170

Проектирование механического привода

Курсовая

Производство и промышленные технологии

Определение частоты вращении тихоходного вала. Предварительное определение частоты вращения вала электродвигателя. Расчет червячной цилиндрический передачи. Выбор кинематической схемы редуктора. Выбор материалов и допускаемых напряжений.

Русский

2012-11-14

408.4 KB

58 чел.

Министерство образования и науки РФ

Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждениие

Высшего профессионального образования

Сибирская государственная автомобильно-дорожная академия

(СибАДИ)

Кафедра «Прикладная механика»

ПРОЕКТИРОВАНИЕ МЕХАНИЧЕСКОГО ПРИВОДА

Пояснительная записка

ДМ 12-06.00.00ПЗ

Омск-2011

СОДЕРЖАНИЕ

  1.  Задание на проектирование………………………………………………..3
  2.  Кинематический расчет привода и  выбор электродвигателя…………..4
  3.  Расчет червячной цилиндрической передач…………….………………..6
  4.  Эскизная компоновка редуктора………………………………………...17
  5.  Расчет валов ………………………………………………………………20
  6.  Выбор подшипников качения……………………………………………29
  7.  Выбор шпонок и проверочный расчет их на прочность ………………33
  8.  Выбор стандартной муфты……………………………………………….35
  9.  Смазка деталей и узлов…………………………………………………...36

  Список использованных источников…..…………………………………...38

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

2

ДМ 12-06.00.00ПЗ

Разраб.

Слизков Е.Ю.

Провер.

Денисова Е.Ф.

Реценз.

Н. Контр.

Утверд.

Проектирование

механического привода

Лит.

Листов

38

СибАДИ гр. ДВС-09А1

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

4

ДМ 12-06.00.00ПЗ

2. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДИ И ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ

2.1. Определение частоты вращении тихоходного вала , об/мин:

где 𝜔2 – угловая скорость тихоходного вала;

2.2. Определение требуемой мощности электродвигателя:

где  мощность на приводном валу; – общий коэффициент полезного действия привода:

где   КПД червячной передачи ();

КПД подшипников качения ();

КПД муфты ( = 0,98).

Подставив в формулу (2.2) получим:

2.3. Предварительное определение частоты вращения вала электродвигателя

где  частота вращения тихоходного вала;

предварительное значение передаточного числа редуктора

().

2.4. Выбор электродвигателя

Условие выбора электродвигателя:

По условию выбираем электродвигатель:

марка: 4А112М4УЗ;

мощность:

число оборотов: .

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

5

ДМ 12-06.00.00ПЗ

2.5. Определение фактического значения передаточного числа редуктора:

где  – число оборотов электродвигателя.

2.6. Определение основных параметров валов:

а) Частота вращения:

Быстроходного вала    

Тихоходного вала      

б) Мощность:

Быстроходного вала    

Тихоходного вала   

в) Крутящий момент:

Быстроходного вала   

Тихоходного вала   

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

6

ДМ 12-06.00.00ПЗ

3. РАСЧЕТ ЧЕРВЯЧНОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ

Исходные данные для проектировочного расчета: ; крутящий момент на червячном колесе ; крутящий момент на червяке ; частота вращения червяка ; частота вращения червячного колеса ; передаточное число . Срок службы передачи  ; коэффициенты годового и суточного использования соответственно  и .

3.1. Выбор кинематической схемы червячного редуктора

Так как , то принимаем верхнее расположение червяка, потому что оно является предпочтительным в быстроходных передачах во избежание излишних потерь на разбрызгивание масла быстроходным червяком. Смазка при этом осуществляется окунанием в масло червячного колеса.

3.2. Выбор числа витков (заходов) червяка

Стандарт предусматривает число витков червяка . Поэтому для передаточного числа  принимаем .

3.3. Определение числа зубьев червячного колеса

Число зубьев червячного колеса определяется по формуле:

отсюда следует:

Полученное значение  следует округлить в меньшую сторону до ближайшего целого числа, но так как в стандартных редукторах число зубьев изменяется в диапазоне от 31 до 84, то принимаем .

