Разработка привода к качающемуся подъемнику (задание 6) на основе червячного редуктора

Колесо Захаров М.А,.cdw

Направлениие линии зуба
Нормальный исходный контур
Межосевое расстояние
Обозначение чертежа
сопряженного червяка
Уклоны формовочные 3
Радиусы скруглений 4 мм. max
Неуказанные предельные отклонения размеров: валов - t

Редуктор Захаров М.А..cdw

Техническая характеристика
Передаточное число редуктора u = 16.
Крутящий момент на тихоходном валу T
скорость вращения быстроходного вала 602 обмин
Технические требования
Редуктор залить маслом индустриальное И-Т-Д-460 ГОСТ 17479-87
В подшипниковые узлы при сборке заложить консталин жировой УТ-1
Привод допускается эксплуатировать с отклонением от горизонтального
положения на угол до 5. При этом должен быть обеспечен уровень масла
достаточный для смазки зацеплени

Вал Захаров М.А.cdw

* Размер обеспеч. инстр.
Острые кромки притупить
Неуказанные предельные отклонения размеров: валов -
отверстий - остальных
Сталь 45 ГОСТ 1050-88

Схема кинематическая Захаров М.А..cdw

Передача поликлиновая
Число зубьев звёздочки
Допускаемое отклонение
Срок службы привода L
качающемуся подъёмнику

РПЗ Детали машин.docx

Оценочный лист на курсовой проект
По дисциплине «Детали машин и основы проектирования»
Оценка курсового проекта
Материалы необходимы для оценки знаний умений и навыков
Показатель оценивания
Пояснительная записка к курсовому проекту
Соответствие исходных данных выданному заданию
Обоснованность принятых технических технологических и организационных решений подтвержденная соответствующим расчетам
Все принятые решения обоснованы
Принятые решения частично обоснованы
Принятые решения не обоснованы
Использование современных методов проектирования
Использование современного програмного обеспечения
Итого максимальное количество баллов по п.1
Графические материалы
Соответствие разработанных чертежей пояснительной записки
Соответствие разработанных чертежей требованиям ГОСТ
Использование современных средств автоматизации проектирования
Итого максимальное количество баллов по п.2
ИТОГО максимальное количество баллов
Защита курсового проекта
-получены полные ответы на вопросы- 23-30 баллов;
-получены достаточно полные ответы на вопросы- 17-22 баллов;
-получены неполные ответы на вопросы или часть вопросов- 10-16 баллов;
-не получены ответы на вопросы или вопросы не раскрыты- 0-10 баллов
«Отлично» - 86-100 баллов
«Хорошо» - 75-85 баллов
«Удовлетворительно» - 60-74 баллов
«Неудовлетворительно» - менее 59 баллов
Итоговая оценка «Отлично» «Хорошо» «Удовлетворительно» «Неудовлетворительно».
Допуск курсового проекта ≥45 баллов.
Федеральное агентство железнодорожного транспорта.
Государственное учреждение высшего образования
«ПЕТЕРБУГСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ УНИВЕРСИТЕТ ПУТЕЙ СООБЩЕНИЯ
ИМПЕРАТОРА АЛЕКАНДРА I»
Кафедра: «Подъемно-транспортные путевые и строительные машины»
На курсовой проект по дисциплине «Детали машин и основы конструирования»
Вариант схемы привода:
Объем проекта: пояснительная записка 30-45 страниц графическая часть 25 листа формата А1
Этапы выполнения работы
Кинематические расчеты привода
Расчет закрытой передачи
Проектирование открытой передачи
Компоновка редуктора
Сборочный чертеж редуктора
Проверочный расчет деталей
Рабочие чертежи детали
Оформление пояснительной записки
Рекомендуемая литература
Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин. – Калининград: Янтарный сказ 2005-456 с.
Сухих Р.Д. Цупиков А.П. Данилов А.К. Тихомиров Г.И. Лущик О.Н. Проектирование рам и корпусных деталей приводов машин: методические указания – С-Пб: ПГУПС. 2005-46 с.
Леликов О.П. Курсовое проектирование. – М.:Высш.шк. 1990-399 с.
Дунаев Н.В. Детали машин. Курсовое проектирование. –М.: Высш.шк. 2002-536 с.
