Принимаем стандартную ширину ремня
мм и шкива В=100мм
Площадь поперечного сечения ремня
А=b*
=90*2,8=252 мм2
Предварительное натяжение ремня
Н где
Н/мм2 – предварительное натяжение
Натяжение ведущей ветви ремня
H
Натяжение ведомой ветви ремня
H
Сила давления ремня на вал, Н
Н
Лист
Изм.
Лист
№ докум.
Подп.
Дата
6
2.2. Проверочный расчёт передачи:
Напряжение от силы F1
Напряжение от изгиба ремня
Н/мм2 где Еи=100 Н/мм2 – модуль упругости
Напряжение от центробежных сил
Н/мм2 где
=1100 кг/м3 плотность материала
Максимальное напряжение в ведущей ветви ремня
Н/мм2
Условие прочности ремня
= 8 Н/мм
Долговечность ремня, ч
часов
где Си=1,5
Сн=1 при постоянной нагрузке
=7 Н/мм2 - предел выносливости материала
Долговечность должна быть не менее 2000 часов.
Лист
Изм.
Лист
№ докум.
Подп.
Дата
7
3. Расчёт червячной передачи редуктора
3.1. Выбор материала. Определение допускаемых контактных и изгибных напряжений.
Таблица 3
Наименование
Материал
НВ
сердцевина
HRC
поверхность
,МПа
, МПа
Примечание
Червяк
Сталь 35 ХМ
269-302
57-63
1000
850
Термообработка:
Улучшение + нитроцемент
Колесо
Бронза ОФ 10-1
-
-
260
150
Отливка в кокиль
Допускаемое контактное напряжение для оловянных бронз при шлифованном и полированном червяке с поверхностной твёрдостью Н
45НRC равно:
МПа
Скорость скольжения оцениваем по приближённой зависимости
м/с
Допускаемые напряжения изгиба для всех марок бронз
МПа
МПа
Лист
Изм.
Лист
№ докум.
Подп.
Дата
8
3.2. Проектный расчёт червячной передачи.
Определение межосевого расстояния
Таблица 4
Параметры
Обозначение
Расчётные формулы и численное значение
Передаточное число пары
=16,2
Крутящий момент передаваемый колесом, Н*м
=814
Число заходов червяка
=2
Число зубьев колеса
Коэффициент диаметра червяка
=10
Коэффициент неравномерной нагрузки
=1 – для прирабатываемых зацеплений
Коэффициент динамической нагрузки
=1,2
Скорость скольжения, м/с
=6,13
Допускаемые контактные напряжения, МПа
=227,5
Межосевое расстояние, мм
Лист
Изм.
Лист
№ докум.
Подп.
Дата
9
Основные геометрические параметры передачи.
Таблица 5
Параметры
Обозначение
Расчётные формулы и численное значение
Модуль зубьев, мм
т
т
принимаем стандартный т = 8
Делительный диаметр червяка, мм
=
Угол подъёма резьбы червяка
Окружная скорость червяка, м/с
Скорость скольжения, м/с
Делительный диаметр, мм:
Червяк
Колесо
=
Диаметр вершин, мм:
Червяк
Колесо
Диаметр впадин, мм:
Червяк
Колесо
Уточнённое значение межосевого расстояния, мм
Длина нарезной части червяка, мм
Наружный диаметр колеса, мм
Ширина колеса, мм
Окружная скорость колеса, м/с
Степень точности передачи
8
Зазоры контура для рабочей пары, мм
Высота рабочей пары, мм
Силы действующие в зацеплении
Таблица 6
Параметры
Обозначение
Расчётные формулы и численное значение
Окружная сила червяка и осевая сила колеса, Н
=
Окружная сила колеса и осевая сила червяка, Н
=
Радиальная сила, Н
Лист
Изм.
Лист
№ докум.
Подп.
Дата
10
3.3. Проверочный расчёт червячной передачи и выбор смазки.
Таблица 7
Параметры
Обозначение
Расчётные формулы и численное значение
Эквивалентное число зубьев колеса
Коэффициент, учитывающий форму зуба колеса
=1,66 – по таблице в зависимости от
Коэффициент неравномерности нагрузки
=1
Коэффициент динамической нагрузки
=1,2 – при
=6,23м/с
Удельная расчётная окружная сила, Н/мм
Модуль в нормальном сечении
Расчётное напряжение, МПа
Вязкость смазки
=120 при t=500C
Сорт масла
Автотракторное АК-15 ГОСТ 1862-63
КПД червячной передачи и тепловой расчёт.
