Редуктор червячный

Спецификация для редуктора_лист1.dwg

Крышка подшипника непроходная
Крышка подшипника проходная

Спецификация для общего вида привода_лист 2.dwg

Спецификация для общего вида привода_лист 1.dwg

Спецификация для редуктора_лист3.dwg

Спецификация для червячного колеса.dwg

Болт М22х65 ГОСТ 7798-80
Гайка М22 ГОСТ 5929-70
Венец червяного колеса
Ступица червячного колеса
Шайба 22.65Г ГОСТ 6402-70

Чертеж червячного колеса (сборочный).dwg

Направление линии зуба
Коэффициент смещения червяка
Исходный производящий червяк
Межосевое расстояние
Вид сопряженного червяка
Число витков сопряженноко червяка
Неуказанные радиусы скруглений 4 мм
Материал ступицы колеса СЧ 15 ГОСТ 1412-85
материал венца бронза БР ОЦС 6-6-3 ГОСТ 18175-72
Неуказанные предельные отклонения размеров:
валов отверстий остальных

Чертеж корпуса червячного редуктора.dwg

Класс точности II по ГОСТ 1855-58
Неуказанные радиусы скруглений 6 мм
Толщина ребер жесткости 10 мм
Формовочные уклоны по ГОСТ 3212-57
Литье должно быть плотным - раковины и рыхлости
Овальность и конусность отверстий не
Неуказанные предельные отклонения размеров диаметров
На всех резьбовых отверстиях снять фаски под углом
и диаметром на 1 мм больше диаметра резьбы
Обработку по размерам в квадратных скобках производить
совместно с крышкой редуктора. Детали применять совместно

Сборочный чертеж червячного редуктора.dwg

Технические требования
Наименьшее пятно контакта зацепления по длине и высоте зуба 60%
Суммарный осевой зазор в подшипниках быстроходного вала
Суммарный осевой зазор в подшипниках тихоходного вала редуктора
должен быть в пределах 0
Валы собраного редуктора должны проворачиваться от руки плавно
Редуктор обкатать без номинальной нагрузки при частоте вращения
бытроходного вала 670 обмин в течении 1 ч
Сопряженные поверхности корпуса и крышки при окончательной сборке
покрыть тонким слоем герметика УТ-34 ГОСТ 24285-80
Покрытие необработаных поверхностей редуктора:
наружных - эмаль ПФ-115 черная ГОСТ 6465-76;
крышки смотрового лючка
головки маслоуказателя
- эмаль ПФ-115 красная ГОСТ 6465-76
В редуктор залить 5 л масла И-Т-Д-100 ГОСТ 17479.4-87
Техническая характеристика
Номинальный крутящий момент на выходном валу 1146
Частота вращения выходного вала редуктора 57 обмин
Передаточное число редуктора 25
Нагрузка нереверсивная

Спецификация для редуктора_лист2.dwg

М10-6g X 55.109.30ХГСА
М10-6g X 35.109.30ХГСА
Подшипники ГОСГ 8338-75
А.М 6-6g x 11.109.30ХГСА

Чертеж общего вида привода.dwg

Привод к горизонтальному
Крутящий момент на приводном валу 2068 Нм
Частота вращения приводного вала 30 обмин
Общее передаточное число U = 48
Осевое смещение валов до 0
Радиальное смещение вала двигателя и входного вала редуктора до 1 мм
Допуск смещения средних плоскостей звездочек от общей плоскости 1 мм
Фундаментные болты засыпать цементом марки 300 и выше
После сборки цепную передачу закрыть защитным кожухом по месту
Технические требования
Техническая характеристика

Чертеж тихоходного вала.dwg

Сталь 45 ГОСТ 1050-88
Поверхность З ТВЧ 45 50 HRC
Неуказанные предельные отклонения размеров:
валов отверстий остальных

