Черв`ячна передача 2

Завдання

Спроектувати привід.

До складу приводу входять такі передачі:

1 - черв'ячна передача.

Сила на вихідному елементі приводу F = 1,4 кН.

Швидкість на стрічці (ланцюги) приводу V = 0,5 м / с.

Діаметр вихідного елемента приводу D = ​​350 мм.

Коефіцієнт річного використання Кг = 1.

Коефіцієнт використання протягом зміни Кс = 1.

Термін служби L = 7 років.

Кількість змін S = 2.

Тривалість зміни T = 8 ч.

Тип навантаження - постійний.

Зміст

1 Введення

2 Вибір електродвигуна і кінематичний розрахунок

3 Розрахунок 1-й черв'ячної передачі

3.1 Проектний розрахунок

3.2 Перевірочний розрахунок за контактним напруженням

3.3 Перевірка зубів передачі на вигин

4 Попередній розрахунок валів

4.1 Ведучий вал.

4.2 Вихідний вал.

5 Конструктивні розміри шестерень і коліс

5.1 Черв'ячні колесо 1-й передачі

6 Вибір муфт

6.1 Вибір муфти на вхідному валу приводу

6.2 Вибір муфти на вихідному валу приводу

7 Перевірка міцності шпонкових з'єднань

7.1 Черв'ячні колесо 1-й черв'ячної передачі

8 Конструктивні розміри корпусу редуктора

9 Розрахунок реакцій в опорах

9. 11-й вал

9. 22-й вал

10 Побудова епюр моментів валів

10.1 Розрахунок моментів 1-го валу

10.2 Епюри моментів 1-го валу

10.3 Розрахунок моментів 2-го валу

10.4 Епюри моментів 2-го валу

11 Перевірка довговічності підшипників

11. 11-й вал

11. 22-й вал

12 Уточнений розрахунок валів

12.1 Розрахунок 1-го валу

12.2 Розрахунок 2-го валу

13 Тепловий розрахунок редуктора

14 Вибір сорту масла

15 Вибір посадок

16 Технологія складання редуктора

17 Висновок

18 Список використаної літератури

1. Введення

Інженер-конструктор є творцем нової техніки, і рівнем його творчої роботи більшою мірою опредеделяются темпи науково-технічного прогресу. Діяльність конструктора належить до числа найбільш складних проявів людського розуму. Вирішальна роль успіху при створенні нової техніки визначається тим, що закладено на кресленні конструктора. З розвитком науки і техніки проблемні питання вирішуються з урахуванням все зростаючого числа факторів, що базуються на даних різних наук. При виконанні проекту використовуються математичні моделі, що базуються на теоретичних і експериментальних дослідженнях, що відносяться до об'ємної і контактної міцності, матеріалознавства, теплотехніки, гідравліки, теорії пружності, будівельної механіки. Широко використовуються відомості з курсів опору матеріалів, теоретичної механіки, машинобудівного креслення і т. д. Все це сприяє розвитку самостійності і творчого підходу до поставлених проблем.

При виборі типу редуктора для приводу робочого органу (пристрої) необхідно враховувати безліч факторів, найважливішими з яких є: значення і характер зміни навантаження, необхідна довговічність, надійність, ККД, маса і габаритні розміри, вимоги до рівня шуму, вартість виробу, експлуатаційні витрати.

З усіх видів передач зубчасті передачі мають найменші габарити, масу, вартість і втрати на тертя. Коефіцієнт втрат однієї зубчастої пари при ретельному виконанні та належної мастилі не перевищує звичайно 0,01. Зубчасті передачі в порівнянні з іншими механічними передачами володіють великою надійністю в роботі, постійністю передавального відносини через відсутність прослизання, можливістю застосування в широкому діапазоні швидкостей і передавальних відносин. Ці властивості забезпечили велике поширення зубчастих передач; вони застосовуються для потужностей, починаючи від мізерно малих (у приладах) до вимірюваних десятками тисяч кіловат.

До недоліків зубчастих передач можуть бути віднесені вимоги високої точності виготовлення і шум при роботі зі значними швидкостями.

Косозубиє колеса застосовують для відповідальних передач при середніх і високих швидкостях. Обсяг їх застосування - понад 30% обсягу застосування всіх циліндричних коліс в машинах, і цей відсоток постійно зростає. Косозубиє колеса з твердими поверхнями зубів вимагають підвищеного захисту від забруднень щоб уникнути нерівномірного зносу по довжині контактних ліній і небезпеки викришування.

Однією з цілей виконаного проекту є розвиток інженерного мислення, в тому числі вміння використовувати попередній досвід, моделювати використовуючи аналоги. Для курсового проекту кращі об'єкти, які не тільки добре поширені й мають велике практичне значення, але і не піддані в доступному для огляду майбутньому морального старіння.

Існують різні типи механічних передач: циліндричні і конічні, з прямими зубами і косозубиє, гіпоїдні, черв'ячні, глобоідние, одно-і багатопотокові і т. д. Це породжує питання про вибір найбільш раціонального варіанту передачі. При виборі типу передачі керуються показниками, серед яких основними є ККД, габаритні розміри, маса, плавність роботи та вібронавантаженість, технологічні вимоги, бажане кількість виробів.

При виборі типів передач, виду зачеплення, механічних характеристик матеріалів необхідно враховувати, що витрати на матеріали становлять значну частину вартості виробу: у редукторах загального призначення - 85%, в дорожніх машинах - 75%, в автомобілях - 10% і т. д.

Пошук шляхів зниження маси проектованих об'єктів є найважливішою передумовою подальшого прогресу, необхідною умовою збереження природних ресурсів. Велика частина вироблюваної в даний час енергії припадає на механічні передачі, тому їх ККД до певної міри визначає експлуатаційні витрати.

Найбільш повно вимоги зниження маси та габаритних розмірів задовольняє привід з використанням електродвигуна і редуктора з зовнішнім зачепленням.

2. Вибір електродвигуна і кінематичний розрахунок

За табл. 1.1 [1] приймемо такі значення ККД:

- Для закритого черв'ячної передачі:  ₁ = 0,92

Загальний ККД приводу буде:

 =  ₁ ^x ... ^x  _n ^x  _{підшитий.} ^{2 x}  _муфти ²

= 0,92 ^x 0,99 ^x 0,98 ^{два 2} = 0,866

де  _{підшитий.} = 0,99 - ККД одного підшипника.

