Автор работы: Пользователь скрыл имя, 10 Июня 2014 в 13:28, курсовая работа
В настоящей работе производится расчёт и проектирования привода, кинематическая схема которого представлена на рис. 1. Привод состоит из электродвигателя 1, который через клиноремённую передачу 2, соединяется с одноступенчатым червячным редуктором 3, и зубчатой муфты. Данный привод обеспечивает снижение частоты вращения выходного вала и увеличения крутящего момента на нём.
Червячные колеса по условиям работы изготовим составным.: цент колеса(ступица с диском) – из стали 40Х, а зубчатый венец из БрА9ЖЗЛ. При постоянном направлении вращения червячного колеса на наружной поверхности центра предусмотривают буртик, но с целью упрощения процесса изготовления венца и центра буртик изготавливать не будем, обеспечим посадку венца на центр с натягом (Н7/u7).Червяк выполним насадным на вал.
Корпусная деталь состоит из стенок, ребер, бобышек, фланцев, и других элементов, соединенных в одно целое.
При конструировании литой корпусной детали стенки следует по возможности одинаковой толщины. Толщину стенок литых деталей стремятся уменьшить до величины определяемой условиями хорошего заполнения формы жидким металом. Поэтому чем больше размеры корпуса, тем толще должны быть его стенки. Основной материал корпусов- серый чугун не ниже марки СЧ 15.
Определим толщину стенок для чугунного корпуса в зависимости от приведенного габарита корпуса.
-где L,B,H-длинна, ширина и высота корпуса, м.
Таким образом толщина стенок корпуса нижней части редуктора
Толщину наружних ребер жесткости у их основания принимаем толщина внутренних ребер . Высту ребер примем 25 мм.
Обрабатываемые поверхночти выполним в виде платиков, которые выперают на величину 2-4 мм. Радиусы скругления стенок встречающихся под прямым углом выполняют скругления r=6 мм, R=12 мм.
Толщину корпуса крышки редуктора выполним
Зазор от вращающихся поверхностей выполним х=8 мм.
Расстояние от оси шестерни(червяка) до внутренней поверхности корпуса 44 мм, и 58 мм. Расстояние между дном корпуса и поверхностью червяка y≥32 мм.
Диаметр крепежных болтов 12 мм.
На основании полученных размеров производим графическую компоновку редуктора с целью уточнения размеров валов и других конструктивных элементов для их последующего уточнённого расчёта.
Так как при работе червячной пары имеются силы во всех трёх направлениях, в качестве опор применяем радиально-упорные роликовые конические подшипники качения. В радиально-упорных роликовых конических подшипниках реакции считаются приложенными к валу в точках пересечения нормальных, приведёных к середине контактных площадках. Расстояние между этой точкой и торцом подшипника для однорядных радиально-упорных роликовых конических подшипников вычисляется по формуле:
мм (33)
где B, d, Т – геометрические параметры подшипников для серии 7207
Соответствующее расстояние для однорядных роликовых конических подшипников можно вычислить по выражению:
мм
где T, D, d, e – геометрические параметры подшипников для серии 7207 [1].
Для проверки подшипников на долговечность необходимо определить эквивалентную нагрузку на опоры, вычисляемую исходя из сил реакций на эти опоры. В связи с эти рассмотрим отдельно ведущий и ведомый вал червячного редуктора.
Ведущий вал.
Схема нагружения этого вала представлена на рис. 3. Соответствующие силовые факторы были уже вычислены выше. Определяем величины реакций.
Рис. 3. Силовая схема нагружения ведущего вала редуктора
Составляющие силы от натяжения ремня:
Fрпx = Fрпx = Fрп / sin 45° = 1023/sin45° = 723 Н.
Рассмотрим систему сил в плоскости XZ.
Н
Н
Рассмотрим систему сил в плоскости YZ.
Н
Н
Суммарные величины радиальных реакций в опорах:
H;
H;
Осевые составляющие радиальных реакций шариковых радиально-упорных подшипников определяем по формуле:
S=ePr,
где e=0,68 – коэффициент осевого нагружения для подшипников с α=26°.