Пояснительная записка_.doc

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ РФ
Брянский государственный технический университет
Кафедра “Детали машин”
ПРИВОД К ГОРИЗОНТАЛЬНОМУ
КИНЕМАТИЧЕСКИЙ И СИЛОВОЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА 4
1 Выбор электродвигателя .4
2 Определение частот вращения и крутящих моментов на валах .4
3. Определение частот вращения и крутящих моментов на валах 5
ВЫБОР МАТЕРИАЛА И ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДОПУСКАЕМЫХ НАПРЯЖЕНИЙ 6
1 Выбор материала и назначение термообработки 6
2 Допускаемые контактные напряжения .6
РАСЧЕТ ЧЕРВЯЧНОЙ ПЕРЕДАЧИ .7
1 Проектный расчет червячной передачи ..7
2 Проверочный расчет червячной передачи 8
3 Расчет геометрических характеристик зацепления .10
4 Ориентировочная оценка КПД редуктора ..11
5 Расчет сил действующих в червячном зацеплении .12
6 Расчет передачи на нагрев .13
РАСЧЕТ ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧИ .14
1 Проектный расчет быстроходного вала червячного редуктора .. .19
2 Проектный расчет тихоходного вала .21
3 Расчет вала на выносливость ..23
ВЫБОР И РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ ..24
1 Выбор и расчет подшипников быстроходного вала ..24
2 Выбор и расчет подшипников тихоходного вала 27
ШПОНОЧНОЕ СОЕДИНЕНИЕ 29
РАСЧЕТ КОРПУСА РЕДУКТОРА ..30
ТЕХНИКА БЕЗОПАСНОСТИ ПРИ ЭКСПЛУАТАЦИИ ПРИВОДА .. .32
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ .33
Курсовой проект по разделу «Детали машин» курса «Прикладная механика» требует знаний дисциплин общетехнического цикла – теоретической механики сопротивления материалов технологии конструкционных материалов деталей машин машиностроительного черчения и др. в результате приобретаются навыки проектирования а также работы со справочной и нормативной литературой.
Объектом курсового проекта является привод механизма в который входит большинство деталей и узлов общемашиностроительного применения представлена в задании на проектирование зубчатая передача (коническая) и передача гибкой связью (цепная) а также сборочные единицы обеспечивающие вращательные движение (муфта подшипники) различные соединение (болтовые шпоночные) и детали (валы корпус и др.). При их проектировании решается комплексная инженерная задача включающая подбор электродвигателя кинематические и силовые расчеты выбор материалов и расчеты на прочность вопросы конструирования и разработки конструкторской документации. Проектирование рассматривается как процесс направленный на преобразование документации технического задания в рабочую документацию на основе выполнения комплекса работ исследовательского расчетного и конструкторского характера. В соответствии с ГОСТ 2.103-68 процесс проектирования подразделяется на следующие взаимосвязанные стадии: техническое задание техническое предложение эскизный проект технический проект рабочий проект.
Полученные в результате проектного расчета геометрические параметры передачи значение сил и крутящего момента являются исходными данными для выполнения эскизной компоновки и проведение последующих расчетов деталей привода и сборочных единиц. Рассмотрены методы расчета валов подшипников муфты конструирование узла редуктора.
КИНЕМАТИЧЕСКИЙ И СИЛОВОЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА
Техническое задание на курсовое проектирование содержит кинематическую схему привода состоящий из электродвигателя – источника вращательного движения передаточных механизмов преобразующих параметры вращательного движения и соединяющих их элементов (рис. 1.1).
