87024

Привод к качающемуся конвееру

Курсовая

Производство и промышленные технологии

Спроектированный привод к качающемуся конвееру работоспособен, т.к. передачи, детали, устройства рассчитаны или подобраны по критериям работоспособности: червячная передача – по критериям контактных напряжений; валы – по критериям статической прочности, сопротивлению усталости и критерия изгиба (для вала червяка)

Русский

2015-04-13

1.46 MB

0 чел.

1. Подбор электродвигателя привода.

1.1. Определение потребляемой мощности электродвигателя.

,

где P3 = 1,5 кВт – мощность на звездочке подъемника;

     ηобщ – общий КПД привода.

ηобщ = ηм∙ηчп∙ηцп ,

где ηм = 0,98 – КПД муфты;

     ηчп = 0,8 – КПД червячной передачи;

     ηцп = 0,95 – КПД цепной передачи.

кВт

1.2. Определение предполагаемой частоты вращения электродвигателя.

nдв = n3Uобщ ,

где n3 = 40 мин-1 – частота вращения звездочки подъемника;

     Uобщ – общее передаточное число привода.

Uобщ = UчпUцп ,

где Uчп = 16…50 – рекомендуемые значения передаточных чисел червячной передачи;

      Uрп = 2…3 – рекомендуемые значения передаточных чисел ремённой передачи.

nдв = 40∙(16…50)∙(2…3) = 12806000 мин-1

Для проектируемого привода к межэтажному подъемнику рекомендуют использовать асинхронные электродвигатели переменного тока.

Промышленность выпускает электродвигатели со следующими синхронными частотами вращения ротора nс = 750, 1000, 1500, 3000 мин-1.

Принимаем nс = 1500 мин-1.

1.3. Подбор электродвигателя по двум условиям.

а) По условию нормальной работы в установившемся режиме.

P'двPтабл

Для электродвигателя с nс=1500 мин-1 2,2>2,014, электродвигатель 90L4/1395 асинхронной частотой вращения nас = 1395 мин-1.

б) По условию нормальной работы период пуска (неустановившегося движения).

где k = 1,3 – коэффициент учитывающий перегрузку, которую создают вращающиеся устройства и детали в период пуска;

Тmax/T – перегрузочная характеристика электродвигателя.

 

Т.о. подобранный электродвигатель будет работать нормально в период установившегося движения и пуска, т.к. выполнены условия подбора.

2. Определение общего передаточного числа привода и его разбивка по передачам.

,                              

Uобщ = UчпUцп = 34,875

Принимаем Uрп = 2, тогда

             

Принимаем окончательные значения передаточные числа передач:

Uчп = 17,44; Uрп = 2.

3. Силовой и кинематический расчёты привода.

Вал двигателя.

P'дв = 2,014 кВт,   nас = 1395 мин-1,

,  ,

,              

1-й вал редуктора.

,        ,

,          

     ,

,        .

2-й вал редуктора.

,               ,

,          

,          

,     

3-й вал редуктора.

,         ,

,          

,       

,    

4. Расчёт червячной передачи.

4.1. Выбор материала червячного колеса и червяка, определение допускаемых контактных напряжений и напряжений изгиба.

Для червяка рекомендуют применять те же марки стали, что и для зубчатых колес, т.к. передаваемая мощность больше 1 кВт. С целью получения высоких качественных показателей  передачи применяют закалку до твердости ≥ 45 HRC, шлифование и полирование витков червяка. Для изготовления червяка используют сталь 40Х с последующей закалкой витков с использованием ТВЧ 45…48 HRC. Витки после закалки шлифуются и полируются. Применяем эвольвентный червяк, как наиболее технологичный.

Материал для изготовления червячного колеса выбираем по скорости скольжения в зацеплении.

,

Для изготовления червячного колеса выбираем материал из II группы – ЛАЖМц66-6-3-2, способ отливки – в кокиль, σв = 450 МПа, σт = 295 МПа.

Допускаемые контактные напряжения:

,

где  [σ]HO – допуск напряжения при числе циклов перемены напряжений,

[σ]HO =300МПа для червяков с твёрдостью на поверхности витков  >45HPC,

Допускаемые напряжения изгиба.

Вычисляют для материалов зубьев червячного колеса:

[σ]F = kFL∙[σ]F0

где kFL – коэффициент долговечности.

,

Здесь NFЕ = kFЕNk2 – эквивалентное число циклов нагружения зубьев червячного колеса за весь срок службы передачи.

Если NFЕ < 106, то принимают NFЕ = 106. Если NFЕ > 25∙107, то принимают

NFЕ = 25∙107;

где Nk2 – суммарное число циклов перемены напряжений;

Lh – время работы передачи, час (t∙103);

kFЕ – коэффициент эквивалентности для типовых режимов, kFЕ = 0,04.      

Nk2 = 60∙n2∙Lh                         Nk2 = 60∙40∙6∙103 = 14400000

NFЕ = kFЕNk2                NFЕ = 0,04∙14400000 = 576000

Исходное допускаемое напряжение [σ]F0 изгиба для материалов:

[σ]F0 = 0,25∙[σ]т+0,08[σ]в,               [σ]F0 = 0,25∙295+0,08∙450 = 109,75 МПа

[σ]F = kFL∙[σ]F0,                                                  [σ]F =1,06321∙109,75 = 116,6875 МПа.

[σ]H = 175–35υCK,                                            [σ]H =175–35∙2,2289=96,9885 МПа.

[σ]Fmax = 2∙[σ]T,                                                    [σ]Fmax =2∙295 = 590 МПа.

[σ]Hmax = 0,8∙[σ]T,                                              [σ]Hmax =0,8∙295=236 МПа.

4.2. Расчет червячного редуктора.

4.2.1. Межосевое расстояние, мм.

,

где Ka = 610 - для эвольвентных, архимедовых и конволютных червяков;

     Ka = 530 - для нелинейчатых червяков;

     K – коэффициент концентрации нагрузки:

при постоянном режиме нагружения K = 1

при переменном режиме нагружения K = 0,5∙(K0+1),  K = 1,06875,

где K0 – начальный коэффициент концентрации нагрузки.

мм;

Полученное расчетом межосевое расстояние округляем в большую сторону: для стандартной червячной пары – до стандартного числа из ряда (мм): 80, 100, 125, 140, 160, 180, 200, 225, 250, 280.

Для нестандартной червячной пары – до числа в табл. 24.1.

Принимаем aw = 120 мм.

4.2.2. Основные параметры передачи.

Число зубьев колеса:

Z2 = Z1U

где Z1 – число витков червяка в зависимости от передаточного числа, принимаем  2.

Предварительные значения:

Модуль передачи:

,                    мм

Принимаем m = 5 мм.

Коэффициент диаметра червяка:

          

Принимаем q = 12,5.

Минимально допускаемое значение q из условия жесткости червяка:

qmin = 0,212∙Z2                        qmin = 0,2122∙35 = 7,427

Коэффициент смещения:

           мм

Угол подъема линии витка червяка:

на делительном цилиндре:

                  

на начальном цилиндре:

                   

Фактическое передаточное число:

                   

Полученное значение Uф не должно отличаться от заданного более чем на: 5% - для одноступенчатых и 8% - для двух ступенчатых редукторов.

4.2.3.Размеры червяка и колеса.

Диаметр делительный червяка:

d1 = qm                    d1 = 12,5∙5 = 62,5 мм

Диаметр внешних витков:

dа1 = d1 + 2∙m                   dа1 = 62,5 + 2∙5 = 72,5 мм

Диаметр впадин:

df1 = d1 –2,4∙m           df1 = 62,5–2,4∙5 = 50,5 мм

Длина b1 нарезной части червяка при коэффициенте смещения X < 0:

мм

Значение b1 округляем в ближайшую сторону до числа 56 мм.

