Неизвестный вариант 15 (Пример _6)

Посмотреть архив целиком

22

З А Д А Н И Е



Спроектировать привод.


В состав привода входят следующие передачи:


1 - червячная передача.


Требуемая мощность на входном валу Р = 4,0 кВт.

Частота вращения выходного вала n = 74,0 об./мин.

























Дата выполнения расчёта: 10.08.00; время выполнения расчёта: 18:30:41

СОДЕРЖАНИЕ



ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЁТ


РАСЧЁТ 1-Й ЧЕРВЯЧНОЙ ПЕРЕДАЧИ


ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЁТ ВАЛОВ


КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ ШЕСТЕРЁН И КОЛЁС


ПРОВЕРКА ПОРЧНОСТИ ШПОНОЧНЫХ (ШЛИЦЕВЫХ) СОЕДИНЕНИЙ


КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ КОРПУСА РЕДУКТОРА


РАСЧЁТ РЕАКЦИЙ В ОПОРАХ


ПРОВЕРКА ДОЛГОВЕЧНОСТИ ПОДШИПНИКОВ


УТОЧНЁННЫЙ РАСЧЁТ ВАЛОВ


ТЕПЛОВОЙ РАСЧЁТ РЕДУКТОРА


ВЫБОР СОРТА МАСЛА


ВЫБОР ПОСАДОК


КРАТКОЕ ОПИСАНИЕ ТЕХНОЛОГИИ СБОРКИ РЕДУКТОРА


СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ


ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ



По табл. 1.1[1] примем следующие значения КПД:

- для закрытой червячной передачи : = 0,75


Общий КПД привода будет :


 = (1) х ... х (n) x (подш.) = 0,735


где (подш.) произведение КПД подшипников (КПД одного подшипника равно 0,99%).


Угловая скорость на выходном валу будет :


(вых) = * n(вых.) / 30 = 7,749 рад/с


Требуемая мощность двигателя будет :


P(треб.) = P(вх.) = 4,0 кВт


В таблице П.1[1](см. приложение) по требуемой мощности выбираем электродвигатель 112M4 ,с синхронной частотой вращения 1500,0 об/мин, с параметрами: P(дв)=5,5 кВт и скольжением 3,7 % (ГОСТ 19523-81). Номинальная частота вращения Nдв=1500,0-1500,0*3,7/100=1444,5 об/мин, угловая скорость (дв) = * N(дв) / 30 = 151,268 рад/с.

Oбщее передаточное отношение:


U = (дв) / (вых) = 19,52


Для передач выбрали следующие передаточные числа:


U 1 = 20,0


Рассчитанные частоты и угловые скорости вращения валов сведены ниже в таблицу :


Вал 1-й

n 1 = n(двиг.) = 1444,5 об./мин.

1 = (дв) = 151,268 рад/c.

Вал 2-й

n 2 = n 1 / U 1 = 72,225 об./мин.

 2 = 1 / U 1 = 7,563 рад/c.


Вращающие моменты на валах будут:


T 1 = P(треб.) / 1 = 26443,189 Н*мм


T 2 = T 1 x U 1 = 528863,778 Н*мм

РАСЧЕТ 1-Й ЧЕРВЯЧНОЙ ПЕРЕДАЧИ



Число витков червяка Z1 принимаем в зависимости от передаточного числа: при U=20,0 принимаем Z1=2,0 (см. с.55[1]). Число зубьев червячного колеса:


Z2 = Z1 *U = 40,0


Принимаем стандартное значение Z2 = 40,0


При этом U = Z2 / Z1 = 20,0


Отличие от заданного:


(U - Ur) * 100 / Ur = 0%


По ГОСТ 2144-76 допустимо отклонение <=4%.

Выбираем материал червяка и венца червячного колеса.

Принимаем для червяка сталь 40Х с закалкой более HRC 45 и последующим шлифованием.