Для выполнения курсового проекта на кафедре имеются натурные образцы действующих стендов узлов и деталей машин и механизмов их модели.
Техническое задание 67
Кинематическая схема машинного агрегата8
1. Условия эксплуатации машинного агрегата8
2. Срок службы приводного устройства8
Выбор двигателя кинематический расчет привода8
1. Определение мощности и частоты вращения двигателя8
2. Определение передаточного числа привода и его ступеней9
3. Определение силовых и кинематических параметров привода9
Выбор материалов червячной передач и определение допускаемых напряжений10
Расчет закрытой червячной передачи11
Расчет и проектирование поликлиновой ременной передачи13
Нагрузки валов редуктора16
Проектный расчет валов. Эскизная компоновка редуктора18
Расчетная схема валов редуктора20
Проверочный расчет подшипников23
1. Быстроходный вал23
Конструктивная компоновка привода24
1 Конструирование червячного колеса24
2. Конструирование валов25
3. Выбор соединений25
4. Конструирование подшипниковых узлов25
5. Конструирование корпуса редуктора 225
6. Конструирование элементов открытых передач26
Проверочные расчеты27
1. Проверочный расчет шпонок27
2. Проверочный расчет стяжных винтов подшипниковых узлов28
3. Уточненный расчет валов28
4. Тепловой расчет редуктора30
Технический уровень редуктор31
Техническое задание 6
Привод к качающемуся подъемнику.
– Поликлиноременная передача 2 – двигатель 3 – червячный редуктор
– тяговая цепь 5 – подъемный монорельс 6 – груз 7 – муфта упругая с торообразной оболочкой.
Грузоподъемность F кН 12
Скорость подъема мс 06
Шаг тяговой цепи р мм 80
Число зубьев звездочки z 12
Допускаемое отклонение
скорости грузовой цепи % 7
Срок службы привода Lг лет 4
КИНЕМАТИЧЕСКАЯ СХЕМА МАШИННОГО АГРЕГАТА
1. Условия эксплуатации машинного агрегата
Проектируемый машинный агрегат служит приводом качающегося подъемника и может использоваться на предприятиях различного направления. Привод состоит из электродвигателя вал которого через поклиновую ременную передачу соединен с ведущим валом червячного редуктора ведомый вал червячного редуктора через упругую муфту с торообразной оболочкой соединяется со звездочкой тяговой цепи. Проектируемый привод работает в 2 смены в реверсивном режиме. Характер нагрузки - с малыми колебаниями.
2. Срок службы приводного устройства
Срок службы привода определяется по формуле
где LГ = 5 лет – срок службы привода;
КГ – коэффициент годового использования;
где 300 – число рабочих дней в году;
tc = 8 часов – продолжительность смены
Кс = 1 – коэффициент сменного использования.
Lh = 365·4·082·8·2·1 = 19155 часа
С учетом времени затрачиваемого на ремонт профилактику и т.п. принимаем ресурс привода 16·103 часов.
Эксплуатационные характеристики машинного агрегата
С малыми колебаниями
ВЫБОР ДВИГАТЕЛЯ КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА
1. Определение мощности и частоты вращения двигателя
Требуемая мощность рабочей машины
Ррм = Fv = 12·06 = 072 кВт
Частота вращения звездочки
nрм = 6·104vzp = 6·104·0612·80 = 375 обмин
Общий коэффициент полезного действия
где м = 098 – КПД муфты [1c.40]
чп = 080 – КПД закрытой червячной передачи
pп = 097 – КПД открытой ременной передачи
пк = 0995 – КПД пары подшипников качения
= 097·080·09952·098 = 0757.
Требуемая мощность двигателя
Ртр = Ррм = 0990753 = 0951 кВт.
Выбираем асинхронный электродвигатель 4АМ80А4УЗ:
синхронная частота – 1500 обмин
рабочая частота 1420 обмин.
