Привод к тарельчатому питателю для формовочной земли

Введение

Редуктор червячный — один из классов механических редукторов. Редукторы классифицируются по типу механической передачи. Редуктор называется червячным по виду червячной передачи, находящейся внутри редуктора, передающей и преобразующей крутящий момент. Винт, который лежит в основе червячной передачи, внешне похож на червяка, отсюда и название. Червячный редуктор может быть с одной или более механическими планетарными передачами.

В червячном редукторе увеличение крутящего момента и уменьшение угловой скорости выходного вала происходит за счет преобразования энергии, заключенной в высокой угловой скорости и низком крутящем моменте на входном валу.

1. Срок службы приводного устройства

2. Определение номинальной мощности и номинальной частоты вращения двигателя

3. Определение передаточного числа приводов и его ступеней

4. Определение силовых и кинематических параметров привода

5. Выбор материала зубчатой и червячной передачи. Определение определяемых напряжений

6. Расчет закрытой червячной передачи

7. Расчет открытой конической зубчатой передачи

8. Расчет нагрузки валов редуктора

9. Разработка чертежа общего вида редуктора

10. Проверочный расчет подшипников

11. Смазывание. Смазочные устройства

12. Проверочный расчет шпонок

13. Проверочный расчет стяжных винтов подшипниковых узлов

14. Проверочный расчет валов

15. Тепловой расчет червячного редуктора

16. Расчет технического уровня редуктора

17. Заключение

18. Литература

Техническое задание 16

Вариант 10

1. Срок службы приводного устройства

1. Рассчитываем срок службы приводного устройства Lh, ч:

Lr=6 — срок службы привода, лет

tc = 8 — продолжительность смены, ч

K r = 0.82 — коэффициент годового использования,

K r = (Число дней работы в году)/365

Kc = 1 — коэффициент сменного использования,

Kc = (число часов работы в смену)/ tc

Lc = 2 — число смен

Lh = 365* Lr*tc*Lc *K r *Kc = 365*6*2*8*0.82*1 = 28 732 ч Принимаем время простоя машинного агрегата 15% ресурса. Тогда,

Lh = 28 732*0.85 = 24 422 ч Рабочий ресурс привода принимаем Lh = 25*103 ч.

Таблица 1.1. Эксплуатационные характеристики машинного агрегата

2. Определение номинальной мощности и номинальной частоты вращения двигателя привод мощность двигатель передача

1. Определяем требуемую мощность рабочей машины Pрм, кВт:

Pрм=F*v=4500*1.00=4.5 кВт, где Fтяговая сила, v-линейная скорость;

2. Определяем общий коэффициент полезного действия (КПД) привода:

з = зэп* зоп* зм* зпк* зпс з = 0.97*0.95*0.98*0.995*0.99 = 0.889,

где зэп = 0.97 — КПД закрытой передачи, зоп = 0.95- КПД открытой передачи, зм = 0.98 — КПД муфты, зпк = 0.995 — КПД подшипников качения, зпс = 0.99 — КПД подшипников скольжения;

3. Определяем требуемую мощность двигателя Pдв, кВт

Pдв = Pрм/ з = 5,061 кВт

4. Находим номинальную мощность двигателя Pном, кВт:

Pдв? Pном = 5,5 кВт

5. Выбираем тип двигателя:

Таблица 2.1. Выбранные типы двигателей и номинальных частот

3. Определение передаточного числа приводов и его ступеней

1. Определяем частоту вращения приводного вала рабочей машины nрм, об/мин:

nрм = 60*1000*V/(р*D),

где V — скорость тягового органа, м/с; D — диаметр барабана, мм;

nрм = (60*1000*1)/(3,14*1000)=19,108 об/мин

2. Определяем передаточное число привода для всех приемлемых вариантов типа двигателя при заданной номинальной мощности Pном:

U1 = nном1/nрм = 2880/19.108 = 150.72

U2 = nном2/nрм = 1445/19.108 = 75.62

U3 = nном3/nрм = 965/19.108 = 50.50

U4 = nном4/nрм = 720/19.108 = 37.68

3. Определяем передаточные числа ступеней привода.

