный расчет на прочность по сопротивлению усталости при действии контактных напряжений.
Выбор числа зубьев колеса и числа витков
По рис. 2.12 при(стр.35 [2])
Межосевое расстояние:
где Ка=610 для эвольвентных червяков; — коэффициент концентрации нагрузки: при постоянном режиме нагружения .
Расчет модуля зацепления:
Расчет коэффициента диаметра червяка:
Полученное значение q округляют до ближайшего стандартного.
Коэффициент смещения
По условию неподрезания и незаострения зубьев величина для эвольвентных червяков меняется в пределах:
Угол подъема линии витка червяка:
на делительном цилиндре:
на начальном цилиндре:
Фактическое передаточное число:
Основные размеры червяка и колеса:
делительный диаметр червяка
диаметр вершин витков червяка
диаметр впадин витков червяка
длина нарезанной части шлифованного червяка [см. формулу (4.7)]
принимаем по табл. 4.21 b1 = 80 мм;
РИС.1 Основные размеры венца червячного колеса:
делительный диаметр червячного колеса
диаметр вершин зубьев червячного колеса
диаметр впадин зубьев червячного колеса
наибольший диаметр червячного колеса
ширина венца червячного колеса
Скорость скольжения в зацеплении
— начальный угол подъема витка.
Здесь — окружная скорость на начальном диаметре червяка мс;
Проверочный расчет на прочность по контактным напряжениям при сопротивлении усталости:
По полученному значению уточняют допускаемое напряжение .
Вычисляют расчетное напряжение:
Где: Za = 5350 для эвольвентных архимедовых и конволютных червяков Za = 4340 для передач с нелинейчатыми червяками (образованными конусом или тором);
коэффициент нагрузки.
Окружная скорость червячного колеса мс:
При обычной точности изготовления и выполнении условия жесткости червяка принимают: = 1 при 3 мс..
Коэффициент концентрации нагрузки:
где — коэффициент деформации червяка (табл. 2.16) (стр.38 [2]); X — коэффициент учитывающий влияние режима работы передачи на приработку зубьев червячного колеса и витков червяка.
Значения X для типовых режимов нагружения и случаев когда частота вращения вала червячного колеса не меняется с изменением нагрузки принимают по табл. 2.17. (стр.38 [2])
Коэффициент полезного действия червячной передачи
где — угол подъема линии витка на начальном цилиндре; — приведенный угол трения определяемый экспериментально с учетом относительных потерь мощности в зацеплении в опорах и на перемешивание масла.
Окружная сила на колесе равная осевой силе на червяке:
Окружная сила на червяке равная осевой силе на колесе:
Проверка зубьев колеса по напряжениям изгиба при сопротивлении усталости
Расчетное напряжение изгиба
где К — коэффициент нагрузки значение которого вычислено в п. 6; — коэффициент формы зуба колеса который выбирают в зависимости от:
5 Проверка статической прочности при перегрузке
Проверочный расчет на прочность зубьев червячного колеса при действии пиковой нагрузки.
Проверка зубьев колеса на контактную прочность при кратковременном действии пикового момента . Действие пиковых нагрузок оценивают коэффициентом перегрузки
где — максимальный из длительно действующих (номинальный) момент (см. рис. 2).
Проверка на контактную прочность при кратковременном действии пикового момента:
Проверка зубьев червячного колеса на прочность по напряжениям изгиба при действии пикового момента:
Условие прочности выполняется.
Червячный редуктор в связи с невысоким КПД и большим выделением теплоты проверяют на нагрев.
Мощность (Вт) на червяке
Температура нагрева масла (корпуса) при установившемся тепловом режиме без искусственного охлаждения
где - 03 — коэффициент учитывающий отвод теплоты от корпуса редуктора в металлическую плиту или раму; = 95 110 °С — максимальная допустимая температура нагрева масла (зависит от марки масла).
Поверхность А (м2) охлаждения корпуса равна сумме поверхностей всех его стенок за исключением поверхности дна которой корпус прилегает к плите или раме:
Для чугунных корпусов при естественном охлаждении коэффициент теплоотдачи Кт= 12 18 Вт(м2- °С) (большие значения при хороших условиях охлаждения).
6 Расчет диаметров валов.
Предварительные значения диаметров различных участков стандартных валов редуктора определяются по формулам:
)Для быстроходного (входного) вала: мм [2 с.45]
принимаем d=26 мм. (стр.452 табл. 24.1 [2]).
Диаметр под подшипник: [2 с.45]
Принимаем из табл. 24.16 [2 с.465] dП=35 мм; где: t–высота заплечика.
