Шевронный редуктор - привод лебедки

Редуктор_шеврон_15.05.2007.cdw

Техническая характеристика
Передаточное число редуктора u
Вращающий момент на тихоходном валу Т
Частота вращения быстроходного вала n
Технические требования
Поверхность соединения "корпус-крышка" перед сборкой
покрыть уплотнительной пастой типа герметик
В редуктор залить 2 л масла индустриального И-Г-А-46
После сборки валы редуктора должны проворачиваться
без стуков и заедания
Остальные технические требования по СТБ 1022-96

Спецификация_Редуктор_15.05.2007.spw

Болт М8х20 ГОСТ 7798-70
Болт М8х28 ГОСТ 7798-70
Болт М8х85 ГОСТ 7798-70
Винт М4х10 ГОСТ 17473-80
Гайка М8 ГОСТ 5915-70
Шайба 4 ГОСТ 6402-73
Шайба 8 ГОСТ 6402-73
Штифт 6х20 ГОСТ 3129-70
Подшипник 108 ГОСТ 8338-75
Подшипник 210 ГОСТ 8338-75

компоновка_15.05.2007.cdw

Общий вид 2 (Наименование)_15.05.2007.cdw

А132М2У3 ГОСТ 19523-81
Вновь разрабатываемые
Заимствованные изделия
Гайка М10 ГОСТ 5915-70
Шайба 10 ГОСТ 6402-73
Болт М10х55 ГОСТ 7798-70
Гайка М16 ГОСТ 5915-70
Шайба 16 ГОСТ 22355-77
Болт М10х40 ГОСТ 7798-70
Ремень ГОСТ 12841-80

Привод_15.05.2007.cdw

Техническая характеристика
Мощность электродвигателя Р=11 кВт.
Частота вращения входного вала n
Частота вращения выходного вала n
Вращающий момент на тихоходном валу Т
Передаточное число привода u=26
Технические требования
Радиальное смещение валов не более 0
Перекос валов не более 0
Схема расположения болтов
крепления рамы к фундаменту (1:10)

шеврон. редуктор_откр.кон._15.05.2007.doc

Технический уровень всех отраслей народного хозяйства в значительной мере определяется уровнем развития машиностроения.
Повышение эксплуатационных и качественных показателей сокращение времени разработки и внедрения новых машин повышение их надежности и долговечности – основные задачи конструкторов-машиностроителей. Одним из направлений решения этих задач является совершенствование конструкторской подготовки студентов высших учебных заведений.
Большие возможности для совершенствования труда конструкторов дает применение ЭВМ позволяющее оптимизировать конструкции автоматизировать значительную часть процесса проектирования.
Основная цель курсового проекта по деталям машин – приобретение студентами навыков проектирования. Работая над проектом необходимо выполнить расчеты рационально выбрать материалы и формы деталей стремясь обеспечить их высокую экономичность надежность и долговечность.
Кинематическая схема привода
В данном курсовом проекте необходимо спроектировать в соответствии с техническим заданием привод лебёдки. Техническое задание на курсовой проект включает схему привода (рисунок 1.1) график нагрузки (рисунок 1.2) и исходные данные.
Рисунок 1.1 – Схема привода
Рисунок 1.2 – График нагрузки
Как видно из рисунка 1.1 привод состоит из клиноременной передачи одноступенчатого шевронного редуктора и открытой конической передачи.
Исходные данные на курсовой проект приведены в таблице 1.1.
Таблица 1.1 – Исходные данные на курсовой проект
Наименование параметра
Мощность на ведомом колесе открытой конической передачи кВт
Угловая скорость вращения на ведомом колесе открытой конической передачи радс
Срок службы привода лет
Коэффициент использования привода в сутки
Коэффициент использования привода в год
Кинематический расчет привода
Определим общий КПД привода
где = 094 - кпд муфты;
= 098 - кпд цилиндрической передачи;
= 094 - кпд открытой конической передачи;
=099 - кпд пар подшипников.
Определим требуемую мощность электродвигателя для привода.