       _муфти = 0,98 - ККД однієї муфти.

Кутова швидкість на вихідному валу буде:

 _вих. = = = 2,857 рад / с

Необхідна потужність двигуна буде:

P _треб. = = = 0,808 кВт

У таблиці П.1 [1] (див. додаток) по необхідної потужності вибираємо електродвигун 90LB8, з синхронною частотою обертання 750 об / хв, з параметрами: P _двиг. = 1,1 кВт і ковзанням 7% (ГОСТ 19523-81) . Номінальна частота обертання

n _двиг. = 750 - = 697,5 об / хв,

кутова швидкість

 _двиг. = = = 73,042 рад / с.

Oбщее передавальне відношення:

U = = = 25,566

Для передач обрали наступні передавальні числа:

U ₁ = 25

Розраховані частоти і кутові швидкості обертання валів зведені нижче в таблицю:

Потужності на валах:

P ₁ = P _треб. ^X  _{підшитий.} =

0,808 ^{x 10} червня ^x 0,99 = 799,92 Вт

P ₂ = P ₁ ^x  ₁ ^x  _{підшитий.} =

799,92 ^x 0,92 ^x 0,99 = 728,567 Вт

Обертаючі моменти на валах:

T ₁ = = = 10951,507 Н ^x мм

T ₂ = = = 249338,467 Н ^x мм

По таблиці П.1 (див. додаток підручника Чернавського) вибраний електродвигун 90LB8, з синхронною частотою обертання 750 об / хв, з потужністю P _двиг. = 1,1 кВт і ковзанням 7% (ГОСТ 19523-81). Номінальна частота обертання з урахуванням ковзання n _двиг. = 697,5 об / хв.

Передавальні числа і ККД передач

Розраховані частоти, кутові швидкості обертання валів і моменти на валах

3. Розрахунок 1-й черв'ячної передачі

1. Проектний розрахунок

Число витків черв'яка z ₁ приймаємо в залежності від передаточного числа: при U = 25 приймаємо z ₁ = 2 (див. с.55 [1]). Кількість зубів черв'ячного колеса:

z ₂ = z ₁ ^x U = 2 ^x 25 = 50

Приймаються стандартне значення z ₂ = 50

При цьому фактичне передавальне число U _ф = = = 25

Відмінність від заданого:

^x 100% = ^x 100% = 0%

За ГОСТ 2144-76 припустиме відхилення не більше 4%.

Вибираємо матеріал черв'яка і вінця черв'ячного колеса.

Приймаємо для черв'яка сталь 45 з загартуванням менш HRC 45 і подальшим шліфуванням.

Попередньо приймемо швидкість ковзання V = 2,937 м / c. Тоді за таблицями 4.8 і 4.9 [1] вибираємо для вінця черв'ячного колеса БрА10Ж4Н4Л (виливок в кокіль).

У цьому випадку за табл. 4.8 і 4.9 основне допускається контактна напруга:

[ _H] = [ _H] ^x K _HL

де [ _H] = 181,378 МПа - відповідно до табл. 4.9 [1], K _HL - коефіцієнт довговічності.

K _HL =,

де N _HO = 10 ⁷ - базове число циклів навантаження;

N _H = 60 ^x n _(кол.) ^x t _

тут: n _(кол.) = 27,9 об / хв. - Частота обертання черв'ячного колеса;

t _ = 365 ^x L _г ^x _C ^x t _c - тривалість роботи передачі в розрахунковий термін служби, ч.

- L _г = 7 р. - термін служби передачі;

- С = 2 - кількість змін;

- T _c = 8 год - тривалість зміни.

t _ = 365 ^x 7 ^x 2 ^x 8 = 40 880 ч.

Тоді:

N _H = 60 ^x 27,9 ^x 40 880 = 68433120

У результаті отримуємо:

До _HL = = 0,786

Допустиме контактне напруження:

[ _H] = 181,378 ^x 0,786 = 142,563 МПа.

Розрахункова допустима напруга вигину:

_[-1F] = _[-1F] ^'x K _FL

де _[-1F] '= 81 МПа - основне напруга, що допускається вигину для реверсивної роботи з табл. 4.8 [1], K _FL - коефіцієнт довговічності.

K _FL =,

де N _FO = 10 ⁶ - базове число циклів навантаження;

N _F = 60 ^x n _(кол.) ^x t _

тут: n _(кол.) = 27,9 об / хв. - Частота обертання черв'ячного колеса;

t _ = 365 ^x L _г ^x _C ^x t _c - тривалість роботи передачі в розрахунковий термін служби, ч.

- L _г = 7 р. - термін служби передачі;

- С = 2 - кількість змін;

- T _c = 8 год - тривалість зміни.

t _ = 365 ^x 7 ^x 2 ^x 8 = 40 880 ч.

Тоді:

N _F = 60 ^x 27,9 ^x 40 880 = 68433120

У результаті отримуємо:

До _FL = = 0,625

Допустима напруга вигину:

_[-1F] = 81 ^x 0,625 = 50,625 МПа.

Приймаються попередньо коефіцієнт діаметра черв'яка q = 20, і коефіцієнт навантаження K = 1,2.

Обертаючий момент на колесі:

T _(кол.) = T _(черв.) ^x U ^x  _{передачі} ^x  _{підшитий.} = 10951,507 ^x 25 ^x 0,92 ^x 0,99 = 249338,467 Н ^x мм.

Визначаємо міжосьова відстань з умови контактної міцності [см. формулу (4.9 [1])]:

a _ = =

= 142,909 мм.

Округлимо: a _ = 143 мм.

Модуль:

m = = = 4,086 мм.

Приймаємо по ГОСТ 2144-76 (табл. 4.1 та 4.2) стандартні значення m = 4 мм і q = 20, а також z ₁ = 2 та z ₂ = 50.

Тоді перераховуємо міжосьова відстань на основі стандартних значень m, q і Z _2:

a _ = = = 140 мм.

Основні розміри черв'яка:

ділильний діаметр черв'яка:

d ₁ = q ^x m = 20 ^x 4 = 80 мм;

діаметр вершин витків черв'яка:

d _a1 = d ₁ + 2 ^x m = 80 + 2 ^x 4 = 88 мм;

діаметр западин витків черв'яка:

d _f1 = d ₁ - 2.4 ^x m = 80 - 2.4 ^x 4 = 70,4 мм.