Предварительно примем скорость скольжения V=6м/c. Тогда по таблицам 4.8 и 4.9[1] выбираем для венца червячного колеса БрА9Ж3Л(отливка в песчаную форму).

В этом случае по табл.4.9 основное допускаемое контактное напряжение:

[h] = [h]' * KHL = 100,5 МПа.


где KHL - коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора принимаем по его минимальному значению KHL = 0,67.


Основное допускаемое напряжение изгиба для нереверсивной работы по талб.4.8[1]:

[of]' = 98,0 МПа.

Расчетное допускаемое напряжение изгиба:

[of] = [of]' * KFL = 53,214 МПа.


KFLгде Kfl = 0.543 коэффициент долговечности, принятый по минимуму (см. с.67[1]).

Принимаем предварительно коэффициент диаметра червяка q=10,00, и коэффициент нагрузки K=1,20.

Вращающий момент на колесе:


T2 = T1 * U * KPD = 396,648 Н*м.


Определяем межосевое расстояние из условия контактной прочности [см. формулу(4.9[1])]:

Aw = (Z2 / q + 1) * (170 * q / ([h] * Z2)2 * T2 * K)1/3 = 219,0 мм.


Модуль:


m = 2 * Aw / (Z2 + q) = 8,76 мм.


Принимаем по ГОСТ 2144-76 (табл. 41 и 4.2) стандартные значения m=8,0 мм и q=10,0, а также Z1=2,0 и Z2=40,0.

Тогда пересчитываем межосевое расстояние по стандартным значениям m, q и Z2:


Aw = m * (Z2 + q) / 2 = 200,0 мм.


Основные размеры червяка:


делительный диаметр червяка:


d1 = q * m = 80,0 мм;


диаметр вершин витков червяка:


da1 = d1 + 2 * m = 96,0 мм;


диаметр впадин витков червяка:


df1 = d1 - 2.4 * m = 60,8 мм.


длина нарезанной части шлифованного червяка (см. формулу 4.7[1]):


b1 >= (11 + 0.06 * Z2) * m + 25 = 132,2 мм;


принимаем b1 = 133,0 мм.

делительный угол по табл. 4.3[1]: при Z1=2 и q=10,0 угол =11,317o.


Основные размеры венца червячного колеса:

делительный диаметр червячного колеса:


d2 = Z2 * m = 320,0 мм;


диаметр вершин зубьев червячного колеса:


da2 = d2 + 2 * m = 336,0 мм;


диаметр впадин червячного колеса:


df2 = d2 - 2.4 * m = 300,8 мм;


наибольший диаметр червячного колеса:


daM2 <= da2 + 6 * m / (z1+2) = 348,0 мм.


ширина венца червячного колеса (см. формулу 4.12[1]):


b2 <= 0.75 * da1 =72,0 мм.


Окружная скорость червяка:


V = * d1 * n 1 / 60 = 6,051 м/c.


Скорость скольжения:


Vs = V / Cos() = 6,171 м/c. Уточняем КПД редуктора (cм. формулу 4.14[1]):

По табл. 4.4[1] при скорости Vs=6,171 м/c при шлифованном червяке приведённый угол трения ' = 1,25o.

КПД редуктора с учетом потерь в опорах, потерь на разбрызгивание и перемешивание масла:


 = (0.95 ... 0.96) * tg() / tg( + ') = 85,286%.


По табл. 4.7[1] выбираем 7-ю степень точности передачи и находим значение коэффициента динамичности Kv=1,1.

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки (cм. формулу 4.26[1]):


K = 1 + (Z2 / )3 * (1 - ).


В этой формуле:

коэффициент деформации червяка =86,0 - по табл. 4.6[1]. При незначительных колебаниях нагрузки вспомогательный коэффициент =0.6 (см. c.65[1]). Тогда:


K = 1,04.


Коэффициент нагрузки:


K = K * Kv = 1,144.