Диаметр базы подшипника: .[2 с.45]
) Для тихоходного (выходного) вала: [2 с.45]
принимаем: d=38 мм (стр.452 табл. 24.1 [2])
Диаметр подшипника: [2 с.45]
принимаем dП=45 мм где: t–высота заплечика.
Диаметр базы подшипника: [2 с.45]
где: r–координата фаски подшипника [2 с.46].
Диаметр вала под зубчатое колесо выбираем из ряда Ra40 [2 таб.24.1 с.410] следующее значение после диаметра под подшипник dП=525 мм т. е.
7 Расстояние между деталями передач
Чтобы поверхность вращающегося колеса не задевало за внутренние поверхности стенок корпуса между ним оставляют зазор «а» (мм)
где L-расстояние между внешними поверхностями деталей передач (мм).
Вычисленное значение a округляем в большую сторону до целого числа. Следовательно принимаем а=10 мм. В дальнейшем под а будем понимать также между внутренней поверхностью стенки корпуса и торцом ступицы колеса.
Расстояние b0 между дном корпуса и поверхностью червяка или колес для всех типов редукторов и коробок передач принимают:
8 Выбор типа подшипника
)Опоры червяка в червячных передачах нагружены значительными осевыми силами поэтому примем радиально-упорные конические роликовые подшипники легкой серии.
)Червячные колеса должны быть точно и жестко зафиксированы в осевом направлении. Шариковые радиальные подшипники характеризует малая осевая жесткость. Поэтому для опор вала червячного колеса применим радиально-упорные конические роликовые подшипники средней серии.
)Для быстроходного (входного) вала: dП=35 мм;
Выберем подшипник средней серии [2 с.423]: 7307А ГОСТ 27365-87
Размеры подшипника: d=35 мм; D=80 мм; B=21 мм; T=23
Грузоподъемность динамическая: Cr=68.2 кН.
Грузоподъемность статическая:C0r=500 кН
) Для тихоходного (выходного) вала: dП=45 мм
Выберем подшипник легкой серии серии [2 с.423]: 7312А ГОСТ 27365-87
Размеры подшипника: d=45 мм; D=85 мм; B=19 мм; Т=21
Грузоподъемность динамическая: Cr=627 кН.
Грузоподъемность статическая:C0r=500 кН.
При установке колес на валах необходимо обеспечить надежное базирование колеса по валу передачу вращающего момента от колеса к валу или от вала к колесу.
Для передачи вращающего момента чаще всего применяют призматические и сегментные шпонки.
Призматические шпонки имеют прямоугольное сечение; концы скругленные (а) или плоские (б). Стандарт для каждого диаметра вала определенные размеры поперечного сечения шпонки. Поэтому при проектных расчетах размеры b и h берем из табл. 24.29 ([2] табл.24.29стр. 432) и определяют расчетную длину lшпонки. Длину l = lр+ b шпонки со скругленными или l = lрс плоскими торцами выбирают из стандартного ряда (примечание [2] стр .476). Длину ступицы назначают на 8 10 мм больше длины шпонки. ([2] стр.81)
Назначаем в качестве соединения призматическую шпонку со скругленными концами.
Шпонки призматические ГОСТ 23360-78
Хвостовик входного вала
При диаметре конца вала 26 мм выбираем шпонку со следующими параметрами [2 таб. 24.29 стр.433]:
b = 6 мм; h = 6 мм; s = 03 мм; t1= 35 мм; t2= 28 мм; l = 14-70 мм.
Хвостовик выходного вала
При диаметре конца вала 38 мм выбираем шпонку со следующими параметрами [2 таб. 24.29 стр.433]:
b = 10 мм; h = 8 мм; s = 05 мм; t1= 5 мм; t2= 33 мм; l =36-160 мм.
Ширину шпонки колеса выбирают по диаметру хвостовика выходного вала для удобства фрезерования.
Конструирование корпусных деталей и крышек подшипников.
1 Толщина стенки редуктора
Толщину стенки редуктора отвечающую требованиям технологии литья необходимой прочности и жесткости корпуса вычисляют по формуле:
где Т3-вращающий момент на тихоходном валу (Нм);
Плоскости стенок встречающихся под прямым или тупым углом сопрягают дугами радиусами r и R. Если стенки встречаются под острым углом рекомендуют их соединять короткой вертикальной стенкой. В обоих случаях принимают:
2 Конструирование крышек подшипников.
Материал для крышек назначаем - чугун марки СЧ15.
Выбираем привертный тип крышек подшипников [2 c.148].