довжина нарізаною частини шліфованого черв'яка (див. формулу 4.7 [1]):

b _1> = (11 + 0.06 ^x z ₂₎ ^x m + 25 = (11 + 0.06 ^x 50) ^x 4 + 25 = 81 мм;

приймаємо b ₁ = 82 мм.

ділильний кут  за табл. 4.3 [1]: при z ₁ = 2 і q = 20 кут  = 5,717 ^o.

Основні розміри вінця черв'ячного колеса:

ділильний діаметр черв'ячного колеса:

d ₂ = z ₂ ^x m = 50 ^x 4 = 200 мм;

діаметр вершин зубів черв'ячного колеса:

d _a2 = d ₂ + ₂ ^x m = 200 + 2 ^x 4 = 208 мм;

діаметр западин черв'ячного колеса:

d _f2 = d ₂ - 2.4 ^x m = 200 - 2.4 ^x 4 = 190,4 мм;

найбільший діаметр черв'ячного колеса:

d _aM2  d _a2 + = = 214 мм;

приймаємо: d _aM2 = 214 мм.

ширина вінця черв'ячного колеса (див. формулу 4.12 [1]):

b ₂  0.75 ^x d _a1 = 0.75 ^x 88 = 66 мм.

приймаємо: b ₂ = 66 мм.

Окружна швидкість черв'яка:

V = = = 2,922 м / c.

Швидкість ковзання:

V _s = = = 2,937 м / c.

Уточнюємо ККД редуктора (див. формулу 4.14 [1]).

За табл. 4.4 [1] при швидкості Vs = 2,937 м / c при шліфованої черв'яка наведений кут тертя  '= 1,75 ^o. ККД редуктора з урахуванням втрат в опорах, втрат на розбризкування і перемішування масла:

 = (0.95 ... 0.96) ^x = 0.95 ^x = 72,563%.

За табл. 4.7 [1] вибираємо 7-ю ступінь точності передачі і знаходимо значення коефіцієнта динамічності Kv = 1.

Коефіцієнт нерівномірності розподілу навантаження (див. формулу 4.26 [1]):

K _ = 1 + ^x (1 - ).

У цій формулі: коефіцієнт деформації черв'яка  = 197 - за табл. 4.6 [1]. При постійному навантаженні допоміжний коефіцієнт  = 1 (див. c.65 [1]). Тоді:

K _ = 1 + ^x (1 - 1) = 1.

Коефіцієнт навантаження:

K = K _ ^x K _v = 1 ^x 1 = 1.

2. Перевірочний розрахунок за контактним напруженням

Перевіряємо контактну напругу (див. формулу 4.23 [1]):

 _H = =

= 134,219 МПа;

 _H = 134,219 МПа  [ h] = 142,563 МПа.

3. Перевірка зубів передачі на вигин

Перевіряємо міцність зуба на вигин.

Еквівалентне число зубів:

Zv = = = 50,753.

Коефіцієнт форми зуба по табл. 4.5 [1] Yf = 2,186.

Напруга вигину:

 _F = = =

12,388 МПа  _[-1F] = 50,625 МПа.

Умова міцності виконано.

Сили діючі на черв'як та черв'ячне колесо:

окружна сила на черв'ячних коліс, рівна осьової силі на черв'яка:

F _t2 = F _a1 = = = 2493,385 H;

окружна сила на черв'яка, рівна осьової силі на колесі:

F _t1 = F _a2 = = = 273,788 H;

радіальні сили на колесі і черв'яка:

F _r1 = F _r2 = F _t2 ^x tg (20 ^o) = 2493,385 ^x tg (20 ^o) = 907,518 H.

Механічні характеристики матеріалів черв'ячної передачі

Параметри черв'ячної передачі, мм

4. Попередній розрахунок валів

Попередній розрахунок валів проведемо на кручення за зниженими допускаються напруженням.

Діаметр валу при дозволяється за напрузі [ _к] = 25 МПа обчислюємо за формулою 8.16 [1]:

d _у 

1. Ведучий вал.

d _у  = 13,067 мм.

Під вільний (приєднувальний) кінець вала вибираємо діаметр валу: 20 мм.

Під 2-й елемент (підшипник) вибираємо діаметр валу: 30 мм.

Під 3-й елемент (черв'як) вибираємо діаметр валу: 40 мм.

Під 4-й елемент (підшипник) вибираємо діаметр валу: 30 мм.

2. Вихідний вал.

d _у  = 37,034 мм.

Під 1-й елемент (підшипник) вибираємо діаметр валу: 45 мм.

Під 2-й елемент (підпорядкований) вибираємо діаметр валу: 50 мм.

Під 3-й елемент (підшипник) вибираємо діаметр валу: 45 мм.

Під вільний (приєднувальний) кінець вала вибираємо діаметр валу: 40 мм.

Діаметри ділянок валів призначаємо виходячи з конструктивних міркувань.

Діаметри валів, мм

Довжини ділянок валів, мм

5. Конструктивні розміри шестерень і коліс

1. Черв'ячне колесо 1-й передачі

Діаметр ступиці: d _ступ = (1,5 ... 1,8) ^x d _валу = 1,5 ^x 50 = 75 мм.

Довжина маточини: L _ступ = (1,2 ... 1,7) ^x d _валу = 1,2 ^x 50 = 60 мм = 66 мм.Толщіна обода:  _про = 2 ^x m _n = 2 ^x 4 = 8 мм

де m _n = 4 мм - модуль зачеплення.

Товщина диска: З = 0,25 ^x b ₂ = 0,25 ^x 66 = 16,5 мм = 16 мм.

де b ₂ = 66 мм - ширина зубчастого вінця черв'ячного колеса.

Внутрішній діаметр обода:

D _обода = d _f2 - 4 ^x  _o = 190,4 - 4 ^x 8 = 158,4 мм = 158 мм.

Діаметр центровий окружності:

D _{C отв.} = 0,5 ^x (D _oбода + d _ступ.) = 0,5 ^x (158 + 75) = 116,5 мм = 116 мм

де D _oбода = 158 мм - внутрішній діаметр обода.

Діаметр отворів: D _отв. =

50,75 мм = 13 мм.

Параметри для стопорних гвинтів: D _гвинт = (1,2 ... 1,4) ^x m = 1,3 ^x 4 = 5,2 мм.

Підбираємо стандартний болт M6.