2. Определение передаточного числа привода и его ступеней
Общее передаточное число привода
u = n1nрм = 1420375 = 3787
Принимаем для червячной передачи u2= 20 тогда для открытой передачи
u1= uu2= 378716 = 236
3. Определение силовых и кинематических параметров привода
Числа оборотов валов и угловые скорости:
n1 = nдв =1420 обмин
=1420375 =11896 радс
n2 = n1u1 =1420236 =602 обмин
n3 = n2u2 =60216 = 376 обмин
Фактическое значение скорости вращения колонны
v = zpn36·104 =12·80·3766·104 = 0602 мс
Отклонение фактического значения от заданного = 0%
Мощности передаваемые валами:
P2 = P1рппк = 951·097·0995 = 91785 Вт
P3 = P2чппк = 91785·080·0995 =730 Вт
Т1 = P11 = 95111896 = 799 Н·м
Т2 = 9175084 = 18 Н·м
Т3 =730315 = 23174 Н·м
Силовые и кинематические параметры привода
Тип двигателя 4АМ80А4УЗ Pном = 951 кВт; nном = 1420 обмин
закрытая (редук-тор)
приводной рабочей машины
Переда-точное число u
Расчётная мощность P кВт
Частота вращения n обмин
Вращающий момент T H*м
ВЫБОР МАТЕРИАЛОВ ЧЕРВЯЧНОЙ ПЕРЕДАЧ И ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДОПУСКАЕМЫХ НАПРЯЖЕНИЙ
Принимаем согласно рекомендациям для червяка сталь 45 с закалкой до твердости > HRC45.
Ориентировочное значение скорости скольжения:
vs = 42u310-3M213 = 4316031510-32317413 = 13 мс
при vs 5 мс рекомендуется бронза БрА10Ж4Н4 способ отливки – центробежный:
Использование в качестве материала червячного колеса чугуна приводит к большому значению межосевого расстояния (аw = 160 мм) и высокому значению критерий технического уровня редуктора (γ > 02).
Допускаемые контактные напряжения:
[]H = 250 – 25vs = 250– 25130 = 2175 МПа.
Допускаемые напряжения изгиба при реверсивной передаче:
где КFL – коэффициент долговечности.
где NэН – число циклов перемены напряжений.
NэН = 5732Lh = 57331421000 = 38107.
KFL = (10638107)19 = 0668
[]F = 0167000668 = 75 МПа.
Механические характеристики материалов червячной передачи
РАСЧЕТ ЗАКРЫТОЙ ЧЕРВЯЧНОЙ ПЕРЕДАЧИ
Межосевое расстояние
= 61(23174·10321752)13 =1035 мм
принимаем аw = 100 мм
Основные геометрические параметры передачи
где z2 – число зубьев колеса.
При передаточном числе 200 число заходов червяка z1 = 2 тогда число зубьев колеса:
z2 = z1u = 2160 = 32
m = (1517)10032 = 469531 мм
принимаем m = 50 мм.
Коэффициент диаметра червяка:
q = (0212025)z2 = (0212025)32 = 688
Коэффициент смещения
x = am – 05(q+z2) = 10050 – 05(8+32) = 0
Фактическое значение межосевого расстояния:
aw = 05m(q+z2+2x) = 0550(8+32 – 20) = 100 мм
Делительный диаметр червяка:
d1 = qm =850 = 40 мм
Начальный диаметр червяка
dw1 = m(q+2x) = 5(8-2·0) = 400 мм
Диаметр вершин витков червяка:
da1 = d1+2m = 40+250 = 50 мм.
Диаметр впадин витков червяка:
df1 = d1 – 24m = 40 – 2450 = 28 мм.
Длина нарезной части червяка:
b1 = (10+55x+z1)m + C = (10+550+12)50+0 = 60 мм.
Делительный угол подъема линии витка:
= arctg(z1q) = arctg(210) = 1108º
Делительный диаметр колеса:
d2 = mz2 = 5032 = 160 мм.
Диаметр выступов зубьев колеса:
da2 = d2+2m(1+x) = 160+250(1+0) = 170 мм.
Диаметр впадин зубьев колеса:
df2 = d2 – 2m(12 – x) = 160 – 250(12 – 0) = 148 мм.
Наибольший диаметр зубьев колеса:
dam2 = da2+6m(z1+2) = 170+650(2+2) = 178 мм.