В результате имеем:
S1 = 0,68·3293 = 2239 Н;
S2 = 0,68·2747 = 1868 Н.
Осевые нагрузки в нашем случае S1 > S2; Fa > 0, тогда Pa1 = S1 = 2239 Н;
Pa2 = S1 + Fa1 = 2239 + 13485 = 15724 Н. Отношение сил Pa1/Pr1 = 2239/3293 = 0,68 = e – осевую нагрузку не учитываем.
Эквивалентная нагрузка в этом случае рассчитывается по формуле:
Pэ1 = Pr1VKбKT = 3293·1·1·1 = 3293 Н,
где V – коэффициент, учитывающий схему вращения колец, V=1; Kб, KT – коэффициенты, учитывающие условия работы подшипников [1, c.212].
У второго подшипника отношение сил Pa2/Pr2 = 15724/2747 = 5,72 > e. Поэтому эквивалентная нагрузка рассчитывается по формуле:
Pэ2 = (XPr1V+YPa2) KбKT = 0,41·2747+0,87·15724 = 14800 Н,
где X, Y выбираются по справочным таблицам [1, c.212-213]: X=0,41; Y=0,87.
Проверку на долговечность производим по наиболее нагруженной опоре. Номинальная долговечность определяется по формуле:
,
где С – динамическая грузоподьёмность по каталогу; p – показатель степени (p=3 – для шарикоподшипников; p=3,33 – для роликоподшипников).
млн. об
Значение долговечности в часах
ч
Схема нагружения этого вала представлена на рис. 4. Соответствующие силовые факторы были уже вычислены выше. Определяем величины реакций.
Рис. 4. Силовая схема нагружения ведомого вала редуктора
Плоскость XZ:
Rx3 = Rx4 = Ft2 / 2 = 13485 / 2 = 6742 Н
Плоскость YZ:
Н
Н
Суммарные величины радиальных реакций в опорах:
H;
H;
Осевые составляющие радиальных реакций роликовых радиально-упорных подшипников определяем по формуле:
S=0,83ePr,
В результате имеем:
S1 = 0683·0,41·9199 = 3130 Н;
S2 = 0683·0,41·6876 = 2340 Н.
Осевые нагрузки в нашем случае S3 > S4; Fa > 0, тогда Fa3 = S3 = 3130 Н;
Fa4 = S4 + Fa3 = 3130 + 4908 = 8038 Н. Отношение сил Pa1/Pr1 = 3130/9199 = 0,31 < e – осевую нагрузку не учитываем.
Эквивалентная нагрузка в этом случае рассчитывается по формуле
Pэ1 = 9199 Н,
У второго подшипника отношение сил Pa2/Pr2 = 8038/6876 = 1,17 > e. Поэтому эквивалентная нагрузка рассчитывается по формуле
Pэ2 = 0,4·6876+1,459·8038 = 14500 Н,
Проверку на долговечность производим по наиболее нагруженной опоре.
млн. об
Значение долговечности в часах
ч
Передача крутящих моментов от колёс и шкивов на валы осуществляется посредством шпонок. В связи с этим необходимо проверить прочностные свойства шпоночных соединений на смятие по наиболее нагруженной шпонке. Рассматриваемая шпонка имеет размеры b´h´l=18´11´80 мм, глубина паза t1=7 мм. Передаваемый крутящий момент
T2 = 240 Н·м.
Напряжение смятия
МПа
Шпонки условию прочности удовлетворяют.
Червячный вал проверять на прочность не следует, так как размеры его поперечных сечений, принятые при конструировании после расчёта геометрических характеристик (табл. 1), значительно превосходят те, которые могли быть получены расчётом на кручение.
Проверим стрелу прогиба червяка (расчёт на жёсткость).
Приведённый момент инерции поперечного сечения червяка
мм4
Стрела прогиба
мм (
Допускаемый прогиб
[f]=(0,005…0,01)·m=0,0315…0,
Таким образом жёсткость червяка обеспечена.