Для фрезеруемых и шлифуемых червяков полученную расчетом длину b1 увеличиваем на 25 мм, т.к. m < 10 мм, т.е. b1 = 81 мм

Диаметр делительный колеса:

d2 = Z2m                          d2 = 35∙5 = 175 мм

Диаметр вершин зубьев:

                           мм

Диаметр впадин зубьев:

df2 = d2–2∙m∙(1,2 - X)                            df2 = 175–2∙5∙(1,2 – 0,25) = 165,5 мм

Диаметр колеса наибольший:

            мм

где k = 2 для передачи с эвольвентным червяком.

Ширина венца:    b2 = ψaaw

где  ψa = 0,355 при Z1 = 1 и 2,   ψa = 0,315 при Z1 = 4

b2 = 0,355∙120 = 42,6 мм

4.2.4. Проверочный расчет передачи на прочность.

Определяем скорость скольжения в зацеплении:

,                где            ,    м/с

Здесь νw1 – окружная скорость на начальном диаметре червяка, м/с

n1 = n2Uф1 = 40∙17,5 = 700 мин -1,

 m = 5,   γw – начальный угол подъема витка

м/с

По полученному значению νск уточняют допускаемое напряжение [σ]H. Вычисляют расчетное напряжение:

где Zσ = 5350 для эвольвентных, архимедовых и конволютных червяков.

      К = KK – коэффициент нагрузки.

     ν2 – окружная скорость червячного колеса, м/с

,             м/с

K = 1 при ν2 = 3 м/с.

K - коэффициент концентрации нагрузки.

                

где θ – коэффициент деформации червяка, принимаем 121.

     X – коэффициент, учитывающий влияние режима работы передачи на приработку зубьев червячного колеса и витков червяка.

Значение X для типовых режимов нагружения и случаев, когда частота вращения вала червячного колеса не меняется с изменением нагрузки, принимаем по таблице 2.17. X = 0,5.

 МПа.

4.2.5. КПД передачи.

Коэффициент полезного действия червячной передачи:

,

где γw – угол подъема линии витка на начальном цилиндре;

ρ – приведенный угол трения, определяемый экспериментально с учетом относительных потерь мощности в зацеплении, в опорах и на перемешивания масла. Значение угла ρ трения между стальным червяком и колесом из бронзы (латуни, чугуна) принимают в зависимости от скорости скольжения νск.

νск

2

2,5

ρ

2030'

2020'

1. 2,5–2 = 0,5

2. 2020'–2030' =  – 0010'

3. – 0010' : 0,5 = – 0020'

4. 2,5–2,4104 = 0,0896

5. – 0,0896∙0020' = – 001,792'= – 001'48''

6. 2020' –( – 001'48'') = 2021'48''=2,3631

Принимаем ρ = 2021'48''

Меньшее значение ρ – для оловянной бронзы, большее – для без оловянной бронзы, латуни и чугуна.

 

4.2.6. Силы в зацеплении.

Окружная сила на колесе, равная осевой силе на червяке:

,       

Окружная сила на червяке, равная осевой силе:

dw1 = m(q + 2∙X),         dw1 = 5(12,5 + 2∙(0,25)) = 65

,         

Радиальная сила:

Для станочного угла α = 200:

,             

4.2.7. Проверка зубьев колеса по напряжениям изгиба.

Расчетное напряжение изгиба:

где K – коэффициент нагрузки значения, которого вычислены в п. 4 K = 1,0121.

YF2 – коэффициент формы зуба колеса, который выбирают в зависимости от Zν2

,                 

Zν2

35

37

YF2

1,64

1,61

1. 37 – 35 = 2                                                  4. 37 – 36,25 = 0,75

2. 1,61 – 1,64 = –0,05                                     5. 0,75∙(– 0,025) = – 0,01875

3. – 0,05 : 2 = – 0,025                                     6. 1,61 – (– 0,01875) = 1,611875

МПа

4.2.8. Проверочный расчет на прочность зубьев червячного колеса при действии пиковой нагрузки.

Проверка зубьев червяка на контактную прочность при кратковременном действии пикового момента Tпик.

Действие  пиковых  нагрузок  оценивают  коэффициентом  перегрузки  Kпер=Tпик/T, где T=Tmax – максимальный из длительно действующих (номинальный) момент.

Проверка на контактную прочность при кратковременном действии пикового момента:

Проверка зубьев червячного колеса на прочность по напряжениям изгиба при действии пикового момента:

Допускаемые напряжения [σ]Hmax и [σ]Fmax принимаем по п. 4.1.

4.2.9. Тепловой расчет.

Червячный редуктор в связи с невысоким КПД и большим выделением теплоты проверяют на нагрев.

Мощность (Вт)   на   червяке: ,  Вт

Температура нагрева масла (корпуса) при установившемся тепловом режиме без искусственного охлаждения:

где ψ = 0,3 – коэффициент, учитывающий отвод теплоты от корпуса редуктора в металлическую плиту или раму;

      [t]раб = 95 – 100 0С – максимально допустимая температура нагрева масла (зависит от марки масла);

А (м2) – поверхность охлаждения корпуса равна сумме поверхности всех его стенок за исключением поверхности дна, которым корпус прилегает к плите или раме. Размеры стенок корпуса можно взять по эскизному проекту. Приближенно площадь А (м2) поверхности охлаждения корпуса можно принимать в зависимости от межосевого расстояния:

аw, мм

100

125

А, м2

0,24

0,35

1. 125100 =25                                          4. 125120 = 5

2. 0,350,24 = 0,11                                   5. 5∙ 0,0044 = 0,022

3. 0,11 : 25 = 0,0044                                    6. 0,35 – 0,0022 = 0,328

Для чугунных корпусов при естественном охлаждении коэффициент теплоотдачи Kт = 12 – 18 Вт/(м20С) (большие значения при хороших условиях охлаждения).

0С.

5. Расчёт передачи с гибкой связью.

Используя исходные данные:кВт, Uрп =2, nрп= n1=697,5 мин-1,     i = Uрп = 2,  мы рассчитываем клиноремённую передачу.

При заданной мощности  –  кВт и частоте n1 = 697,5 мин-1 рекомендуется выбрать сечение  ремня  «А».

Исходя из рекомендаций, выбираем  диаметр ведущего  шкива dр1 = 112 мм, и находим из таблицы P0 = 1,86 кВт.

Находим  диаметр dр2 ведомого шкива:

мм.

Предварительно принимаем   мм.

Рассчитываем длину ремня:

мм.     Принимаем  мм.

Уточняем межосевое расстояние :

 мм.

Определяем угол обхвата ремня меньшего шкива:

;

Определяем мощность, передаваемая одним ремнём :  

, где: Сi = 1,128 – коэффициент  передаточного отношения;

Сl = 0,87 – коэффициент длинны ремня;

Сp = 1,2 – коэффициент режима нагрузки;

Сα– коэффициент режима нагрузки.

  1.  160 – 150 = 10;                4. 152,24348 – 150 = 2,24348;
  2.  0.95 – 0,92 = 0,03;          5. 2,24348∙0,003 = 0,0067304;
  3.  0,03/10 = 0,003;              6.  0,92 + 0,0067304 = 0,9267304.       Сα = 0,9267304;

кВт;

Находим число ремней, где :     Р = Рдв – мощность на ведущем валу передачи;

Сz – коэффициент числа ремней (выбирается методом подбора);

;  принимаем  Z = 2.