Оценочное передаточное отношение привода:
где =3 – передаточное отношение ременной передачи;
=3 – передаточное отношение шевронной цилиндрической передачи;
=3 – передаточное отношение открытой конической передачи.
Приемлемую угловую скорость вращения вала электродвигателя определим по следующей формуле:
По мощности и приемлемой угловой скорости вращения произведем подбор электродвигателя. Частота вращения с угловой скоростью связана следующей зависимостью:
В приводах к различным технологическим и вспомогательным машинам для которых свойственна длительная работа принимаются в основном трёхфазные асинхронные электродвигатели серии 4А а также их модификации. Желательно чтобы номинальная мощность двигателя [] была не меньше требуемой т.е.:
Таким образом по мощности и приемлемой частоте вращения выбираем асинхронный электродвигатель 4А132М2У3. Параметры выбранного электродвигателя приведены в таблице 2.1.
Таблица 2.1 – Параметры выбранного электродвигателя
nдв синхр. частота вращ. обмин
Асинхронную частоту вращения вала электродвигателя найдем по следующей формуле:
где n – синхронная частота вращения вала электродвигателя обмин;
S – скольжение при номинальной нагрузке.
Найдём передаточное отношение привода:
где - угловая скорость вала электродвигателя радс.
Для разбивки общего передаточного отношения по отдельным передачам кинематической схемы привода исходим из рекомендуемых значений.
Таким образом принимаем окончательные значения передаточных чисел:
Угловые скорости и частоты вращения на валах:
Вращающие моменты на валах:
В таблице 2.2 приведены значения параметров элементов привода.
Таблица 2.2 – Значение параметров элементов привода
Частота вращения n обмин
Угловая скорость с-1
Вращающий момент Т Н*м
Расчёт клиноременной передачи
Исходные данные для расчета клиноременной передачи взяты из таблицы 2.2: N1=9500 Вт; N2=8840 Вт; n1=2850 обмин; n2=950 обмин; u12=3; Т1=32 Н*м; Т2=89 Н*м.
1 Проектный расчёт клиноременной передачи
Сечение ремня и размеры сечения определяем по рисунку 2.2.1а [5]:
Сечение ремня = f(Т1р) (табл. 2.2.1 [5]);
где Т1р= Т1*ср=32*11=352 – расчётный предварительный момент Н*м;
ср=11 – коэф. учитывающий динамичность нагружения передачи и режим её работы (таблица 2.2.2 [5]).
По таблице 2.2.1 [5] выбираем ремень нормального сечения типа А (рисунок 3.1.1): диаметр ведущего шкива d1m к-во ремней z=2 5 шт; Bр=11 мм; В=13 мм; Нр=8 мм; Н=28 мм.
Рисунок 3.1.1 – Сечение ремня
Принимаем по ГОСТ 20889-88 диаметр ведущего шкива d1d1m 10090 (таблица 2.2.4 [5]).
Диаметр ведомого шкива:
d2*=d1* u1=100*3=300 мм.
Принимаем по ГОСТ 20889-88 диаметр ведомого шкива d2d2*; 300300 (таблица 2.2.4 [5]).
Действительное передаточное число проектируемой передачи:
uд= d2[ d1*(1-e)]=300[100*(1-001)]=303.
где e=001 002 - коэф. упругого скольжения.
Минимальное межосевое расстояние:
аmin*=055*(d1+ d2)+Нр=055*(100+300)+8=228 мм.
Необходимо чтобы а*> аmin*. Принимаем а*=300 мм.
Расчётная длина ремня:
Lр*=2*а*+05*p*(d1+d2)+025*(d2–d1)2а*=2*300+05*314*(100+300)+
+025*(300–100)2300=1561 мм.
Необходимо чтобы Lр Lр* (таблица 2.2.6 [5]). Принимаем 16001561.
Межцентровое расстояние:
а=а*+05*( Lр–Lр*)=300+05*(1600-1561)=320 мм.
Определим коэф. учитывающий длину ремня сL=f(Lр сечение ремня) (таблица 2.2.6 [5]): сL=098.
