Проектирование мотор-редуктора

7)рис. 7. Схема действия сил в радиально-упорных подшипниках.

Полная осевая сила, действующая на подшипник опоры 1: Pa1 = S2 = 1499 НПолная осевая сила, действующая на подшипник опоры 2: Pa2 = S1+ Fa= 1277+785 = 2062 Н5.

3. Расчет подшипников на долговечность.

Проверочный расчет подшипников опоры второго вала на долговечность выполняем по условию [3, c.211]: где n2 — частота вращения второго валас — грузоподъемность подшипникаPЭ — эквивалентная нагрузка на опоруm- показатель степени (m = 3 для шарико-подшипников)[Lh] - допускаемая долговечность (10 000 час.)Выбор формулы, по которой определяется эквивалентная нагрузка, производится по соотношению[3, c.212]: Для опоры 2:0,514 > 0,37, значитPэ = (X· V·RΣ + Y· Pa) KТ·KБ, где Х, Y — коэффициенты радиальной и осевой нагрузки на опору;V — коэффициент, учитывающий вращение колец подшипника; V = 1 при вращении внутреннего кольца;

КБ — коэффициент безопасности, учитывающий характер внешней нагрузки;

КТ — коэффициент, учитывающий влияние температуры на работоспособность подшипника.

Выбираем значения коэффициентов радиальной и осевой опорной реакции по таблице 9.18 [3, c.212]: X = 0,45Y = 1,46Коэффициент безопасности КБ выбираем по табл.

9.19 [3, c.214]: Для 8-й степени точности КБ = 1,5Выбираем коэффициент, учитывающий влияние температуры на работоспособность подшипника по табл. 9.20 [3, c. 214]: Для t0до 1250 КТ = 1После выбора коэффициентов можно найти эквивалентную нагрузку на опору 1: PЭ2 = (X· V·RΣ1 + Y· Pa1) KТ·KБ = (0,45· 1·4015 + 1,46· 2062)·1,5 = 7226 НДля опоры 1:0,36 < 0,37, значит.

РЭ = X· V·RΣ·KТ·KБВыбираем значения коэффициентов радиальной и осевой опорной реакции по таблице 9.18 [3, c.212]: X = 1, Y = 0После выбора коэффициентов можно найти эквивалентную нагрузку на опору 2: РЭ1 = X· V·RΣ2·KТ·KБ = 1· 1·3419·1,5 = 5129 НПроверочный расчет подшипников на долговечность принято выполнять для опоры, эквивалентная нагрузка на которую больше (опора 2):Условие долговечности: Lh> [Lh]48 858 час>[10 000 час]Подшипник выбран правильно.

5.4 Выбор шпонки.

Шпонку выбираю в зависимости от диаметра хвостовика (d = 80 мм) по табл. 8.9 [3, c. 169] ГОСТ 23 360–78.Шпонка призматическая с плоскими торцами. Параметры:

Ширина b = 22 мм, Высота h = 14 мм, Фаска S = 0,5 мм, Глубина паза вала t1 = 9 мм, Глубина паза втулки t2 = 5,4 мм. Проверяем шпонку на смятие ее боковых граней (по рабочей длине):σсм < [σсм][σсм] = 100 МПа, при спокойной нагрузке и неподвижном соединении [3, с.175]. Напряжение смятия определяется по формуле [3, с.170]: где d — диаметр вала;

Т1 — крутящий момент, Н· мм;l — рабочая длина шпонки, мм.

К — глубина врезания шпонки в ступицу, К = 0,4h = 0,4· 14 = 5,6 мм. Напряжение смятия:

Условие прочности:σсм < [σсм]69 МПа < [100 МПа]Полученное значение σсм удовлетворяет условию прочности, следовательно, достаточно одной шпонки для передачи крутящего момента.

5.5. Проверочный расчет вала на усталостную прочность.

Проверочный расчет второго вала производится аналогично расчету первого вала (пункт 4.5).Опасные сечения: — самое ослабленноесамое нагруженное.

Материал вала червячного колеса — сталь 45Термообработка — улучшение.

Механические характеристики червяка [3, с.34]: Предел прочности σв = 780 МПа Предел текучести σт = 440 МПа Средняя твердость НВ = 230Таблица 4. — Расчет опасных сечений.

СеченияСамое ослабленное.