Проверяем контактное напряжение (см. формулу 4.23[1]):

h = 170 * q * (T2 * K * (Z2 / q + 1)3 / Aw3)1/2 / Z2 = 66,359 МПа;


h < [h] = 100,5 МПа.


Проверяем прочность зуба на изгиб.

Эквивалентное число зубьев:


Zv = Z2 / Cos3() = 42,427.


Коэффициент формы зуба по табл. 4.5[1] Yf=2,246.

Напряжение изгиба:

f = 1.2 * T2 * K * Yf / (Z2 * b2 *m2) = 3,579 МПа < [-1F] = 53,214 МПа.


Условие прочности выполнено.

ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЁТ ВАЛОВ



Предварительный расчёт валов проведём на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Диаметр вала при допускаемом напряжении [кр] = 20 МПа вычисляем по формуле 8.16[1]:

dв = (16 * Tк / ( * [к]))1/3


В е д у щ и й в а л.


dв = 18,884 мм.


Под 1-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: 45,000 мм.

Под 1-й элемент (червяк) выбираем диаметр вала: 50,000 мм.

Под 1-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: 45,000 мм.

Под свободный (присоединительный) конец вала выбираем диаметр вала: 32,000 мм.


В ы х о д н о й в а л.


dв = 51,258 мм.


Под свободный (присоединительный) конец вала выбираем диаметр вала: 52,000 мм.

Под 2-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: 55,000 мм.

Под 2-й элемент (ведомый) выбираем диаметр вала: 60,000 мм.

Под 2-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: 55,000 мм.


Диаметры участков валов назначают исходя из конструктивных соображений.

КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ ШЕСТЕРЕН И КОЛЁС





ЧЕРВЯЧНОЕ КОЛЕСО 1-Й ПЕРЕДАЧИ.


Диаметр ступицы: dст = 1.7 * dв = 96,0 мм, где dв - диаметр вала.

Длина ступицы: Lст = 1,5 * dв = 90,0 мм.

Толщина обода: 1 = 2 = 2 * mn = 16,0 мм.

Толщина диска: С = 0,25 * mn = 19,0 мм, где mn - модуль нормальный.

Диаметр центровой окружности: Dотв = 0,5 * (Do + dст) = 167,0 мм,

где Do - внутренний диаметр обода.

Диаметр отверстий: Dотв = (Do + dст) / 4 = 25,0 мм.

Параметры для стопорных винтов: Dвинт = (1,2...1,4) * m = 132,2 мм,

смещение болта: f = 0.2 * dвинт = 26,44 мм.

ПРОВЕРКА ПРОЧНОСТИ ШПОНОЧНЫХ (ШЛИЦЕВЫХ) СОЕДИНЕНИЙ



ЧЕРВЯЧНОЕ КОЛЕСО 1-Й ЧЕРВЯЧНОЙ ПЕРЕДАЧИ.


Для данного элемента подбираем шпонку призматическую со скруглёнными торцами 18x11. Размеры сечений шпонки и пазов и длины шпонок по ГОСТ 23360-78 (см. табл. 8,9[1]).

Материал шпоноки - сталь 45 нормализованная.

Напряжение смятия и условие прочности проверяем по формуле 8.22[1].

см = 2 * Т / ((h - t1) * (l - b)) = 71,084 МПа <= [см]


где Т = 528863,778 Н*мм - момент на валу; d = 60,0 мм - диаметр вала; h = 11,0 мм - высота шпонки; b = 18,0 мм - ширина шпонки; l = 80,0 мм - длина шпонки; t1 = 7,0 мм - глубина паза вала.

Допускаемые напряжения смятия при спокойной нагрузке и неподвижном соединении при стальной ступице [см] = 120,0 МПа.

Проверим шпонку на срез по формуле 8.24[1].