Определяем силу натяжения одного ремня:

при  ;

;

.

Определяем равнодействующую силу на валу:

при статическом состоянии передачи:

–  угол между ветвями ремня;

;

при  n = 697,5 мин -1:

.

Ресурс наработки ремней находим по формуле:  T = Tcp∙К1∙К2,

где К1 = 1, К2 = 1, Tcp=2000 ч;

T = Tcp∙К1∙К2 = 2000∙1∙1 = 2000 ч.

6. Подбор муфты и согласование диаметров валов электродвигателя и редуктора с отверстиями полумуфт.

Подбираем муфту согласно заданного типа – упругую муфту. Согласно кинематической схемы привода данная муфта соединяет тихоходный вал червячного редуктора и рабочий элемент машины. Выбор осуществляем по передаваемому данной муфтой моменту, который вычисляется по формуле:

где К– коэффициент режима работы, для данного привода принимаем: К = 1,25;

        ТН – крутящий момент, в данном случае ТН = Т3 = 365,4068 Н·м;

        Ттаб – табличное значение момента, который передает муфта, Н·м.

Выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую ввиду её широкого распространения, просты конструкции, удобства замены упругих элементов. С учетом  согласования внутренних посадочных диаметров полумуфт и диаметра тихоходного вала червячного редуктора (d = 50 мм – конический хвостовик) принимаем следующие полумуфты одного размерного ряда по ГОСТ 21424-75:

Левая и правая полумуфты имеют диаметры d = 50 мм, исполнения 2 (с коническим отверстием) – для посадки на вал редуктора и на рабочий элемент машины.

Муфта передает номинальный вращающий момент 358,0986 Н·м, что удовлетворяет условию:

Полное обозначение принятой муфты: муфта 710-50-2-У2 ГОСТ 21424-75.

7. Расчёт валов.

7.1. Эскизы и проектный расчёт валов.

7.1.1. Быстроходный вал (червяк).

Предварительные размеры диаметров определяем по формулам (см. рис.1):

,    

где  tкон – высота заплечика, для d = 24…30 мм  tкон = 1,8 мм;

       r – координата фаски подшипника, для d = 24…30 мм  r = 2 мм;

      ТБ – номинальный момент, передаваемый ремнём, т.е. ТБ = Т1 =26,19403 Н·м.

При согласовании с отверстием шкива, принимаем d = 24 мм.

Округляем до ближайшего стандартного размера внутреннего диаметра подшипника и принимаем dП = 30 мм.

dБП – принимаем равным диаметру впадин витков червяка, т.е. dБП  = 40 мм.

Конец вала с резьбовым окончанием подбираем согласно ГОСТ 12081-72 по номинальному диаметру d = 24 мм.

 

Рисунок 1. Эскиз быстроходного вала.

7.1.2. Тихоходный вал (червячное колесо).

Предварительные размеры диаметров определяем по формулам (см. рис.2):

     

где   ТТ – номинальный момент на выходном валу редуктора, т.е. ТТ = Т2 =           = 365,40676 Н·м.

          tкон = 2,3 мм для d = 45…50 мм;

          r = 3 мм  для d = 45…50  мм.

Принимаем ближайшее стандартное значение d = 50 мм.

 

 

Принимаем: dП = 55 мм, dБП = 65 мм.

Конец вала с резьбовым окончанием подбираем согласно ГОСТ 12081-72 по номинальному диаметру d = 50 мм.

Рисунок 3. Эскиз тихоходного вала.

7.2. Подбор типа, схемы установки и размеров для опор валов.

Преимущественно в червячных редукторах применяют конические роликовые подшипники. Следуя этой рекомендации предварительно назначаем:

-для опор червяка: обозначение 7206А ГОСТ27365-87; d =30 мм; D =62 мм; Тнаиб = 17,5 мм; легкая серия;

-для опор червячного колеса: обозначение 7210А  ГОСТ27365-87; d =50 мм; D = 100 мм; Тнаиб = 22 мм; легкая серия.

7.3. Компоновка и конструктивная разработка редуктора

В месте контакта червяк - червячное колесо скорость скольжения составляет Vск = 2,2289м/с. Согласно рекомендациям для Vск < 5м/с принимаем нижнее расположение червяка. Выполняем эскизную компоновку, учитывая рассчитанные и принятые параметры: червячной передачи, диаметров валов, геометрических параметров подшипников, параметра а – расстояния между внутренней поверхностью стенок корпуса и поверхностью вращающихся элементов передачи, параметра b0 – расстояния между дном корпуса и поверхностью червяка (см. рис.3).

Установив характерный размер l = 152 мм – расстояние между торцами опор-подшипников червяка, определяем соотношение:

Согласно рекомендациям, когда  при n1 < 1500 об принимаем схему установки подшипников с одной фиксирующей и одной плавающей опорами. Так как диаметр вершин витков червяка больше диаметра наружного кольца подшипника, в качестве фиксирующей опоры принимаем схему с двумя коническими роликовыми подшипниками, закрепленными в стакане глухой крышкой. В качестве плавающей опоры принимаем роликовый радиальный с короткими цилиндрическими роликами подшипник 12206 ГОСТ 8328-75.

Для опор червячного колеса принимаем схему «враспор».

Как наиболее удобную (по условиям сборки червяка и колеса, регулировки) и технологичную в данном случае принимаем конструкцию корпуса редуктора со съёмной крышкой, стык которой приходится по оси тихоходного вала.

Назначаем закладные крышки для подшипников.

7.4. Расчет шпоночных соединений.

Шпоночное соединение двух деталей образуется при помощи шпонки, которая является связью между ними.

Шпоночное соединение передает нагрузку в виде вращающего момента.

Для образования шпоночного соединения используют следующие типы шпонок: призматические (наиболее распространенные), сегментные, тангенциальные, цилиндрические и сравнительно редко клиновые.

Первые четыре типа несмотря на различную форму имеют один метод расчета.

Шпоночное соединение может потерять работоспособность по двум причинам:

а) смятие боковых рабочих поверхностей шпонки;

б) продольный срез шпонки.

Условия прочности которые обеспечивают работоспособность шпоночного соединения имеют вид:

Для стандартных шпонок выполнение первого условия приводит к автоматическому выполнению второго, поэтому такие шпонки рассчитывают только по напряжениям смятия.

Выполняют проверочный или проектный расчет шпоночного соединения по формуле:

где    Т – передаваемый вращающий момент, Н·м;

        d – диаметр вала в месте установки шпонки, мм;

        lP – рабочая длина шпонки, lP = l – для шпонки с плоскими торцами,           lP = l-b – для шпонки со скруглёнными торцами, мм;

        h – высота шпонки, мм;

        [σсм] – допускаемое напряжение смятия, при неподвижном соединении вала и стальной (чугунной) ступицы [σсм] = 60…100 МПа, при посадках с натягом [σсм] = 110…200 МПа.

Произведем проверочные расчеты для шпоночных соединений.