Угол обхвата ремнём меньшего шкива град:
а1°=180°-57°*(d2–d1)а=180°-57°*(300–100)320=145°
гдеса=f(а1°) – коэф. угла обхвата на меньшем шкиве (таблица 2.1.3 [5]): са=092.
v=p* d1* n1(60*103)=314*100*2850(60*103)=15 мс.
число ремней передачи шт:
z=N1* ср(N0* сL* са* ск)
где N0 – мощность передаваемая одним ремнём кВт;
N0=f(сечения ремня d1 v)=175 кВт (таблица 2.2.7 [5]);
ск=f(z) – коэф. учитывающий число ремней предварительно ск=1.
z=95*11(239*098*092*1)=484.
Сила нагружающая валы передачи Н:
где F0=05*Ft φ - предварительное натяжение ремней Н;
Ft=2*103*Т1d1=2*103*32100=640 Н – окружное усилие.
F=2*640*sin(145°2)=1220 Н.
2 Проверочный расчёт клиноременной передачи
Проверяем прочность одного клинового ремня по максимальным напряжениям ведущей ветви smax Нмм2. Предварительное натяжение одного ремня:
F01= F05=6405=128 Н.
где а) s1 – напряжение растяжения Нмм2;
s1=F01А+ Ft(2*z*А)=12890+640(2*5*90)=213 Нмм2
где А=90 – площадь сечения ремня мм2.
б) sИ – напряжение изгиба Нмм2;
sИ=ЕИ*Нрd1=80*8100=64 Нмм2
где ЕИ=80 – модуль продольной упругости при изгибе для прорезиненных ремней.
в) sv=r*v2*10-6 – напряжение от центробежных сил Нмм2
где r=1300 - плотность материала ремня кгм3
v – скорость ремня мс.
sv=1300*152*10-6=03 Нмм2.
г) [s]р=10 Нмм2 – допускаемое напряжение.
smax=s1+sИ+sv=213+64+03=857[s]р=10 Нмм2.
В таблице 3.2.1 приведены параметры клиноременной передачи.
Таблица 3.2.1 – Параметры клиноременной передачи
Угол обхвата малого шкива °
Диаметр ведущего шкива d1 мм
Диаметр ведомого шкива d2 мм
Максимальное напряжение smax
Предварительное натяжение ремней F0 Н
Сила нагружающая валы передачи F Н
Рассмотрим конструирование шкивов клиновых передач. Т.к. v30 мс то шкивы изготавливаем из чугуна СЧ 15 ГОСТ 1412-85.
Принимаем диаметр dвал=dдв=38 мм.
Рассчитываем диаметр Dст и длину Lст ступицы:
Dст=18*dвал=18*38=684 мм;
Lст=18*dвал=12*38=684 мм.
Конструкция и размеры шкива = f(сечение ремня d) выбираем по таблице 2.5.7 и рисунку 2.5.8 [5]:
а) Для ведущего шкива d1=100 мм принимаем шкив с диском:
bm hm Bp=11 мм; t=15±03 мм; f=10 мм; a=34°; h1=6 мм; r=1 мм (рисунок 3.2.2);
de=d+2*b=100+2*4=108 мм;
М=(z-1)*t+2*f=(5-1)*15+2*10=80 мм.
б) Для ведомого шкива d2=300 мм принимаем шкив со спицами:
de=d+2*b=300+2*4=308 мм;
Рисунок 3.2.1 – Сечение шкива
Исходные данные для расчёта передачи: Т2=89 Н*м; Т3=260 Н*м; n2=950 обмин; n3=317 обмин; передаточное число u34=3. Передача шевронная.
1 Проектный расчет передачи
1.1. Материал венца его термообработку и твердость выбираем по таблице 8.8[1]. Принимаем для шестерни Сталь 45 улучшение 220 НВ; для колеса Сталь 45 нормализация 190 НВ.
1.2. Допускаемые контактные напряжения [8].
shp3 = 09 shlim3zHL3 sh3 = 09*510*111 = 417 мПа
shp4 = 09shlim4zHL4 sh4 = 09*450*111 = 368 мПа
где shlim34 –предел контактной выносливости.
shlim3 = 2НВ3 +70= 2*220 +70 =510 мПа
shlim4 =2НВ4 + 70 =2*190 + 70 = 450 мПа
ZHL34 – коэффициент долговечности
– коэффициент долговечности. Здесь – абсцисса точки перелома кривой усталости:
для шестерни циклов.