Ширина венца колеса:
b2 = 0355aw = 0355100 = 36 мм
Угол обхвата червяка венцом колеса 2:
sin = b2(da1-05m) = 36(50-0550)=076
Фактическое значение скорости скольжения
vs = u2d1(2000cos) = 1631540(2000cos1403º) = 103 мс
Уточняем значение допускаемого контактного напряжения
[]H = 250 – 25vs = 300 – 25103 = 2243 МПа.
Коэффициент полезного действия червячной передачи
где = 250º - приведенный угол трения.
= (095096)tg1108ºtg(1108º+250º) = 077.
Силы действующие в зацеплении
Окружная на колесе и осевая на червяке:
Ft2 = Fa1 = 2Т2d2 = 22317103160 = 2897 H.
Радиальная на червяке и колесе:
Fr1 = Fr2 = Ft2tg = 2897tg20 =1054 H.
Окружная на червяке и осевая на колесе:
Ft1 = Fa2 = 2M1d1 = 21810340 =900 H.
Расчетное контактное напряжение
где К – коэффициент нагрузки.
Окружная скорость колеса
v2 = 3d22000 = 3151602000 = 025 мс
Н = 340(28971040160)05 = 2288 МПа
перегрузка (2288 – 2283)1002243 = 2% 5%.
Расчетное напряжение изгиба для зубьев колеса
где YF2 – коэффициент формы зуба колеса.
Эквивалентное число зубьев колеса:
zv2 = z2(cos)3 = 32(cos1108º)3 = 3386 YF2 = 164.
F = 07164289710(3650) = 1847 МПа.
Условие F []F = 75 МПа выполняется.
Так как условия 085H 105[H] и F [F] выполняются то можно утверждать что устойчивая работа червячной закрытой передачи обеспечена в течении всего срока службы привода.
Параметры червячной передачи мм
Межосевое расстояние aw
Ширина зубчатого венца колеса b2
Длина нарезной части червяка b1
Коэффициенты диаметра червяка q
Делительный угол витков червяка γ град.
Угол обхвата червяка 2 град.
Число витков червяка z1
Число витков колеса z2
Допускаемые значения
Контактные напряжения H Hмм2
Напряжения изгиба F Hмм2
РАСЧЕТ И ПРОЕКТИРОВАНИЕ ПОЛИКЛИНОВОЙ РЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ ОТКРЫТОГО ТИПА
По номограмме выбираем ремень сечения К
Минимальный диаметр малого шкива d1min = 40 мм
Принимаем диаметр малого шкива на 1 2 размера больше
Диаметр большого шкива
d2 = d1u(1-) = 63236(1-001) = 147 мм
где = 001 – коэффициент проскальзывания
принимаем d2 = 140 мм
Фактическое передаточное число
u = d2d1(1 – ) = 14063(1 – 001) = 224
a > 055(d1+d2) + H = 055(63+140) + 40 = 115 мм
h = 40 мм – высота ремня сечением K
принимаем а = 200 мм
w = 05(d1+d2) = 05(140+160) = 3188
y = (d2 - d1)2 = (140 – 63)2 = 5929
L = 2200 + 3188 + 59294200 = 726 мм
принимаем L = 800 мм
Уточняем межосевое расстояние
a = 025(L – w) + [(L – w)2 – 2y]05 =
= 025(726 – 318) +[(726 – 318)2 - 25929]05 = 237 мм
Угол обхвата малого шкива
α1 = 180 – 57(d2 – d1)a = 180 – 57(140 - 63)237 = 161º
v = d1n160000 = 63142060000 = 468 мс
Ft = Рv = 0951103468 = 203 H
Допускаемая мощность передаваемая одним ремнем
Cp = 09 – спокойная нагрузка при двухсменном режиме
Cα = 094 – при α1 = 161º
Сl = 098 – коэффициент учитывающий отношение LL0 L0=11 м
P0 =186 кВт – номинальная мощность передаваемая одним ремнем
[Р] = 18609094·102 = 155 кВт
Z = 10Р[Р] = 10·0951155 = 62
Натяжение ветви ремня
= 850095148609409 = 2005 H
Сила действующая на вал
Fоп = 2F0sin(α12) = 22005sin(1612) = 3955 H
Прочность ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви ремня
max = 1 + и+ v []p = 10 Нмм2
– напряжение растяжения
= F0A + Ft2A = 200554 + 203254 = 559 Нмм2
А – площадь сечения ремня
b = (z – 1)p + 2f = (6– 1)24 + 2·35 = 19 мм