Таблица 8
Параметры
Обозначение
Расчётные формулы и численное значение
Приведённый угол трения, град
=1 – по таблице в зависимости от
КПД червячной передачи
Мощность на червяке, кВт
Количество тепла, выделяющегося в передаче, ккал/ч
Коэффициент теплоотдачи, ккал/м2*ч*град
=11
Температура масла в редукторе, 0С
=60
Температура окружающей среды, 0С
Поверхность охлаждения, м2
Количество отдаваемого тепла, ккал/ч
Условие достаточности естественного охлаждения
697 > 424
требуется дополнительное охлаждение(рёбра)
Лист
Изм.
Лист
№ докум.
Подп.
Дата
11
4. Расчёт валов редуктора
4.1. Проектный расчёт валов.
В качестве материала для валов используем сталь 40Х у которой
=900МПа,
=750МПа,
=410МПа. Термическая обработка – улучшение и закалка ТВЧ.
4.1.1. Быстроходный вал.
Диаметр выходного конца вала определяем по приближённой формуле:
мм где
- 10МПа – допускаемое напряжение.
Принимаем
= 35мм
мм
Диаметр вала под подшипник и уплотнение:
мм, принимаем d2 = 45мм
мм
Диаметр под червяком:
мм, принимаем
=55мм
- определяется графически.
=270мм
Диаметр вала под второй подшипник:
мм
мм
Диаметр выходного конца вала.
мм где
- 16МПа. Принимаем
= 65мм
мм
Диаметр вала под подшипник и уплотнение:
мм, принимаем d2 = 75мм
мм
Диаметр вала под червячным колесом:
мм, принимаем
=90мм
мм
Диаметр вала под второй подшипник:
мм
мм – для роликовых конических подшипников.
Зазор между корпусом редуктора и деталями передачи:
мм
где L – расстояние по вертикали между крайними точками червяка и червячного колеса.
Лист
Изм.
Лист
№ докум.
Подп.
Дата
12
4.1.2. Тихоходный вал.
Диаметр выходного конца вала.
мм где
- 16МПа. Принимаем
= 65мм
мм
Диаметр вала под подшипник и уплотнение:
мм, принимаем d2 = 75мм
мм
Диаметр вала под червячным колесом:
мм, принимаем
=90мм
мм
Диаметр вала под второй подшипник:
мм
мм – для роликовых конических подшипников.
Зазор между корпусом редуктора и деталями передачи:
мм
где L – расстояние по вертикали между крайними точками червяка и червячного колеса.
Лист
Изм.
Лист
№ докум.
Подп.
Дата
13
4.2. Выбор подшипников.
Для быстроходного вала применяем конические роликоподшипники по ГОСТ 27365-87, средней серии №7309А
d
D
T
Cr
Соr
е
Y
Y0
45мм
100мм
27,5мм
101кН
72кН
0,35
1,7
0,9
Для тихоходного вала применяем конические роликоподшипники по ГОСТ 27365-87, средней серии №7315А
d
D
T
Cr
Соr
е
Y
Y0
75мм
160мм
40,5мм
229кН
185кН
0,35
1,7
0,9
Лист
Изм.
Лист
№ докум.
Подп.
Дата
14
4.3. Проверочный расчёт валов
4.3.1. Расчёт быстроходного вала.
Схема сил действующая на вал в вертикальной плоскости
Лист
Изм.
Лист
№ докум.
Подп.
Дата
15
Определение опорных реакций в вертикальной плоскости
H
H
Проверка:
Определение изгибающих моментов
Н*м
Н*м
Сосредоточенный момент в точке С от FA1
Н*м
Проверка :
0 = 0
Определение опорных реакций в горизонтальной плоскости
H
H
Проверка:
Определение изгибающих моментов в горизонтальной плоскости
Н*м
Н*м
Проверка:
Н*м
Суммарный изгибающий момент
Н*м
Н*м
Н*м
Лист
Изм.