ср = 2 * Т / (d * b * (l - b)) = 15,796 МПа <= [ср]


Допускаемые напряжения среза при спокойной нагрузке и неподвижном соединении при стальной ступице [ср] = 0.6 * [см] = 72,0 МПа.

Все условия прочности удовлетворены.

КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ КОРПУСА РЕДУКТОРА



Толщина стенки корпуса и крышки одноступенчатого червячного редуктора:

 = 0.04 * aw + 1 = 10,0 мм;

1 = 0.032 * aw + 1 = 8,4 мм.

Округляя, получим = 10,0 мм.

Округляя, получим 1 = 8,0 мм.

Толщина верхнего пояса (фланца) корпуса: b = 1.5 * = 15,0 мм.

Толщина нижнего пояса (фланца) крышки корпуса: b1 = 1.5 * 1 = 12,0 мм. = 12,0 мм.

Толщина нижнего пояса корпуса:

без бобышки: p = 2.35 * = 23,5 мм;

при наличии бобышки: p1 = 1.5 * = 15,0 мм; p2 = (2,25...2,75) * = 27,0 мм

Толщина рёбер основания корпуса: m = (0,85...1) * = 10,0 мм.

Толщина рёбер крышки: m1 = (0,85...1) * 1 = 8,0 мм.

Диаметр фундаментных болтов (их число >= 4): d1 = (0,3...0,36) * AWт + 12 = 6,0...7,2 = 20,0 мм.

Диаметр болтов:

у подшипников: d2 = (0,7...0,75) * d1 = 16,0 мм.

соединяющих основание корпуса с крышкой: d3 = (0,5...0,6) * d1 = 11,0 мм.

Размеры, определяющие положение болтов d2 (см. рис. 10.18[1]):

e >= (1...1,2) * d2 = 17,0 мм;

q >= 0,5 * d2 + d4 = 14,0 мм;

где крепление крышки подшипника d4 = 5,0 мм.

Высоту бобышки hб под болт d2 выбирают конструктивно так, чтобы образовалась опрная поверхность под головку болта и гайку. Желательно у всех бобышек иметь одинаковую высоту hб.

РАСЧЕТ РЕАКЦИЙ В ОПОРАХ



1-Й ВАЛ.


Силы, действующие на вал:

Fx1 = 661,08 H

Fy1 = -1203,067 H

Fa1 = 3305,399 H

Из условия равенства суммы моментов сил относительно 1-й опоры:

Rx2 = (|Fx1| * 170,0-|Fa1| * 0,0) / (170,0 + 170,0) = -330,54 H

Ry2 = (-|Fy1| * 170,0-|Fa1| * 40,0) / (170,0 + 170,0) = 990,404 H

Из условия равенства суммы сил относительно осей X и Y:

Rx1 = -|Fx1| |Rx2| = -330,54 H

Ry1 = |Fy1| |Ry2| = 212,663 H

Суммарные реакции опор:

R1 = ( Rx12 + Ry12 )1/2 = 393,042 H;

R2 = ( Rx22 + Ry22 )1/2 = 1044,105 H.


2-Й ВАЛ.


Силы, действующие на вал:

Fx1 = -3305,399 H

Fy1 = 1203,067 H

Fa1 = 661,08 H

Из условия равенства суммы моментов сил относительно 1-й опоры:

Rx2 = (-|Fx1| * 72,0+|Fa1| * 0,0) / (72,0 + 72,0) = 1652,699 H

Ry2 = (|Fy1| * 72,0-|Fa1| * 160,0) / (72,0 + 72,0) = -1336,066 H

Из условия равенства суммы сил относительно осей X и Y:

Rx1 = |Fx1| - |Rx2| = 1652,699 H

Ry1 = + |Ry2| = 133,0 H

Суммарные реакции опор:

R1 = ( Rx12 + Ry12 )1/2 = 1658,042 H;

R2 = ( Rx22 + Ry22 )1/2 = 2125,203 H.

1-Й ВАЛ.