А = 05·19(2·40 – 235) = 54 мм2
и – напряжение изгиба
и = Eиhd1 = 8023563 = 298 Нмм2
Eи = 80 Нмм2 – модуль упругости
v = ρv210-6 = 1300486210-6 = 003 Нмм2
ρ = 1300 кгм3 – плотность ремня
max = 559+298+003 = 863 Нмм2
Условие max []p выполняется
Частота пробегов ремня U
Диаметр ведущего шкива d1
Количество ремней (число клиньев) z
Длина ведомого шкива d2
Межосевое расстояние a
Максимальное напряжение max
Предварительно напряжение ремня F0
Угол обхвата малого шкива α1 град
Сила давления ремня на вал Fоп
НАГРУЗКИ ВАЛОВ РЕДУКТОРА
Силы действующие в зацеплении червячной передачи
Консольная сила от ременной передачи действующая на быстроходный вал
Консольная сила от муфты действующая на тихоходный вал
Fм = 250·Т312 = 250·2317412 = 38057 Н
Рис. 6.1 – Схема нагружения валов червячного редуктора
ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ. ЭСКИЗНАЯ КОМПОНОВКА РЕДУКТОРА
Материал быстроходного вала – сталь 45
термообработка – улучшение: в = 780 МПа;
Допускаемое напряжение на кручение []к = 10÷20 МПа
Диаметр быстроходного вала
где Т – передаваемый момент;
d1 = (201·10310)13 = 21 мм
принимаем диаметр выходного конца d1 = 25 мм;
длина выходного конца:
l1 = (1015)d1 = (1015)25 = 2538 мм
принимаем l1 = 40 мм.
Диаметр вала под уплотнением:
d2 = d1+2t = 25+222 = 294 мм
где t = 22 мм – высота буртика;
принимаем d2 = 30 мм:
длина вала под уплотнением:
l2 15d2 =1530 = 45 мм.
Диаметр вала под подшипник:
Вал выполнен заодно с червяком
Диаметр выходного конца тихоходного вала:
d1 = (23174·10320)13 = 487 мм
принимаем диаметр выходного конца d1 = 45 мм;
d2 = d1+2t = 50+228 = 556 мм
где t = 25 мм – высота буртика;
принимаем d2 = 60 мм.
Длина вала под уплотнением:
l2 125d2 =12560 = 75 мм.
Диаметр вала под колесом:
d3 = d2 + 32r = 60+323 = 696 мм
принимаем d3 = 70 мм.
В связи с тем что в червячном зацеплении возникают значительные осевые нагрузки предварительно назначаем радиально-упорные конические подшипники средней серии №27306 для червячного вала устанавливаемее в фиксирующей опоре В как сдвоенные. В плавающей опоре А используется радиальный шарикоподшипник №306 воспринимающий только радиальные нагрузки. Для тихоходного вала выбираем радиально-упорные шарикоподшипники легкой серии №7212.
Материал валов. Размеры ступеней. Подшипники
Динами-ческая грузо-подъём-ность С кН
Статичес-кая грузо-подъём-ность С0 кН
РАСЧЕТНАЯ СХЕМА ВАЛОВ РЕДУКТОРА
Схема нагружения быстроходного вала
Рис. 8.1 Расчетная схема быстроходного вала.
Горизонтальная плоскость. Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры А
mA = 81Ft – 172BX = 0
Отсюда находим реакции опор А и В в плоскости XOZ
AX =BX =900·81172 = 423 H
Изгибающие моменты в плоскости XOZ
MX1 = 423·81 = 343 Н·м
Вертикальная плоскость. Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры А
mA = 81Fr +172BY – Fa1d12 - 76Fоп = 0
Отсюда находим реакцию опор A и В в плоскости YOZ
BY = (2897·4052 + 3955·76 – 1054·81)172 = 32 H
AY = Fr + BY + Fоп = 1054 + 32 + 3955 = 1482 H
Изгибающие моменты в плоскости YOZ
MY = 3955·76 = 301 Н·м
MY = 3955·157 – 1482·81 = -581 Н·м
Суммарные реакции опор:
А = (АХ2 + АY2)05 = (4232 +14822)05 =1541 H
B= (BХ2 + BY2)05 = (4232 + 322)05 = 424 H
Схема нагружения тихоходного вала
Рис. 8.2 Расчетная схема тихоходного вала.