Соединение вал двигателя – ведущий шкив. Принимаем шпонку без закруглений, Т = 13,7866 Н·м, d = 24 мм, l = lР = 30 мм, h = 7 мм, b = 8 мм. Проверка:

Соединение червячный (быстроходный) вал редуктора – ведомый шкив. Принимаем шпонку без закругления, Т = 26,194 Н·м, d = 24 мм, l = lР =26 мм,   h = 4 мм, b = 4 мм. Проверка:

Соединение тихоходный вал редуктора – ступица червячного колеса. Принимаем шпонку с плоскими торцами, Т=365,4068Н·м,d=64 мм, l=lР=35 мм, h = 11 мм, b = 18 мм. Проверка:

Соединение тихоходный вал редуктора – правая полумуфта. Принимаем шпонку без закруглением, Т = 358,0986 Н·м, d = 50 мм, l = lР = 37 мм,  h = 8 мм, b = 12 мм. Проверка:

Все проверки выполняются по условию допускаемого напряжения смятия, т.е. подбор шпонок осуществлен правильно.

7.5. Расчет валов на статическую прочность

7.5.1. Расчет тихоходного вала (червяка)

Выполним построение эпюр изгибающих моментов в вертикальной и горизонтальной плоскостях. Для этого необходимо определить реакции в опорах. Прикладываем к валу внешние нагрузки (см. рис. 4):

-силы в зацеплении: Fa1 = 4176,0772 Н, Ft1 = 818,2664 Н, Fr1 = 1537,8504 Н;

-входная сила: Fвх = Fк =811,342 Н,

     Рассмотрим силы и реакции, действующие на вал в плоскости YOZ:

 

Проверка:                   

I грузовой участок,

II грузовой участок,

Рассмотрим силы и реакции, действующие на вал в плоскости XOZ:

Проверка:                 

I грузовой участок,

II грузовой участок,

III грузовой участок,

Эпюры изгибающих моментов в плоскостях изображены на рис.4.

Рисунок 4. Эпюры изгибающих моментов быстроходного вала.

Расчет быстроходного вала на статическую прочность.

Проверка статической прочности выполняется в целях предупреждения пластических деформаций в период действия кратковременных перегрузок (например, при пуске, разгоне, торможении и т.д.). Расчет валов ведется по следующей методике:

а) нормальные σ и касательные τ напряжения в рассматриваемом сечении (сечения выбираются самые опасные с точки зрения присутствия высоких изгибающих моментов и наличия концентраторов напряжений) вала при действии максимальных нагрузок:

где  Ммах – суммарный изгибающий момент, Н·м:

здесь КП – коэф. перегрузки, КП = 2,2;

      МКмах – крутящий момент, Н·м:

 W, WK – моменты сопротивления сечения вала при расчете на изгиб и кручение, мм3 :

- для сплошного круглого сечения;

- для вала со шпоночным пазом;

      А – площадь поперечного сечения, мм2 :

- для сплошного круглого сечения;

- для вала со шпоночным пазом;

б) частные коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:                        

где   σТ,  τТ   -  пределы  текучести,  для   стали  40Х  диаметра   <  120  мм  σТ =  750  МПа,  τТ =   450  МПа.

в) общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести при совместном действии нормальных и касательных напряжений:

г) статическая прочность обеспечена, если ST ≤ [ST] = 1,3…2 – минимально допустимое значение общего коэффициента запаса по текучести.

Из рассмотрения эпюр внутренних силовых факторов и конструкции узла следует, что опасными являются сечения I-I и II-II (см. рис.4):

I-I – сечение нагружено изгибающими моментами, концентратор напряжения – проточка. При  d = 24 мм.

;  

;

КП = 2,2;  Fa1 =  4176,0772 Н;  Т1 = 26,194 Н/м; Мх1 = 27154,1366 Н·мм;       Му1 = 12640,9173 Н·мм;  σТ = 750 МПа; τТ =  450 МПа.

;

;

 

 

II-II – сечение нагружено максимальными по эпюре изгибающими моментами.  При   d = 72,5 мм.

;;

;

КП = 2,2;  Fa1 =  4176,0772 Н;  Т1 = 26,194 Н/м; Мх2 = 147970,368 Н·мм;         Му2 = 68883,839 Н·мм;  σТ = 750 МПа; τТ =  450 МПа.

;

;

  

III-III – сечение нагружено максимальными по эпюре изгибающими моментами.  При   d = 24 мм.

;  ;

;

КП = 2,2; Fa1 =  4176,0772 Н; Т1 = 26,194 Н/м; Мх2= 60850,637 Н·мм; Му2= 0Н·мм;  σТ = 750 МПа; τТ =  450 МПа.

;

;

  

Из расчетов:

для сечения I-I   St1 = 9,6875 ≥ [St] = 1,3…2 – статическая прочность обеспечена;

для сечения II-II    St2 = 63,1 ≥ [St] = 1,3…2 – статическая прочность обеспечена.

для сечения III-III St2 = 6,047 ≥ [St] = 1,3…2 – статическая прочность обеспечена.

7.5.2. Расчет быстроходного вала (колеса)

Прикладываем к валу внешние нагрузки (см. рис. 5):

-силы в зацеплении: Fa2 = 818,2664Н,  Ft2 = 4176,0772Н,  Fr2 = 1537,85Н;

-входная сила: .

Рассмотрим силы и реакции, действующие на вал в плоскости YOZ:

Проверка:                      

I грузовой участок,

II грузовой участок,

Рассмотрим силы и реакции, действующие на вал в плоскости XOZ:

Проверка:            

I грузовой участок,

II грузовой участок,

III грузовой участок,

Эпюры изгибающих моментов в плоскостях изображены на рис.5.

Рисунок 5. Эпюры изгибающих моментов тихоходного вала.

Расчет тихоходного вала на статическую прочность.

Из рассмотрения эпюр внутренних силовых факторов и конструкции узла следует, что опасными являются сечения I-I и II-II и III-III (см. рис.5):

I-I – сечение нагружено изгибающими моментами, осевой силой, концентратор напряжений – посадка с натягом колеса на вал;

II-II – сечение нагружено максимальными по эпюре XOZ изгибающими моментами, концентратор напряжений – посадка с натягом внутреннего кольца подшипника на вал.

III-III – посадка с натягом внутреннего кольца подшипника на вал.

По указанной выше методике производятся расчеты статической прочности вала.    d = 64 мм и b =18 мм и h = 11 мм.

;

КП = 2,2;  Fa2 =  818,2664 Н;  Т2 = 365,4068 Н/м; Мх1 = 239400,512 Н·мм;             Му1 = 78340,34 Н·мм;  σТ = 750 МПа; τТ =  450 МПа.

;

;

  

IIII.  При   d = 55 мм.

;  

;

КП = 2,2;   Fa2 =  818,2664  Н;   Т2  =  365,4068  Н/м;  Мх2  =  261645,01 Н·мм;   Му2 = 0 Н·мм;  σТ = 750 МПа; τТ =  450 МПа.

;

;

;

    

IIIIII.   При   d = 55 мм.

;  

;

КП = 2,2;   Fa2 =  818,2664  Н;   Т2  =  365,4068  Н/м;  Мх2  =  2717,352Н·мм;   Му2 = 6779,453 Н·мм;  σТ = 750 МПа; τТ =  450 МПа.

;

;

          

Из расчетов:

для сечения I-I  St1  = 20,3589 ≥ [St] = 1,3…2 – статическая прочность обеспечена;

для сечения II-II  St2 = 13,7426 ≥ [St]=1,3…2 – статическая прочность обеспечена.

для сечения III-III St3 = 88,556 ≥ [St]=1,3…2 – статическая прочность обеспечена.

7.6 Уточненный расчет валов

Уточненный расчет на сопротивление усталости отражают влияние разновидности цикла напряжений, статических и усталостных характеристик материалов, размеров, формы и состояния поверхности. Расчет выполняется в форме проверки коэффициента S запаса прочности, минимально допустимое значение которого принимается  [S] =  2,5.