X

Z

Y

Fy 1


Fx 1



Ry 1

Ry 2


Fz 1

Rx 1

Rx 2








1


170

2

170

3

160

4





168368,642

36152,698





Mx, H*мм












My, H*мм



-56191,776

-56191,776










M = (Mx2 + Mx2)1/2, H*мм


177497,931

66817,163












Mкр = Ткр, H*мм



2-Й ВАЛ.



X

Z

Y

Fy 1


Fx 1



Ry 1

Ry 2


Fz 1

Rx 1

Rx 2








1


160

2

72

3

72

4








9575,976

-96196,779


Mx, H*мм












My, H*мм


118994,35











M = (Mx2 + Mx2)1/2, H*мм


153014,626

119379,038












Mкр = Ткр, H*мм



ПРОВЕРКА ДОЛГОВЕЧНОСТИ ПОДШИПНИКОВ



1-Й ВАЛ.


Выбираем шарикоподшипник 46309 радиально-упорный однорядный средней узкой серии со следующими параметрами:

d = 45,0 мм;

D = 100,0 мм;

C = 61400,0 Н;

Co = 37000,0 Н.

 = 14,31 Н.

Радиальные нагрузки на опоры:

Pr1 = 393,042 H;

Pr2 = 1044,105 H.

Отношение Fa / Co = 0,089; этой величине (по табл. 9.18[1]) соответствует e = 0,68. <= e; тогда по табл. 9.18[1]: X = 1,0; Y = 0,0.

В радиально-упорных подшипниках при действии на них радиальных нагрузок возникают осевые составляющие S, определяемые по формулам:

S1 = e * Pr1 = 267,269 H;

S2 = e * Pr2 = 709,992 H.

Тогда осевые силы действующие на подшипники, установленные враспор, будут равны (см. стр. 216[1]):

Pa1 = S1 = 267,269 H;

Pa2 = S1 + Fa = 3572,667 H.

Отношение Pa / (Pr 5 * V) = 8,41 > e.По табл. 9.18[1] находим коэффициенты Х и У:

X = 1,0;

Y = 0,0.

Эквивалентная нагрузка вычисляется по формуле:


Рэ = (Х * V * Pr 5 + Y * Pa) * Кб * Кт = 1044,105 H.


где - V = 1,0 (вращается внутреннее кольцо подшипника); коэффициент безопасности Кб = 1,0 (см. табл. 9.19[1]); температурный коэффициент Кт = 1,0 (см. табл. 9.20[1]).


Расчётная долговечность, млн. об. (формула 9.1[1]):

L = (C / Рэ)10/3 = 203363,025 млн. об.

Расчётная долговечность, ч.:

Lh = L * 106 / (60 * n 1) = 2346406,199 ч,

что больше 10000 ч., установленных ГОСТ 16162-85 (см. также стр.307[1]), здесь n 1 = 1444,5 об/мин - частота вращения вала.

Рассмотрим подшипник второй опоры:

Отношение Pa / (Pr 2 * V) = 3,166 > e.По табл. 9.18[1] находим коэффициенты Х и У:

X = 0,41;

Y = 0,87.

Эквивалентная нагрузка вычисляется по формуле:


Рэ = (Х * V * Pr 2 + Y * Pa) * Кб * Кт = 3536,304 H.


где - V = 1,0 (вращается внутреннее кольцо подшипника); коэффициент безопасности Кб = 1,0 (см. табл. 9.19[1]); температурный коэффициент Кт = 1,0 (см. табл. 9.20[1]).


Расчётная долговечность, млн. об. (формула 9.1[1]):

L = (C / Рэ)10/3 = 5234,274 млн. об.

Расчётная долговечность, ч.:

Lh = L * 106 / (60 * n 1) = 60393,142 ч,

что больше 10000 ч., установленных ГОСТ 16162-85 (см. также стр.307[1]), здесь n 1 = 1444,5 об/мин - частота вращения вала.