Коэффициенты запаса усталостной прочности вала производим для ведомого вала в наиболее опасном сечении. Для нахождения местоположения опасного сечения производим построение эпюр напряжений в вале, которые представлены на рис. 5. Видно, что наиболее опасным сечением является местоположение колеса. Кроме того в этом месте происходит дополнительное ослабление и появляются концентраторы напряжения из-за наличия шпоночного паза.
Материалом вала является сталь 45 со следующими механическими характеристиками в=370 МПа; -1=246 МПа; -1=142 МПа.
Изгибающие моменты в опасном сечении:
Mx = 60·Rx4 = 404 Н·м;
My = 60Ry4 – Fad2/2 = 375 Н·м
Суммарный изгибающий момент:
Н·м.
Рис. 5. Эпюры моментов при работе ведомого вала
Определяем геометрический момент сопротивления кручению опасного сечения:
мм3
Определяем геометрический момент сопротивления изгибу опасного сечения:
мм3 (46)
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:
МПа
Амплитуда и среднее напряжение цикла нормальных напряжений:
МПа;
m=0.
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
,
где – эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений, для шпоночного паза =1,59 [1, c.163]; – масштабный фактор по нормальным напряжениям, =0,775; – учитывает влияние материала, =0,1 [1, с.164].
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
,
где – эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений, для шпоночного паза =1,49 [1, c.163]; – масштабный фактор по нормальным напряжениям, =0,67; – учитывает влияние материала, =0,1 [1, с.164].
Суммарный коэффициент запаса циклической прочности:
Вал условиям циклической прочности удовлетворяет.
Посадка червячного колеса на вал H7/n6 ГОСТ 25347-82. Посадка шкива ремённой передачи на вал редуктора Н7/m6.
Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением k6. Отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца по H7.
Посадка бронзового венца червячного колеса на чугунный центр H7/u6.
Смазывание зацепления и подшипников производится разбрызгиванием жидкого масла. Вязкость масла назначаем по рекомендациям (4 стр. 255). При контактных напряжениях H=52 МПа и скорости скольжения v=10 м/с рекомендуемая масло марки И-Т-Д-100
Проектом предусмотрена установка зубчатой муфты на тихоходный вал. Крутящий момент на валу составляет Т=240 н м. Таким образом исходя из ГОСТ 5006-55* выбираем зубчатую муфту для непосредственного соединения валов, состоящую из двух зубчатых втулок, обоймы и фланцевой полумуфты. Муфта МЗ 1-40-Н50 ГОСТ 5006-55
Перед сборкой внутреннюю часть корпуса тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку редуктора производят в соответствии с чертежом. Начинают сборку с того, что на червячный вал надевают крыльчатки и подшипники, предварительно нагрев их в масле до 80…100° С. Собранный червячный вал вставляют в корпус.
В начале сборки вала червячного колеса закладывают шпонку и напрессовывают колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку и устанавливают роликовые конические подшипники, нагретые в масле. Собранный вал укладывают в основании корпуса и надевают крышку, покрывая предварительно поверхности стыка фланцев спиртовым лаком. Для центровки крышку устанавливают на корпус с помощью двух конических штифтов и затягивают болты.
Закладывают в подшипниковые сквозные крышки резиновые манжеты и устанавливают крышку с прокладками.
Регулировку радиально-упорных подшипников производят набором тонких металлических прокладок, устанавливаемых под фланцы крышек подшипников.
Для регулировки червячного зацепления необходимо весь комплект вала с червячным колесом смещать в осевом направлении до совпадения средней плоскости колеса с осью червяка. Этого добиваются переносом части прокладок с одной стороны корпуса в другую. Чтобы при этом сохранилась регулировка подшипников, суммарная толщина прокладок должна быть неизменной.
Ввертываем пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и маслоуказатель. Заливают в редуктор масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с отдушиной.
Собранный редуктор испытывают на стенде.