Для каждого из установленных опасных сечений вала вычисляется коэффициент S:

где  Sσ и Sτ – коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям, определяются по зависимостям:

здесь  σа и τа – амплитуды напряжений цикла;

         τm – средние напряжения цикла, τm = τк /2;

         ψτD – коэффициент влияния ассиметрии цикла напряжений для рассматриваемого сечения, , ψτ = 0,1 – для стали 40Х при диаметре 120 мм, КτD – см. ниже.

Напряжения в опасных сечениях вычисляются:

,   ,

где   - результирующий изгибающий момент, Н·м;

МК - крутящий момент, МК = Т, Н·м;

W и WK - моменты сопротивления сечения вала при изгибе и кручении, мм3.

Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении:

 ,    ,

где  σ-1 и τ-1 - пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения, для  стали  40Х  при диаметре 120  мм  σ-1 = 410 МПа, τ-1 = 240МПа;

        КσD и КτD - коэффициенты снижения предела выносливости.

Значения КσD и КτD вычисляются:

   ,    ,

где  Кσ и Кτ - эффективные коэффициенты концентрации напряжений;

К и К - коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения;

К и К - коэффициенты влияния качества поверхности;

KV  - коэффициент влияния поверхностного упрочнения.

7.6.1. Расчет на сопротивление усталости быстроходного вала (червяка).

По указанной выше методике производятся расчеты сопротивления усталости быстроходного вала. Обоснование выбора необходимых в расчетах коэффициентов.

Для сечения I - I :

Кσ = 2,55 и  Кτ = 2,1 – при  σВ = 900 МПа  и  t/r = 6,  r/d = 1/30 = 0,0333;

(таб.10,10 стр. 171)

К = 0,88 и К = 0,88– при диаметре вала = 30 мм;(табл. 10,7 стр. 170)

К = 0,82 и К = 0,89 – для Ra = 3,2 – обтачивание чистовое при σВ > 700 МПа; (табл. 10,8 стр. 170).

KV  = 1 – без упрочнения, при Кσ > 1,8.

     Для сечения I-I :   При d = 24  мм.

; ;  Т1 = 26,194 Н/м;    ;  Мх1 =  27154,1366  Н·мм;

Му1 = 12640,9173 Н·мм;  σТ = 750 МПа; τТ =  450 МПа.

;

;

Кσ = 2,55;   Кτ = 2,1;   К = 0,88;   К = 0,88;  К = 0,82;  К = 0,89 ;   KV  = 1; σ-1  =  410 МПа,  τ-1  =  240 МПа;

 

;   .

ψτ = 0,1;    

;

Для сечения II-II :  При df1= 50,5

Кσ = 2,5 и Кτ = 1,9 – при σВ = 900 МПа – нарезка витков червяка;

К = 0,8065 и К = 0,8065 – при диаметре вала = 50,5 мм;

К = 1 и К = 1 – для Ra < 0,2 – шлифование и полирование при σВ > 700 МПа;

KV  = 2,8 – при закалке ТВЧ и Кσ > 1,8.

     При df1= 50,5 мм следовательно d2= 50,5

; ;      Т2 = 26,194 Н/м;    ;  Мх2 =  68883,839  Н·мм;

Му1 = 147970,368 Н·мм;  σТ = 750 МПа;  τТ =  450 МПа.

;;            

Кσ2 = 2,5;  Кτ2 = 1,9;  К2 = 0,8065;  К2 = 0,8065; К2 = 1; К2 = 1;  KV  = 2,8; σ-1 = 410 МПа,  τ-1 = 240 МПа;

;   .

ψτ = 0,1;                   

;

Для сечения III-III :  При d = 24  мм.

;;  Т1 = 26,194 Н/м;    ;  Мх3 =  60850,637  Н·мм;

Му3 = 0 Н·мм;  σТ = 750 МПа; τТ =  450 МПа.

;

;

Кσ = 2,55;   Кτ = 2,1;   К = 0,88;   К = 0,88;  К = 0,82;  К = 0,89 ;   KV  = 1; σ-1  =  410 МПа,  τ-1  =  240 МПа;

 

;  .

ψτ = 0,1;    ;

 ;

Из расчетов:

для сечения I-I    S1 = 4,984 ≥ [S] = 2,5 – запас прочности обеспечен;

для сечения II-II    S2 = 28,496 ≥ [S] = 2,5 – запас прочности обеспечен.

для сечения III-III  S3 = 2,8041 ≥ [S] = 2,5 – запас прочности обеспечен.

7.6.2. Расчет на сопротивление усталости тихоходного вала (колеса).

По указанной выше методике производятся расчеты сопротивления усталости быстроходного вала. Обоснование выбора необходимых в расчетах коэффициентов.

Для сечения I-I :

Кσ =4,76 и Кτ / К = 2,84 – для посадки с натягом на вал диаметра 64 мм;

К = 0,91 и К = 0,95 – для Ra = 0,8 – шлифованная поверхность вала              при σВ > 700 МПа; KV  = 1 – без упрочнения.

При   d = 64 мм  и  b =18 мм  и  h = 11 мм.

Т2 = 365,4068 Н/м;  Мх1 = 239400,512 Н·мм;  Му1 = 78340,34 Н·мм;                  σТ = 410 МПа; τТ =  240 МПа.

;

;     

  Кσ1 / Кdσ1 = 4,76;     К τ1 /  Кd τ1  =  2,84;     К1 = 0,91;    К1 = 0,95;   KV1  =1;  σ-1=410 МПа,  τ-1 = 240 МПа;

;   .

ψτ = 0,1 ;  ;    ;

Для сечения II-II :

Кσ / К = 4,6 и Кτ / К = 2,75 – для посадки с натягом на вал диаметра 55 мм;

К = 0,86 и К = 0,92 – для Ra = 1,25 – шлифованная поверхность вала

при σВ > 700 МПа;

KV  = 1 – без упрочнения.

При   d = 55 мм.

;;

Т2 = 365,4068 Н/м;    ;  Мх2 =  261645,01  Н·мм;

Му2 = 0 Н·мм;  σТ = 410 МПа; τТ =  240 МПа.

;

;

Кσ / К = 4,6 и Кτ / К = 2,75 – для посадки с натягом на вал диаметра 55 мм;

К = 0,86 и К = 0,92 – для Ra = 1,25 – шлифованная поверхность вала

при σВ > 700 МПа;

KV  = 1 – без упрочнения.

 

;   .

ψτ = 0,1;    ;   ;

Для сечения III-III : При   d = 55 мм.

;;

Т2 = 365,4068 Н/м;    ;  Мх3 =  20717,352  Н·мм;     Му3 = 6779,453 Н·мм;  σТ = 410 МПа; τТ =  240 МПа.

;

;

Кσ / К = 4,6 и Кτ / К = 2,75 – для посадки с натягом на вал диаметра 55 мм;

К = 0,86 и К = 0,92 – для Ra = 1,25 – шлифованная поверхность вала

при σВ > 700 МПа;

KV  = 1 – без упрочнения.

 

;   .

ψτ = 0,1;    ;   ;

Из расчетов:

для сечения I-I    S1 = 6,272 ≥ [S] = 2,5 – запас прочности обеспечен;

для сечения II-II    S2 = 4,329 ≥ [S] = 2,5 – запас прочности обеспечен;

для сечения II-II    S3 = 7,2596 ≥ [S] = 2,5 – запас прочности обеспечен.

7.7. Расчет червяка на жесткость

Для обеспечения правильности зацепления червячной пары проводим проверку на изгибную жесткость червяка.