Горизонтальная плоскость:
Dх = (38057115 + 289755)110 = 5427 Н;
Мх1 = 542755 = 299 Нм;
Мх2 = 38057115 = 4377 Нм.
Вертикальная плоскость:
mA = Fr2 55 + Dy110 – Fa2d22 = 0
Dy= (9001852 – 1054·55)110 = 2298 Н
Cy= Fr2+ Dy = 2298+1054 = 12838 Н
Мy1 = 1283855 = 706 Нм;
Мy2 = 229855 = 126 Нм;
C = (Cx2 +Cy2)05 = (63362+123882)05 = 6456 H
D = (54272+ 22982)05 = 54319 H
ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ
Эквивалентная нагрузка фиксирующей опоры В.
P = (XVFRB + YFa)КбКТ
где Х – коэффициент радиальной нагрузки
Y – коэффициент осевой нагрузки
V = 1 – вращается внутреннее кольцо подшипника
Кб = 15 – коэффициент безопасности
КТ = 1 – работа при t 100o C
отношение FaВ = 2897424 = 68 > e : следовательно
Р = (04·1·424+08332897)15·1 = 3874 Н
Требуемая грузоподъемность подшипника
Динамическая грузоподъемность сдвоенного роликоподшипника в 17 раза больше грузоподъемности одинарного подшипника тогда
Стр = Р(573L106)03 =
= 3874(57350816000106)03 = 245 кH C= 300·17 = 510 кН
Условие Стр C выполняется.
Расчетная долговечность подшипников
= 106(510103 3874)333360602 = 145873 часов
больше ресурса работы привода равного 16000 часов.
Эквивалентная нагрузка плавающей опоры А
где Х = 1 – коэффициент радиальной нагрузки
Р = (10·1·1541)15·1 = 18492 Н
Стр = Р(573L106)0333 =
= 18492(57350816000106)0333 = 117 кH C= 291 кН
= 106(291103 18492)360602 = 267891 часов
Эквивалентная нагрузка
Осевые составляющие реакций опор:
SC = 083eC = 083035·6708 = 1949 H
SD = 083eD = 0830355968 = 1734 H.
Результирующие осевые нагрузки:
FaD = SC + Fa =1949+900 = 2849 H.
Проверяем подшипник C.
Отношение FaFr= 19496708 = 029 e следовательно Х=10; Y=0.
Р = (10106708+0)1510 =1062 Н.
Проверяем подшипник D.
Отношение FaFr= 28495968 = 048 > e следовательно Х=04; Y=16
Р = (10045968+162849)1510 =10418 Н.
Требуемая грузоподъемность подшипника:
=10418(57331516000106)03 = 291 кH C = 529 кН
= 106(529103 10418)333360376 = 99207 часов
КОНСТРУКТИВНАЯ КОМПОНОВКА ПРИВОДА
1 Конструирование червячного колеса
Конструктивные размеры колеса
dст = 16d3 = 16·70 = 112 мм.
lст = (1÷15)d3 = (1÷15)70 = 70÷105 мм
принимаем lст = 70 мм
S =22m+005b2 =22·5+005·36 = 13 мм
S0 = 12S = 12·13 = 16 мм
С = 025b2 = 025·36 = 9 мм
2. Конструирование валов
Основные размеры ступеней валов (длины и диаметры) рассчитаны в пункте 7.
Переходные участки между ступенями выполняются в виде канавки шириной b = 5 мм или галтели радиусом r = 1 мм.
Червяк выполняется заодно с валом.
Размеры червяка: dа1 = 50 мм b1 = 60 мм.
В проектируемом редукторе для соединения валов с деталями передающими вращающий момент применяются шпоночные соединения.
Используем шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78. Длина шпонки принимается на 5 10 мм меньше длины ступицы насаживаемой детали. Посадка для червячного колеса Н7r6.
