Червячно-цилиндрические редукторы имеют разъёмный корпус для цилиндрической передачи. В этом случае может быть использован нормальный корпус червячного редуктора. В расточку корпуса под роликовый подшипник с короткими цилиндрическими роликами вставлена втулка корпуса цилиндрической передачи, которая крепится к фланцу корпуса червячной передачи болтами, которые между собой связаны проволокой для устранения самоотвинчивания.
Для маслонепроницаемости в местах торцевых соединений корпуса цилиндрической и червячной передачи, а также торцевой крышки с корпусом цилиндрической передачи прокладываются картонные прокладки. Крышка должна быть достаточно жёсткой и для обеспечения маслонепроницаемости болты, стягивающие две детали, размещаются на расстоянии, равном 6…8 диаметрам болта. Положение крышки относительно корпуса фиксируется двумя вытяжными коническими штифтами, расположенными на противоположных сторонах торцевого фланца.
Червяк, изготовленный за одно целое с валом, устанавливается с одной стороны на два конических роликовых подшипника с углом конуса 27° и воспринимает как радиальную, так и осевую нагрузку. На другом конце вала установлен однорядный цилиндрический подшипник с короткими цилиндрическими роликами с бортами на внутреннем кольце, что обеспечивает свободное перемещение вала по роликам при температурном расширении. Составное червячное колесо, изготовленное напресовкой бронзового венца на стальную ступицу с дополнительным стопорением тремя винтами, установлено на выходном валу редуктора по посадке с гарантированным натягом в сочетании со шпоночным соединением. Опорами вала червячного колеса являются радиально-упорные роликовые подшипники.
Цилиндрическая передача в данных редукторах ограничивается окружной скоростью от 2 до 8 м/с и может выполняться прямозубой или косозубой. Ограничение скорости предусматривает устранение возможного перегрева масла в картере цилиндрической передачи при вращении.
После определения расчётной мощности двигателя предварительно определяем частоту вращения вала ротора, для чего частоту вращения вала привода умножаем на общее ориентировочное передаточное число привода:
nб = 601000V/рD (3)
где nб - частота вращения барабана;
V - скорость ленты;
D- диаметр барабана;
nб =60 1000 0,25/ 3,14 275 = 17,4 мин-1
По таблице 2.2 [3] ориентировочно определяем общее передаточное число привода:
Uоб = U1U2 (4)
где U1 - передаточное число зубчатой цилиндрической передачи с косозубыми колёсами в закрытом корпусе, U1=4;
U2 - передаточное число червячной передачи при двухзаходнем червяке, U2=40
Зная мощность и частоту вращения вала ротора электродвигателя, по таблице 2.3 [3] выбираем двигатель асинхронный единой серии АИР с номинальной мощностью Nдв=1,9 кВт.
3. Выбор материала и определение допускаемых напряжений для зубчатых передач
Выбор материала и определение допускаемых напряжений тихоходной ступени.
В связи с высокими скоростями скольжения и неблагоприятными условиями смазки материалы червячной пары должны обладать антифрикционными свойствами, износостойкостью и пониженной склонностью к заеданию.
Предварительно оцениваем скорость скольжения
нs = 4,5 10-4 n2 (24)
где Т3 - момент на червячном колесе, Т3 = 752,79 Нм;
n2 - частота вращения червяка, n2 = 695,33 мин-1;
нs = 4,5 10-4 695,33 = 2,85 м/с
Так как при скоростях скольжения (2ч5)м/с в качестве материала для изготовления зубчатых венцов червячных колес применяются безоловянистые бронзы, то принимаем бронзу БрАЖ9-4 со следующими механическими свойствами: ув=400 МПа, ут=200 МПа (таблица 9.4[1]). Материал червяка выбираем сталь 40Х со следующими механическими свойствами: ув=1000 МПа, ут =800 МПа, закалка до 54 HRC (таблица8.8[1]).
Определяем допускаемые контактные напряжения:
[ун] = 300 - 25 нs ? [ун]max (25)
[ун] = 300 - 25 2,85 = 228,75 МПа
[ун]max = 1,65 ут (26)
[ун]max = 1,65 800 = 1320 МПа,
условие соблюдается.