Исходные данные: мощность на приводном валу Pпр = 65кВт; частота вращения приводного вала nпр= 30обмин; срок службы t= 10000 часов; диапазон межосевого расстояния рекомендуемый; тип производства - мелкосерийное; тип нагрузки – нереверсивная; характер нагрузки – легкие толчки.
1 Выбор электродвигателя
Требуемую мощность электродвигателя определяем по формуле
Частоту вращения вала электродвигателя определяем по зависимости:
где - передаточные числа механических передач входящих в привод - частота приводного вала обмин. Зададимся рекомендуемым передаточным числом тогда:
По ТУ16-525.564-84 выбираем электродвигатель АИР132М4: частотой вращения пэд = 1440 обмин мощностью TmaxT = 33.
2 Определение передаточных чисел механических передач привода
Для стандартной частоты вращения электродвигателя уточняем общее передаточное число привода:
По ГОСТ для червячного редуктора . Уточняем передаточное число цепной передачи:
3 Определение частот вращения и крутящих моментов на валах
Частота на входном (быстроходном) валу редуктора:
Частота на выходном (тихоходном) валу редуктора:
Частота на приводном валу:
Крутящий момент на валу электродвигателя:
Крутящий момент на входном валу:
Крутящий момент на выходном валу:
Крутящий момент на приводном валу:
ВЫБОР МАТЕРИАЛА И ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДОПУСКАЕМЫХ НАПРЯЖЕНИЙ
1 Выбор материала и назначение термообработки
Назначаем материал зубчатого венца червячного колеса и червяка в зависимости от типа производства и ориентировочного значения скорости скольжения :
При мс и мелкосерийном производстве принимаем Бр ОЦС 6-6-3 отлитую в землю. Для червяка принимаем сталь 40Х улучшенную как наиболее часто используемую в редукторостроении.
Для принятой оловянистой бронзы Бр ЩЦС 6-6-3 имеем МПа
2 Определение допускаемых контактных напряжений
Допускаемые контактные напряжения определим по формуле:
При улучшенном червяке имеем:
-коэффициент долговечности
Определим допускаемые напряжения при перегрузках для оловянистых бронз:
РАСЧЕТ ЧЕРВЯЧНОЙ ПЕРЕДАЧИ
1 Проектный расчет червячной передачи
Определяем межосевое расстояние:
где - коэффициент нагрузки при проектном расчете ориентировочно принимаем при переменной нагрузке.
По ГОСТ 2144-75 принимаем:
Определяем число витков (заходов) червяка из условия:
В зависимости от передаточного числа u [1 стр. 193] выбираем число заходов червяка так как стандартом не предусмотрено.
Число зубьев колеса:
Осевой модуль передачи
По ГОСТ 2144-76 принимаем: мм.
Ориентировочно оцениваем значение числа модулей в делительном диаметре червяка:
принимаем [1 стр. 194]
Коэффициент смещения инструмента:
Фактическо передаточное число:
Делительный диаметр червяка:
Диаметр делительной окружности колеса в среднем его сечении:
2 Проверочный расчет червячной передачи
Проверочный расчет проводим на контактную выносливость зубьев колеса для оловянистых бронз. Условие контактной прочности:
- коэффициент учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев по ГОСТ 19036-81 угол профиля в осевом сечении исходного производящего червяка (инструмента) .
- угол наклона зубьев колеса равный углу подъема винтовой линии червяка по делительному цилиндру.
Определим коэффициент учитывающий механические свойства материалов червяка и колеса:
- приведенный модуль упругости.
- модули упругости материалов червяка и колеса - коэффициент Пуассона.
Определим коэффициент учитывающий суммарную длину контактных линий:
Где - условный обхват червяка колесом:
Здесь - ширина зубчатого венца колеса определяемая соотношением:
по ГОСТ 19036-81 у исходного производящего червяка .