Определение и выбор передаточных чисел ступеней производим разбивкой передаточного числа привода для всех вариантов типа двигателя Пусть Uзп = 16,

где Uзп — число закрытой передачи;

Uоп1 = U1/Uзп = 150. 72/16 = 9.42

Uоп2 = U2/Uзп = 75.62/16 = 4.726

Uоп3 = U3/Uзп = 50.50//16 = 3.156

Uоп4 = U4/Uзп = 37.68/16 = 2.355

Пусть Uоп = 5,

где Uоп — число открытой передачи;

Uзп1 = U1/Uоп = 150.72/5 = 30.144

Uзп2 = U2/Uоп = 75.62/5 = 15.124

Uзп3 = U3/Uоп = 50.50//5 =10.1

Uзп4 = U4/Uоп = 37.68/5 = 7.536

K2 =, K3 = ,

где K2, K3 — множители;

K2 = 0.707, K3 = 0.817;

Тогда для 2 — го варианта:

Uзп2 = Uзп1*K2 = 16*0.707 = 11.32? 12.5, Uоп2 = Uоп1*K2= 5*0.707 = 3.5;

для 3 — го варианта:

Uзп3 = Uзп2*K3 = 12.5*0.817 = 10.21? 11.2, Uоп3 = Uоп2*K3 = 3.5*0.817 = 2.85? 3;

4. Определяем максимальное допускаемое отклонение частоты вращения приводного вала рабочей машины Дnрм, об/мин.

Дnрм = (nрм· д)/100 = (19.108*5)/100 = 0.995 об/мин

5. Определяем допускаемую частоту вращения приводного вала рабочей машины с учетом отклонения [nрм], об/мин;

[nрм] = nрм ± Дnрм = 19.108+0.995 = 20.103 об/мин

6. Определяем фактическое передаточное число привода Uф:

Uф = nном/[nрм] = 1445/20.103 = 71.87

7. Уточняем передаточные числа закрытой и открытой передач в соответствии с выбранным вариантом разбивки передаточного числа привода:

Uоп = UФ/Uзп=71.87/16 = 4.49

Uзп = UФ/Uоп=71.86/5 = 14.37? 16

4. Определение силовых и кинематических параметров привода Расчетная мощность, кВт:

вала двигателя

Pдв = 5.061

вала быстроходного

P1 = Pдв*зоп* зпк = 5.061*0.95*0.995 = 4.783

вала тихоходного

P2 = P1* ззп* зпк = 4.783*0.97*0.995 = 4.617

вала приводной рабочей машины

Pрм = P2* зм* зпс = 4.617*0.98*0.99 = 4.113

Частота вращения, об/мин и угловая скорость, 1/с:

вала двигателя

nном = 1445

Wном = (р*nном)/30 = 3.14*1445/30 = 151.24

вала быстроходного

n1 = nном/Uоп = 321.826

W1 = Wном/Uоп = 33.68

вала тихоходного

n2 = n1/Uзп = 20.114

W2 = W1/Uзп = 2.105

вала приводной рабочей машины

nрм = n2 = 20.114

Wрм = W2 = 2.105

Вращающий момент, Н*м:

вала двигателя

Tдв = Pдв*103/Wном = 33.46

вала быстроходного

T1 = Tдв*Uоп* зоп* зпк = 142

вала тихоходного

T2 =T1*Uзп* ззп* зпк = 2192.8

вала приводной рабочей машины

Tрм = T2* зм* зпс = 2127.4

Таблица 4.1. Силовые и кинематические параметры привода

5. Выбор материала зубчатой и червячной передачи. Определение определяемых напряжений Открытая зубчатая передача Таблица 5.1. Механические характеристики материалов зубчатой передачи

Закрытая червячная передача

1. Выбираем параметры:

Червяк материал — сталь 40ХН Термообработка — улучшение + закалка ТВЧ

H? 45HRCэ

Vs = ,

где Vs — скорость скольжения, м/с; - угловая скорость тихоходного вала, 1/с; -передаточное число редуктора; -вращательный момент на валу червячного колеса, H*м;

Материал червячного колеса СЧ18, способ отливки «З» — в землю, ув = 355 Н/мм2, ут= ;

2. Определяем допускаемые контактные и изгибные напряжения [у]H, [у]F, H/мм2:

[у]H = 200−35* Vs = 200−35*1.88 = 133 Н/мм2

[у]F = 0.075*увн*KFL = 0.075*355*1 = 26.625 H/мм2,

где KFL =, коэффициент долговечности при расчете на изгиб.

[у]F = 22.63 Н/мм2, т.к. передача работает в реверсивном режиме.