6. Вибір муфт

1. Вибір муфти на вхідному валу приводу

З причини того, що в даному сполученні валів потрібно невисока компенсує здатність муфт, то допустима установка муфти пружною втулочно-пальцевої. Гідність даного типу муфт: відносна простота конструкції і зручність заміни пружних елементів. Вибір муфти пружною втулочно-пальцевої проводиться залежно від діаметрів з'єднуються валів, розрахункового переданого крутного моменту і максимально допустимої частоти обертання валу. Діаметри з'єднуються валів:

d _{(ел. двиг.)} = 24 мм;

d _{(1-го валу)} = 20 мм;

Рухаючись крутний момент через муфту:

T = 10,952 Н ^x м

Розрахунковий передається крутний момент через муфту:

T _р = k _р ^x T = 1,5 ^x 10,952 = 16,427 Н ^x м

тут k _р = 1,5 - коефіцієнт, що враховує умови експлуатації; значення його наведено в таблиці 11.3 [1].

Частота обертання муфти:

n = 697,5 об. / хв.

Вибираємо муфту пружну втулочно-пальцеву 63-24-I.1-20-I.1-У2 ГОСТ 21424-93 (по табл. К21 [3]).

Пружні елементи муфти перевіримо на зминання у припущенні рівномірного розподілу навантаження між пальцями.

 _див. = 0,782 МПа  [ _см] = 1,8 МПа, тут z _c = 4 - число пальців; Do = 70 мм - діаметр окружності розташування пальців; d _п = 10 мм - діаметр пальця; l _вт = 15 мм - довжина пружного елемента.

Розрахуємо на вигин пальці муфти, виготовлені зі сталі 45:

 _і =

13,494 МПа  [ _і] = 80МПа,

тут c = 4 мм - зазор між напівмуфтами.

Умова міцності виконується.

2. Вибір муфти на вихідному валу приводу

Для аварійного одноразового вимикання приводу при невідповідному різкому підвищенні навантаження застосовують муфти з руйнуються елементами; включення приводу можливо лише після заміни зруйнованого елемента, що ускладнює експлуатацію. У нашому випадку аварійні ситуації малоймовірні, тому цілком допустима установка запобіжної муфти з зрізних штифтом. Вибір запобіжної муфти з зрізних штифтом проводиться залежно від діаметрів з'єднуються валів і розрахункового переданого крутного моменту. Діаметри з'єднуються валів:

d _{(виход. валу)} = 40 мм;

d _{(валу споживе.)} = 40 мм;

Рухаючись крутний момент через муфту:

T = 249,338 Н ^x м

Розрахунковий передається крутний момент через муфту:

T _р = k _р ^x T = 1,5 ^x 249,338 = 374,008 Н ^x м

тут k _р = 1,5 - коефіцієнт, що враховує умови експлуатації; значення його наведено в таблиці 11.3 [1].

Вибираємо запобіжну муфти з зрізних штифтом і проведемо розрахунок зрізних штифтів.

В якості запобіжного штифта вибираємо штифт діаметром d = 3 мм по ГОСТ 3128-70.

Обчислимо радіус розташування зрізувального штифта:

R = 132,278 мм  132,3 мм;

тут  _{b ср} = 400 МПа - межа міцності на зріз для матеріалу обраного штифта.

Муфти

7. Перевірка міцності шпонкових з'єднань

1. Черв'ячне колесо 1-й черв'ячної передачі

Для цього елемента підбираємо шпонку призматичну з округленими торцями 14x9. Розміри перерізів шпонки і пазів і довжини шпонок за ГОСТ 23360-78 (див. табл. 8,9 [1]).

Матеріал шпонки - сталь 45 нормалізована.

Напруга зминання і умова міцності перевіряємо за формулою 8.22 [1].

 _см =

67,847 МПа  [ _см]

де Т = 249338,467 Н ^x мм - момент на валу; d _валу = 50 мм - діаметр валу; h = 9 мм - висота шпонки; b = 14 мм - ширина шпонки; l = 56 мм - довжина шпонки; t1 = 5 , 5 мм - глибина паза валу. Допустимі напруги зминання при змінному навантаженні і при сталевий маточині [ _см] = 75 МПа.

Перевіримо шпонку на зріз за формулою 8.24 [1].

 _ср =

16,962 МПа  [ _ср]

Допустимі напруги зрізу при сталевий маточині [ _ср] = 0,6 ^x [ _см] = 0,6 ^x 75 = 45 МПа.

Всі умови міцності виконано.

З'єднання елементів передач з валами

8. Конструктивні розміри корпусу редуктора

Товщина стінки корпусу та кришки одноступінчатого черв'ячного редуктора:

 = 0.04 ^x a _w + 2 = 0.04 ^x 140 + 2 = 7,6 мм

Так як має бути   8.0 мм, приймаємо  = 8.0 мм.

 1 = 0.032 ^x a _w + 2 = 0.032 ^x 140 + 2 = 6,48 мм

Так як має бути  ₁  8.0 мм, приймаємо  ₁ = 8.0 мм.

Товщина верхнього поясу (фланця) корпусу: b = 1.5 ^x  = 1.5 ^x 8 = 12 мм.

Товщина нижнього поясу (фланця) кришки корпусу: b ₁ = 1.5 ^x  ₁ = 1.5 ^x 8 = 12 мм.

Товщина нижнього пояса корпуса:

без бобишки: p = 2.35 ^x  = 2.35 ^x 8 = 18,8 мм.

Округляючи у велику сторону, отримаємо p = 19 мм.

за наявності бобишки: p ₁ = 1.5 ^x  = 1.5 ^x 8 = 12 мм.

p ₂ = (2,25 ... 2,75) ^x  = 2.65 ^x 8 = 21,2 мм.

Округляючи у велику сторону, отримаємо p ₂ = 22 мм.

Товщина ребер основи корпусу: m = (0,85 ... 1) ^x  = 0.9 ^x 8 = 7,2 мм. Округляючи у велику сторону, отримаємо m = 8 мм.

Товщина ребер кришки: m ₁ = (0,85 ... 1) ^x  ₁ = 0.9 ^x 8 = 7,2 мм. Округляючи у велику сторону, отримаємо m ₁ = 8 мм.

Діаметр фундаментних болтів (їх число  4):

d ₁ = (0,03 ... 0,036) ^x a _{w (тихохідна щабель)} + 12 =

(0,03 ... 0,036) ^x 140 + 12 = 16,2 ... 17,04 мм.