Изгибная жесткость обеспечивается при выполнении условий:

f ≤ [f]; θ ≤ [θ];

где [f] – допускаемый прогиб упругой линии вала, для валов червяка

 [f] ≈ (0,005…0,01)m = (0,025…0,05) = 0,0425мм;

 [θ] – допускаемый угол наклона упругой линии вала,  для подшипников

       качения [θ] = 0,001рад.

При симметричном расположении опор червяка максимальный прогиб:

где l – расстояние между опорами червяка, l = 152мм;

 Ft1 – окружное усилие на червяке, Ft1 = 818,2664 Н;

 Fr1 – радиальное усилие на червяке, Fr1 = 1537,8504 Н;

 Е – модуль продольной упругости, для стали Е = 2,1·105 МПа;

 Iпр – приведенный модуль инерции сечения червяка с учётом витков резьбы:

Угол наклона в наиболее опасном сечении при изгибе II-II (см. рис 4):

Из расчетов: оба условия (f ≤ [f] и θ ≤ [θ]) выполняются, следовательно изгибная жесткость червяка обеспечена.

8. Проверка долговечности подшипников качения

8.1. Проверка долговечности подшипников качения фиксирующей и плавающей опоры вала червяка:

Исходные данные:

-частота вращения вала n = 1395 мин-1;

-требуемый ресурс при вероятности безотказной работы 90% L10ah = 6000 ч.;

-диаметр посадочной поверхности вала d = 24 мм;

-максимальные длительно действующие силы: Fr1max, Fr2max, FАmax;

-режим нагружения III;

- кратковременные перегрузки до 150%;

-условия работы подшипника – обычные;

- температура работы  81,277°С.

а) Для типового режима нагружения III коэф-ент эквивалентности КЕ = 0,56.

Вычисляем эквивалентные нагрузки:

 Н;

Н;

Н.

Расчет продолжаем для фиксирующей опоры вала червяка:

б) Предварительно назначаем подшипники роликовые конические однорядные с повышенной грузоподъёмностью лёгкой серии обозначение – 7211А. Для этих подшипников по ГОСТ 27365 - 87 имеем:  d = 30мм,  D = 62мм, Сr = 84200 Н, С0r = 61000 Н, е = 0,4.  Схема установки подшипников – враспор.

в) Для комплекта из двух роликоподшипник имеем:

Сrсум= 1,714·Сr= 1,714· 84200= 144318,8 Н;     С0rсум= 2· С0r= 2· 61000= 122000 Н.

г) Отношение  ,  определим значение угла:

тогда для двухрядного роликового радиально-упорного подшипника:X = 0,67;  Y = 0,67·ctgα = 2,512.

д) Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка при КБ = 1,3, КТ = 1:

Н.

е) Расчетный скорректированный ресурс при а1 = 1, а23 = 0,6 и к = 10/3:

.

ж) Проверка выполнения условия . С этой целью вычисляем эквивалентную динамическую радиальную нагрузку при наибольших значениях заданных сил переменного режима нагружения:

 

з) Так как расчетный ресурс больше требуемого и выполняется условие , то назначенные подшипники 7211А пригодны, причём при требуемом ресурсе надежность выше 90%.

Расчет продолжаем для плавающей опоры вала червяка:

б) Предварительно назначаем подшипник роликовый радиальный с короткими цилиндрическими роликами лёгкой серии, обозначение 12206. Для этого подшипника по ГОСТ 8328–75 имеем: d = 30 мм, D = 62 мм, Сr = 22400 Н , С0r= 12000 Н.

в) Вычисляем эквивалентную динамическую нагрузку:

г) Расчетный скорректированный ресурс при а1 = 1, а23 = 0,6 и к = 10/3:

д) Проверка выполнения условия . С этой целью вычисляем эквивалентную динамическую радиальную нагрузку при наибольших значениях заданных сил переменного режима нагружения:

е) Так как расчетный ресурс больше требуемого и выполняется условие , то назначенный подшипник 2205 пригоден, причём при требуемом ресурсе его надежность выше 90%.

8.2. Проверка долговечности подшипников качения опор тихоходного вала

Исходные данные:

-частота вращения вала n = 40 мин-1;

-требуемый ресурс при вероятности безотказной работы 90% L10ah = 6000 ч.;

-диаметр посадочной поверхности вала d = 55 мм;

-максимальные длительно действующие силы: Fr1max, Fr2max, FАmax;

-режим нагружения III;

- кратковременные перегрузки до 150%;

-условия работы подшипника – обычные;

- температура работы 81,277°С.

а) Для типового режима нагружения III коэф-ент эквивалентности КЕ = 0,56.

Вычисляем эквивалентные нагрузки:

Н;

Н;

Н.

б) Предварительно назначаем подшипники роликовые конические однорядные повышенной грузоподъемности легкой серии, обозначение 7211А, схема установки – враспор.  Для  этих  подшипников  по ГОСТ 27365-87  имеем: d = 55мм, D = 100мм, Сr = 84200 Н, С0r = 61000 Н, е = 0,40, Y = 1,5.

в) Минимально необходимые для нормальной работы радиально-упорных подшипников осевые силы:

Н;

Н.

Находим осевые силы, нагружающие подшипники. Так как Fa1min > Fa2min и FA>0, то Fa1 = Fa1min = 835,1377  Н; Fa2 = Fa1 + FА = 835,138+483,389 = 1318,527 Н.

г) Отношение , тогда для опоры 1 :X=1,Y= 0.

               , тогда для опоры 2: X = 1,Y = 0.

д) Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка при Кσ = 1,3, КТ = 1:

Н.

е) Для более нагруженной опоры 1 вычисляем расчетный скорректированный ресурс при а1 = 1, а23 = 0,6 и к = 10/3:

ж) Проверка выполнения условия . С этой целью вычисляем эквивалентную динамическую радиальную нагрузку при наибольших значениях заданных сил переменного режима нагружения для более нагруженной опоры 1:

Минимально необходимые для нормальной работы радиально-упорных подшипников осевые силы:

Н;

Н.

Находим осевые силы, нагружающие подшипники. Так как Fa1min> Fa2min и FA>0, то Fa1 = Fa1min = 1491,317 Н.(см. табл. 7.2)

Отношение   , тогда для опоры 1:  X = 1,  Y = 0.

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка при Кσ = 1,3, КТ = 1:

з) Так как расчетный ресурс больше требуемого и выполняется условие , то назначенные подшипники 7211А пригодны, причём при требуемом ресурсе надежность выше  90%.

9. Подбор марки масла для редуктора и смазка подшипников качения

Для уменьшение потерь мощности на трение, снижения интенсивности изнашивания трущихся поверхностей, их охлаждения и очистки от продуктов износа, а также для предохранения от заедания, задиров, коррозии должно быть обеспечено надежное смазывание трущихся поверхностей.

9.1 Смазывание червячной передачи

Для смазки разработанной червячной передачи применяем картерную систему. В корпус редуктора заливают масло так, чтобы венец червяка был в него погружён. При вращении червяк увлекает масло в зону зацепления. Требуемую кинематическую вязкость масла определяем в зависимости от контактного напряжения σH = 244,2775 МПа и скорости скольжения Vск = 2,2289 м/с. Для червячной передачи при 100°С принимаем кинематическую вязкость 25 мм2/с. При данной вязкости назначаем марку масла авиационное МС-20.

Объем масла приближенно вычисляем по внутренним размерам картера редуктора : параллелепипед 275 х 27 х 165 мм.

.