Найдем расчетное число циклов напряжений учитывая что число часов работы передачи за расчетный срок службы ч;
где L – срок службы годы;
Кгод Ксут – коэффициент использования передачи в год в сутки.
Продолжительность действия нагрузок Т2(1)=Т2 Т2(2)=03Т2 соответственно:
Эквивалентное число циклов переменных напряжений для шестерни
Эквивалентное число циклов переменных напряжений для колеса
Так как и для шестерни и для колеса то для переменной нагрузки ZHL34=1
SH34 =11 коэффициент безопасности при однородной структуре зуба.
Допускаемое контактное напряжение передачи
sHp =045(Hp3 +Hp4 ) = 045(417 + 368) =353 мПа
1.3.Допускаемые напряжения изгиба
Fp3=Flim3YFL3YA3SF3= 385*1*118 = 214 МПа
Fp4 =Flim4YFL4YN4SF4 = 3325*1*118 = 185 МПа
где Flim34 – пределы изгибной выносливости
Flim3 =175 HHB3 = 175*220 = 385 МПа
Flim4 =175 HHB4 = 175*190 = 3325 МПа
YFL34 – коэффициенты долговечности.
Для всех сталей рекомендуется . Так как то .
YA34 =1 –коэффициенты учитывающие влияние двухстороннего приложения нагрузки;
SF34 =18 – коэффициент запаса прочности.
1.4. Коэффициент нагрузки передачи.
где Кv – коэффициент динамической нагрузки;
Кр – коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатого венца.
1.5.Предполагаемый коэффициент ширины шестерни относительно ее начального диаметра
bdо = 05yba(u34+1) = 05*08(3+1) = 16
где yba = 05 1 для шевронных передач.
1.6.Предполагаемое межосевое расстояние
аwo = 675**= 675* = 114 мм
1.7.Желаемое межосевое расстояние принимаем по ГОСТ 2185-66
1.8.Допустимое отклонение межосевого расстояния
1.9.Предполагаемый начальный диаметр шестерни
dw3o = 2 awg(u34 +1) = 2*125(3+1) =625 мм
1.10.Предполагаемая рабочая ширина
bwo =φbdo dw1o = 16*625 = 100 мм
1.11.Угол наклона линии зуба = 35°
1.12.Предполагаемый модуль
mo = (001 002)awg = (001 002)*125 = (125 25)мм
1.13.Сумма чисел зубьев
zΣ=z3+z4 = 2аwgcosbmn = 2*120*cos35°2 98.
Число зубьев шестерни z3 = zS( u34+1) = 98(3+1) = 245. Принимаем z3 = 24;
z4= zS - z3 = 98 – 24 = 74
Уточняем передаточное число u34 = z4z3 = 7424 = 308.
Отклонение u34 не превышает 25%
1.14.Уточняем угол наклона
cosb = 05(z3 + z4)mnaw = 05(24 + 74)2125 = 0784; b = 383°
1.15.Коэффициенты смещения: х3 = 05; х4 = - 05 при z1 > 20
1.16.Делительный диаметр шестерни колеса:
d= = 2*240784 = 62 мм
d== 2*740784 = 188 мм
1.17.Диаметры вершин
d=d+2m(h*+x3) = 62 + 2*2(1+05) = 68 мм
d=d4+2m(h+ x4)= 188 + 2*2(1-05) = 190 мм
где h=1 – коэффициент высоты зуба.
1.18. Диаметр впадин зуба
d=d3-2m(h- x3) = 62 – 2*2(125 – 05) = 59 мм
d= d4- 2m(h-x4) = 188 – 2*2(125 +05) = 181 мм
где h=125 – коэффициент высоты ножки.
2 Проверочный расчет передачи
Проверка передачи по контактным напряжениям проводится по формуле:
- коэффициент концентрации нагрузки (рисунок 8.15 [1])
Для определения определим степень точности передачи для чего найдем окружную скорость:
Таким образом по таблице 8.2 [1] назначаем степень точности 8 а следовательно (таблица 8.3 [1]).