Лист
№ докум.
Подп.
Дата
16
Опасные сечения вала в районе левого подшипника (сечение А) и середине червяка (сечение С)
Моменты сопротивления в сечении А:
м3
м3
Моменты сопротивления в сечении С:
м3
м3
Напряжения в сечении А:
МПа
МПа
Напряжения в сечении С от изгиба:
МПа
МПа
Максимальные напряжения в сечении С, где
МПа и
МПа.
Основным видом разрушения валов является - усталостное разрушение.
Условием прочности является зависимость:
Где S – расчётный коэффициент запаса прочности;
- допустимый коэффициент запаса,
= 1,7 - 2,5
Коэффициент запаса в сечении по середине червяка при изгибе (симметричный цикл нагрузки) равен:
где
=410МПа – предел выносливости материала,
=0,6 – масштабный фактор,
=0,9 – коэффициент шероховатости поверхности,
= 14,86МПа – амплитуда изменения напряжения.
Коэффициент запаса прочности при кручении (пульсирующий цикл).
где
МПа,
МПа,
- эффективный коэффициент концентрации,
=0,1 – для легированных сталей
Лист
Изм.
Лист
№ докум.
Подп.
Дата
17
Общий коэффициент запаса прочности в сечении С:
Проверка запаса прочности в сечении А:
=6,82МПа;
3,47МПа
Общий запас прочности:
Лист
Изм.
Лист
№ докум.
Подп.
Дата
18
4.3.2. Расчёт тихоходного вала.
Схема действующих сил на вал в вертикальной плоскости.
Лист
Изм.
Лист
№ докум.
Подп.
Дата
19
Определение опорных реакций в вертикальной плоскости:
H
H
Проверка:
Определение изгибающих моментов в вертикальной плоскости:
Н*м
Н*м
Проверка:
Н*м
0 = 0
Определение опорных реакций в горизонтальной плоскости:
Из-за несоостности валов муфты нагружают вал силой:
Н
H
H
Проверка:
0 = 0
Определение изгибающих моментов в горизонтальной плоскости
Н*м
Н*м
Проверка:
Н*м
Суммарный изгибающий момент
Н*м
Н*м
Н*м
Лист
Изм.
Лист
№ докум.
Подп.
Дата
20
Опасные сечения вала в точках С и В.
Сечение вала в точке С:
Сечение вала в точке В:
мм3
мм3
Нормальное напряжение в точке В:
МПа
Касательное:
МПа
В сечении В:
МПа
МПа
МПа
Определение коэффициента запаса прочности в сечении В:
где
=0,5
=0,9
=1,9
МПа
где
МПа
Лист
Изм.
Лист
№ докум.
Подп.
Дата
21
Общий коэффициент запаса:
Лист
Изм.
Лист
№ докум.
Подп.
Дата
22
5.Расчёт подшипников
Ранее выбранные подшипники проверяем на динамическую грузоподъёмность и долговечность отдельно для быстроходного и тихоходного вала.
5.1. Проверка подшипников быстроходного вала.
Осевая нагрузка на подшипники
=6359Н
Радиальная нагрузка на подшипники равна:
Н
Н
Наиболее загружен подшипник в точке В. Для него и производим расчёт.
Соотношение осевой и радиальной нагрузок на подшипник в сечении В:
где
- при вращении внутреннего кольца подшипника.
Эквивалентная динамическая нагрузка на подшипник:
Н
где X=0,4
Y=1,7
Kб=1,0 – коэффициент безопасности при скоростной нагрузке
КТ= 1 – температурный коэффициент.
Срок службы подшипников, ч
ч
где
= 7лет – срок службы;
=0,67 – коэффициент годового использования;
= 8часов – продолжительность смены;
= 3 – количество смен;
= 0,8 – коэффициент сменного использования.
Динамическая грузоподъёмность:
Н=100,2кН
где m= 3,33 – для роликоподшипников;
с-1
кН
Лист
Изм.
Лист
№ докум.
Подп.
Дата
23
5.2. Проверка подшипников тихоходного вала.
Осевая нагрузка на подшипники
=1578Н
Радиальная нагрузка на подшипники равна:
Н
Н
Наиболее загружен подшипник в точке А. Для него и производим расчёт.