9.2. Смазывание подшипников

Назначаем уровень налива масла:

-нижний уровень – погружение червячного колеса не менее 10 мм, ;

-верхний уровень –  .

Подшипники опоры червяка непосредственно погружены в масло – смазка обеспечена.

Подшипники опор тихоходного вала смазываются потоками стекающего с лотков скребка, стенок корпуса разбрызганного шайбами масла.

9.3. Смазочные устройства.

При загрязнении масла (наличие механических примесей, резко измененный цвет, наличие воды в масле) его меняют. Для слива масла в корпусе предусмотрено сливное отверстие, закрываемое пробкой с цилиндрической резьбой. Параметры сливной пробки: резьба М12х1,5-7Н; L = 14 мм (см. рис.6,а).

Для залива – заливной отверстие, закрываемое пробкой с цилиндрической резьбой и установленным на ней щупом (маслоуказателем) – для контроля уровня масла в картере. На поверхности щупа имеются риски, указывающие на min и max уровни (см. рис. 6, б).

Рисунок 6.       а)                б)

9.4. Уплотнительные устройства

Для предохранения от вытекания масла из подшипниковых узлов, а также для защиты их от попадания извне пыли и влаги назначаем уплотнительные устройства манжеты резиновые армированные по ГОСТ 8752-79. Манжета устанавливается открытой стороной внутрь корпуса.

При длительной работе в связи с нагревом воздуха повышается давление внутри корпуса. При интенсивном тепловыделении это приводит к просачиванию масла через уплотнения и стыки. Чтобы избежать этого, внутреннюю полость корпуса необходимо сообщить с внешней средой. Таким образом назначаем установку отдушины в крышке люка.

10. Определение размеров некоторых элементов корпуса редуктора, крепежных деталей.

10.1. Закладные(привёртные) крышки.

Глухая крышка червячного вала(см. рис.7).

Согласно таблицам и рекомендациям принимаем параметры:

D = 72 мм;  δ = 6 мм;  δ1 = 1,2·δ = 7,2 мм; l >b = 5мм; S = (0,9…1)·δ = 6 мм.

Крышка с отверстием для конца входного вала.

Выполняется по аналогичным (глухой крышки) параметрам, за исключением:

Рисунок 7

Глухая крышка червячного колеса (см. рис.8).

Согласно таблицам и рекомендациям принимаем параметры:

D = 92 мм; δ = 7мм; δ1 = (0,9….1)·δ = 7мм.

Рисунок 8

10.2. Элементы корпуса

Стенки редуктора выполняют одинаковой толщины, которую назначаем по условию хорошего заполнения формы жидким металлом (серый чугун СЧ15), т.е.:                                                   

где Т – вращающий момент на выходном валу, Т = 365,4068 Н·м.

Принимаем δ = 7 мм.

Плоскости стенок, приливов, фланцев, обработанных платиков сопрягают дугами радиуса

Во избежание смещения платиков при литье принимаем размеры их сторон больше на величину С = 3мм, высоту платиков принимаем

Соединения корпуса и крышки. Размеры конструктивных элементов (см. рис. 9): δ = 7мм; b = 1,5 δ = 9мм; l = (2…2,2) δ = 12 мм; в силу конструктивных особенностей болтового крепления крышки принимаем b1 = 22мм.

Рисунок 9  Наплыв

Для осмотра, регулировки, контроля правильности зацепления и расположения пятна контакта, залива масла в крышке корпуса предусмотрен люк размерами 62х74мм. Его крепление к крышке – посредством винтов с цилиндрическими головками под плоскую отвертку.

Крепление крышки редуктора к корпусу выполняют винтами с цилиндрической головкой и шестигранным углублением под ключ, установленными в нишах. Диаметр винтов:

, принимаем d=12мм. Размеры конструктивных элементов (см. рис.10 а,б): К1 = 2,1d = 21мм, С1 = 1,05d = 10мм, из-за конструктивных особенностей принимаем К1 = 25мм, С1 = 14мм.

Для точного фиксирования крышки относительно корпуса, предотвращения их взаимного сдвига при растачивании подшипниковых отверстий, устанавливаются два конических штифта с внутренней резьбой (см. рис. 10 ).

Рисунок 10

Опорную поверхность дна редуктора оформляем в виде двух параллельных платиков в углах которых расположены отверстия для болтов крепления. Диаметр болтов dф ≈ 1,25d = 10мм, число болтов z = 4 – при аw < 125мм.

Для подъема и транспортирования редуктора в сборе назначаем отлив проушин на крышке в виде ребра с отверстием (см. рис. 11).

Рисунок 11

11. Расчет допусков формы и расположения поверхностей конструируемых деталей

11.1. Червяк:

-допуск цилиндричности посадочных поверхностей для подшипников качения: мкм, где t – допуск размера для диаметра 30k6.

-допуск соосности посадочных поверхностей для подшипников качения относительно их общей оси: Т = 1мкм – для конического роликового и для радиального роликового с короткими цилиндрическими роликами.

-допуск перпендикулярности базового торца вала: Т = 12мкм – при                                d0=40 мм и базировании роликовых подшипников.

-допуск симметричности шпоночного паза хвостовика:  мкм и параллельности шпоночного паза хвостовика:  мкм, где t – допуск ширины шпоночного паза для размера 8Р9.

11.2. Стакан:

-допуск цилиндричности: мкм, где t – допуск размера для диаметра 60Н7.

-допуск соосности посадочных поверхностей стакана:  мкм, где t – допуск размера для диаметра 70js6.

-допуск перпендикулярности: Т = 16 мкм на диаметре D = 60 мм и базировании роликовых подшипников.

-допуск параллельности: Т= 20 мкм на диаметре D= 60 мм и базировании роликовых подшипников.

11.3. Крышка корпуса

-допуск плоскостности по ГОСТ Р 50891-96 на плоскость разъема                      Т = 0,01/100 мм/мм.

-допуск цилиндричности на базовые отверстия для опор валов: мкм, где t – допуск размера для диаметра 100H7.

-допуск соосности на пару отверстий под кольца подшипника относительно их общей оси: Т = 2 мкм – для базирования конических роликовых.

-допуск перпендикулярности фланца крышек: Т = 46 мкм – для для базирования конических роликовых подшипников и диаметра фланца 200 мм.

11.4.. Шкив.

-допуск симметричности шпоночного паза хвостовика:  мкм и параллельности шпоночного паза хвостовика:  мкм, где t – допуск ширины шпоночного паза для размера 8Р9.

-допуск радиального биения конусной поверхности ручьёв перпендикулярно образующей:  мкм, где t – удельное биение шкива (мм/мм) принимаем в зависимости от частоты вращения n = 697,5 об/мин.

-допуск  цилиндричности  базового  отверстия:  мкм, где t – допуск размера для диаметра 24H7.

-допуск параллельности шпоночного паза хвостовика: мкм, где t – допуск ширины шпоночного паза для размера 8Р9.

12. Посадки в сопряжениях деталей

12.1. Выбор посадок подшипников

Для того чтобы избежать явления проворачивания и обкатывания кольцом подшипника сопряженной детали и, как следствие, развальцовку посадочных поверхностей и контактную коррозию, назначаем посадку подшипников с натягом.

Согласно ГОСТ 3325-85 назначаем поля допусков на диаметр отверстия подшипников L0; поля допусков на наружный диаметр подшипников l0 (т.к. используем подшипники класса точности 0).

Выбор поля допуска червячного вала и отверстия корпуса.

Внутреннее кольцо подшипника вращается вместе с валом относительно действующей радиальной нагрузки и имеет, следовательно, циркуляционное нагружение. Отношение эквивалентной динамической нагрузки к динамической грузоподъемности на быстроходном валу:

.