3.4. Определение приближенного значения скорости скольжения

При работе червячной передачи витки червяка скользят по зубьям червячного колеса. Приближенное значение скорости скольжения   определяется:

где   частота вращения вала червяка, об/мин;  крутящий момент на валу колеса, . Отсюда следует:

3.5. Выбор материалов и допускаемых напряжений

3.5.1. Материалы червячной пары

В связи с высокими скоростями скольжения и неблагоприятными условиями смазки материалы червячной пары должны обладать антифрикционными свойствами, износостойкостью и пониженной склонностью к заеданию.

Червяки в силовых передачах, как правило, изготавливают из сталей, термообработанных до высокой твёрдости, с последующим шлифованием и полированием. Поэтому для червяка выбираем сталь 40Х, закалка до 48…54 HRC, витки шлифованные и полированные.

Выбор материала червячного колеса зависит от скорости скольжения  витков червяка по зубьям колеса, поэтому при  в ответственных передачах применяем дорогостоящую оловянно-фосфористую бронзу типа Бр010Н1Ф1, характеризующуюся наилучшими противозадирными свойствами. Все бронзы, включающие в свой состав олово, сравнительно дороги и дефицитны, поэтому из них изготавливают только зубчатый венец, а колесный центр изготавливают из серого чугуна или стали.

3.5.2. Допускаемые напряжения

3.5.2.1. Допускаемые контактные напряжения

Допускаемое контактное напряжение (МПа) для материала червячного колеса определяется по формуле:

здесь  коэффициент, учитывающий скорость скольжения (при  значение );  допускаемое контактное напряжение (МПа) (для бронзы Бр010Н1Ф1 значение  );  коэффициент долговечности:

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

7

ДМ 12-06.00.00ПЗ

здесь  расчётное число циклов перемены напряжений.

Для режима постоянной нагрузки:

здесь частота вращения червячного колеса, об/мин;  суммарный срок службы передачи в часах, равный:

здесь  срок службы передачи, годы;  и  коэффициенты использования передачи в году и сутках. Отсюда следует:

Тогда: , следовательно:

Отсюда следует:

3.5.2.2. Допускаемые напряжения изгиба

Допускаемое напряжение изгиба (МПа) определяют по формуле:

где  допускаемое напряжение изгиба (МПа) для базового числа циклов перемены напряжений;  коэффициент долговечности.

Для оловянных и безоловянных бронз:

где  и  соответственно предел текучести и предел точности материала червячного колеса (для бронзы Бр010Н1Ф1  и ). Отсюда следует:

Коэффициент долговечности:

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

8

ДМ 12-06.00.00ПЗ

где .

В таком случае коэффициент долговечности равен:

Отсюда следует, что допускаемое напряжение изгиба равно:

3.6. Выбор коэффициента диаметра червяка

Значение коэффициента  регламентируется ГОСТ 2144-93 и обычно согласовывается с модулем зацепления. Так как в начале расчёта модуль ещё неизвестен, предварительно рекомендуется принимать .

3.7. Определение межосевого расстояния

Межосевое расстояние  (мм) определяется по формуле:

Отсюда следует:

Полученное значение межосевого расстояния необходимо согласовать со стандартным, поэтому примем согласно стандартному ряду ближайшее значение: .

3.8. Определение модуля зацепления

Значение модуля  (мм) вычисляется по формуле:

Таким образом значение модуля равно:

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

9

ДМ 12-06.00.00ПЗ

Полученную величину модуля  следует округлить до ближайшего стандартного значения, поэтому примем ближайшее стандартное значение: .

3.9. Определение коэффициента смещения инструмента

Смещение в червячных передачах позволяет обеспечить стандартное или заданное значение межосевого расстояния. Ввиду использования одного и того же инструмента для нарезания передач со смещением и без нарезание со смещением выполняется только у колеса.

Значение коэффициента смещения инструмента  определяется по формуле:

По условию неподрезания и незаострения зубьев колеса значение   допускается до . Таким образом, значение коэффициента равно:    

3.10. Определение действительной скорости скольжения

При работе червячной передачи наблюдается большое проскальзывание поверхности зубьев червячного колеса по поверхности витков червяка, характеризуемое скоростью скольжения .