По ГОСТ 6636-69 принимаем мм .Коэффициент торцевого перекрытия в средней плоскости червячного колеса принимаем . Коэффициент учитывающий уменьшение длины контакта в связи с тем что соприкосновение осуществляется по неполной дуге обхвата с углом .
Окружная сила на колесе:
Коэффициент нагрузки:
- коэффициент концентрации нагрузки для червяной передачи. Здесь - коэффициент деформации червяка выбираемый в зависимости от и в нашем случае [1 стр. 195] ;
- коэффициент учитывающий влияние приработки зубьев на концентрацию нагрузки.
- коэффициент динамичности определяем в зависимости от принятой степени точности и скорости скольжений [1 стр. 196] .
Найдем скорость скольжения:
где мс – окружная скорость червяка. При такой скорости назначаем 7-ю степень точности передачи по ГОСТ 3675-80. [1 стр. 196] При мс и 7-й степени точности принимаем
Так как скорость скольжения мс то материал зубчатого венца оставляем без изменения. Следовательно МПа.
Допускаемое напряжение будет равно:
Недогрузка передачи составляет:
Проверим передачу на пиковую нагрузку по контактным напряжениям:
Для Бр ОЦС 6-6-3 имеем:
Так как максимальное напряжение меньше предельного то местная пластическая деформация зубьев будет отсутствовать.
то зубья колеса имеют достаточную прочость на изгиб и проверка зубьев на изгибную выносливость и отсутствие общей пластической деформации прозводть не будем.
3 Расчет геометрических характеристик зацепления
Расчет геометрических характеристик (рис. 1) червяного зацепления рассчитываем в соответствии с ГОСТ 19650-74.
Определяем высоту ножки витков червяка:
Согласно ГОСТ 19036-81 имеем коэффициент радиального зазора
Диаметр впадин витков червяка
Рис. 1 Параметры зацепления
Длину нарезанной части червяка определяем в соответствии с ГОСТ 19650-74 в зависимости от коэффициента смешения и числа заходов червяка .[1 стр. 198] При и имеем:
В предположении возможного нарезания червяка фрезерованием увеличиваем при m=10 на 35 мм. Получаем мм Принимаем по ГОСТ 6636-69 мм.
Диаметр впадин зубьев колеса в средней плоскости:
Диаметр вершин зубьев колеса в средней плоскости:
Наибольший диаметр колеса:
Принимаем мм в соответствии с ГОСТ 6636-69.
Радиус выемки поверхности вершин зубьев червячного колеса:
4 Ориентировочная оценка КПД редуктора
Для одноступенчатых редукторов КПД редуктора равен КПД передачи. Для червячных передач с правильно выбранным расположением червяка:
так как при определении угла трения уже учтены потери в подшипниках и на перемешивании масла. Угол трения находим из табл. 11.18 [1 стр. 199] в зависимости от При мс получаем методом интерполяции:
Выбираем положение червяка относительно колеса. Рабочее положение червяка выбирается в зависимости от его окружной скорости:
Для уменьшения гидравлических потерь при мс выбираем расположение червяка над колесом.
5 Расчет сил действующих в червячном зацеплении
Рис 2. Усилия в червячном зацеплении
Окружная сила на червяке равная осевой силе на колесе
Окружная сила на колесе равна осевому усилию на червяке:
6 Расчет передачи на нагрев
Определяем требуемую свободную поверхность охлаждения корпуса редуктора из условия что при длительной работе передачи с мощностью на червяке температура масла не превысит .
Здесь мощность на червяке кВт имеем кВт; - КПД редуктора; - коэффициент теплоотдачи принимаемый в пределах; - допускаемая температура смазочного материала (масла); ; - коэффициент учитывающий отвод тепла в фундаментную раму .
Ориентировочно оцениваем свободную поверхность корпуса которую может иметь редуктор с межосевым расстоянием м2:
Так как м2 м2 то в установке ребер охлаждения нет необходимости.
РАСЧЕТ ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧИ
Исходные данные: частота вращения малой звездочки обмин; передаточное число ; срок службы часов; характер нагрузки - легкие толчки; угол наклона линии центров передачи к горизонту (рис. 3).
Рис. 3 Цепная передача
Назначаем число зубьев меньшей звездочки в зависимости от передаточного числа по табл. 11.28 [1 стр. 211]. Выбираем нечетное число зубьев звездочки что в сочетании с четным числом звеньев цепи способствует более равномерному износу передачи.
Определяем число зубьев большей звездочки из условия:
Принимаем нечетное число
Уточняем передаточное число:
Назначаем шаг цепи по условию:
где- наибольший рекомендуемый шаг цепи определяемый по табл. 11.29
[1 стр. 211]. При обмин и принимаем шаг мм
ближайший меньший по ГОСТ 13568-75.
Определяем среднюю скорость цепи:
- где кВт –мощность на выходном валу редуктора.
Найдем разрушающую нагрузку цепи:
где - коэффициент динамической нагрузки выбираемый в зависимости от характера нагрузки: при заданном характере нагрузки принимаем
- натяжение цепи от действия центробежных сил на звездочках. Здесь - масса 1 м длины цепи принимаемая по ГОСТ 13568-75 кгм; - средняя скорость цепи мс;
- натяжение цепи от провисания холостой ветви. Здесь Kf - коэффициент провисания зависящий от угла наклона линии центров передачи к горизонту и стрелы провисания цепи. Для рекомендуемых значений при принимают ;а - межосевое расстояние м; мс2 - ускорение свободного падения мс2.
Допускаемый коэффициент запаса точности [S] выбираем по табл. 11.30 [1 стр. 212]. в зависимости от и . При обмин и мм имеем
По ГОСТ 13568-75 принимаем цепь с . При Н
назначаем цепь ПР-3175-89
Проверяем давление в шарнирах цепи:
где мм2- проекция опорной поверхности шарнира цепи на диаметральную плоскость. Здесь для выбранной цепи ПР-3175-89
мм – диаметр валика цепи мм- длина втулки шарнира цепи
Допускаемое давление:
где - допускаемое давление в шарнирах цепи полученное при испытаниях типовой передачи в средних условиях эксплуатации принимаем в зависимости от шага цепи и частоты вращения по табл. 11.31. [1 стр. 213]
При обмин и мм имеем МПа
Коэффициент учитывающий различие условий эксплуатации и типов условий испытаний цепи:
где - коэффициент динамической нагрузки для заданного характера нагрузки ; при коэффициент межосевого расстояния ; при - коэффициент наклона передачи к горизонту; - коэффициент регулировки передачи с регулируемым положением малой звездочки;-коэфициент смазки при внутришарнирной смазке. Тогда:
Таким образом давление в шарнирах цепи:
Следовательно цепь ПР-3175-89 не подходит по значению давления в шарнирах. Выбираем цепь ПР-381-127 по ГОСТ 13568-75 для которой d = 1110 мм; В = 362 мм; мм2.
Таким образом принимается цепь ПР-381-127 по ГОСТ 13568-759.
Определяем межосевое расстояние передачи:
Длина цепи выраженная в числах звеньев цепи:
Четное число звеньев позволяет не принимать специальные соединительные звенья кроме этого в сочетании с нечетным количеством зубьев звездочек способствует более равномерному износу элементов передачи.
Для обеспечения долговечности цепи должно соблюдаться условие
т.е. цепь будет иметь достаточную долговечность. Здесь е - число ударов цепи в секунду; [е] - допускаемое число ударов в секунду принимаемое по табл. 11.32 [1 стр. 213] в зависимости от шага р.
Уточняем межосевое расстояние передачи:
Для получения нормального провисания холостой ветви цепи уменьшаем расчетное межосевое расстояние на:
Принимаем монтажное межосевое расстояние передачи:
Оценим возможность резонансных колебаний цепи:
Следовательно резонансные колебания цепи отсутствует
Определяем нагрузку на валы передачи:
Определяем диаметры делительных окружностей звездочек:
Исходные данные: тип муфты – компенсирующая; передаваемый момент ; режим работы нереверсивный с легкими толчками; поломка муфты не приводит к аварии машины без человеческих жертв.
Определяем расчетный момент муфты
где - номинальный момент на муфте; - коэффициент режима работы:
Здесь К1 – коэффициент безопасности К1 = 12 – поломка муфты вызывает аварию машины; К2 – коэффициент учитывающий характер нагрузки К2 = 13 – при нагрузке с легкими толчками.
Наибольшее применение из упругих компенсирующих муфт имеет муфта упругая втулочно пальцевая тпа МУВП ГОСТ 21424-75. Муфту выбираем по каталогу так чтобы соблюдалось условие
В нашем случае подходит муфта имеющая = 240 Нм диаметр отверстия по вал dм = 38 мм длину ступицы l= 80 мм наружный диаметр D = 140 мм.
Определяем силу действующую со стороны муфты на вал вследствие неизбежной несоосности соединяемых валов:
- окружная сила на муфте; здесь Т – крутящий момент на валу Т = Тэд = 563Нм dp =105 мм – диаметр окружности на которых расположены центры пальцев.
Следовательно нагрузка от муфты на вал:
Проверяем возможность посадки муфты на вал редуктора
Определяем расчетный диаметр вала в месте посадки муфты
гдеэквивалентный момент действующий в данном сечении
где: М – суммарный момент :
– допускаемые напряжения для стали 40Х
Мгор = 0; Мверт = 05 · Frm · f2 где:
Тогда Мверт = 05 · Frm · f2 = 05 · 380 · 0136 =2584 Н·м;
С учетом ослабления вала шпоночной канавкой увеличиваем диаметр вала на 10%;
dр.м. = 231· 11 = 253 мм.
Это меньше посадочного диаметра муфты d = 38 мм.
Таким образом муфта проходит по посадочному диаметру вала и в последующих расчетах диаметр вала под муфту принимается dm = 38 мм.
Исходные данные: крутящий момент на быстроходном валу Т1 = 5524Нм; крутящий момент на тихоходном валу Т2 = 1146Нм; Н; Н; Н; делительные диаметры червяка и червячного колеса: мм мм; = 380Н. Н
1 Проектный расчет быстроходного вала червячного редуктора
Назначаем длины участков быстроходного вала червячного редуктора в зависимости от условий компоновки редуктора..
Выполним проверку из условия равновесия проекций сил на ось X:
-следовательно реакции найдены верно
Определим диаметры вала в опасных сечениях:
где - эквивалентный момент Нм по III гипотезе прочности (наибольших касательных напряжений):
Для опсасного сечения проходящего перпендкулярно центру червяка:.
- суммарный изгибающий момент; Мгор = 1176Нм; Мвер =395 Нм - изгибающие моменты в рассматриваемом сечении в горизонтальной и вертикальной плоскостях.
Для сечения в месте расположения подшипника A: Мгор = 0Нм; Мвер =646Нм Нм
Для обеспечения достаточной жесткости вала рекомендуется принимать в зависимости от материала и диаметра = (55 65)МПа. Принимаем = 55МПа.
В целях унификации а также обеспечение технологичности корпуса редуктора применяем одинаковые подшипники с посадочным диаметров вала
2 Проектный расчет тихоходного вала
Назначаем длины участков тихоходного вала в зависимости от компановки червячного редуктора.
Определяем расчетный диаметр вала под колесом. Для этого сечения имеем:
Здесь - суммарный изгибающий
момент; Мгор = 500-252=248Нм; Мвер =9075+1104=201 Нм - изгибающие моменты в рассматриваемом сечении в горизонтальной и вертикальной плоскостях.
С учётом ослабления вала шпонкой:
Полученный диаметр округляем по ГОСТ 6636-69
Определяем расчетный диаметр вала под подшипником А. Для этого сечения имеем:
Мгор = 0Нм; Мвер =1000Нм Нм
3 Расчет вала на выносливость
Расчет выполняем для тихоходного вала в его самом нагруженном сечении под ступицей зубчатого колеса. Для опасных сечений вала определм коэффициент запаса сопротивления усталости при совместном действии кручения и изгиба по формуле:
где Sd - коэффициент запаса сопротивления усталости по нормальным напряжениям
St - коэффициент запаса сопротивления усталости по касательным напряжениям
Здесь и - пределы выносливости при симметричном цикле зависящие от марки материала и ;
- амплитуды напряжений цикла
- средние напряжения цикла
- эффективные коэффициенты концентрации напряжений и соответственно [2 с. 325-327; 3 с. 264-266; 4 с. 171];
- масштабные факторы зависящие от размеров диаметра [3 с.265; 4 с. 171];
- коэффициенты учитывающие влияние шероховатости зависят от состояния поверхности и [3 с. 265; 4 с. 171);
- коэффициенты учитывающие влияние асимметрии цикла [3 с. 264; 4 с. 171; 5 с. 145-147].
Коэффициент запаса сопротивления усталости при совместном действии кручения и изгиба показывает что безотказность работы вала обеспечена.
ВЫБОР И РАСЧЕТ ПОДШПНИКОВ
1 Выбор и расчет подшипников быстроходного вала
Из условия равенства нулю моментов сил в опорах А и В имеем:
Суммарные реакции опор для расчета подшипников:
На подшипники действуют радиальные и осевые усилия поэтому назначаем радиально-упорные подшипники.
Назначаем типоразмер подшипника. Исходя из того что диаметр вала под подшипник равен d=50мм назначаем по ТУ 37.0006.162-89 роликоподшипник з-ей серии диаметров: типоразмер 7310 имеющий d=50мм D = 110мм е = 036 динамическую грузоподъемность С = 100кН статическую грузоподъемность С0 = 755кН.
Исходя из того что: принимаем схему установки подшипников в распор.
Индекс I присваиваем подшипнику у которого осевая составляющая S совпадает с направлением Fa..
Находим значения осевых нагрузок согласно схеме на рис. 10.3 [1 стр. 227]. В нашем случае:
Определяем эквивалентную динамическую нагрузку FЭ.:
-коэффициент долговечности. Номинальная эквивалентная нагрузка определяется по зависимости:
Здесь - кинематический коэффициент учитывающий снижение долговечности при неподвижном внутреннем кольце подшипника = 1.
Коэффициент безопасности определяем по рекомендации [5 стр. 339] в зависимости от характера работы. При нагрузке с легкими толчками принимаем = 11.
Температурный коэффициент вводимый при температуре подшипникового узла t100C температурный коэффициент = 1 при t100C.
и - радиальная и осевая нагрузки на подшипники возникающие при действии номинального момента Tном.
XY – коэффициенты радиальной и осевой нагрузки назначаемые для конических роликоподшипников по ГОСТ 18855-82 в зависимости от отношения табл. 10.3 [1 стр. 229].
В нашем случае для подшипника I (подшипник A) имеем:
Тогда XI = 1; YI = 0
Для подшипника II (подшипник B) имеем
Тогда XII = 04; YII = 166.
Так как наиболее нагруженным оказался подшипник I (опора B) то все дальнейшие расчеты будим производить для этого подшипника.
Рассчитаем долговечность назначенного подшипника
Для роликоподшипников принимают р = 333.Коэффициент учитывающий совместное влияние качества метала и условие эксплуатации (смазка перекос подшипника)а23 =06зависит от типа подшипника и расчетных усилий. Коэффициент а1 =06зависит от уровня надежности Р (вероятности безотказной работы).
2 Выбор и расчет подшипников тихоходного вала
Назначаем типоразмер подшипника. Исходя из того что диаметр вала под подшипник равен d=65мм назначаем по ТУ 37.0006.162-89 роликоподшипник з-ей серии диаметров: типоразмер 7313 имеющий d=65мм D = 140мм е = 035 динамическую грузоподъемность С = 146кН статическую грузоподъемность С0 = 112кН.
Далее проводим расчет также как и расчет подшипника быстроходного вала.
Для подшипника I (подшипник A) имеем