По таблице назначаем поле допуска вала n6.

Наружное кольцо подшипника 7211А имеет возможность перемещения в осевом направлении – поле допуска отверстия стакана H7.

Наружное кольцо подшипника 12206 легко перемещается в осевом направлении (т.к. является плавающей опорой вала-червяка), высокая точность хода – поле допуска отверстия Н6.

Выбор поля допуска вала червячного колеса и отверстия корпуса.

Внутреннее кольцо подшипника вращается вместе с валом относительно действующей радиальной нагрузки и имеет, следовательно, циркуляционное нагружение. Отношение эквивалентной динамической нагрузки к динамической грузоподъемности на тихоходном валу:

.

По таблице назначаем поле допуска вала k5.

Наружное кольцо подшипника неподвижно относительно радиальной нагрузки и подвергается местному нагружению. Выбираем поле допуска отверстия Н7.

12.2. Выбор посадки стакана

Стакан для фиксирующей опоры вала-червяка перемещают при сборке для регулирования осевого положения. В этом случае назначаем посадку стакана в корпус Н7/js6.

12.3. Выбор посадки для шпоночного соединения

Для шпоночного соединения тихоходный вал – ступица червячного колеса принимаем посадку с натягом Н7/js6.


13. Сборка и регулировка редуктора

Спроектированный редуктор состоит из нескольких сборно-разборных узлов. Рассмотрим некоторые особенности их сборки.

Сборка червячного узла. На вал червяка со стороны хвостовика напрессовываются внутреннее кольцо радиального роликового подшипника 12206, насаживается упорное кольцо, затем устанавливается в проточку на вал кольцо пружинное упорное наружное; в проточку подшипникового отлива данного конца вала устанавливают кольцо пружинное упорное внутреннее, запрессовывают наружное кольцо подшипника 12206, устанавливают обойму тел качения. На другой конец вала, заводится стакан (с предварительно запрессованным в него наружным кольцом подшипника 7211А), затем запрессовываются на вал два внутренних кольца подшипников 7211А тыльными сторонами друг к другу, запрессовывают в стакан заключительное наружное кольцо подшипника. На этот же конец вала насаживают прижимное кольцо, стопорную шайбу, стягивают установленные элементы винтом. Собранный червячный узел заводят в корпус редуктора через большее отверстие для установки стакана, накладывают уплотнительно-регулировочные прокладки, устанавливают привертные крышки подшипников, затягивают болтами, регулируют собранный узел.

Сборка узла червячного колеса. Напрессовывают нагретый (см.п. 12.3.) венец колеса на ступицу. Устанавливают на вал шпонку, затем напрессовывают червячное колесо до упора в буртик вала. Со стороны шипа устанавливают упорное кольцо, напрессовывают с обоих сторон внутренние кольца подшипников 7211А, одевают на них обойму тел качения, наружные кольца, придерживая их с обоих сторон укладывают собранный узел в подшипниковый отлив корпуса. Накрывают крышкой, устанавливают штифты, затягивают крышку болтами, прикладывают регулировочно-уплотнительные прокладки, устанавливают привёртные крышки подшипников, затягивают их болтами, регулируют собранный узел.

Сборка крышки люка. На крышку люка с внешней стороны фиксируют четырьмя шурупами по  10 мм. Устанавливают соосно отверстию в крышке гайку для отдушины. Прикручивают отдушину.

После сборки червячного узла и узла червячного колеса производят их регулировку, затем -  контроль (при необходимости - регулировку) пятна контакта на венце колеса, устанавливают пробку, щуп, заливают масло, привинчивают крышку люка.

Регулировка узлов с подшипниками качения. В радиально-упорных подшипниках радиальный и осевой зазоры регулируются путем осевого перемещения одного из колец. Для регулировки применяют набор металлических прокладок, комплект состоит из 3 – 6 прокладок, толщина набора 1 – 2 мм. После установки узла с подшипниками в корпус и затяжки одной из прижимных крышек (без установки прокладок), производить затяжку второй. Затяжку осуществлять до тех пор, пока не будет наблюдаться заметное торможение вала при  его вращении. Толщина набора регулировочных прокладок определится путем измерения зазора при помощи щупа в 3 – 4 местах по окружности между торцом крышки и корпусом (торцом стакана). Вал при этом прокручивают на несколько оборотов в разные стороны – для правильного установления тел качения на дорожках. Правильная регулировка обеспечивает плавное и легкое вращение вала (2 – 3 оборота по инерции) а так же необходимый для нормальной работы подшипника осевой зазор. После этого комплект прокладок делят на две части в таком соотношении, чтобы посаженные червяк и/или колесо занимали положение, обеспечивающее правильное пятно контакта.

Контроль правильности пятна контакта. Правильность зацепления в червячной передаче определяется по величине и характеру контактных отпечатков. Для получения чётких контактных отпечатков зубья колеса покрывают тонким слоем краски (лазурь или смесь сурика с маслом), затем вращают червяк до 2 – 3 оборотов колеса. Хорошо отрегулированная передача должна образовывать равномерное пятно на зубьях колеса, без смещений к краям; суммарное пятно контакта должно иметь размеры не менее 45% по высоте и 60%  по длине (от полных параметров поверхности зуба) для данной степени точности передачи 7. При невыполнении этих требований производят дополнительную регулировку подшипниковых узлов.

Прикручивание крышки редуктора. Точная взаимная установка основания корпуса и крышки обеспечивается двумя фиксирующими штифтами. Герметичность стыка сохраняется путем нанесения на плоскость разъема тонкого слоя герметика. Установка прокладок в стык не допускается. Крышка и основание стягиваются при сборке болтами.

14. Выводы

Спроектированный привод к качающемуся конвееру работоспособен, т.к. передачи, детали, устройства рассчитаны или подобраны по критериям работоспособности: червячная передача – по критериям контактных напряжений;  валы – по критериям статической прочности, сопротивлению усталости и критерия изгиба (для вала червяка);  шпоночные соединения – по критерию напряжений смятия;  подшипники качения – по критерию ресурса работы;  ремённая передача – по критерию расчетной мощности;  муфты – по передаваемому моменту; электродвигатель подобран по потребной мощности и обеспечена его нормальная работа в период пуска и в установившемся режиме.

15

PAGE  54


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

70949. ОТВЕТСТВЕННОСТЬ ОРГАНОВ И ДОЛЖНОСТНЫХ ЛИЦ ПЕРЕД НАСЕЛЕНИЕМ 45.5 KB
  Об этом свидетельствует одновременно как наличие необходимого законодательного закрепления так и нарабатываемая практика фактической реализации местного самоуправления. Принципиально важным остается вопрос о том что в настоящий период времени создана необходимая нормативно-правовая...
70950. О ПРИЧИНАХ ИЗМЕНЕНИЯ МЕТОДОВ ГОСУДАРСТВЕННОГО УПРАВЛЕНИЯ 115 KB
  Каждое государство как особая форма политического образования характеризуется наличием индивидуального в некотором роде уникального механизма осуществления функций которые присущи ему вследствие наличия особенностей данной политической системы.
70951. ФОРМА БРАЧНОГО ДОГОВОРА И ПОРЯДОК ЕГО ЗАКЛЮЧЕНИЯ 63.5 KB
  Прежде чем касаться непосредственно порядка и формы заключения брачного договора на наш взгляд следует подчеркнуть что заключение брачного договора не является условием необходимым для вступления в брак поскольку перечень этих условий содержится...