Действительная скорость скольжения  (м/с) направлена по касательной к линии витка червяка и определяется по формуле:

где  окружная скорость червяка (м/с),

причём делительный диаметр червяка вычисляется как:

Отсюда следует, окружная скорость червяка равна:

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

10

ДМ 12-06.00.00ПЗ

Значение угла подъёма винтовой линии червяка  для  и   равно: . Тогда,

3.11. Определение коэффициента полезного действия червячной передачи

Коэффициент полезного действия червячной передачи определяют так, как и для винтовой пары по формуле:

где  угол трения, определяемый в зависимости от действительной скорости скольжения. Таким образом, для оловянной бронзы при              угол трения можно принять . Тогда,

3.12. Проверочные расчёты червячной передачи

 

3.12.1. Проверка на контактную прочность

Формула проверочного расчёта:

где  делительный диаметр червячного колеса (мм), который определяется по формуле:

делительный диаметр червяка, мм;  коэффициент нагрузки, зависящий от окружной скорости червячного колеса (м/с), которая определяется по формуле:

допускаемое контактное напряжение зубьев колеса (МПа).

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

11

ДМ 12-06.00.00ПЗ

Окружная скорость червячного колеса:

Так как , то принимаем коэффициент нагрузки .

Делительный диаметр червячного колеса равен:

отсюда следует,

Уточняем допускаемое контактное напряжение по формуле (3.3):

Проверяем, входит ли полученное значение в допустимый интервал:

отсюда следует, что полученное значение входит в допустимый интервал, так как допускается перегрузка до 5%.

3.12.2. Проверка на изгибную прочность

Формула проверочного расчета:

где  коэффициент формы зуба колеса, определяется в зависимости от эквивалентного числа зубьев колеса:

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

12

ДМ 12-06.00.00ПЗ

 ширина зубчатого венца червячного колеса, мм, которая определяется по формуле:

допускаемое напряжение изгиба зубьев колеса, МПа.

Эквивалентное число зубьев :

Для  коэффициент формы зуба колеса принимаем равным .

Ширина зубчатого венца червячного колеса равна:

Принимаем . Отсюда следует, что действительное напряжение изгиба равно:

Так как , значит условие изгибной прочности выполнено.

3.13. Определение основных геометрических параметров червячной передачи

Для передачи со смещением () фактическое значение межосевого расстояния:

Отсюда следует:

3.13.1. Геометрические параметры червяка

Делительный диаметр:

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

13

ДМ 12-06.00.00ПЗ

Начальный диаметр:

Диаметр вершин витков:

Диаметр впадин витков:

Длина нарезанной части червяка:

Принимаем .  

3.13.2. Основные размеры венца червячного колеса

Делительный диаметр:

Диаметр вершин зубьев:

Диаметр впадин зубьев:

Наибольший диаметр колеса:

Ширина венца:

3.14. Определение сил в зацеплении

Силы в зацеплении рассматривают приложенными в полюсе зацепления и задают тремя взаимно-перпендикулярными составляющими: окружной  радиальной  и осевой .

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

14

ДМ 12-06.00.00ПЗ

 

Окружная сила  на червячном колесе, равная осевой силе  на червяке:

Окружная сила  на червяке, равная осевой силе  на червячном колесе:

Радиальная сила  на колесе, равная радиальной силе  на червяке:

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

15

ДМ 12-06.00.00ПЗ

В этих формулах  угол профиля витка червяка; размерность крутящих моментов соответственно на червяке и червячном колесе   и , делительного диаметра колеса  и начального диаметра червяка  мм, окружной  радиальной  и осевой  Н. Отсюда следует:

3.15. Тепловой расчёт червячной передачи

 

Червячные передачи вследствие их низкого КПД из-за значительного расхода энергии на преодоление трения работают с большим тепловыделением. Нагрев масла до температуры, превышающей допустимую  приводит к снижению его защитной способности, разрушению масляной пленки и возможности заедания в передаче.