Привертные крышки: а) глухая; б) с отверстием для выходного конца вала
Размеры крышек: [2 c.167]
Для быстроходного вала по таблице [2 c.148] определяем:
Диаметр под подшипник D=80 мм
Размеры других конструктивных элементов крышки:
=80+42*8=1136 мм; Сd=8мм.
Для тихоходного вала по таблице [2 c.148] определяем:
Диаметр под подшипник D=85 мм
=85+42*8=1186 мм; Сd=8мм.
Уплотнительные устройства применяют для предохранения от вытекания смазочного материала из подшипниковых узлов а также для зашиты их от попадания извне пыли и влаги. Применим манжеты резиновые армированные для валов из ГОСТ 8752-79. [2 с.431]:
)Для быстроходного (входного) вала:
Тип исполнения 1.Размеры: d=35 мм; D1=58 мм; h1=10мм
) Для тихоходного (выходного) вала:
Тип исполнения 1.Размеры: d=45 мм; D1=65 мм; h1=10мм
4 Крепление крышки редуктора к корпусу
)Назначаем крепление крышки редуктора к корпусу болтами.
Корпус червячного редуктора при неразъемный. Боковые крышки неразъемных корпусов центрируют по переходной посадке и крепят винтами:
)Крепление опорной части редуктора [2 c.267]
Диаметр болта крепления редуктора к раме:
Принимаем 10; d- диаметр винта крепления крышки и корпуса редуктора. Число z винтов принимают в зависимости от межосевого расстояния тихоходной ступени:
Высота лапы: =15*10=15мм.
Принимаем [2 таб 17.1 стр.267]
Размеры конструктивных элементов:
Расстояние от края фланца до середины отверстия:
Расчет диаметра штифтов:
По ГОСТ 3128-70 выбираем штифт конический:
d = 8 мм; [2стр.436]
L = 22 мм; [2стр.436]
Выбираем масло для редуктора: И–Г–С-220 [2c.173 табл.11.2] (Индустриальное для гидравлических систем масло без присадок кинематическая вязкость 14 мм2с)
5 Конструктивное оформление внутреннего контура редуктора.
Из центра тихоходного вала проводим тонкой линией дугу окружности радиусом:
Из центра быстроходного вала проводим дугу радиусом RБ в качестве которого принимаем
6 Оформление прочих конструктивных элементов корпусных деталей.
Для подъема и транспортирования крышка корпуса и редуктора в сборе применяют проушины отливая их заодно с крышкой.
Люки делаем прямоугольной и закрываем крышкой изготовленным из стального листа литым из чугуна. [2 стр.315]
Для того чтобы внутрь корпуса извне не засасывалось пыль под крышку ставим уплотняющие прокладки технической резины марки МБС толщиной 2 мм привулканизированные к крышке.
8 Выбор смазочных материалов и системы смазывания
Для смазывания передач широко применяют картерную систему. В корпус редуктора заливают масло так чтобы венцы колес были в него погружены. Колеса при вращении увлекает масло разбрызгивая его внутри корпуса. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе которая покрывает поверхности расположенных внутри корпуса деталей.
Глубина погружения в масло деталей
Однако при частых включениях и кратковременном режиме работы смазывание зацепления оказывается недостаточным. Во избежание этого уровень масла поднимают до зацепления.
Рекомендуемое количество масла в ванне передаваемой мощности.
9 Выбор крепежных элементов.
Редуктор и электродвигатель крепятся к раме с помощью болтов[3с.32] шайб[3с.51] и гаек[3с.45]. Крышки подшипников крепятся к корпусу с помощью болтов с шайбами.
d=10мм; S=14мм; D=153мм; H=8мм;
Крепление электродвигателя
Крепление крышки подшипника
Для слива масла в корпусе редуктора предусматривают сливное отверстие закрываемое пробкой с цилиндрической или конической резьбой.
Назначаем пробку с цилиндрической резьбой.
1 Расчет вала по критериям работоспособности
Рассчитаем на прочность и жесткость тихоходный вал одноступенчатого червячного редуктора нагруженный вращательным моментом.
Т = 3103Н*м; Dк=185 мм
Окружная сила зацепления: Ft= 33546 Н [стр.17]
Радиальная сила: Fr = 1289 Н [стр.17] Осевая сила: Fa = Н [стр.17]
Сила от звездочки на конце вала: Fц = 31021 Н [стр.31]
Материал Сталь 45. Назначаем термическую обработку колеса – улучшение.
Предел прочности а. [1таб.8.7 стр.170]
Предел текучести . [1таб.8.7 стр.170]
Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов с определением наиболее напряженных участков вала[1c.318].
Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов
Определение опасных сечений
Принимаем сечение А более опасным: концентратором напряжения являются галтельный переход и шпоночный паз. Выбираем изгибающий момент т.к. он возрастает на этом участке вала.
Расчет моментов сопротивления изгибу и кручению
b=10 мм – ширина шпоночного паза
h=8 мм – высота шпоночного паза;
d=53 мм –диаметр вала под шпонку.
– нормальное напряжение [1c.319]
– касательное напряжение [1c.319]
Расчет коэффициентов концентраций напряжений
В качестве концентратора принимаем шпоночный паз выполненной концевой фрезой. По таб.15.2 принимаем:
; [1 таб.15.2стр.321]
; [1 таб.15.2стр.321]
Оцениваем величину масштабного фактора:
d – диаметр вала под колесо
[1 стр.320]При изгибе . При кручении величина увеличивается в 15 раза.
При кручении: ; [1 стр.320].
и-коэффициенты учитывающие размеры вала (масштабный фактор).
Расчет коэффициентов пределов выносливости
По ГОСТ 25.504 – 82 рекомендуют:
– коэффициенты корректирующие влияние постоянной составляющей цикла напряжений на сопротивление усталости.
Пределы выносливости:
= 045*750 = 3375 МПа. [1 ф.15.7 стр.319]
= 025*750= 1875 МПа. [1 ф.15.7 стр.319]
и - пределы выносливости.
Рассчитываем величину масштабного фактора
[2 таб.22.2 стр.386]
RaRz=46 => Rz=Ra*46=125*46=575 мкм
По ряду Ra5 принимаем Rz = 63 мкм.
шероховатость поверхности вала.
- коэффициент учитывающий качество поверхности при кручении [1с.320]
Вычисляем коэффициенты концентрации напряжений в опасном сечении:
- т.к. вал без поверхностного упрочнения
Шероховатость поверхности вала Ra=125 мкм
Расчет запасов сопротивления усталости:
Запас сопротивления усталости при изгибе:
Запас сопротивления усталости при кручении:
Проверка статической прочности
Эквивалентное напряжение:
- коэффициент перегрузки
Расчет на жесткость [1т.15.5с. 324]
Полярный момент инерции поперечного сечения вала:
Расчет на колебания [1т.15.5с. 324]
2 Расчет подшипников качения
Определим ресурс подшипников качения тихоходного вала
Подшипники легкой серии шариковые радиальные однорядные
Подшипник «211 ГОСТ 8338-75»
d = 45 мм – диаметр внутреннего кольца
D = 85 мм – диаметр наружного кольца
С = 682 кН – динамическая грузоподъемность
С0 = 500 кН – статическая грузоподъемность
n = 768 мин-1 – частота вращения вала
Определение реакций в опорах подшипников:
В вертикальной плоскости:
В горизонтальной плоскости:
546-1061-399=18946 Н
Максимальные реакции в опорах:
Расчет эквивалентных нагрузок
По режиму нагрузки 0 берём величину коэффициента эквивалентности KЕ=1 эквивалентные нагрузки равны реальным.
FAm= KE FА = 1 =38576 Н [1стр.360]
FBm= KE FB = =75643 Н [1стр.360]
Fam= KE Fа= 1 =1210 Н [1стр.360]
Определение параметра «e» [1стр.360]
Определение параметра e и коэффициентов радиальной и осевой нагрузки X и Y:
V = 1 - коэффициент вращения зависящий от того какое кольцо подшипника вращается относительно внешней нагрузки (при вращении внутреннего кольца) [1 стр.358]
Определение эквивалентной динамической нагрузки [2стр.358]
= 1 – температурный коэффициент (при t до 100оС) [1 стр.358]
В опоре B подшипник нагружен больше.
Определим ресурс более нагруженного подшипника [2 cтр.358]
a1 =1 – коэффициент долговечности [2 стр.357]
a23 = 065 – обобщенный коэффициент совместного влияния качества металла и условий эксплуатации (для шарикоподшипников) [1 таб. 16.3 cтр.357]
- эквивалентная динамическая нагрузка.
С = 682 kH – базовая динамическая грузоподъемность.
Р = 333 – для роликовых подшипников [2 cтр.357]
n = 32 обмин. – частота вращения вала.