Приймаються d ₁ = 20 мм.

Діаметр болтів у підшипників:

d ₂ = (0,7 ... 0,75) ^x d ₁ = (0,7 ... 0,75) ^x 20 = 14 ... 15 мм. Приймаються d ₂ = 16 мм.

з'єднують підставу корпусу з кришкою:

d ₃ = (0,5 ... 0,6) ^x d ₁ = (0,5 ... 0,6) ^x 20 = 10 ... 12 мм. Приймаються d ₃ = 12 мм.

Розміри, що визначають положення болтів d2 (див. рис. 10.18 [1]):

e  (1 ... 1,2) ^x d ₂ = (1 ... 1.2) ^x 16 = 16 ... 19,2 = 17 мм;

q  0,5 ^x d ₂ + d ₄ = 0,5 ^x 16 + 5 = 13 мм;

де кріплення кришки підшипника d ₄ = 5 мм.

Висоту бобишки h _б під болт d ₂ вибирають конструктивно так, щоб утворилася опорна поверхня під головку болта і гайку. Бажано у всіх бобишек мати однакову висоту h _б.

9. Розрахунок реакцій в опорах

9.1. 1-й вал

Сили, що діють на вал і кути контактів елементів передач:

F _x3 = -273,788 H

F _y3 = -907,518 H

F _z3 = F _a3 = -2493,385 H

З умови рівності суми моментів сил щодо 1-ї опори:

R _x2 =

=

= 136,894 H

R _y2 =

=

= 837,357 H

З умови рівності суми сил щодо осей X і Y:

R _x4 = = = 136,894 H

R _y4 = = = 70,161 H

Сумарні реакції опор:

R ₁ = = = 848,473 H;

R ₂ = = = 153,826 H;

2-й вал

Сили, що діють на вал і кути контактів елементів передач:

F _x2 = 2493,385 H

F _y2 = -907,518 H

F _z2 = F _a2 = -273,788 H

З умови рівності суми моментів сил щодо 1-ї опори:

R _x1 =

=

= -1246,692 H

R _y1 =

=

= 636,284 H

З умови рівності суми сил щодо осей X і Y:

R _x3 =

=

= -1246,692 H

R _y3 =

=

= 271,234 H

Сумарні реакції опор:

R ₁ = = = 1399,679 H;

R ₂ = = = 1275,857 H;

10. Побудова епюр моментів валів

10.1 Розрахунок моментів 1-го валу

1 - е перетин

M _x = 0 Н ^x мм

M _y = 0 Н ^x мм

M = = = 0 H ^x мм

2 - е перетин

M _x = 0 Н ^x мм

M _y = 0 Н ^x мм

M = = = 0 H ^x мм

Третій перетин

M _{x 1} = =

= 108856,37 H ^x мм

M _{x 2} = =

= 9120,97 H ^x мм

M _y1 = =

= 17796,22 H ^x мм

M _y2 = =

= 17796,22 H ^x мм

M ₁ = = = 110301,472 H ^x мм

M ₂ = = = 19997,438 H ^x мм

4 - е перетин

M _x = 0 Н ^x мм

M _y = 0 Н ^x мм

M = = = 0 H ^x мм

10.2 Епюри моментів 1-го валу

10.3 Розрахунок моментів 2-го валу

1 - е перетин

M _x = 0 Н ^x мм

M _y = 0 Н ^x мм

M = = = 0 H ^x мм

2 - е перетин

M _x1 = =

= 47721,325 H ^x мм

M _x2 = =

= 20342,525 H ^x мм

M _y = =

= -93501,938 H ^x мм

M ₁ = = = 104975,889 H ^x мм

M ₂ = = = 95689,24 H ^x мм

Третій перетин

M _x = 0 Н ^x мм

M _y = 0 Н ^x мм

M = = = 0 H ^x мм

4 - е перетин

M _x = 0 Н ^x мм

M _y = 0 Н ^x мм

M = = = 0 H ^x мм

10.4 Епюри моментів 2-го валу

11. Перевірка довговічності підшипників

11.1 1-й вал

Вибираємо підшипник роликовий конічний однорядний (за ГОСТ 333-79) 7306 середньої серії з наступними параметрами:

d = 30 мм - діаметр валу (внутрішній посадковий діаметр підшипника);

D = 72 мм - зовнішній діаметр підшипника;

C = 43 кН - динамічна вантажопідйомність;

C _o = 29,5 кН - статична вантажопідйомність.

 = 12 Н.

Радіальні навантаження на опори:

P _r1 = 848,473 H;

P _r2 = 153,826 H.

Ставлення 0,085; цієї величини (до табл. 9.18 [1]) відповідає e = 0,34. Тут F _a = -2493,385 Н - осьова сила, що діє на вал.

У радіально-наполегливих підшипниках при дії на них радіальних навантажень виникають осьові складові S, що визначаються за формулами:

S ₁ = 0.83 ^x e ^x P _r1 = 0.83 ^x 0,34 ^x 848,473 = 239,439 H;

S ₂ = 0.83 ^x e ^x P _r2 = 0.83 ^x 0,34 ^x 153,826 = 43,41 H.

Тоді осьові сили діють на підшипники, встановлені враспор, будуть рівні (див. стор 216 [1]):

P _a1 = S ₂ + F _a = 43,41 + 2493,385 = 2536,795 H.

P _a2 =-S ₂ = -43,41 H;

Еквівалентна навантаження обчислюється за формулою:

Р _е = (Х ^x V ^x P _r1 + Y ^x P _a1) ^x До _б ^x К _т,

де - P _r1 = 848,473 H - радіальне навантаження; V = 1 (обертається внутрішнє кільце підшипника), коефіцієнт безпеки _К = 1,6 (див. табл. 9.19 [1]); температурний коефіцієнт К _т = 1 (див. табл . 9.20 [1]).

Ставлення 2,99> e; тоді по табл. 9.18 [1]: X = 0,4; Y = 0,78.

Тоді: P _е = (0,4 ^x 1 ^x 848,473 + 0,78 ^x 2536,795) ^x 1,6 ^x 1 = 246,122 H.

Розрахункова довговічність, млн. об. (Формула 9.1 [1]):

L = 29812157,033 млн. об.