Расчётная формула для определения температуры масла в редукторе () при установившемся режиме работы червячной передачи, определённая из условия равенства теплоты, выделяемой в передаче и отводимой в окружающую среду, имеет вид:

где  температура воздуха вне корпуса (внутри цеха обычно );  КПД червячной передачи;  коэффициент теплопередачи, характеризующий тепловой поток, передаваемый в секунду одним квадрат-

ным метром поверхности корпуса при перепаде температур в один градус и зависящий от материала корпуса редуктора, степени шероховатости поверхности его стенок, режима циркуляции наружного воздуха и условий перемешивания масла. Для чугунных корпусов при естественном охлаждении принимают . Учитывая все выше перечисленное и считая, что редуктор эксплуатируется в помещении с интенсивной вентиляцией, его корпус выполнен из чугуна и малое перемешивание масла за счет верхнего расположения червяка, принимаем значение коэффициента теплопередачи ;  площадь поверхности корпуса, омываемая внутри маслом или его брызгами, а снаружи воздухом, . Площадь поверхности охлаждения корпуса приближенно выбираем (не учитывая площадь основания, которым он крепится к металлической раме или фундаменту) в зависимости от межосевого расстояния передачи: , где  межосевое расстояние передачи, м. Отсюда следует  .  мощность на червяке, кВт;  коэффициент, учитывающий отвод тепла теплопроводностью. При условии хорошего прилегания корпуса редуктора к фундаментной плите или раме принимаем  .

Таким образом, температура масла в редукторе при установившемся режиме работы:

Расчет показал, что при работе редуктора температура масла ниже допустимой величины , то есть   и это означает, что естественного охлаждения достаточно.

Для смазки червячное передачи применяем тракторное масло АК-15 (автол 18).     

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

16

ДМ 12-06.00.00ПЗ

4. ЭСКИЗНАЯ КОМПОНОВКА РЕДУКТОРА

4.1. Предварительное определение диаметра вала

Ориентировочный расчет ведется на чистое кручение. Для учета влияния изгиба величина допускаемых напряжений кручения соответственно снижается. Диаметр вала (мм) определяется по формуле:

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

17

ДМ 12-06.00.00ПЗ

где  крутящий момент, ;  пониженное значение допускаемого напряжения на кручение, МПа.

Для стальных валов при предварительном определении диаметра обычно принимают  . Отсюда следует, диаметр вала червячного колеса равен:

 

где  крутящий момент на быстроходном валу, . Таким образом, принимаем  из таб.3 /7/.

Диаметр вала червяка:

где  крутящий момент на тихоходном валу, Н∙м. Принимаем  из таб.3 /7/.

4.2. Толщина стенки редуктора

где  крутящий момент на тихоходном валу редуктора, Н∙м. Отсюда следует:

4.3. Расстояние от торца червячного колеса до внутренней стенки корпуса редуктора

Отсюда следует:

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

18

ДМ 12-06.00.00ПЗ

4.4. Расстояние от торца подшипника качения до внутренней стенки корпуса редуктора

4.5. Высота крышки с головкой болта

Отсюда следует:

4.6. Расстояние от торца вращающейся детали до крышки (или до головки болта)

Таким образом:

4.7. Длина ступицы вращающейся детали

Для червяка:

где  диаметр вала червяка.

Для червячного колеса:

где  диаметр вала червячного колеса. Отсюда следует, длины ступиц вращающихся деталей равны:

4.8. Ширина подшипников качения

Для червяка:

где  диаметр вала червяка.

Для червячного колеса:

где  диаметр вала червячного колеса.

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

19

ДМ 12-06.00.00ПЗ

Следовательно, ширины подшипников качения равны:

4.9. Расстояние от поверхности вершин зубьев зубчатого колеса и внутренней стенки корпуса (крышки) редуктора

5. РАСЧЕТ ВАЛА

Рассчитать вал червячного редуктора. Данные для расчета: окружная сила на червячном колесе ; радиальная сила на червячном колесе ; осевая сила на червячном колесе ; начальный диаметр червячного колеса ; модуль зацепления ; крутящий момент на тихоходном валу . Длиновые размеры вала: ; . Вращение тихоходного вала редуктора - по часовой стрелке, в качестве опор вала применены радиальные шарикоподшипники.

 

5.1. Расчет на статическую прочность

5.1.1. Определяем направление сил, действующих на вал

Для этого при заданном по часовой стрелке направлении вращения тихоходного вала строим схему сил, действующих в зацеплении редуктора (рис. 1). Показываем усилия, приложенные к червячному колесу, подлежащего расчету.