Самое нагруженноеσ-1 = 335 МПа [3, c.311]τ-1 = 195 МПа [3, c.311]WК НЕТТО = 94 242 мм3[3, 165]τV = τm = 6,6 МПа[3, c.166]kτ = 1,7[3, c.166]ετ = 0,65 [3, c.166]ψτ= 0,1 [3, c.166]S = Sτ = 10,9 [3, c.164]MF2 = 273 520 Н· ммεσ = 0,76 [3, c.166]kσ = 1,8 [3, c.166]ψσ = 0,1 [3, c.166]WК НЕТТО = 134 865 мм3σv = σm = 2 МПаτV = τm = 4,61 МПа [3, c.166]kτ = 2,55 [3, c.166]ετ = 0,59 [3, c.166]ψτ= 0,1 [3, c.166]Sτ = 9,55 [3, c.164]S = 9,45Условие прочности:

Сечение, А — АСечение Б — БS > [S]S > [S]10,9 > [2,5]9,45 > [2,5]Т.е. результирующий коэффициент запаса прочности больше допускаемого коэффициента запаса прочности.

5.6. Конструирование червячного колеса.

Червячное колесо изготавливается составным способом (рис.

8, а): венец — бронзовый, центр — чугунный. Венец соединен с центром посадкой с натягом. На наружной поверхности центра предусматривается буртик. Во избежание смещения венца относительно центра на стыке установлены 4 винта (рис. 8, б).рис. 8. Червячные колеса:

а) с напрессованным венцом; б) с фиксацией напрессованного венца винтом.

Размеры, приведенные на рисунке 8 [3, с.235]: Толщина диска:

С = 0,25 · b2 = 0,25 · 85 = 25 мм.

Толщина обода:δ1 = δ2 = 2m = 2 · 6,3 = 12 мм.

Наружный диаметр ступицы: dСТ = 1,8dВ = 1,8 · 90 = 160 мм.

Длина ступицы: lСТ = 1,4dВ = 1,4 · 90 = 125 мм.

Диаметр винта: dВИНТ = 1,4m = 1,4 · 6,3 = 8 мм.

Длина отверстия под винт: lВИНТ = 0,4b2 = 0,3 · 85 = 26 мм.

Величина фаски: f = 0,2dВИНТ = 0,2 · 8 = 4 мм.

Отверстия на диске: d0 = 30 мм, n = 66. КОНСТРУИРОВАНИЕ КОРПУСАКорпус редуктора служит для размещения и координации деталей передачи, защиты их от загрязнения, организации системы смазки, а также восприятия сил, возникающих в зацеплении редукторной пары, подшипниках, открытой передачи. Способ изготовления — литье из чугуна СЧ 15 [5, с.210]Величины основных элементов корпуса из чугуна определяются по формулам [3, с.241]: Толщина стенки корпуса:

Толщина крышки редуктора:

Толщина верхнего пояса (фланца) корпуса:

Толщина нижнего пояса (фланца) крышки корпуса:

Толщина нижнего пояса корпуса без бобышки:

Толщина нижнего пояса корпуса при наличии бобышки:

Толщина ребер крышки:

Диаметр фундаментных болтов:

Диаметр болтов у подшипников:

Диаметр болтов, соединяющих основание корпуса с крышкой:

Корпуса червячных редукторов с aw > 140 мм. может быть выполнен разъемным [5, с.210]. Форма корпуса определяется в основном технологическими, эксплуатационными, и эстетическими условиями с учетом его прочности и жесткости. Этим требованиям удовлетворяют корпуса прямоугольной формы, с гладкими наружными стенками без выступающих конструктивных элементов, подшипниковые бобышки и ребра внутри, стяжные болты только по продольной стороне корпуса в нишах, крышки подшипниковых узлов преимущественно врезные, фундаментные лапы не выступают за габариты корпуса.

В своем проекте я создаю корпус с уменьшенным числом выступающих элементов. Фундаментный фланец выполнен в виде ниши (рис. 9). Фланцы предназначены для соединения корпусных деталей редуктора.

рис. 9. Конструкция угловой ниши фундаментного фланца.

Фланец подшипниковой бобышки и основания корпуса (рис. 10) предназначен для соединения крышки и основания разъемных корпусов. Фланец расположен в месте установки стяжных подшипниковых болтов на продольных длинных сторонах корпуса: в крышке — наружу от стенки корпуса, в основании — внутрь от стенки [5, с.220]. рис. 10. Конструкция фланца подшипниковой бобышки.

Стяжные подшипниковые винты устанавливают так, чтобы расстояние между стенками отверстий под болты и отверстием под выступ торцевой врезной крышки было не больше 5 мм [5, 220]. В разъемных корпусах при сравнительно небольших продольных сторонах фланец, высотой h2 (подшипниковой бобышки) выполняют одинаковым по всей длине; также можно принять диаметры стяжных болтов по поясу редуктора и болтов фланца подшипниковой бобышки равного диаметра [5, с.220], т. е.:d2 = d3 = 16 мм.