Определяем допускаемые напряжения изгиба:
[уF] = 0,25ут +0,08ув ? [уF]max (27)
[уF] =0,25 200 +0,08 400=82 МПа
[уF]max = 2 ут=2 200 = 400 МПа (28)
Выбор материала и определение допускаемых напряжений быстроходной ступени.
В соответствии с рекомендациями [1] и принимаем сталь 45Х (улучшение) - для шестерни и сталь 40Х (улучшение) - для колеса
Таблица 2 - Значения параметров элементов привода
Марка стали
Твердость НВ
ут, МПа
ув, МПа
45Х
240-280
650
850
40Х
230-260
520
750
Определяем допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса:
(29)
где уH0 - предел контактной выносливости (таблица 4.2 [2]);
Sн - коэффициент безопасности, Sн=1,1;
КHL - коэффициент долговечности;
Для шестерни: уH01 = 2НВ+70 = 2 260+70=590 МПа (30)
Для прямозубых колес, а также для косозубых с небольшой разностью твердости зубьев шестерни и колеса за рассчетное принимаем меньшее из двух допускаемых напряжений, определяемых для материала шестерни [ун]1 и колеса [ун]2
Коэффициент долговечности учитывает влияние срока службы и режима нагрузки передачи (1? КHL ?2,6). Прежде чем находить коэффициент долговечности, определим базовое NHO и эквивалентное NHE число циклов, соответствующие пределу выносливости для шестерни и колеса.
Базовое число циклов [2, рис.4.1.3]
NHO1= 1,8 107
NHO2= 1,6 107
Эквивалентное число циклов
NHE1= 60 · n1 · с · Lh · kHE (32)
NHE2= 60 · n2 · с · Lh · kHE (33)
где Lh - продолжительность работы передачи, часов. При продолжительности работы 24 часа в течении 300 рабочих дней в году (срок службы редуктора 5 лет, коэффициент использования Ксут=0,29):
c - число колёс находящихся в зацеплении с рассчитываемым, c=1;
kHE - коэффициент, учитывающий изменение нагрузки передачи в соответствии с циклограммой нагружения передачи. Так как циклограмма нагружения в условии задания не дана, то принимаем ее произвольно (рис. 1).
Рисунок 2 - Циклограмма нагружения передачи
Согласно формуле [2, с. 42]
(35)
где qh - показатель степени кривой усталости при расчете на контактную выносливость, qh = 6;
Ti - крутящие моменты, которые учитывают при расчете на усталость;
Tmax - максимальный из моментов, учитываемых при расчете на усталость;
Для дальнейшего расчета принимаем меньшее из рассчитанных значений, то есть уHР = 509,1 МПа.
Определяем допускаемые напряжения изгиба
(36)
где уFi - предел выносливости зубьев по напряжениям изгиба (табл. 4.1.3, [2]):
уFi = 1,75 HBi (37)
уF1 = 1,75 · 260 = 455МПа
уF2 = 1,75 · 245 = 429МПа
КFC - коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки. Так как нагрузка односторонняя, КFC = 1;
0,4 - коэффициент безопасности по напряжениям изгиба;
КFL - коэффициент долговечности, учитывающий влияние срока службы
Расчет КFL аналогичен расчету КHL
Базовое число циклов уFO = 4 · 106
Эквивалентное число циклов
(38)
(38)
где qF = 6 при НВ<350
kFE = 16 · 0,2 + 0,756 · 0,5 + 0,56 · 0,3 = 0,29
NFE1= 60 · 2830 · 1 · 10440 · 0,29 = 51,4 · 107
NFE2= 60 · 695,33 · 1 · 10440 · 0,29 = 12,6 · 107
Следовательно, при NFО < NFE , КFL = 1
4. Расчёт тихоходной зубчатой передачи
4.1 Проектный расчёт передачи
Задаёмся коэффициентом нагрузки К=1,1 ( 1< К <1,4), числом витков (заходов) червяка Z3=1 (рекомендуется выбирать однозаходный червяк при U>20 , в нашем случае передаточное число червячной пары U=40) .
Определяем число зубьев червячного колеса:
Z4 = Uт Z3 = 401 = 40 (39)
Z4 = 40 > Zmin = 28, следовательно в передаче зубья червячного колеса подрезаться не будут, поэтому колесо можно изготавливать без смещения.