Рисунок 1 Направление усилий,действующих в червячной передаче (червяк с правой винтовой нарезкой)

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

20

ДМ 12-06.00.00ПЗ

5.1.2. Определяем реакции в опорах и изгибающие моменты, действующие в основных сечения вала.

Так как силы на вал действуют в двух взаимно-перпендукилярных плоскостях, то определение реакций в опорах и изгибающих моментов будем вести отдельно в вертикальной и горизонтальных плоскостях.

Строим расчетную схему вала червячного колеса.

а) горизонтальная плоскость.

откуда

откуда

Изгибающий момент в сечении:

б) вертикальная плоскость.

Определяем опорные реакции от радиальных и осевых сил:

откуда

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

21

ДМ 12-06.00.00ПЗ

откуда

Изгибающие моменты в сечении:

По полученным значениям строим эпюры изгибающих моментов (см. рис. 2).

Рисунок 2 Расчетная схема вала червячного колеса и эпюры моментов

5.1.3. Определяем суммарный изгибающий момент в характерном сечении вала

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

22

ДМ 12-06.00.00ПЗ

Суммарный изгибающий момент определяется по формуле:

где  и  изгибающие моменты соответственно в горизонтальной и

вертикальной плоскостях. Отсюда следует, что:

5.1.4. Определяем приведенный момент в опасном сечении

Приведенный момент  вычисляется по формуле:

где  крутящий момент, передаваемый валом. Таким образом, значение приведенного момента равно:

5.1.5. Выбираем материал вала и допускаемое напряжение

Валы изготавливают преимущественно из углеродистых и легированных сталей. Поэтому принимаем сталь 45 с термообработкой улучшением, отличающаяся хорошей обрабатываемостью. Из таб. 2 /7/ допускаемое напряжение изгиба для этого метала . Принимаем для расчета  предел прочности

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

23

ДМ 12-06.00.00ПЗ

5.1.6. Определяем диаметр вала в опасном сечении

Диаметр вала в опасном сечении (мм) определяется по формуле:

где  приведенный момент в опасном сечении,;  допускаемое напряжение на изгиб, МПа. Следовательно:

Учитывая ослабление вала в рассчитываемом сечении шпоночным пазом, увеличиваем диаметр вала на 5%. Тогда

По стандартному ряду (табл. 3 пособия /7/) принимаем   мм.

5.1.7. Диаметр цапфы

Диаметр цапфы вала (мм) определяется из соотношения:

отсюда

Так как для  этот диаметр при применении подшипников качения должен быть кратен пяти.  

5.2. Расчет вала на выносливость

Расчет вала на выносливость заключается в том, что для предположительно опасного из условия выносливости сечения определяют действительный коэффициент запаса усталостной прочности  и сравнивают с допускаемым коэффициентом запаса прочности .

Проверим запас усталостной прочности в сечении, где действует изгибающий суммарный момент , крутящий момент  и растягивающая сила . концентрация напряжения в рассматриваемом сечении вызывается шпоночным пазом.

5.2.1. Определяем общий коэффициент запаса усталостной прочности при действии изгибающего и крутящего моментов

Общий коэффициент запаса усталостной прочности при действии изгибающего и крутящего моментов в любом сечении вала может быть вычислен по формуле:

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

24

ДМ 12-06.00.00ПЗ

где  – запас прочности по нормальным напряжениям от изгиба;  – запас прочности по касательным напряжениям от кручения;  - допускаемый коэффициент запаса усталостной прочности, величина которого принимается равной  = 1,5…2,5.

5.2.1.1. Определяем коэффициент запаса усталостной прочности по нормальным напряжениям:

Запас прочности при действии одних изгибающих напряжений определяется по формуле:

где  предел выносливости материала вала при изгибе с симметричным циклом без концентрации напряжений, МПа. Значение его для углеродистых сталей можно принимать:

где  предел прочности материала вала:  из таб. 2/7/. Отсюда следует:

 

Эффективный коэффициент концентрации напряжений при изгибе для рассматриваемого сечения вала со шпоночной канавкой  (по табл. 5 /7/). Масштабный фактор, учитывающий влияние абсолютных размеров вала на изменение пределов выносливости при изгибе  = 0,78 (по табл. 8 пособия /7/).