4. Конструирование подшипниковых узлов
В проектируемом редукторе используется консистентная смазка подшипниковых узлов. Для изолирования подшипникового узла от внутренней полости редуктора применяются мазеудерживающие кольца шириной 10 12 мм а изоляция выходных участков валов от окружающей среды достигается с помощью манжетных уплотнений по ГОСТ 8752-79. Внутренне кольцо подшипника упирается в мазеудерживающее кольцо а наружное фиксируется распорной втулкой между подшипником и врезной крышкой подшипника. Верхняя опора – плавающая.
5. Конструирование корпуса редуктора 2
Толщина стенок корпуса и крышки редуктора
= 004аw + 2 = 004·100 + 2 = 60 мм принимаем = 8 мм
b = 15 = 15·8 = 12 мм
Толщина нижнего пояса корпуса
р = 235 = 235·8 = 20 мм
d1 = 0036aw + 12 = 0036·100 + 12 = 156 мм
принимаем болты М16;
- крепящих крышку к корпусу у подшипников
d2 = 075d1 = 075·16 = 12 мм
принимаем болты М12;
- соединяющих крышку с корпусом
d3 = 06d1 = 06·16 = 10 мм
принимаем болты М10.
6. Конструирование элементов открытых передач
Диаметр шкива конструктивный
de1 = d1 – 2t = 63 – 210 = 610 мм
B = (z – 1)p + 2f = (6– 1)24+ 235= 19 мм
= 16h = 16235 = 376 мм
Толщина отверстия диска
С = (12 13) = (12 13)4 = 48 52 мм
Диаметр ступицы внутренний
Диаметр ступицы наружный
dст = 16d = 1621 = 336 мм
принимаем dст = 35 мм
de1 = d1 – 2t = 140 – 210 = 138 мм
dст = 16d = 1625 = 40 мм
принимаем dст = 40 мм
Для передачи вращающего момента с ведомого вала редуктора на вал тяговой звездочки выбираем муфту упругую с торообразной оболочкой по ГОСТ 20884-82 с допускаемым передаваемым моментом [T] = 500 Н·м.
Расчетный вращающий момент передаваемый муфтой
Тр = kТ3 = 15·2317 = 348 Н·м [T]
где k = 15 – коэффициент режима нагрузки.
Смазка червячного зацепления
Смазка червячного зацепления осуществляется за счет разбрызгивания масла брызговиками установленными на червячном валу. Объем масляной ванны
V = (0408)N = (04 08)0917 = 037 074 л
Рекомендуемое значение вязкости масла при v = 133 мс и контактном напряжении Н=2175 МПа =25·10-6 м2с
По этой величине выбираем масло индустриальное И-Т-Д-460
Смазка подшипниковых узлов. Так как надежное смазывание подшипников за счет разбрызгивания масла возможно только при окружной скорости больше 3 мс то выбираем пластичную смазку по подшипниковых узлов – смазочным материалом УТ-1.
1. Проверочный расчет шпонок
Выбираем шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78.
Материал шпонок – сталь 45 нормализованная.
Напряжение смятия и условие прочности
где h – высота шпонки;
Шпонка на выходном конце вала: 8×7×32.
Материал шкива – чугун допускаемое напряжение смятия []см = 80 МПа.
см = 2·1810325(7-40)(32-8) = 20 МПа
Шпонка под колесом 18×11×56. Материал ступицы – чугун допускаемое напряжение смятия []см = 80 МПа.
см = 2·2317·10370(11-70)(56-18) = 44 МПа
Шпонка на выходном конце вала: 14×9×36. Материал полумуфты – сталь допускаемое напряжение смятия []см =160 МПа.
см = 2·2317·10350(9-55)(36-14) = 1203 МПа
Во всех случаях условие см []см выполняется следовательно устойчивая работа шпоночных соединений обеспечена.
2. Проверочный расчет стяжных винтов подшипниковых узлов
Стяжные винты рассчитывают на прочность по эквивалентным напряжениям на совместное действие растяжения и кручения.
Сила приходящаяся на один винт
Fв = 05СХ = 0568547 =34274 H
Принимаем коэффициент затяжки Кз = 15 – постоянная нагрузка коэффициент основной нагрузки х=03 – для соединения чугунных деталей без прокладки.