Розрахункова довговічність, ч.:

L _h = 712357396,249 год,

що більше 10000 ч. (мінімально допустима довговічність підшипника), встановлених ГОСТ 16162-85 (див. також стр.307 [1]), тут n ₁ = 697,5 об / хв - частота обертання валу.

Розглянемо підшипник другий опори:

Ставлення 0,282  e; тоді по табл. 9.18 [1]: X = 1; Y = 0.

Тоді: P _е = (1 ^x 1 ^x 153,826 + 0 ^x 43,41) ^x 1,6 ^x 1 = 246,122 H.

Розрахункова довговічність, млн. об. (Формула 9.1 [1]):

L = 29812157,033 млн. об.

Розрахункова довговічність, ч.:

L _h = 712357396,249 год,

що більше 10000 ч. (мінімально допустима довговічність підшипника), встановлених ГОСТ 16162-85 (див. також стр.307 [1]), тут n ₁ = 697,5 об / хв - частота обертання валу.

11.2 2-й вал

Вибираємо шарикопідшипник радіальний однорядний (за ГОСТ 8338-75) 309 середньої серії з наступними параметрами:

d = 45 мм - діаметр валу (внутрішній посадковий діаметр підшипника);

D = 100 мм - зовнішній діаметр підшипника;

C = 52,7 кН - динамічна вантажопідйомність;

C _o = 30 кН - статична вантажопідйомність.

Радіальні навантаження на опори:

P _r1 = 1399,679 H;

P _r2 = 1275,857 H.

Будемо проводити розрахунок довговічності підшипника по найбільш навантаженої опорі 1.

Еквівалентна навантаження обчислюється за формулою:

Р _е = (Х ^x V ^x P _r1 + Y ^x P _a) ^x До _б ^x К _т,

де - P _r1 = 1399,679 H - радіальне навантаження; P _a = F _a = 273,788 H - осьове навантаження; V = 1 (обертається внутрішнє кільце підшипника), коефіцієнт безпеки _К = 1,6 (див. табл. 9.19 [ 1]); температурний коефіцієнт К _т = 1 (див. табл. 9.20 [1]).

Ставлення 0,009; цієї величини (до табл. 9.18 [1]) відповідає e = 0,124.

Ставлення 0,196> e;  e; тоді по табл. 9.18 [1]: X = 0,56; Y = 2,37.

Тоді: P _е = (0,56 ^x 1 ^x 1399,679 + 2,37 ^x 273,788) ^x 1,6 ^x 1 = 2292,152 H.

Розрахункова довговічність, млн. об. (Формула 9.1 [1]):

L = = = 12153,507 млн. об.

Розрахункова довговічність, ч.:

L _h = 7260159,498 год,

що більше 10000 ч. (мінімально допустима довговічність підшипника), встановлених ГОСТ 16162-85 (див. також стр.307 [1]), тут n ₂ = 27,9 об / хв - частота обертання валу.

Підшипники

12. Уточнений розрахунок валів

12.1 Розрахунок 1-го валу

Крутний момент на валу T _кр. = 10951,507 H ^x мм.

Для даного валу обраний матеріал: сталь 45. Для цього матеріалу:

- Межа міцності  _b = 780 МПа;

- Межа витривалості сталі при симетричному циклі вигину

 _-1 = 0,43 ^x  _b = 0,43 ^x 780 = 335,4 МПа;

- Межа витривалості сталі при симетричному циклі кручення

 _-1 = 0,58 ^x  _-1 = 0,58 ^x 335,4 = 194,532 МПа.

1 - е перетин

Діаметр вала в цьому перерізі D = 20 мм. Це перетин при передачі обертаючого моменту через муфту розраховуємо на кручення. Концентрацію напружень викликає наявність шпоночной канавки.

Коефіцієнт запасу міцності по дотичних напруг:

S _ =, де:

- Амплітуда і середня напруга отнулевого циклу:

 _v =  _m = 0,5 ^x 4,009 МПа,

тут W _{до нетто} =

1365,996 мм ³

де b = 8 мм - ширина шпоночно паза; t ₁ = 4 мм - глибина шпоночно паза;

-  _t = 0.1 - див. стор 166 [1];

-  = 0.97 - коефіцієнт, що враховує шорсткість поверхні, див. стор 162 [1].

- K _ = 1,7 - знаходимо за таблицею 8.5 [1];

-  _ = 0,83 - знаходимо за таблицею 8.8 [1];

Тоді:

S _ = 21,941.

ГОСТ 16162-78 вказує на те, щоб конструкція редукторів передбачала можливість сприйняття консольної навантаження, прикладеної в середині посадочної частини валу. Величина цього навантаження для редукторів повинна бути 2,5 ^x.

Прийнявши у ведучого валу довжину посадочної частини під муфту дорівнює довжині напівмуфти l = 80 мм, отримаємо М _виг. = 2,5 ^x 2,5 ^x 10464,945 Н ^x мм.

Коефіцієнт запасу міцності за нормальними напруг:

S _ =, де:

- Амплітуда циклу нормальних напруг:

 _v = 23,432 МПа,

тут

W _нетто =

580,598 мм ^3,

де b = 8 мм - ширина шпоночно паза; t ₁ = 4 мм - глибина шпоночно паза;

- Середня напруга циклу нормальних напруг:

 _m = 0 МПа, де

F _a = 0 МПа - поздовжня сила в перерізі,

-  _ = 0,2 - див. стор 164 [1];

-  = 0.97 - коефіцієнт, що враховує шорсткість поверхні, див. стор 162 [1];

- K _ = 1,8 - знаходимо за таблицею 8.5 [1];

-  _ = 0,92 - знаходимо за таблицею 8.8 [1];

Тоді:

S _ = 7,096.

Результуючий коефіцієнт запасу міцності:

S = = = 6,752

Розрахункове значення вийшло більше мінімально допустимого [S] = 2,5. Перетин проходить по міцності.

Третій перетин

Черв'ячний вал порверять на міцність не треба, тому що розміри його поперечних перерізів, прийняті при конструюванні після розрахунку геометричних характеристик (d ₁ = 80мм, d _a1 = 88мм, d _f1 = 70,4 мм), значно перевершують ті, які могли б бути отримані розрахунком на кручення.

Перевіримо стрілу прогину черв'яка (розрахунок на твердість).