Амплитуда колебаний цикла при изгибе:

где  - изгибающий момент в рассматриваемом сечении, Н∙м;  - момент сопротивления изгибу в этом сечении, мм3. Для круглого сечения по табл. 10 /7/:

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

25

ДМ 12-06.00.00ПЗ

где   глубина шпоночного паза вала;  сечение шпонки.

Размеры шпоночного паза  и  выбираются в зависимости от диаметра вала из пособия /3/: ;  . Таким образом:

Подставив полученный результат, получим:

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

26

ДМ 12-06.00.00ПЗ

Коэффициент приведения несимметричного цикла к равновесному симметричному  (по табл. 9 /7/).

Среднее напряжение цикла при изгибе при действии осевой (растягивающей) силы:

отсюда

Из всего выше перечисленного следует, что коэффициент запаса усталостной прочности по нормальным напряжениям равен:

5.2.1.2. Определяем коэффициент запаса усталостной прочности по касательным напряжениям

Запас прочности при действии одних напряжений кручения:

где  предел выносливости материала вала при кручении с симметрич -

ным циклом без концентрации напряжений, можно принимать

где  - предел выносливости материала вала по нормальным напряжениям, МПа. Отсюда:

Эффективный коэффициент концентрации напряжения при кручении

= 1,88 (по табл. 5 /7/).

Масштабный фактор для напряжения кручения  = 0,78 (по табл. 8 /7/).

Коэффициент приведения несимметричного цикла

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

27

ДМ 12-06.00.00ПЗ

к равно опасному симметричному  = 0,05 (по табл. 9 /7/).

Амплитуда  и среднее напряжение  цикла напряжений кручения:

где  крутящий момент;

момент сопротивления рассчитываемого сечения при кручении, .

Для круглого сечения по табл. 10 /7/:

отсюда

Подставив полученный результат в формулу , получим:

Отсюда следует, что коэффициент запаса усталостной прочности по касательным напряжениям:

Определяем общий коэффициент запаса усталостной прочности:

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

28

ДМ 12-06.00.00ПЗ

 

Следовательно, запас усталостной прочности нормальный.

6. ВЫБОР ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ

Подобрать подшипник качения вала редуктора при следующих данных: осевое усилие, приложенное к червячному колесу, ; опорные реакции в горизонтальной и вертикальной плоскостях: ; . Частота вращения вала ; диаметр цапфы вала под подшипники  мм; умеренные толчки, вибрация, кратковременные перегрузки до  от нормальной нагрузки; температура нагрева масла ; срок службы редуктора  лет; коэффициент суточной и годичной загрузки соответственно .

6.1. Определяем нагрузки, действующие на подшипники

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

29

ДМ 12-06.00.00ПЗ

6.1.1. Суммарная радиальная нагрузка на подшипник :

где  и  опорные реакции в горизонтальной и вертикальной плоскостях на подшипнике . Отсюда следует:    

6.1.2. Суммарная радиальная нагрузка на подшипник :

где  и  опорные реакции в горизонтальной и вертикальной плоскостях на подшипнике . Отсюда следует:    

Наиболее нагруженной является опора , по которой и будем проводить выбор подшипников.

6.2. Выбираем тип подшипников качения

Отношение внешней осевой нагрузки к радиальной наиболее нагруженного подшипника:

В соответствии с рекомендациями подраздела 2.2/8/ примем конические роликоподшипники.

6.3. Предварительный выбор типоразмера (номера) подшипника качения

Учитывая диаметр цапфы вала , выбираем из справочника /3/ роликовый конический однорядный подшипник легкой серии №7209А ГОСТ 27365-87, для которого  ; ; ; ; ; угол контакта .

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

30

ДМ 12-06.00.00ПЗ

6.4. Определяем требуемую долговечности подшипника

При известном режиме работы двигателя привода требуемая долговечность подшипника  может быть определена по формуле:

где  коэффициент суточной нагрузки привода;

 коэффициент годичной нагрузки привода;

срок службы в годах.

Отсюда следует:

6.5. Определение расчетную долговечность выбранного подшипника

Расчетную долговечность в часах определяют по формуле:

где  частота вращения вращающегося кольца, об/мин;

 табличное значение динамической грузоподъемности выбранного подшипника, Н;

 динамическая эквивалентная нагрузка, Н;

 степенной показатель (для роликоподшипников ).