2-Й ВАЛ.


Выбираем роликоподшипник 7211 конический однорядный лёгкой серии со следующими параметрами:

d = 55,0 мм;

D = 100,0 мм;

C = 65000,0 Н;

Co = 46000,0 Н.

 = 14,31 Н.

Радиальные нагрузки на опоры:

Pr1 = 1658,042 H;

Pr2 = 2125,203 H.

Отношение Fa / Co = 0,014; этой величине (по табл. 9.18[1]) соответствует e = 0,41. Pa / (V * Pr) <= e; тогда по табл. 9.18[1]: X = 1,0; Y = 0,0.

В радиально-упорных подшипниках при действии на них радиальных нагрузок возникают осевые составляющие S, определяемые по формулам:

S1 = e * Pr1 = 564,232 H;

S2 = e * Pr2 = 723,207 H.

Тогда осевые силы действующие на подшипники, установленные враспор, будут равны (см. стр. 216[1]):

Pa1 = S1 = 564,232 H;

Pa2 = S1 + Fa = 1225,311 H.


Отношение Pa / (Pr 2 * V) = 0,399 Pa / (V * Pr) <= e.По табл. 9.18[1] находим коэффициенты Х и У:

X = 1,0;

Y = 0,0.

Эквивалентная нагрузка вычисляется по формуле:


Рэ = (Х * V * Pr 2 + Y * Pa) * Кб * Кт = 2125,203 H.


где - V = 1,0 (вращается внутреннее кольцо подшипника); коэффициент безопасности Кб = 1,0 (см. табл. 9.19[1]); температурный коэффициент Кт = 1,0 (см. табл. 9.20[1]).


Расчётная долговечность, млн. об. (формула 9.1[1]):

L = (C / Рэ)10/3 = 89476,646 млн. об.

Расчётная долговечность, ч.:

Lh = L * 106 / (60 * n 2) = 20647662,647 ч,

что больше 10000 ч., установленных ГОСТ 16162-85 (см. также стр.307[1]), здесь n 2 = 72,225 об/мин - частота вращения вала.

Рассмотрим подшипник второй опоры:

Отношение Pa / (Pr 2 * V) = 0,311 <= e.По табл. 9.18[1] находим коэффициенты Х и У:

X = 0,4;

Y = 1,46.

Эквивалентная нагрузка вычисляется по формуле:


Рэ = (Х * V * Pr 2 + Y * Pa) * Кб * Кт = 2639,036 H.


где - V = 1,0 (вращается внутреннее кольцо подшипника); коэффициент безопасности Кб = 1,0 (см. табл. 9.19[1]); температурный коэффициент Кт = 1,0 (см. табл. 9.20[1]).


Расчётная долговечность, млн. об. (формула 9.1[1]):

L = (C / Рэ)10/3 = 14941,841 млн. об.

Расчётная долговечность, ч.:

Lh = L * 106 / (60 * n 2) = 3447984,608 ч,

что больше 10000 ч., установленных ГОСТ 16162-85 (см. также стр.307[1]), здесь n 2 = 72,225 об/мин - частота вращения вала.


УТОЧНЁННЫЙ РАСЧЁТ ВАЛОВ



РАСЧЁТ 1-ГО ВАЛА.


2-E СЕЧЕНИE.


Червячный вал порверять на прочность не следует, так как размеры его поперечных сечений, принятые при конструировании после расчёта геометрических характеристик (d1=80,0мм , da1=96,0мм , df1=60,8мм), значительно превосходят те, которые могли бы быть получены расчётом на кручение.

Проверим стрелу прогиба червяка (расчёт на жёсткость).