Наведений момент інерції поперечного перерізу черв'яка:

J _пр =

1394158,918 мм ⁴

(Формула відома з курсу 'Опору матеріалів "і" Деталі машин')

Стріла прогину:

f =

0,0012 мм,

де l = 260 мм - відстань між опорами черв'яка; F _x = 273,788 H, F _y = 907,518 H - сили, що діють на черв'як; E = 2,1 ^{x 10} травня Н ^x мм ^2.

Допустимий прогин:

[F] = (0,005 ... 0,01) ^x m = 0,02 ... 0,04 мм.

Таким чином, жорсткість черв'яка забезпечена, так як

f  [f]

12.2 Розрахунок 2-го валу

Крутний момент на валу T _кр. = 249338,467 H ^x мм.

Для даного валу обраний матеріал: сталь 45. Для цього матеріалу:

- Межа міцності  _b = 780 МПа;

- Межа витривалості сталі при симетричному циклі вигину

 _-1 = 0,43 ^x  _b = 0,43 ^x 780 = 335,4 МПа;

- Межа витривалості сталі при симетричному циклі кручення

 _-1 = 0,58 ^x  _-1 = 0,58 ^x 335,4 = 194,532 МПа.

2 - е перетин

Діаметр вала в цьому перерізі D = 50 мм. Концентрація напружень обумовлена ​​наявністю шпоночной канавки. Ширина шпоночной канавки b = 14 мм, глибина шпоночной канавки t ₁ = 5,5 мм.

Коефіцієнт запасу міцності за нормальними напруг:

S _ =

- Амплітуда циклу нормальних напруг:

 _v = 9,768 МПа,

тут

W _нетто =

10747,054 мм ^3,

де b = 14 мм - ширина шпоночно паза; t ₁ = 5,5 мм - глибина шпоночно паза;

- Середня напруга циклу нормальних напруг:

 _m = 0,139 МПа, F _a = 273,788 МПа - поздовжня сила,

-  _ = 0,2 - див. стор 164 [1];

-  = 0.97 - коефіцієнт, що враховує шорсткість поверхні, див. стор 162 [1];

- K _ = 1,8 - знаходимо за таблицею 8.5 [1];

-  _ = 0,85 - знаходимо за таблицею 8.8 [1];

Тоді: S _ = 15,708.

Коефіцієнт запасу міцності по дотичних напруг:

S = де:

- Амплітуда і середня напруга отнулевого циклу:

 _v =  _m = 5,416 МПа,

тут

W _{до нетто} =

23018,9 мм ^3,

де b = 14 мм - ширина шпоночно паза; t ₁ = 5,5 мм - глибина шпоночно паза;

-  _t = 0.1 - див. стор 166 [1];

-  = 0.97 - коефіцієнт, що враховує шорсткість поверхні, див. стор 162 [1].

- K _ = 1,7 - знаходимо за таблицею 8.5 [1];

-  _ = 0,73 - знаходимо за таблицею 8.8 [1];

Тоді:

S _ = 14,363.

Результуючий коефіцієнт запасу міцності:

S = = = 10,6

Розрахункове значення вийшло більше мінімально допустимого [S] = 2,5. Перетин проходить по міцності.

4 - е перетин

Діаметр вала в цьому перерізі D = 40 мм. Це перетин при передачі обертаючого моменту через муфту розраховуємо на кручення. Концентрацію напружень викликає наявність шпоночной канавки.

Коефіцієнт запасу міцності по дотичних напруг:

S _ =, де:

- Амплітуда і середня напруга отнулевого циклу:

 _v =  _m = 0,5 ^x 10,703 МПа,

тут

W _{до нетто} =

11647,621 мм ³

де b = 12 мм - ширина шпоночно паза; t ₁ = 5 мм - глибина шпоночно паза;

-  _t = 0.1 - див. стор 166 [1];

-  = 0.97 - коефіцієнт, що враховує шорсткість поверхні, див. стор 162 [1].

- K _ = 1,7 - знаходимо за таблицею 8.5 [1];

-  _ = 0,77 - знаходимо за таблицею 8.8 [1];

Тоді:

S _ = 7,649.

ГОСТ 16162-78 вказує на те, щоб конструкція редукторів передбачала можливість сприйняття консольної навантаження, прикладеної в середині посадочної частини валу. Величина цього навантаження для редукторів повинна бути 2,5 ^x.

Прийнявши у ведучого валу довжину посадочної частини під муфту дорівнює довжині напівмуфти l = 80 мм, отримаємо М _виг. = 2,5 ^x 2,5 ^x 49933,803 Н ^x мм.

Коефіцієнт запасу міцності за нормальними напруг:

S _ =, де:

- Амплітуда циклу нормальних напруг:

 _v = 26,761 МПа,

тут

W _нетто =

5364,435 мм ^3,

де b = 12 мм - ширина шпоночно паза; t ₁ = 5 мм - глибина шпоночно паза;

- Середня напруга циклу нормальних напруг:

 _m = 0 МПа, де

F _a = 0 МПа - поздовжня сила в перерізі,

-  _ = 0,2 - див. стор 164 [1];

-  = 0.97 - коефіцієнт, що враховує шорсткість поверхні, див. стор 162 [1];

- K _ = 1,8 - знаходимо за таблицею 8.5 [1];

-  _ = 0,88 - знаходимо за таблицею 8.8 [1];

Тоді:

S _ = 5,944.

Результуючий коефіцієнт запасу міцності:

S = = = 4,693

Розрахункове значення вийшло більше мінімально допустимого [S] = 2,5. Перетин проходить по міцності.

13. Тепловий розрахунок редуктора

Для проектованого редуктора площа тепловідводної поверхні А = 0,73 мм ² (тут враховувалася також площа днища, тому що конструкція опорних лап забезпечує циркуляцію повітря близько днища).

За формулою 10.1 [1] умова роботи редуктора без перегріву при тривалій роботі:

 t = t _м - t _в =  [ t],

де Р _тр = 0,808 кВт - необхідна потужність для роботи приводу; t _м - температура масла; t _в - температура повітря.

Вважаємо, що забезпечується нормальна циркуляція повітря, і приймаємо коефіцієнт тепловіддачі Kt = 15 Вт / (м ^{2 x o} C). Тоді:

 t = 9,888 ^o  [ t],

де [ t] = 50 ^o С - дозволений перепад температур.

Температура лежить в межах норми.