Таблица 5.2. Механические характеристики материалов червячной передачи

6. Расчет закрытой червячной передачи

1. Определяем межосевое расстояние aw, мм:

aw = ,

где T2 = 2192.8 H*м; [у]H = 133 H/мм2;

2. Выбираем число витков червяка z1:

z1 = 2

3. Определяем число зубьев червячного колеса z2:

z2 = z1*Uзп = 2*16 = 32

4. Определяем модуль зацепления m, мм:

m = 1.6* aw// z2 = 1.6*138/32 = 15.15? 16

5. Определяем коэффициент диаметра червяка q:

q? 0.23* z2 = 0.23*32 = 7.36? 8

6. Определяем коэффициент смещения инструмента:

x = (aw/m)-0.5*(q+ z2) = (138/16)-0.5*(8+32) = -1.07

7. Определяем фактическое передаточное число и проверяем его отклонение ДU от заданного U:

Uф = z2/ z1 = 32/2 = 16

ДUф =

8. Определяем фактическое значение межосевого расстояния aw, мм:

aw = 0.5*m*(q+ z2+2*x) = 138.88

9. Определяем основные геометрические размеры передачи:

а) делительный диаметр d1 = q*m = 8*16 = 128 мм;

диагональный диаметр dw1 = m*(q+2*x) = 16*(8−2.14) = 93.76 мм;

диаметр вершин витков da1 = d1+2*m = 128+2*16 = 160 мм;

диаметр впадин витков df1 = d1−2.4*m = 128−2.4*16 = 89.6 мм;

— делительный угол подъема линии витков червяка;

длина нарезаемой части червяка b1 = (10+5.5*|x|+z1)*m+C = (10+5.5*1.07+2)*16+0 = 286.16? 287 мм? 290 мм;

б) d2 = dw2 = m* z2 = 16*32 = 512 мм-диаметр вершины зубьев;

da2 = d2+2*m*(1+x) = 512+2*16*(1−1.07) = 482.24 ммделительный диаметр;

наибольший диаметр колеса daw2? da2+(6*m/(z1+2)) = 482.24+(6*16/(2+2)) = 506.24 мм;

диаметр впадин зубьев df2 = d2−2*m*(1.2-x) = 512−2*16*(1.2+1.07) = 439.39 мм;

ширина венца z1 = 2, b2 = 0.355*aw= 0.355*302.88 = 107.52 мм? 108 мм;

радиусы закрепления зубьев Ra = 0.5*d1-m = 0.5*128−16 = 48 мм;

Rf = 0.5* d1+1.2*m = 0.5*128+1.2*16 = 83.2 мм;

условный угол обхвата червяка венцом колеса: sinд = b2/(da1−0.5*m)=108/(160−0.5*16) = 0.71=>д?45?;

2 д = 90? в диапозоне 90…125?;

10. Определяем КПД червячной передачи:

11. Определяем контактные напряжения зубьев колеса, H/мм2:

где Fr2 = 2*T2*103/ d2 = 2*2192.8*103/512 = 8565.62 H, окружная сила на колесе; K = 1, так как V2<3 м/с; Vs = (Uф*W2*d1)/(2*cos г*103) = 2.22 м/с;

Тогда уH = = 122.89 Н/мм2 < [у]H = 133 H/мм2,

где V2 = W2*d2/2000 = 2.105*512/2000 =0.53 м/с;

12. Определяем напряжения изгиба зубьев колеса уF, Н/мм2:

уF = 0.7*YF2*(Fr2/b2*m)*K? [у]F,

где zv2 = z2/cos3 = 32/0.9703=35=> YF2=1.64;

Тогда уF=(0.7*1.64*8565.62*1)/(16*108)=5.69 H/мм2<<[у]F=26.625 H/мм2

Верно, вследствие того, что нагрузочная способность червячных передач ограничивается контактной прочностью зубьев червячного колеса.

Таблица 6.1. Параметры червячной передачи, мм

Таблица 6.2. Проверочный расчет

7. Расчет открытой конической зубчатой передачи

1. Определяем внешний делительный диаметр колеса de2, мм:

de2? 165*,

где T2 = 2127.4 H*м; U = 4.49; = 1; = 1;

2. Определяем углы делительных конусов шестерни д1 и колеса д2:

д2 = arctgU = arctg4.49 = 77.44 417?