Недогруз составляет что меньше допустимого значения (5%) поэтому уменьшать ширину зубчатого колеса не будем.
Проверим передачу по напряжениям изгиба.
Напряжения изгиба рассчитываются по формуле:
Значения коэффициентов для колеса и шестерни выбираем по графику (рисунок 8.20 [1]) в зависимости от числа зубьев: .
Рассчитаем значения отношений допустимых напряжений изгиба к коэффициентам для колеса и для шестерни:
Слабым элементом является то у кого отношение наименьшее то есть колесо поэтому расчет ведем по колесу.
По графикам и таблице принимаем и . Окружная сила рассчитывается по формуле:
Расчёт конической открытой передачи
Исходные данные: Т3=260 Н*м; Т4=708 Н*м; n3=317 обмин; n4=108 обмин; передаточное число u56=293.
1 Определение допускаемых напряжений открытой конической передачи
Размеры зубчатых колес в открытых передачах определяют из расчета на изгиб (на усталость при изгибе). Эти передачи не рассчитывают на контактную прочность потому что абразивное изнашивание поверхностей зубьев открытых передач происходит быстрее чем выкрашивание поверхностных слоев при переменных контактных напряжениях [6 стр.160].
Расчёт зубьев на изгиб проводят для того из зубчатых колёс для которого отношение меньше.
Допускаемые напряжения изгиба определяем по формуле
[F]5 = (Flimb5 KFL SF5)КFC = 490*1*118 = 272МПа
[F]6 = (Flimb6 KFL SF6)KFC = 470*1*118 =261 МПа
где Flim56 – пределы изгибной выносливости.
Flimb5 = HHB5 + 260 = 230 + 260 = 490МПа
Flimb6 = HHB6 + 260 = 210 + 260 = 470МПа.
Коэффициент безопасности SF=18; принимаем значение коэффициента долговечности KFL=1 (пункт 3.1) и значение коэффициента учитывающего влияние реверсивной нагрузки KFC = 1.
Коэффициент формы зуба YF для прямозубых колес в зависимости от эквивалентного числа зубьев z:
z6=z6cos6=50cos702198.
Принимаем число зубьев шестерни и колеса z5=22; z6=z5*u56=22*293=64.
Углы при вершинах начальных конусов
ctg5 =u56=293; 5 = 189; 6=90 – 5 = 90 -189 =711.
По таблице 9.10 [6] выбираем коэффициенты формы зуба YF в соответствии с эквивалентными числами зубьев: YF5=409 и YF6=36. Дальнейший расчет проводим для того колеса для которого отношение [F]YF меньше.
Для шестерни [F5]YF5=272409=67 и для колеса [F6]YF6=26136=725. Дальнейший расчет будем проводить по шестерне.
2 Проектировочный расчет открытой конической передачи
Расчёт на изгиб сводиться к определению модуля зацепления.
Для конических открытых зубчатых передач найдем модуль по формуле 9.36 [6] (расчёт ведем по шестерне)
где Т3 – передаваемый момент на валу шестерни Нмм;
К – коэффициент нагрузки;
- коэффициент учитывающий уменьшение момента сопротивления опасного сечения зуба в открытых передачах из-за изнашивания; γ=125 15 (большие значения при интенсивном изнашивании);
z5 - число зубьев шестерни;
- угол наклона зуба (для прямозубых колёс =0) из схемы задания видно что у нас открытая коническая передача прямозубая;
YF – коэффициент формы зуба принимаемый по таблице 9.10 [6] по приведенному числу зубьев (формула 9.33 [6]);
- коэффициент длины зуба рекомендуют принимать от до принимаем ;
- коэффициент учитывающий повышение прочности на изгиб косозубых колёс по сравнению с прямозубыми для прямозубых колес =1.
По ГОСТ 9563 – 60 принимаем модуль me=4 мм.
Внешний делительный диаметр колеса
de6=me*z6=4*64 =256 мм.
Re = 05me=05*4*= 135 мм.
Длина зуба или ширина зубчатого венца
b = Re* Re = 0285*135 = 38 мм.