14. Вибір сорту масла

Змазування елементів передач редуктора проводиться зануренням нижніх елементів в масло, налити всередину корпусу до рівня, що забезпечує занурення елемента передачі приблизно на 10-20 мм. Місткість масляної ванни V визначається з розрахунку 0,25 дм ³ олії на 1 кВт переданої потужності:

V = 0,25 ^x 0,808 = 0,202 дм ^3.

По таблиці 10.8 [1] встановлюємо в'язкість масла. При контактних напругах  _H = 134,219 МПа і швидкості v = 2,937 м / с рекомендована в'язкість масла повинна бути приблизно дорівнює 28 ^x 10 ^-6 м / с ^2. По таблиці 10.10 [1] приймаємо масло індустріальне І-25А (за ГОСТ 20799-75 *).

Вибираємо для підшипників кочення пластичну мастило УТ-1 за ГОСТ 1957-73 (див. табл. 9.14 [1]). Камери подшінпіков заповнюються даної мастилом і періодично поповнюються їй.

15. Вибір посадок

Посадки елементів передач на вали - Н7/р6, що згідно з СТ СЕВ 144-75 відповідає легкопрессовой посадці.

Посадки муфт на вали редуктора - Н8/h8.

Шийки валів під підшипники виконуємо з відхиленням вала k6.

Решта посадки призначаємо, користуючись даними таблиці 8.11 [1].

16. Технологія складання редуктора

Перед складанням внутрішню порожнину корпусу редуктора ретельно очищають і покривають маслостійкої фарбою. Збірку виробляють відповідно до креслення загального вигляду редуктора, починаючи з вузлів валів.

На вали закладають шпонки і напресовують елементи передач редуктора. Мазеудержівающіе кільця і підшипники слід насаджувати, попередньо нагрівання в олії до 80-100 градусів за Цельсієм, послідовно з елементами передач. Зібрані вали укладають в основу корпуса редуктора і надівають кришку корпуса, покриваючи попередньо поверхні стику кришки і корпусу спиртовим лаком. Для центрування встановлюють кришку на корпус за допомогою двох конічних штифтів; затягують болти, що кріплять кришку до корпуса. Після цього в підшипникові камери закладають мастило, ставлять кришки підшипників з комплектом металевих прокладок, регулюють тепловий зазор. Перед постановкою наскрізних кришок в проточки закладають повстяні ущільнення, просочені гарячою олією. Перевіряють проворачиванием валів відсутність заклинювання підшипників (вали повинні провертатися від руки) і закріплюють кришку гвинтами. Потім ввертають пробку маслоспускного отвори з прокладкою і жезлових маслоуказателе. Заливають в корпус масло і закривають оглядовий отвір кришкою з прокладкою, закріплюють кришку болтами. Зібраний редуктор обкатують і піддають випробуванню на стенді за програмою, яка встановлюється технічними умовами.

17. Висновок

При виконанні курсового проекту з "Деталей машин" були закріплені знання, отримані за минулий період навчання у таких дисциплінах як: теоретична механіка, опір матеріалів, матеріалознавство.

Метою даного проекту є проектування приводу ланцюгового конвеєра, який складається як з простих стандартних деталей, так і з деталей, форма і розміри яких визначаються на основі конструкторських, технологічних, економічних та інших нормативів.

У ході вирішення поставленої переді мною завданням, була освоєна методика вибору елементів приводу, отримані навички проектування, що дозволяють забезпечити необхідний технічний рівень, надійність і довгий термін служби механізму.

Досвід і навички, отримані в ході виконання курсового проекту, будуть затребувані при виконанні, як курсових проектів, так і дипломного проекту.

Можна відзначити, що спроектований редуктор має гарні властивостями за всіма показниками.

За результатами розрахунку на контактну витривалість діючі напруження в зачепленні менше допустимих напружень.

За результатами розрахунку по напруженням вигину діючі напруги вигину менше допустимих напружень.

Розрахунок вала показав, що запас міцності більше допустимого.

Необхідна динамічна вантажопідйомність підшипників кочення менше паспортної.

При розрахунку був обраний електродвигун, який задовольняє поставлені вимоги.

Список використаної літератури

1. Чернавський С.А., Боков К.Н., Чернин І.М., Іцкевич Г.М., Козинцев В.П. 'Курсове проектування деталей машин': Навчальний посібник для учнів. М.: Машинобудування, 1988 р., 416с.

2. Дунаєв П.Ф., Льоліком О.П. 'Конструювання вузлів і деталей машин', М.: Видавничий центр 'Академія', 2003 р., 496 c.

3. Шейнбліт А.Є. 'Курсове проектування деталей машин': Навчальний посібник, вид. 2-е перероб. і доп. - К.: 'Бурштиновий оповідь', 2004 р., 454 c.: іл., Рис. - Б.Ц.

4. Березовський Ю.М., Чернілевський Д.В., Петров М.С. 'Деталі машин', М.: Машинобудування, 1983р., 384 c.

5. Боков В.М., Чернілевський Д.В., Будько П.П. 'Деталі машин: Атлас конструкцій.' М.: Машинобудування, 1983 р., 575 c.

6. Гузенко П.Г., 'Деталі машин'. 4-е вид. М.: Вища школа, 1986 р., 360 с.

7. Деталі машин: Атлас конструкцій / За ред. Д. Р. Решетова. М.: Машинобудування, 1979 р., 367 с.

8. Дружинін Н.С., Цилбов П.П. Виконання креслень по ЕСКД. М.: Изд-во стандартів, 1975 р., 542 с.

9. Кузьмін А.В., Чернин І.М., Козинцев Б.П. 'Розрахунки деталей машин', 3-е вид. - Мінськ: Вишейшая школа, 1986 р., 402 c.

10. Куклін Н.Г., Кукліна Г.С., 'Деталі машин' 3-тє вид. М.: Вища школа, 1984 р., 310 c.

11. 'Мотор-редуктори й редуктори': Каталог. М.: Изд-во стандартів, 1978 р., 311 c.

12. Перель Л.Я. 'Підшипники кочення'. M.: Машинобудування, 1983 р., 588 c.

13. 'Підшипники кочення': Довідник-каталог / Под ред. Р.В. Коросташевского і В.М. Наришкіна. М.: Машинобудування, 1984 р., 280 с.

14. 'Проектування механічних передач' / Под ред. С.А. Чернавського, 5-е вид. М.: Машинобудування, 1984 р., 558 c.