д1 = 90- д2 = 90−77.44 417 = 15.55 583?

3. Определяем внешнее конусное расстояние Re, мм:

Re = de2/(2*sin д2) = 629.838/(2*0.97 608) = 322.63 646

4. Определяем ширину зубчатого венца шестерни и колеса b, мм:

b= ШR *Re=0.285*322.63 646=91.95 139?95

5. Определяем внешний окружной модуль meдля колес с прямыми зубьями, мм:

me = 14* T2*1000/(* de2*[уF])* = 14*2127.4*1000/(0.85*629.838*170.72*95) = 3.43,=0.85, =1;

6. Определяем число зубьев колеса Z2 и шестерни Z1:

Z2 = de2/ me = 184

Z1 = Z2/U = 184/4.49 = 41

7. Определяем фактическое передаточное число и проверяем его отклонение ДU от заданного U:

UФ = Z2/ Z1 = 184/41 = 4.487

ДUФ =| UФU|/U*100% = |4.487−4.49|/4.49*100% = 0.048%<4%

8. Определяем действительные углы делительных конусов шестерни д1 и колеса д2:

д2 = arctgUф = arctg4.487 = 77.43 604?

д1 = 90- д2 = 90−77.43 604 = 12.56 396?

9. Выбираем коэффициент смещения инструмента для прямозубой шестерни Xe1 и коэффициент смещения колес Xe2:

Xe1 = 0.26

Xe2 = - Xe1=-0.26

10. Определяем фактические внешние диаметры шестерни и колеса, мм:

Диаметр делительный:

de1 = me* Z1 = 140.63

de2 = me* Z2 = 631.12

Диаметр вершин зубьев:

dae1 = de1+2*(1+ Xe1)* me*cos д1 = 149.066

dae2 = de2+2*(1- Xe2)* me*cos д2 = 633

Диаметр впадин зубьев:

dfe1 = de1 -2*(1.2- Xe1)* me* cos д1 = 134.337

dfe2 = de1−2*(1.2+ Xe1)* me* cos д2 = 629.72

11. Определяем средний делительный диаметр шестерни d1 и колеса, мм:

d1? 0.857* de1?120.51

d2? 0.857* de2?540.869

12. Проверяем пригодность заготовок колес, мм:

Dзаг? Dпред

Sзаг? Sпред

Dзаг = dae+6 мм = 154.066

Sзаг = 8* me=8*3.43 = 27.44 < 200

13. Проверяем контактные напряжения, Н/мм2:

= 2* T2*1000/(d2) = 2*2127.4*1000/540.869 = 7866.59 Н;

=1;

=1;

=1.05;

V=W2*d2/2000=2.105*540.869/2000=0.569 м/с;

Cтепень точности — 9;

Тогда недогрузка — 9.7418%;

14. Проверяем напряжения изгибов зубьев шестерни уF1 и колеса уF2, Н/мм2:

уF2 = YF2*Yв*F1* /(*b* me)? [у]F2

уF1 = уF2* YF1/ YF2? [у]F,

где YF2 = 3.63, Z = Z2/ cos д2 = 184/0.21 752 = 845.89; YF1 = 3.53, Z = Z1/ cos д1 = 41/0.97 605 = 42;

Yв = 1;

Тогда уF2 = 3.63*1*7866.59* /(0.85*95*3.43) = 116.5024? [у]F2 = 170.72

31.7582% - нагрузочная способность зубчатой передачи ограничивается контактной прочностью;

уF1 = 116.5024* 3.53/ 3.63 = 113.29 296? [у]F1 = 149.0925

24.013% - нагрузочная способность зубчатой передачи ограничивается контактной прочностью;

Таблица 7.1. Параметры зубчатой конической передачи

Таблица 7.2. Проверочный расчет

8. Расчет нагрузки валов редуктора

1. Определяем силы в зацеплении закрытых передач, H:

зарытая червячная передача червяк колесо окружная Ft1=2*T1*1000/d1 Ft2=2*T2*1000/d2

радиальная Fr1=Fr2 Fr2= Ft2*tgб осевая Fa1=Ft2 Fa2=Ft1

Ft1 = 2*T1*1000/d1 = 142*2*1000/128 = 2218.75

Ft2 = 2*T2*1000/d2=2*2192.8*1000/512 = 8565.625

Fa1 = Ft2 = 8565.625

Fr2 = Ft2*tgб = 8565.625*0.3639 = 3117.0309

Fr1 = Fr2 = 3117.0309

2. Определяем консольные силы, H:

открытая коническая прямозубая передача шестерня колесо окружная Ft1= Ft2 Ft1=2*T2*1000/0.857*de2

радиальная Fr1=0.36* Ft1* cos д1 Fr2= Fa1

осевая Fa1=0.36* Ft1* sin д1 Fa2= Fr1

Ft2 = 2*2127.4*1000/(0.857*629.838) = 7882.5996

Ft1= Ft2 = 7882.5996

Fr1 = 0.36*7882.5996*0.97 605 = 2769.8254

Fa1 = 0.36*7882.5996*0.21 746 = 617.094

Fr2 = Fa1 = 617.094

Fa2 = Fr1 = 2769.8254

муфта на быстроходном валу FM1=50*sqrt (T1)=50*11.91=595.818

на тихоходном валу FM2=250*sqrt (T2)=250*46.827=11 706.83

9. Разработка чертежа общего вида редуктора

1. Выбираем материал валов:

Выбор материала — сталь 40Х

2. Выбираем механические характеристики стали:

ув=790 H/мм2

ут=640 H/мм2

у-1=375 H/мм2

3. Выбираем допускаемые напряжения на кручение:

[ф]к=10 H/мм2 — напряжение на кручение на быстроходном валу.

[ф]к=20 H/мм2 — напряжение на кручение на тихоходном валу.

4. Выбираем подшипники:

Таблица 9.1. Предварительный выбор подшипников

5. Выбираем основные параметры подшипников:

Таблица 9.2. Параметры подшипников.

6. Определяем размеры ступеней валов одноступенчатых редукторов, мм:

Таблица 9.3. Материал валов. Размеры ступеней. Подшипники

7. Определяем толщину стенок крышки и основания корпуса:

где Т2-вращающий момент на тихоходном валу.

=6.84 мм.

10. Проверочный расчет подшипников Проверочный расчет предварительно выбранных в задаче 9 подшипников выполняется отдельно для быстроходного и тихоходного валов. Пригодность подшипников определяется с сопоставлением расчетной динамической грузоподъемности Crp, Н, с базовой Cr, Н, или базовой долговечности L10h, ч L10, млн. оборотов, с требуемой Lh, ч, по условиям:

Crp Cr или L10h Lh

Расчетная динамическая грузоподъемность Crp, Н, и базовая долговечность L10h, ч, определяются по формулам:

; .

где RE — эквивалентная динамическая нагрузка, H.

m — показатель степени: m=3-для шариковых подшипников, m=3.33 для роликовых подшипников.

a1-коэффициент надежности. При безотказной работе подшипников, a1=1.

a23- коэффициент, учитывающий влияние качества подшипника и качества его эксплуатации; при обычных условиях работы подшипника a23=0.7…0.8-для шариковых подшипников, a23=0.6…0.7- для роликовых конических подшипников.

n-частота вращения внутреннего кольца подшипника соответствующего вала, об/мин.

1. Порядок определения RE, Crp, L10h для радиально-упорных шариковых подшипников:

Частота вращения кольца подшипника n=321.8 об/мин. Осевая сила в зацеплении Fa=8565.625 H. Реакции в подшипниках R1=R2=3117 H. Характеристика подшипников: Cr=83 000 Н, X=0.45, V=1, Kб=1.1, KТ=1, a1=1, a23=0.7, e=0.45, Y=1.22. Требуемая долговечность подшипника Lh=5000. Подшипники установлены враспор.

а) Определяем составляющие радиальных реакций:

Rs1=0.83*e*Rr1=0.83*0.45*3117=1164 H

Rs2= Rs1=1164 H

б) Определяемые осевые нагрузки подшипников:

Ra1= Rs1=1164 H

Ra2= Ra1+Fa=1164+8565.625=9729.8 H

в) Определяем отношения:

Ra1/(V* Rr1)=1164/(1*3117)=0.373

Ra2/(V* Rr2)=9729/(1*3317)=3.121

г) По соотношениям Ra1/(V* Rr1) e выбираем соответствующие формулы для определения RE:

RE1=V*Rr1*Kб*KТ=1*3117*1.1*1=3428.7 Н

RE2=(X*V* Rr2+Y*Ra2)* Kб*KТ=(0.45*1*3117+1.22*9729)*1.1*1=14 598.5 Н д) Определяем динамическую грузоподъемность по большему значению эквивалентной нагрузки:

= = 74 452 H

Подшипник пригоден.