3 Расчет шпоночного соединения
Соединение с призматической шпонкой проверяем по напряжениям смятия т.к. шпонка стандартная
([1] стр.92 форм.61)
Т = 3103 Нм – вращающий момент на тихоходном валу редуктора
h = 8 мм – высота шпонки
b = 10 мм –ширина шпонки
dк= 53 мм – диаметр вала под колесо
d = 45 мм – диаметр вала в месте под подшипник
l1 = 56 мм – длина шпонки под колесо
l2 = 45мм – длина шпонки в месте под подшипник
[см] = 155 МПа – при посадке с натягом ([1] стр.94)
Проверяем соединение тихоходного вала с колесом ([1] стр.92])
Проверяем соединение тихоходного вала с подшипником ([1] стр.92)
4 Расчет болтового соединения
Рассчитаем самый нагруженный болт.
Материал болта: сталь 45([1] стр.54)
Количество болтов: z = 1
Нагрузка на крышку: реакция опоры А в
вертикальной плоскости
Расчет нагрузки приходящийся на нагруженный болт один болт.
Необходимое усилие затяжки.
- коэффициент затяжки
Сила в болте возникающая под действием внешней нагрузки
= 0.25 – коэффициент внешней нагрузки
Запас прочности по переменным напряжения стр.44)
= 01 – коэффициент чувствительности материала болта к асимметрии цикла напряжений ([1] стр.44)
-1 = 240МПа – предел выносливости материала болта ([1] таб.1.1стр.54)
К = 4 – эффективный коэффициент концентрации напряжений в резьбе для углеродистых сталей ([1]стр.44)
[S] = 3 – неконтролируемая затяжка [1 таб.1.2стр.55]
Полное переменное с амплитудой напряжение в болте:
Площадь болта по внутреннему диаметру резьбы.
d1 = 9 – внутренний диаметр резьбы
Полное постоянное напряжение в болте.
Запас статической прочности по текучести1] стр.44])
[Sт] = 4 –контролируемая затяжка ([1] таб.1.3стр.56)
т=360 МПа – предел текучести материала болта ([1] таб.1.1стр.54)
Техническое описание привода
Разработанное изделие индивидуального «Редуктор электромеханического привода» состоит из: электродвигателя АИР112М709 червячного редуктора муфты цепной передачи. В соответствии с техническим заданием: частота приводного вала машины n = 32 обмин. наибольший крутящий момент Т = 700 Н*м. Движение приводного вала – реверсивное. При выключении двигателя привод имеет свободный выбег. Режим нагружения – постоянный. Максимальная нагрузка вследствие преодолимых перегрузок: Тmax Т = 18.
Порядок сборки привода выполнение необходимых регулировочных работ
Первым собираем редуктор. На тихоходный вал редуктора запрессовываем червячное колесо далее на него надеваются подшипники с двух сторон и манжета. Все это устанавливаем в корпус редуктора. Повторяем порядок сборки для быстроходного вала. Устанавливаем крышки на валы и затягиваем винты динамометрическим ключом
При сборке редуктора следует отметить: необходимо следить чтобы валы вращались плавно без заедания от руки и чтобы не было осевых люфтов. Далее при помощи комплекта прокладок регулируем пятно контакта в зацеплении. После сборки редуктора с предварительно запрессованным на его валы муфтой устанавливается на раму. Далее следует проследить плавность вращения валов муфты. В редуктор заливаем масло марки И–Г–С-220 через смотровой люк корпуса.
После двигатель фиксируется на раме окончательно. После сборки цепной передачи следует проверить чтобы цепи располагались в одной плоскости.
Техническое обслуживание привода.
После первых 120 часов работы в редукторе следует сменить масло и проверить зацепление. Масло сливают через сливное отверстие в корпусе редуктора при этом открыв смотровой люк. Систематически необходимо проверять цепь. Необходимо следить за пожароопасной средой. Срок службы привода при правильной эксплуатации – 05104 час
Список используемой литературы:
) Детали машин: Учебник для машиностроительных специальностей вузов М.Н. Иванов В.А. Финогенов. – 13-е изд. перераб. – М.: Высш. шк.2010. – 408 с. ил.
) Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для техн. спец. вузов Дунаев П.Ф. Леликов О.П. – 5 -е изд. перераб. и доп. – М.: Высшая шк. 1998.- 447с.ил.
)Атлас конструкций узлов и деталей машин: учебное пособие [Б.А.Байков и др]; под ред. О.А.Ряховского О.П.Леликова. – 2-е изд. перераб. И доп. – М.: Изд-во МГТУ им Н.Э.Баумана2009.-400с.

rrr-_-p00.01.cdw

*Размер обеспеч. инстр.
0-285 HB кроме места
Неуказанные предельные отклонения размеров: валов h14 отверстий
H14 и остальных ±IT142