Конструктивные элементы фундаментного фланцаи фланца подшипниковой бобышки (рис. 9)[5, с.219] занесем в таблицу 5. Таблица 5. — Конструктивные элементы фланцев.

Элемент фланца.

ОбозначениеФундаментный фланец.

Подшипниковый фланец.

Диаметр болтаd, мм.2416.

Координата оси отверстия под болт.

С, мм.3222.

Диаметр отверстия под болтd0, мм.2619.

Высота фланцаh1 = 2,5δ, мм3060.

Ширина опорной поверхности платиковb1 = 2,4d01 + 1,5δ, мм7643.

Количество болтовn44РасстояниеL, мм1907. ВЫБОР СМАЗОЧНЫХ МАТЕРИАЛОВ И СИТЕМЫ СМАЗЫВАНИЯВ зацеплении червячных передач при окружной скорости червяка до V≤ 10 м/с применяют кратерное смазывание. Оно осуществляется окунанием червячных колес в масло, заливаемое внутрь [3, с.250]. Рекомендуемые значения вязкости масла для смазывания червячных передач при 500C при окружной скорости червячного колеса V= 0,66 м/с и при контактных напряжениях σН = 150 МПа — 34 · 10−6 м2/сДля смазывания применяем индустриальное масло И-30А, кинематическая вязкость которого при 50 0С — 28−33 · 10−6 м2/сПри смазывании окунанием объем масляной ванны редуктора принимают из расчета ~ 0,5 — 0,8 л масла на 1 кВт передаваемой мощности [3, с.251]: V = (0,5…0,8)P1Vmin = 0,5· 5,34 = 2,67 лVmax = 0,7· 5,34 = 4,27 лДля расчета уровней масла необходимо определить площадь основания редуктора. Площадь рассчитана с учетом угловых ниш: Аосн = 10,84 дм28. ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТПри работе редуктора потери мощности, вызванные трением в зацеплении и в подшипниках, перемешиванием и разбрызгиванием масла, приводят к нагреву деталей редуктора и масла. При нагреве вязкость масла резко падает, что приводит к нарушению режима смазывания. Нормальная работа редуктора будет обеспечена, если температура масла не превысит допускаемой. Условие работы редуктора без перегрева [3, с.256]: где tВ — температура окружающего воздуха (tВ = 200) РЧ — мощность на валу червяка (РЧ = 5,34 · 103 Вт) tМ — температура масла, 0Сη - КПД редуктора (η = 0,85)Кt — коэффициенттеплопередачи (Кt = 17 Вт/м2· 0C) A — площадь теплоотдающей поверхности редуктора, м2[Δt] - допускаемый перепад температур между маслом и окружающим воздухом (для редуктора с верхним расположением червяка [Δt] = 40 0С) При подсчете площади теплоотдающей поверхности корпуса следует учесть, что площадь днища обдувается корпусом:

Тогда:Отсюда: Условие работы редуктора без перегрева:Δt<[Δt]36,50 < [400]Вывод: условие работы редуктора без перегрева выполняется, т. е. перепад температур между маслом и окружающим воздухом не превышает допустимый. Увеличивать теплоотдающую поверхность охлаждающими ребрами не требуется.

ЛИТЕРАТУРА

1.Н. Г. Новгородова. Методические рекомендации и типовые задания на курсовое проектирование по дисциплинам «Детали машин», «Теоретическая и прикладная механика», «Техническая механика» для студентов всех форм обучения специальности 30 500 — Профессиональное обучение. — Екатеринбург: Изд-во Рос.гос.

проф.

пед. ун-та, 2002 — 44с. (№ 2289).

2.Н. Г. Новгородова, Л. А. Инжеватова. Методические указания к расчету зубчатых и червячных передач по дисциплинам «Детали машин», «Техническая механика» и «Теоретическая и прикладная механика». Екатеринбург: Изд-во Рос. гос. проф.

пед. ун-та, 2003. — 22 с. (№ 3087).

3. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. Пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов / С. А. Чернавский, К. Н. Боков, И. М. Чернин и др. — 2-е изд., перераб. И доп. — М: Машиностроение, 1988. — 416 с.: ил.

4. Дунаев П. Ф. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. Пособие для студ. Техн. Спец. Вузов / П. Ф. Дунаев, О. П. Леликов. — 8-е изд., перераб.

И доп. — М.: Издательский центр «Академия», 2004. — 419с.

5. Шейнблит А. Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб.

пособие для техникумов — М.: Высш. шк., 1991. — 412 с.: ил.