е) Определяем долговечность подшипника:

= =6650>Lh

2. Порядок определения RE, Crp, L10h для роликовых однорядных подшипников:

Частота вращения кольца подшипника n=20.114 об/мин. Осевая сила в зацеплении Fa=2218 H. Реакции в подшипниках R1=R2=3117 H. Характеристика подшипников: Cr=52 900 Н, Cor=40 600 Н, X=0.4, V=1, Kб=1.1, KТ=1, a1=1, a23=0.6, e=0.37, Y=1.6, m=3.33. Требуемая долговечность подшипника Lh=5000. Подшипники установлены враспор.

а) Определяем составляющие радиальных реакций:

Rs1=0.83*e*Rr1=0.83*0.37*3117=957.23 H

б) Определяемые осевые нагрузки подшипников:

Ra1= Rs1=957.23 H

Ra2= Ra1+ Fa=957.33+2218.75=3176.08 H

в) Определяем отношения:

Ra1/(V* Rr1)=957.23/(1*3117)=0.307

Ra2/(V* Rr2)=3176.08/(1*3317)=1.01

г) По соотношениям Ra1/(V* Rr1) e выбираем соответствующие формулы для определения RE:

RE1=V*Rr1*Kб*KТ=1*3117*1.1*1=3428.7 H

RE2=(X*V* Rr2+Y*Ra2)* Kб*KТ= (0.4*1*3117+1.6*3176.08)*1.1*1=6961.38 H

д) Определяем динамическую грузоподъемность по большему значению эквивалентной нагрузки:

= = 13 853.14 H

Подшипник пригоден.

е) Определяем долговечность подшипника:

= =426 023>Lh.

Таблица 10.1. Основные размеры и эксплуатационные характеристики подшипников

11. Смазывание. Смазочные устройства

1. Смазывание зубчатого (червячного) зацепления.

а) Способ смазывания. Для редукторов непрерывное смазывание жидким маслом картерным непроточным способом (окунанием) при допустимой скорости скольжения до 10 м/с.

Для открытой зубчатой передачи при окружной скорости до 4 м/с применяется периодическое смазывание весьма вязкими маслами или пластичными смазками, которые наносят на зубья через определенные промежутки времени.

б) Выбор сортов масла.

Таблица 11.1. Рекомендуемые сорта смазочных масел для передач (ГОСТ 17 479.4−87)

в) Определение количества масла. Для одноступенчатых редукторов при смазывании окунанием объем масляной ванны определяют из расчета 0.4…0.8 л масла на 1 кВт передаваемой мощности.

V=4.7*0.6=2.766?2.7 л г) Определение уровня масла.

В червячных редукторах:

hм=(0.1…0.5)*d1=0.1*92=9.2 мм При нижнем расположении червяка цилиндрической передачи и высокой частоте вращения для уменьшения тепловыделения и потери мощности уровень масла понижают так, чтобы вывести червяк из масляной ванны. В этом случае для смазывания на червяк устанавливают разбрызгиватели.

д) Контроль уровня масла. Уровень масла, находящегося в корпусе редуктора, контролируют различными маслоуказателями. В данном редукторе используется трубчатый маслоуказатель.

е) Слив масла. При работе передач масло постепенно загрязняется продуктами износа деталей передач. С течением времени оно стареет, свойства его ухудшаются. Поэтому масло, налитое в корпус редуктора, периодически меняют. Для этой цели в корпусе предусматривают сливное отверстие, закрываемой пробкой с цилиндрической резьбой.

2. Смазывание подшипников.

В проектируемом редукторе для смазывания подшипников качения используются жидкие материалы. При выборе вида смазочного материала следует учитывать скорость вращения, температуру узла и способ отвода теплоты от подшипников, способ подачи смазочного материала, конструкцию уплотнений и вид смазочного материала в сопряженных узлах.

При нижнем расположении быстроходного вала червячного редуктора необходимо защитить подшипники от излишнего количества масла. Поэтому применяются внутренние уплотнения.

12. Проверочный расчет шпонок Призматические шпонки, применяемые в проектируемых редукторах, проверяют на смятие. Проверке подлежат две шпонки тихоходного вала — под колесом и элементом открытой передачи или полумуфты и одна шпонка на быстроходном валу — под полумуфтой или элементом открытой передачи.