Для роликовых радиальных подшипников величину динамической эквивалентной радиальной нагрузки определяют по формуле:

где  и  соответственно радиальная и осевая нагрузки на подшипник;

 коэффициент вращения колец относительно вектора нагрузки: , так как вращается внутреннее кольцо;

динамический коэффициент, числовое значение которого равно:  (по табл.1 /8/);  

 температурный коэффициент, числовое значение которого равно:  (по табл.2 /8/);

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

31

ДМ 12-06.00.00ПЗ

и  коэффициенты радиальной и осевой нагрузки.

Определяем расчетные осевые нагрузки. Параметр  по табл.3 /8/ равен:

Величина осевых составляющих  для конических роликоподшипников определяют по формуле:

отсюда следует:

  1.    для подшипника :

  1.    для подшипника :

Так как  и , то по табл. 4 /8/ осевая нагрузка:

  1.    для подшипника :

  1.    для подшипника :

Все дальнейшие расчеты ведем для наиболее нагруженного подшипника .

Находим коэффициенты и . Отношение

Значит, по табл.3 /8/  и

Эквивалентная динамическая нагрузка:

  1.    для подшипника :

  1.    для подшипника :

Отсюда следует, что расчетная долговечность выбранного подшипника равна:

Так как в этом случае , то подшипник №7209 подходит.

6.6. Выбор типоразмера (номера) подшипника качения для червяка

Так как диаметр конца вала червяка  и диаметр цапфы вала червяка  соответственно равно: ; , то отсюда следует, что выбираем из справочника /3/ подшипник средней серии №7307A ГОСТ 27365-87, для которого  ; ; ; ; ; ; ; ; ; угол контакта .

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

32

ДМ 12-06.00.00ПЗ

7. ВЫБОР ШПОНОК И ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ИХ НА ПРОЧНОСТЬ

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

33

ДМ 12-06.00.00ПЗ

Принимаем призматические шпонки. Размеры сечения и пазов шпонок выбираем из пособия /4/ в зависимости от диаметра вала. Длину призматических шпонок выбираем равной 0,8 длины ступицы соединения с валом детали и согласуем со стандартным рядом по ГОСТу 23360-78.

7.1. При значении диаметра вала  выбираем шпонку со следующими значениями:

  1.    Сечение шпонки:  ;
  2.    Фаска у шпонки: ;
  3.    Глубина паза: вала ; ступицы ;
  4.    Длина шпонки:

Отсюда следует, выбираем длину шпонки из стандартного ряда (из справочника /3/), то есть .

Обозначение шпонки: «Шпонка  ГОСТ 23360-78».

Расчет шпонки на смятие:

где  крутящие моменты на валах;

диаметры валов;

высота шпонки;

глубина паза вала;

 рабочая длина шпонки;

допускаемое напряжение смятия, принимаемое при стальной ступице .

Напряжение смятия превышает допускаемое значение, поэтому ставим две шпонки под углом  одна к другой.

7.2. При значении диаметра вала  выбираем шпонку со следующими значениями:

  1.    Сечение шпонки:  ;
  2.    Фаска у шпонки: ;
  3.    Глубина паза: вала ; ступицы ;
  4.    Длина шпонки:

Отсюда следует, выбираем длину шпонки из стандартного ряда (из справочника /3/), то есть .

Обозначение шпонки: «Шпонка  ГОСТ 23360-78».

В соответствии с формулой 7.1 производим расчет шпонки на смятие:

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

34

ДМ 12-06.00.00ПЗ

8. ВЫБОР СТАНДАРТНОЙ МУФТЫ

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

35

ДМ 12-06.00.00ПЗ

В проектируемом приводе применены компенсирующие разъемные муфты нерасцепляемого класса в стандартном исполнении.

Применяем упругие втулочно-пальцевые муфты (ГОСТ 21424-93), для которой номинальный вращающий момент ; ; ;  для длинных концов вала , для коротких концов вала ;  для длинных концов вала , для коротких концов вала ; ; число пальцев равно 4;  ;; ; ;  ; .