Эквивалентная динамическая нагрузка на подшипник:
Н
где X=0,4
Y=1,7
Kб=1,0 – коэффициент безопасности при скоростной нагрузке
КТ= 1 – температурный коэффициент.
Динамическая грузоподъёмность:
Н=23,9кН
где m= 3,33 – для роликоподшипников;
с-1
кН
Лист
Изм.
Лист
№ докум.
Подп.
Дата
24
5.3Выбор посадок под подшипники
Быстроходный вал:
Внутреннее кольцо подшипника вращается вместе с валом относительно действующей радиальной нагрузки и имеет , следовательно , циркуляционное нагружение.
Отношение эквивалентной нагрузки к динамической грузоподъёмности:
Выбираем поле допуска вала - k6
Наружное кольцо подшипника неподвижно относительно радиальной нагрузки и подвергается местному нагружению. Выбираем поле допуска отверстия для посадки – H7
Тихоходный вал:
Внутреннее кольцо подшипника вращается вместе с валом относительно действующей радиальной нагрузки и имеет , следовательно , циркуляционное нагружение.
Отношение эквивалентной нагрузки к динамической грузоподъёмности:
Выбираем поле допуска вала - n6
Наружное кольцо подшипника неподвижно относительно радиальной нагрузки и подвергается местному нагружению. Выбираем поле допуска отверстия для посадки – H7
Посадка червячного колеса на вал
При применении шпоночного соединения посадка с зазором недопустима. Поэтому применим посадки H7/s7
Лист
Изм.
Лист
№ докум.
Подп.
Дата
25
6. Расчёт шпонок.
Для крепления на валу ведомого шкива ременной передачи и червячного колеса используем призматические шпонки из углеродистой стали с пределом прочности не ниже 500 МПа и допускаемым напряжением на сжатие
= 60 - 90МПа.
Для крепления шкива на валу
=45мм используем шпонку призматическую обыкновенную, скруглённую, сечением
длиной
= 50мм по ГОСТ 23360-78
Условие прочности:
где
мм
Для крепления червячного колеса на валу
=90мм используем шпонку призматическую обыкновенную, скруглённую, сечением
длиной
= 70мм по ГОСТ 23360-78
Условие прочности:
где
мм
Лист
Изм.
Лист
№ докум.
Подп.
Дата
26
7. Расчёт конструктивных размеров корпусных деталей
Толщина стенок редуктора:
Принимаем 8 мм
Фланцы и крепёжные винты (болты):
Фундаментный
Диаметр d1 винта (болта) выбираем исходя из межосевого расстояния.
d1=М16
Конструктивные размеры фланца, мм:
К1
С1
D01
b01
d01
43
19
28
1,0
18
Длина опорной поверхности платиков:
- расстояние между центрами крепёжных отверстий выбираем графически.
Ширина:
мм
Высота:
мм
2. Подшипниковой бобышки основания и крышки корпуса.
Диаметр d2 винта (болта) выбираем исходя из межосевого расстояния.
d2=М14
Конструктивные размеры фланца, мм:
К2
С2
D02
b02
d02
38
17
24
1,0
16
Ширина:
мм
Высота:
- выбираем графически.
мм
3. Соединительный фланец крышки и основания корпуса.
Диаметр d3 винта (болта) выбираем исходя из межосевого расстояния.
d3=М12
Конструктивные размеры фланца, мм:
К3
С3
D03
b03
d03
32
14
22
0,8
14
Ширина:
мм
Высота:
мм
Лист
Изм.
Лист
№ докум.
Подп.
Дата
27
4. фланец для крышки подшипникового узла.
Диаметр d4 винта (болта) выбираем исходя из диаметра наружного кольца подшипника.
Для подшипников быстроходного вала
d4=М8, количество болтов 4шт на одну крышку.
Конструктивные размеры фланца, мм:
Диаметр внутренний:
D=диаметру наружного кольца подшипника=100мм.
Диаметр наружный:
D=диаметр крышки +5мм=145+5=150мм
Диаметр центровой окружности винтов:
D=120мм
Ширину определяем графически.
Высота над плоскостью стенок:
мм
Для подшипников тихоходного вала
d4=М10, количество болтов 6шт на одну крышку.