Приведённый момент инерции поперечного сечения червяка:


Jпр = ( * df14 / 64) * (0.375 + 0.625 * da1 / df1) = 913505,093687559 мм4


(формула известна из курса 'Сопротивления материалов' и 'Детали машин')


Стрела прогиба:


f = L3(Fx2 + Fy2)1/2 / (48 * E * Jпр) = 0,0058593753672042 мм, где


L = 340,0 мм - расстояние между опорами червяка; Fx=661,08H, Fy=1203,067H - силы, действующие на червяк; E=210000 Н*мм2.


Допускаемый прогиб:

[f] = (0,005...0,01) * m = 0,04...0,08 мм.

Таким образом, жёсткость червяка обеспечена, так как

f <= [f]


РАСЧЁТ 2-ГО ВАЛА.


Крутящий момент на валу Tкр. = 528863,778 H*мм. Для данного вала выбран материал: сталь 45. Для этого материала:

- предел прочности b = 570,0 МПа;

- предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба -1 = 0.43 * b = 245,1 МПа;

- предел выносливости стали при симметричном цикле кручения -1 = 0.58 * -1 = 142,158 МПа.


3-E СЕЧЕНИE.


Диаметр вала в данном сечении D = 60,0 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки. Ширина шпоночной канавки b = 18,0 мм, глубина шпоночной канавки t1 = 7,0 мм.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

S = -1 / ((k / ( * )) * v + * m) , где:

- амплитуда цикла нормальных напряжений:

v = Mизг. / Wнетто = 7,362 МПа,

здесь Wнетто = * D3 / 32 - b * t1 * (D - t1)2/ (2 * D) = 20784,4 мм3

- среднее напряжение цикла нормальных напряжений:

m = Fa / ( * D2 / 4) = 0,234 МПа,

- = 0,2 - см. стр. 164[1];

- = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1];

- k = 1,6 = 1,6 - находим по таблице 8.5[1];

- = 0,61 - находим по таблице 8.8[1];

Тогда:

S = 12,283.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

S = -1 / ((k / ( * )) * v + * m) , где:

- амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:

v = m = max / 2 = 0.5 * Tкр. / Wк нетто = 6,297 МПа,

здесь Wк нетто = * D3 / 16 - b * t1 * (D - t1)2/ (2 * D) = 20784,4 мм3

- = 0.1 - см. стр. 166[1];

- = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1].

- k = 1,5 = 1,5 - находим по таблице 8.5[1];

- = 0,52 - находим по таблице 8.8[1];

Тогда:

S = 7,344.


Результирующий коэффициент запасапрочности:

S = S * S / (S2 + S2)1/2 = 14,311

Расчётное значение получилось больше минимально допустимого [S] = 2,5. Сечение проходит по прочности.


ТЕПЛОВОЙ РАСЧЁТ РЕДУКТОРА



Для проектируемого редуктора площадь телоотводящей поверхности А = 0,73 мм2 (здесь учитывалась также площадь днища, потому что конструкция опорных лап обеспечивает циркуляцию воздуха около днища).

По формуле 10.1[1] условие работы редуктора без перегрева при продолжительной работе:


t = tм - tв = Pтр * (1 - ) / (Kt * A) <= [t],


где Ртр = 4,0 кВт - требуемая мощность для работы привода.

Считаем, что обеспечивается нормальная циркуляция воздуха, и принимаем коэффициент теплоотдачи Kt = 15 Вт/(м2 * oC). Тогда:


t = 96,776o > [t],


где [t] = 50oС - допускаемый перепад температур.

Для уменьшения t следует соответсвенно увеличить теплоотдающую поверхность корпуса редуктора пропорционально отношению:

t / [t] = 1,936, сделав корпус ребристым.

ВЫБОР СОРТА МАСЛА



Смазывание элементов передач редуктора производится окунанием нижних элементов в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение элемента передачи примерно на 10-20 мм. Объём масляной ванны V определяется из расчёта 0,25 дм3 масла на 1 кВт передаваемой мощности:

V = 0.25 * 4,0 = 1,0 дм3.