9. СМАЗКА ДЕТАЛЕЙ И УЗЛОВ ПРИВОДА

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

36

ДМ 12-06.00.00ПЗ

Смазывание применяют в целых защиты от коррозии, снижения коэффициента трения, уменьшения износа, отвода тепла и продуктов износа от трущихся поверхностей, снижение шума и вибрации.

9.1. Смазывание зубчатого зацепления

9.1.1. Способ смазывания

Для редукторов общего назначения применяем непрерывное смазывание жидким маслом картерным непроточным способом (окунанием).

9.1.2. Выбор сорта масла

Согласно табл.11.1; 11.2 из справочника /3/ принимаем марку смазочного масла И-Г-С-220, где И – индустриальное; Г – для гидравлических систем; С – масло с антиокислительными, антикоррозионноми  и противоизносными присадками; 220 – класс кинематической вязкости.

9.1.3. Определение уровня масла

Уровень масла принимаем примерно так, чтобы колесо было на 1/3 в масляной ванне. При верхнем расположением червяка принимают глубину погружения в масло деталей червячного редуктора равной:

отсюда следует

Расстояние  между дном корпуса и поверхностью колес или червяка для всех типов редукторов принимают:

где  отсюда следует, что расстояние между дном корпуса и поверхностью колес равно

9.1.4. Контроль уровня масла

Уровень масла, находящийся в корпусе редуктора, контролируется жезловым маслоуказателем, которая показывает максимальный уровень масла в редукторе.

9.1.5. Слив масла

На дне корпуса предусмотрено сливное отверстие, закрываемое пробкой с цилиндрической резьбой.

9.1.6. Отдушина

Внутренняя полость корпуса сообщается с внешней средой путем установки отдушины в его верхней точке.

9.1.7. Смазывание подшипников

При высоких скоростях вращения для смазывания подшипников применяют пластичные смазочные материалы. Применяем в качестве пластичного смазочного материала ЦИАТИМ-201 (для работы с температурой до ).   

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

37

ДМ 12-06.00.00ПЗ

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

38

ДМ 12-06.00.00ПЗ

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ

  1.  Решетов Д. Н. Детали машин. – М.: Машиностроение, 1989. – 496с.
  2.  Цехнович Л.И., Петриченко И.П. Атлас конструкций редукторов,: Учебное пособие - М.: Выща школа, 1990. – 151 с.
  3.  Дунаев П. Ф., Леликов О. П. Конструирование узлов и деталей машин. – М.: Издательский центр «Академия», 2003. – 496 с.
  4.  Шейнблит А. Е. Курсовое проектирование деталей машин. – Калининград: Янтар. сказ, 2002. – 454 с.
  5.  Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя: Методические указания. / Сост. П. Д. Кашников. – Омск: СибАДИ, 1986. – 24с.
  6.  Расчет червячных цилиндрических передач транспортно-технологических машин: Учебное пособие/ В.В. Сыркин, В.Н. Никитин, Н.В. Захарова. – Омск: СибАДИ, 2005. – 56 с.
  7.   Расчет валов на прочность и жесткость: Методические указания. / Сост. В. Н. Никитин. – Омск: СибАДИ, 2003. – 38 с.
  8.  Выбор подшипников качения: Методические указания. / Сост. В. Н. Никитин. – Омск: СибАДИ, 2008. – 21 с.
  9.  Курсовое проектирование по дисциплине «Детали машин и основы конструирования»: Методические указания. / Сост. Никитин В. Н. – Омск: СибАДИ, 2008. – 33 с.


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

50372. Определение моментов инерции твёрдых тел с помощью крутильного маятника. Методические указания 218.5 KB
  Конструкция рамки 7 позволяет закреплять в ней различные тела из набора, прилагаемого к установке. тела крепятся при помощи подвижной планки, перемещающейся по вертикальным сторонам рамки. Планка фиксируется в нужном положении путем затягивания гаек на расположенных на планке зажимах втулках.
50374. Понятие и порядок применения метода по цене сделки с идентичными товарами 18.93 KB
  Для определения таможенной стоимости оцениваемых (ввозимых) товаров должна использоваться стоимость сделки с идентичными товарами, проданными на том же коммерческом уровне и по существу в том же количестве, что и оцениваемые (ввозимые) товары.