Механические характеристики материала винтов: для стали 30 предел прочности в = 500 МПа предел текучести т = 300 МПа; допускаемое напряжение:
[] = 025т = 025300 = 75 МПа.
Расчетная сила затяжки винтов
Fp = [Kз(1 – х) + х]Fв = [15(1 – 03) + 03]34274 =4627 H
Определяем площадь опасного сечения винта
А = dp24 = (d2 – 094p)24 = (12 – 094175)24 = 84 мм2
Эквивалентное напряжение
экв = 13FpA = 13462784= 716 МПа [] =100 МПа
3. Уточненный расчет валов
Рассмотрим сечение проходящее под местом крепления червяка. Концентрация напряжений обусловлена подшипником посаженным с гарантированным натягом.
Материал вала сталь 45 улучшенная: В = 780 МПа
Пределы выносливости:
при изгибе -1 043В = 043780 = 335 МПа;
при кручении -1 058-1 = 058335 = 195 МПа.
Суммарный изгибающий момент: Ми = Мх = 343 Н·м
Осевой момент сопротивления
W = d332 = 30332 = 265·103 мм3
Полярный момент сопротивления
Wp = 2W = 2·265·103 = 530·103 мм3
Амплитуда нормальных напряжений
v = MиW = 343·103265·103 = 129 МПа
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений
v = m = T22Wp = 18·1032·530·103 = 17 МПа
k = 33; k = 06 k + 04 = 06·33 + 04 = 24
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям
s = -1(kv) = 33533·145 = 70
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
s = -1(kv + m) = 195(240·19 + 01·19) = 411
Общий коэффициент запаса прочности
s = ss(s2 + s2)05 = 70·411(702 + 4112)05 = 69 > [s] = 15
Рассмотрим сечение проходящее под опорой С. Концентрация напряжений обусловлена подшипником посаженным с гарантированным натягом.
Материал вала сталь 45 улучшенная: В = 930 МПа
при изгибе -1 043В = 043930 = 400 МПа;
при кручении -1 058-1 = 058400 = 232 МПа.
Суммарный изгибающий момент
W = d332 = 50332 = 12.3·103 мм3
Wp = 2W = 2·123·103 =246 мм
v = MиW = 4947·103123·103 = 403 МПа
v = m = T22Wp =2317·1032·246·103 = 47 МПа
k = 38; k = 06 k + 04 = 06·38 + 04 = 27
s = -1(kv) = 40038·528 = 20
s = -1(kv + m) = 232(270·65 + 01·65) =127
s = ss(s2 + s2)05 = 200·127(2002 +1272)05 = 197 > [s] = 15
4. Тепловой расчет редуктора
Температура масла в корпусе редуктора:
где tв = 18 С – температура окружающего воздуха;
Kt = 17 Втм2К – коэффициент теплопередачи;
А = 024 м2 – площадь поверхности охлаждения
tм = 18 + 0917103(1 – 078)17024 = 54 С.
Условие tм [tм] выполняется.
Результаты проверочных расчётов
Коэффициент запаса прочности
Валы (опасные сечения)
ТЕХНИЧЕСКИЙ УРОВЕНЬ РЕДУКТОРА
m = φρd10785d2210-9 = 852700630785140210-9 = 22 кг
где φ = 85 – коэффициент заполнения редуктора
ρ = 2700 кгм3 – плотность алюминиевого сплава.
Критерий технического уровня редуктора
γ = mT2 = 22231 = 0095
При 006 γ 01 технический уровень редуктора считается высоким высокий; редуктор соответствует современным мировым образцам
Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин.–М.: Высш. шк. 1991.–432 с.
Курсовое проектировании деталей машин. С.А. Чернавский К.Н. Боков И.М. Чернин и др. – М.: Машиностроение 1988. – 416 с.
Чернилевский Д.В. Проектирование деталей машин и механизмов. – М.: Высш. шк. 1980.
Леликов О.П. Курсовое проектирование. – М.:Высш.шк.1990.
Дунаев Н.В. Детали машин. Курсовое проектирование. – М.:Высш. шк. 2002.
Альбом деталей машин.
Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. Т.1-3 – М.:Машиностроение 1978.
Федоренко В.А. Шошин А.И. Справочник по машиностроительному черчению. – Л.: Машиностроение 1988.