Так как наиболее нагруженным оказался подшипник I (опора A) то все дальнейшие расчеты будим производить для этого подшипника.
Здесь для роликоподшипников р = 333.Коэффициент учитывающий совместное влияние качества метала и условие эксплуатации (смазка перекос подшипника)а23 =06зависит от типа подшипника и расчетных усилий. Коэффициент а1 =06зависит от уровня надежности Р (вероятности безотказной работы).
ШПОНОЧНОЕ СОЕДИНЕНИЕ
Для передачи вращающего момента чаще всего применяют призматические шпонки. Призматические шпонки имеют прямоугольное сечение; концы скругленные. Стандарт предусматривает для каждого диаметра вала определенные размеры поперечного сечения шпонки.
Рассчитаем шпонку для соединения ступицы червяного колеса и тихоходного вала. По ГОСТ 23360-78 для диаметра вала d=70мм имеем: b=20мм h=14мм t1=75мм. Рассчитаем рабочую длину шпонки:
Принимаем lр =75мм тогда l=lр+b=75+20=95мм
При стальной ступице [s]см = 110 190 Нмм2 при чугунной ступице [s]см = 70 100 Нмм2. Принимаем шпонку 20х14х95.
Рассчитаем шпонку для соеденения муфтой входного вала редуктора и вала электродвигателя. Для d=38 имеем: b=10мм h=8мм t1=5мм
Принимаем lр =30мм тогда l=lр+b=30+10=40мм. Принимаем шпонку 10х8х40.
РАСЧЕТ КОРПУСА РЕДУКТОРА
При конструировании литого корпуса его стенки следует по возможности выполнять одинаковой толщины. Толщину стенки отвечающую требованиям прочности и жесткости корпуса вычисляют по формуле:
где Т – вращающий момент на выходном валу Т = 1146 Нм.
Выбираем толщину стенок равную . В качестве материала корпуса выбираем СЧ – 15.
Толщина стенки крышки корпуса где - толщина стенки корпуса.
Для соединения корпуса и крышки по всему контуру плоскости разъема редуктора выполняют специальные фланцы.
Определение диаметры болтов.
Диаметры стяжных болтов:
Диаметр фундаментальных болтов:
Принимаем: М22– фундаментные болты М16 и М12 – стяжные болты.
При значении окружной скорости передачи V2 = 168 мс принимаем сорт масла с кинематической вязкостью 14 мм2с– масло индустриальное марки с антиокислительными антикоррозийными и противоизносными присадками: И-Г-С-220 ГОСТ 20799 – 75.
Контроль уровня масла осуществляется маслоуказателем встроенным в корпус редуктора.
ТЕХНИКА БЕЗОПАСНОСТИ ПРИ ЭКСПЛУАТАЦИИ ПРИВОДА
Работа агрегата сопряжена с большой степенью опасности. Его обслуживание и контроль должен вестись квалифицированным рабочим.
Во избежание возникновения непредвиденных ситуаций при работе привода необходимо:
открытые части вращающихся узлов редуктора закрыть защитными кожухами;
электрооборудование заземлить использовать качественную электропроводку и изоляцию;
избегать попадания масла на нагретые участки привода во избежание воспламенения.
Для надежной работы привода производить контроль уровня масла и пластической смазки в элементах привода не реже раза за смену.
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
Проектирование машин: учебное пособиеВ.П. Тихомиров А.Г. Стриженок. – Брянск: БГТУ 2005.-310с
Прикладная механика. Расчет и конструирование механизмов привода: Методические указания к выполнению курсового проекта по прикладной механике для студентов дневной формы обучения специальности
0400. – Брянск: БГТУ 1998. – 76 с.
Иванов М.Н. Детали машин. – М.: Высш. шк. 1984. – 336 с.
Курсовое проектирование деталей машинВ.Н. Кудрявцев Ю.А. Державиц И.К. Арефьев и др. – Л.: Машиностроение 1984. – 400 с.
Дунаев П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для вузов. – 3-е изд. перераб. и доп. – М.: Высш. школа 1978. – 352 с.
Детали машин. Атлас конструкций. Кол. Авторов под ред. д-ра техн. Наук Д.Н. Решетова. Изд. 3-е переработ. и доп. М. изд-во «Машиностроение» 1970 360 стр.