Конструктивные размеры фланца, мм:
Диаметр внутренний:
D=диаметру наружного кольца подшипника=160мм.
Диаметр наружный:
D=диаметр крышки +5мм=210+5=215мм
Диаметр центровой окружности винтов:
D=180мм
Ширину определяем графически.
Высота над плоскостью стенок:
мм
5.Фланец смотрового люка.
Диаметр d5 винта (болта) выбираем исходя из межосевого расстояния.
D5=М6
Конструктивные размеры фланца, мм:
К5
С5
D05
b05
d05
16
7
12
0,5
7
Количество болтов и расстояние между ними определяем конструктивно.
Высота над стенкой крышки:
3…5мм
Лист
Изм.
Лист
№ докум.
Подп.
Дата
28
8. Система смазки
Способ смазывания: разбрызгивание
Выбор масла сделан в пункте 3.3 таблица 7
Количество масла определяем из расчёта 0,4л на 1Квт передаваемой мощности.
литра
Определяем уровень масла:
мм
5. Проверка объёма масла:
определяем графически размеры масляной ванны
ширина – 179мм
длина – 270мм
получаем:
литра
Лист
Изм.
Лист
№ докум.
Подп.
Дата
29
Список литературы:
Иванов М.Н. Детали машин: Учебник для студентов ВУЗов/под ред. В.А. Афиногенова.-М.: Высш.шк., 1998-383с
Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб.пособие. Калининград: Янтар.сказ., 1999-454с
Лист
Изм.
Лист
№ докум.
Подп.
Дата
30
Введение
Соединение вала машины с валом электродвигателя возможно только в редких случаях, когда частота вращения этих валов совпадает, например, в приводах центробежных насосов, компрессоров, вентиляторов и т.д.
Для привода медленно вращающихся валов необходима специальная понижающая передача. Для оптимального выбора типа передачи надо учитывать много факторов: энергетическую характеристику, эксплуатационные условия, закон изменения нагрузки во времени, срок службы, габариты привода, требования техники безопасности, эксплуатационные расходы, удобство обслуживания и ремонта.
При проектировании механических приводных устройств выбирают тот или иной тип передач: зубчатые, червячные , цепные, ремённые и пр.
Редукторы классифицируют по следующим основным признакам: типу передачи (зубчатые, червячные и т.д.); числу ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые ит.д.); типу колёс (цилиндрические, конические, червячные и т.д.); относительному расположению валов в пространстве: (горизонтальные, вертикальные).
Редуктор состоит из корпуса (литого чугунного или сварного стального), в котором помещают элементы передачи – зубчатые колёса, валы, подшипники и т.д. В отдельных случаях в корпусе размещают также устройства для смазывания зацеплений и подшипников (например, внутри корпуса редуктора может быть размещён шестерёнчатый масляный насос) или устройства для охлаждения.
Лист
Изм.
Лист
№ докум.
Подп.
Дата
25
Заключение
Исходя, из исходных данных произведён расчет и разработаны чертежи привода рабочей машины.
1. Произведён кинематический и силовой расчёт привода. Согласно полученным данным выбран электродвигатель. Определены частота вращения, крутящий момент и передаточные числа плоскоремённой открытой передачи и закрытой червячной.
3. Рассчитана червячная передача. Выбраны материалы. Определены основные геометрические параметры передачи. Рассчитаны и подтверждены основные показатели работоспособности передачи: напряжение изгиба зубьев 15,7мПа(фактически)
58,3мПа(расчётное); условие контактной прочности выведены через межосевое расстояние 158,5мм(расчётное)
168мм(фактическое). Выбрана смазка и рассчитан тепловой режим.
Определены геометрические размеры валов редуктора. Проверочные расчёты валов показали, что коэффициенты запаса прочности превышают допустимые. Так для быстроходного вала общий коэффициент составил 16,1
1,7-2,5, а для тихоходного 7,62 при тех же условиях. Для данных валов подобраны и рассчитаны подшипники. Определены посадки. Выбраны и проверены на прочность шпонки.
4. Рассчитаны элементы корпусных деталей. Подобраны крепёжные болты, на основании чего рассчитаны геометрические размеры фланцев.
5. Выбрана система смазки. Определено количество масла и его уровень в корпусе редуктора.