Условие прочности

где — окружная сила на шестерне или колесе, H;

=(0.94*h-t1)*lpплощадь смятия, мм2. Здесь lp=l-b — рабочая длина шпонки со скругленными торцами, мм (l-полная длина шпонки, определенная по конструктивной компоновке); b, h, t1 — стандартные размеры.

— допускаемое напряжение на смятие, H/мм2. При стальной ступице и спокойной нагрузке =110…190 H/мм2, при колебаниях нагрузки следует снижать на 20…25%; при ударной нагрузке — снижать на 40.50%; при чугунной ступице приведенные значения снижать вдвое.

Если при проверке шпонки окажется значительно ниже, то можно взять шпонку меньшего сечения — как для вала предыдущего диапазона, но обязательно проверить ее на смятие.

1. Проверяем на смятие шпонку на тихоходном валу под колесом а) =7882 Н б) =(0.94*h-t1)*lp=(0.94*9−5.5)*22=65.12 мм, где lp=l-b=36−14=22 мм; l=36 мм, b=14 мм, h=9 мм, t1=5.5 мм.

в) Н/мм2< =110…190 H/мм2

2. Проверяем на смятие шпонку на тихоходном валу под элементом открытой передачи а) =7882 Н б) =(0.94*h-t1)*lp=(0.94*9−5.5)*22=65.12 мм, где lp=l-b=36−14=22 мм; l=36 мм, b=14 мм, h=9 мм, t1=5.5 мм.

в) Н/мм2< =110…190 H/мм2

3. Проверяем на смятие шпонку на быстроходном валу под элементом открытой передачи а) =7882 Н б) =(0.94*h-t1)*lp=(0.94*9−5.5)*22=65.12 мм, где lp=l-b=36−14=22 мм; l=36 мм, b=14 мм, h=9 мм, t1=5.5 мм.

в) Н/мм2< =110…190 H/мм2

13. Проверочный расчет стяжных винтов подшипниковых узлов Винты изготавливают из стали 30, 35, класса точности 5.6 (первое число, умноженное на 100, определяет предел прочности- =500 Н/мм2; произведение чисел, умноженное на 10, определяет предел текучести-=300 Н/мм2).

Стяжные винты рассчитывают на прочность по эквивалентным напряжениям на совместное действие растяжения и кручения, Н/мм2:

=1.3*Fp/A?[],

Fp — расчетная сила затяжки винтов, обеспечивающая нераскрытие стыка под нагрузкой, H,

Fp=[Kз*(1-x)+x]* Fв.

Здесь Fв=0.5*Ry-сила, воспринимаемая одним стяжным винтом, H, где Ry-большая из реакций в вертикальной плоскости опорах подшипников быстроходного или тихоходного вала. Kзкоэффициент затяжки, Kз=1.25…2-при постоянной нагрузке, Kз=2.5…4-при переменной; x-коэффициент основной нагрузки; x=0.2…0.3-для соединения стальных и чугунных деталей без прокладок, x=0.4…0.5-для металлических деталей с упругими прокладками (паронит, резина и т. д.)

A-площадь опасного сечения винта, мм2:

A=р*dp2/4,

где dp= d2−0.94*p-расчетный диаметр винта; d2-наружный диаметр винта; p-шаг резьбы.

[у]-допускаемое напряжение при неконтролируемой затяжке, Н/мм2; для винтов (болтов) с наружным диаметром до 16 мм-[у]=(0.2…0.25); от 16 до 30 мм-[у]=(0.25…0.4) .

Если винты (болты) окажутся излишне прочными, уменьшать их диаметр не следует.

а) Fp=[Kз*(1-x)+x]* Fв=[1.7*(1−0.45)+0.45]*1350=1870 H

Fв=0.5*2700=1350 H

Kз=1.7

x=0.45

б) A=р*dp2/4=3.14*199.37/4=156.5 мм2

dp= d2−0.94*p=16−0.94*2=14.12 мм в) =1.3*1870/156.5=15.5?[],

где [у]=(0.2…0.25) =0.2*300=60 H/мм2

14. Проверочный расчет валов Цель работы — определить коэффициенты запаса прочности в опасных сечениях вала и сравнить их с допускаемыми:

S?[S]

При высокой достоверности расчета [S]=1.3…1.5;при менее точной расчетной схеме [S]=1.6…2.1.

а) Нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу:

уа=ун=М*103/Wнетто, где W-суммарный изгибающий момент в рассматриваемом сечении, Н*м; Wнетто-осевой момент сопротивления сечения вала, мм3.

Для быстроходного вала уа=ун=204*103/70 583.58=2.89

Wнетто=р*df13/32=3.14*89.63/32=70 583.58

Для тихоходного вала уа=ун=3350*103/15 626=214.3

Wнетто=

б) Касательные напряжения изменяются по отнулевому циклу, при котором амплитуда цикла фа=фк/2=Mк*103/2*Wpнетто, где Mк — крутящий момент, Н*м; Wpнетто-полярный момент инерции сопротивления сечения вала, мм3.

Для быстроходного вала фа=фк/2=Mк*103/2*Wpнетто=1000*38 115/(2*141 167)=135

Wpнетто= р*df13/16=3.14*89.63/16=141 167.16

Mк=38 115

Для тихоходного вала фа=фк/2=Mк*103/2*Wpнетто=1000*8948/(2*29 815.8)=150.06

Wpнетто==0.2*543−14*5.5*(54−5.5)2/(2*54)=29 815.8

Mк=8948

в) Коэффициенты концентрации нормальных и касательных напряжений определяют по формулам:

Для быстроходного вала

=2.1-эффективный коэффициент концентрации напряжений

=1.7- эффективный коэффициент концентрации напряжений

=0.67-коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения

=1- коэффициент влияния шероховатости

=2.6-коэффициент влияния поверхностного упрочнения

=

=

Для тихоходного вала

=2.15-эффективный коэффициент концентрации напряжений

=2.3- эффективный коэффициент концентрации напряжений

=0.7-коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения

=1- коэффициент влияния шероховатости

=2.6-коэффициент влияния поверхностного упрочнения

=

=

г) Определяем пределы выносливости в расчетном сечении вала, Н/мм2:

; ,

где и =0.58*-пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения, Н/мм2.

Для быстроходного вала

=375/1.2=312.5

=217.5/0.97=224.2

Для тихоходного вала

=217.5/1.26=172.6

=375/1.18=317.7

д) Определяем коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:

Sу=/ уа; Sф= / фа, Для быстроходного вала

Sу=/ уа=312.5/2.89=108.1

Sф= / фа=224.2/135=1.66

Для тихоходного вала

Sу=/ уа=317.7/44.3=7.17

Sф= / фа=217.5/150=1.45

е) Определяем общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении:

Для быстроходного вала

= -при менее точной расчетной схеме Для тихоходного вала

= -при высокой достоверности расчета

15. Тепловой расчет червячного редуктора Цель теплового расчета — проверка температуры масла tм в редукторе, которая не должна превышать допускаемой [t]м=80…95 градусов Цельсия. Температура воздуха вне корпуса редуктора обычно tв=20 градусов Цельсия.

где P1-мощность на быстроходном валу редуктора, Вт; зкоэффициент полезного действия редуктора; Kt=9…17 Вт/(м2*град)-коэффициент теплопередачи; A-площадь теплоотдающей поверхности корпуса редуктора, м2.

Kt=10

A=1

tв=20

Таблица 15.1. Результаты проверочных расчетов

16. Расчет технического уровня редуктора

1. Определяем массу редуктора

где а) =3.9-коэффициент заполнения ;

б) =128- делительный диаметр червяка, мм;

=512 мм — делительный диаметр колеса, мм;

в) =7.4*103-плотность, кг/м3;

=кг.

2. Определение объема редуктора

V=L*B*H=401*279*431=42 219 849 мм3

3. Определение критерия технического уровня редуктора Критерий технического уровня редуктора определяется по формуле, где mмасса редуктора, T2-вращающий момент на тихоходном валу редуктора, Н*м. Тогда,

=760/2192.2=0.34.

Таблица 16.1. Технический уровень редуктора

17.

Заключение

Произведены расчеты по заданному варианту привода к тарельчатому питателю для формовочной земли. Изучены составляющие данного механизма, сделаны выводы по отдельным результатам расчетов и правильности вычислений.

18. Литература

1. Шейнблит А. Е. «Курсовое проектирование деталей машин», Калининград: Янтар. сказ, 2002. — 454 с.

2. Интернет.