Внешний делительный диаметр шестерни
de5= me*z5= 4*22=88 мм.
Средний делительный диаметр шестерни
d5 = 2(Re – 05b)sin 5 = 2*(135 – 05*38)*sin189=75 мм.
Средний окружной модуль m = d5z5 = 7522 = 34 мм.
Средняя скорость = d5n360 = 314*75*10-3*31760 =124 мс.
3 Проверочный расчет конической передачи
Выполняем проверочный расчет на усталость по контактным напряжениям.
Коэффициент учитывающий перекрытие зубьев Y=1 для прямозубых колес
Коэффициент учитывающий наклон зуба для прямозубых колес Y =1.
Коэффициент нагрузки КF = KFαKFKF = 1*138*125 = 172
где для прямозубых колес KFα = 1; KF = αKH = 12*115 = 138;
КF= 125 по таблице 9.13 [6].
Напряжение при изгибе
F = 236*409*06*1 = 194 ≤ [F] =272 МПа.
Ориентировочный расчет валов
Предварительно оцениваем средний диаметр вала из расчета только на кручение при пониженных допускаемых напряжениях. Напряжение кручения
Отсюда средний диаметр вала будет равен
где [] = (12 15)МПа для редукторных валов [1 стр.296];
Тi – момент на расчетном валу.
Средний диаметр входного вала редуктора
Принимаем входной участок вала под шкив ременной передачи d1 = 32 мм . Диаметры остальных участков вала назначаем из конструктивных соображений.
Диаметр вала под манжету: dм = 36 мм.
Принимаем диаметр вала под подшипниками dп = 40 мм.
Средний диаметр выходного вала редуктора
Диаметр вала под манжету: dм = 45 мм.
Диаметр вала под колесом dк = 55 мм.
Принимаем диаметр вала под подшипниками dп = 50 мм.
Принимаем диаметр вала под коническую шестерню открытой передачи dш = 40 мм. Диаметры остальных участков вала назначаем из конструктивных соображений.
Средний диаметр тихоходного вала открытой конической передачи.
Диаметры участков вала назначаем из конструктивных соображений.
После оценки диаметра вала разрабатывают его конструкцию. Затем выполняют проверочный расчет (проверочный расчет выходного вала редуктора представлен в 7-ом пункте) выбранной конструкции вала и если необходимо вносят исправления.
Проверочный расчет на усталостную прочность выходного вала редуктора
Исходные данные: Т3 =260 Н*м; n3=317 мин-1.
Так как передача шевронная то осевые силы будут уравновешены на самом зубчатом колесе (рисунок 7.1). Т.о. будут действовать следующие силы в зацеплении:
Fr4=Ft4*tg20°cos=2765*tg20°cos38°=1276 H.
Рисунок 7.1 – Осевые силы на шевронной передачи
Для стандартных редукторов общего применения
Принимаем материал вала Сталь 45 улучшенная sв=750MПа sт=450MПа.
Принимаем расстояние между подшипниками
=176 мм a=88 мм b=88 мм с=65 мм.
Определяем реакции в опорах и строим эпюры изгибающих и крутящих моментов (рисунок 7.2).
Сумма моментов относительно точки А
Реакция от сил Ft и действующих в горизонтальной плоскости ( прикладываем так чтобы она увеличивала прогиб от Ft – худший случай):
Определяем запасы сопротивления усталости в опасных сечениях. dк=55 мм dп=50 мм. Просчитываем два предполагаемых опасных сечения (рисунок 7.2): сечение 1-1 под колесом ослабленное шпоночным пазом и сечение 2-2 рядом с подшипником ослабленное галтелью. Для первого сечения изгибающий момент
Крутящий момент Т = 260·103 Н*мм.
Напряжение изгиба sи = МWи = 195000 14238=137 МПа
где для вала d = 54 мм по ГОСТ 23360-78 b =16; t1 =6 мм;
Напряжение кручения t = ТWp = 260·103 30572=85 МПа
s-1= 04 sв=04*750 =300МПа;
t-1 = 02sв=02*750 = 150 МПа;
tв = 06*750 = 450 МПа.