По таблице 10.8[1] устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях Н = 66,359 МПа и скорости v = 6,051 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 15,0*10-6 м/с2По таблице 10.10[1] принимаем масло индустриальное И-12А (по ГОСТ 20799-75*).

Выбираем для подшипников качения пластичную смазку УТ-1 по ГОСТ 1957-73 (см. табл. 9.14[1]). Камеры подшинпиков заполняются данной смазкой и периодически пополняются ей.

ВЫБОР ПОСАДОК



Посадки элементов передач на валы - Н7/р6, что по СТ СЭВ 144-75 соответствует легкопрессовой посадке.

Посадки муфт на валы редуктора - Н8/h8.

Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала k6.

Остальные посадки назначаем, пользуясь данными таблицы 8.11[1].

КРАТКОЕ ОПИСАНИЕ ТЕХНОЛОГИИ СБОРКИ РЕДУКТОРА



Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку производят в соответствии с чертежом общего вида редуктора, начиная с узлов валов.

1-й ведущий вал.

Насаживают мазеудерживающие кольца и подшипники, предварительно нагретые в масле до 80-100 градусов по Цельсию.

2-й выходной вал.

На вал закладывают шпонку и напрессовывают червячное зубчатое колесо. Насаживают мазеудерживающие кольца и подшипники, предварительно нагретые в масле до 80-100 градусов по Цельсию.

Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу. После этого в подшипниковые камеры закладывают смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок, регулируют тепловой зазор. Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают войлочные уплотнения, пропитанные горячим маслом. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышку винтами. Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой, закрепляют крышку болтами. Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАНОЙ ЛИТЕРАТУРЫ



1. Чернавский С.А., Боков К.Н., Чернин И.М., Ицкевич Г.М., Козинцов В.П. 'Курсовое проектирование деталей машин': Учебное пособие для учащихся. М.:Машиностроение, 1988 г. 416с.

2. Березовский Ю.Н., Чернилевский Д.В., Петров М.С. 'Детали машин', М.: Машиностроение, 1983. 384 c.

3. Боков В.Н., Чернилевский Д.В., Будько П.П. 'Детали машин: Атлас конструкций.' М.: Машиностроение, 1983. 575 c.

4. Гузенков П.Г., 'Детали машин'. 4-е изд. М.: Высшая школа, 1986. 360 с.

5. Детали машин: Атлас конструкций / Под ред. Д.Р.Решетова. М.: Машиностроение, 1979. 367 с.

6. Дружинин Н.С., Цылбов П.П. Выполнение чертежей по ЕСКД. М.: Изд-во стандартов, 1975. 542 с.

7. Дунаев П.Ф. ,Леликов О.П. 'Детали машин. Курсовое проектирование', М.: Высшая школа, 1984. 336 c.

8. Кузьмин А.В., Чернин И.М., Козинцов Б.П. 'Расчеты деталей машин', 3-е изд. - Минск: Вышейшая школа, 1986. 402 c.

9. Куклин Н.Г., Куклина Г.С., 'Детали машин' 3-е изд. М.: Высшая школа, 1984. 310 c.

10. 'Мотор-редукторы и редукторы': Каталог. М.: Изд-во стандартов, 1978. 311 c.

11. Перель Л.Я. 'Подшипники качения'. M.: Машиностроение, 1983.588 c.

12. 'Подшипники качения': Справочник-каталог / Под ред. Р.В. Коросташевского и В.Н. Нарышкина. М.: Машиностроение, 1984. 280 с.

13. 'Проектирование механических передач' / Под ред. С.А. Чернавского, 5-е изд. М.: Машиностроение, 1984. 558 c.





Программа DM_Monstr всегда рада поработать за Вас.


Сайт: Курсовое проектирование по 'Деталям машин' для студентов и преподавателей.

www.chat.ru/~det_mash/index.htm



Случайные файлы

Файл
92804.rtf
104195.rtf
138927.rtf
ref-15229.doc
109105.rtf