По таблице 15.1. [1] для шпоночного паза эффективные коэффициенты концентрации напряжений Ks 17 Kt 14
По графику (рис.15.5 [1]) Кd = 07 – масштабный фактор. Кf = 1 – фактор шероховатости поверхности:
= 01; = 005 – коэффициенты корректирующие влияние постоянной составляющей цикла напряжений на сопротивление усталости.
Рисунок 7.2 – Эпюры изгибающих и крутящих моментов
Запас сопротивления усталости только по изгибу
Запас сопротивления усталости только по кручению.
Общий запас сопротивления S = =55.
Для второго сечения изгибающий момент
М=FМ* с=2015·0065 =130·103 Н*мм
Таким образом sи = 130·103 (01·503)=104 МПа;
= 260·103(02 ·503) = 104 МПа.
Принимаем r галтели равной 16 мм; rd003 и находим Кs=185; Кt=14.
Ss = (300*07)(104*185) = 109;
St = 150(14*10407+005*104) =7.
Общий запас сопротивления S = =59>[S]=15.
Подбор и расчет подшипников на выходном валу редуктора
Исходные данные: n=317 мин-1 th=9460 часов. Намечаем к установке шариковые подшипники по ГОСТ 27365-85.
С=351 кН; Со=198 кН; d=50 мм; D=90мм; В=20 мм.
Суммарные реакции в опорах.
Эквивалентная нагрузка на наиболее нагруженный подшипник
где V=1 коэффициент зависящий от того какое кольцо вращается;
Kб=15 - коэффициент безопасности;
Kт=1 - температурный коэффициент;
X=056 – коэффициент определяемый по таблице 7.1 [2].
Pr=056×2220×15×1=1865 Н.
Определяем динамическую долговечность подшипника в млн.об
где С=35100 Н – динамическая грузоподъемность;
p=3 – для шариковых подшипников.
Долговечность в часах определяется по формуле
Расчет элементов корпуса редуктора
При конструировании элементов корпуса редуктора стенки следует по возможности выполнять одинаковой толщины. Толщину стенок литых деталей стремятся уменьшить до величины определяемой условиями хорошего заполнения формы жидким металлом. Поэтому чем больше размеры корпуса тем толще должны быть его стенки. Основной материал корпусов серый чугун марки не ниже СЧ15.
По литейным требованиям толщина стенки редуктора не должна быть менее 8 мм. Толщина стенки вычисляют по следующей формуле
Таким образом принимаем толщину стенок = 8мм.
Для подъема и транспортировки корпуса предусматриваем отверстия на крышке редуктора.
Размеры корпусов определяются числом и размерами размещенных в них деталях относительным их расположением и величиной зазоров между ними.
Расстояние от внутренней поверхности стенки редуктора до боковой поверхности вращающейся части
Радиальный зазор от поверхности вершин зубьев до внутренней поверхности стенки редуктора
Радиальный зазор от поверхности вершин зубьев до внутренней нижней поверхности стенки корпуса
Расстояние от боковых поверхностей элементов вращающихся вместе с валом до неподвижных наружных частей редуктора
Диаметр болтов для крепления редуктора к раме
Принимаем =10 мм. Следовательно диаметры отверстий в редукторе под болты для крепления к раме
Размеры остальных элементов корпуса редуктора выбираем из конструктивных соображений.
Подбор и расчет шпонок на всех валах
В соответствии с ГОСТ23360-78 по диаметрам вала выбираем шпонки размеры которых сводим в таблицу 10.1.
Таблица 10.1 – Параметры шпонок
Сечение шпонки в×h мм
Крутящий момент Т Н*м
Расчет шпоночных соединений ведем по уравнению прочности на смятие.
где Т – крутящий момент Н*мм; d – диаметр вала мм; h – высота шпонки; р – рабочая длина шпонки; [см] = (80 100)МПа – допускаемое напряжение смятия.
Результаты расчёта приведены в таблице 10.2.
Таблица 10.2 – Результаты расчёта
Описание сборки редуктора
Перед сборкой внутреннюю поверхность корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.
Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора начиная с узлов валов:
на ведущий вал насаживают роликоподшипники предварительно нагретые в масле до 80-100C;
на валы закладывают шпонку и напрессовывают колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку и роликовые подшипники предварительно нагретые.
Собранные валы укладывают в основание корпуса и в боковые крышки корпуса покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. После этого на ведущий вал ставят комплект металлических прокладок для регулировки. Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают манжеты. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами.
Затем ввертывают сливную пробку с прокладкой и жезловой маслоуказатель (щуп); заливают в корпус масло.
Собранный редуктор обкатывают на стенде по программе-методике испытаний.
Смазка редуктора и подшипников
Смазка зацеплений и подшипников применяют в целях защиты от коррозии снижения коэффициента трения уменьшения износа отвода тепла и продуктов износа от трущихся поверхностей снижение шума и вибрации.
Для редукторов общего назначения применяют непрерывное смазывание жидким маслом картерным непроточным способом (окунанием). Этот способ применяют для применяемый при окружных скоростях зубчатых колес до 12 мс.
Выбор масла зависит от значения расчетного контактного напряжения в зубьях и фактической окружной скорости колес v. Так (таблица 10.29 [4]) при 600 Нмм2 (у нас =417 Нмм2) и v=2 5 (у нас v=31) применяем масло И-Г-А-46 ГОСТ 17479.4-87.
При смазке колес окунанием подшипники качения опор валов обычно смазываются из картера в результате разбрызгивания масла зубчатыми колесами образования масляного тумана и растекания масла по валам. Надежная смазка подшипников возможна при окружных скоростях зубчатых колес свыше 3 мс. При меньших скоростях применяется пластическая смазка: солидол УС-3 и др.
Для замера уровня смазки в корпусе редуктора применяем маслоуказатель жезловой (щуп) так как он удобен для осмотра имеет простую конструкцию и достаточно надежен.
Предусматриваем также в редукторе сливное отверстие отдушину.
Описание сварной рамы
При монтаже приводов состоящих из электродвигателя редуктора и прочего должны быть выдержаны определенные требования точности относительного положения узлов. Для этого узлы привода устанавливают на сварных рамах.
Конфигурация и размеры рамы зависят от типа и размеров редуктора и электродвигателя. Высоту швеллера выбираем по следующей формуле
где L – длина рамы мм.
Таким образом выбираем стандартный швеллер 100х46 по ГОСТ 8240-89. Для сварки швеллеров выбираем два типа сварных шва: Н1 и Т1 с катетом 4 мм по ГОСТ 5264-80. После сварки раму необходимо покрыть грунтовкой ГФ-020 и эмалью ПФ-133 по ГОСТ 9026-88.
Спроектированная рама представлена на рисунке 13.1.
Рисунок 13.1 – Сварная рама
Курсовой проект выполнен в соответствии с заданием на проектирование. Выполнены расчеты шевронного редуктора и открытой конической передачи а также другие необходимые расчеты. Графическая часть выполнена в соответствии с расчетами по рекомендациям учебной литературы курса «Детали машин».
Список использованных источников
Иванов М.Н. Детали машин; Учебник для машиностроительных спец. вузов.- 5-ое изд. перераб.- М.: Высшая школа 1991- 383 С.2 Дунаев П.Ф. Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для техн. спец. вузов. – 4-е изд. перераб. и доп. – М.: Высш. шк. 1985. – 416 с. ил.
Ничипорчик С.Н. Детали машин в примерах и задачах. – Мн.: Вышэйшая школа 1980 – 432 с.: ил.
Шейнблит А.Е. Курсовой проектирование деталей машин: Учеб. пособие. Изд. 2-е перераб. и доп. – Калининград: Янтар. сказ 2005. – 456 с.: ил.
Курмаз Л.В. Детали машин. Проектирование: учебн. пособиеЛ.В. Курмаз А.Т. Скойбеда. – 2-еизд. испр. И доп. – Мн.: УП Технопринт 2002. – 290 с.
Кузьмин А.В. и др. Расчеты деталей машин; Справ. Пособие А.В.Кузьмин И.М.Чернин Б.С.Козинцов.-3-е изд. перераб. и доп.-Мн.; Вышэйшая школа. 1986.-400 с.