По ГОСТ 19672-74 принимаем коэффициент диаметра червяка q=16 с учётом выполнения условия q >0,25 Z2 (16 > 10);
Определяем межосевое расстояние :
(40)
где T4 - момент на валу червячного колеса, T3=758,29 Н м;
EПР= 2E3E4/(E3+E4) (41)
где E3 - модуль упругости материала червяка, E3=2,1105 МПа (сталь);
E4 - модуль упругости материала червячного колеса, E4=0,9105 МПа (бронза).
Суммарный изгибающий момент в наиболее нагруженном сечении (там, где посажено колесо):
(97)
Суммарные реакции в опорах:
(98)
(99)
Расчёт вала на выносливость
Материал вала сталь 45 нормализованная (=610 МПа, =360 МПа).
Пределы выносливости стали 45:
при изгибе =0,43=0,43610=262,3МПа (100)
при кручении =0,58=0,58260=152,1МПа (101)
Нормальные напряжения для сечения под червячным колесом:
уа = уИ = Ми/W (101)
где W-момент сопротивления для сечения со шпоночной канавкой:
(102)
Для вала d=55мм по ГОСТ 8788 ширина канавки b = 20мм, глубина канавки t = 7,5 мм. Тогда W=29472 мм3,
уа = уИ = 698,5 · 103 / 29472 = 23,7 МПа.
Касательные напряжения отнулевого цикла для сечения под червячным колесом:
(103)
где Wк - момент сопротивления при кручении:
(104)
Эффективные коэффициенты концентрации напряжений (шпоночная канавка для стали 45 с пределом прочности менее 700МПа) (таблица 13.2 [3]):
К =1,75 ; К=1,5
Масштабные факторы для вала d=60мм (таблица 13.3 [3]):
е=0,76; е=0,65
Коэффициенты, учитывающие влияние постоянной составляющей цикла для среднеуглеродистых сталей (таблица 13.4 [3]):
Ш=0,2 ; Ш=0,1
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
(105)
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
(106)
Общий коэффициент запаса прочности:
n ===4,37[n]=1,5 (107)
Таким образом, прочность и жёсткость обеспечены.
7. Выбор подшипников качения
Так как на опоры действуют одновременно радиальные и осевые нагрузки, то выбираем роликовые конические подшипники лёгкой серии по ГОСТ 333-79 (для выходного вала принимаем подшипники средней серии).
Расчет производим для наиболее нагруженного подшипника (левый - опора А). На подшипники действуют радиальная нагрузка Ra = 7,05 кH; осевая сила Fб = 0,667 кН; частота вращения вала n4=17,4 мин-1. Требуемая долговечность Lh = 1044 ч.
По диаметру принятому в проектном расчёте dп=65мм предварительно принимаем подшипник конический средней серии № 7313 по ТУ 37.006.162-89, у которого: d=65мм; D=140мм; b=33мм; Cст=146 кН; Cд=112кН.
Определяем приведенную нагрузку подшипника, приняв при вращающемся внутреннем кольце V = 1 и найдя по таблице 7.10.6 [2] значения коэффициента е:
е = 0,34
Величина соотношения
(108)
Так как, следовательно:
Х = 1 - коэффициент радиальной нагрузки;
Y = 0 - коэффициент осевой нагрузки.
Выполняем проверочный расчет. По формуле 16.38 [1]
(109)
где Fri - радиальная нагрузка i-го подшипника, Н.
Принимаем Fa2 = S2 = 647Н и по формуле 16.36 [1] получим
Для соединения тихоходного вала редуктора с приводным валом используем муфту зубчатую по ГОСТ 5006-94.
Расчетная схема показана на рис. 4.
Рисунок 4 - Расчетная схема для определения напряжений смятия в зубчатой муфте
Работоспособность муфты определяется по напряжениям смятия рабочих поверхностей зубьев (17.7 [1]):
(115)
где [см]=12…15 МПа;
Do - делительный диаметр зубьев;
b - длина зуба;
K=2,5 - коэффициент режима работы.
Предварительно принимаем муфту МЗ3-Н60 ГОСТ 5006-94, для которой D0 = 120 мм, b = 20 мм.
Для соединения вала электродвигателя с быстроходным валом используем муфту упругую со звездочками:
Муфта 16-16-1 ГОСТ 14084-93.
Расчетная схема показана на рис. 5.
Рисунок 5 - Расчетная схема для определения напряжений смятия в упругой муфте
Работоспособность муфты определяется по напряжениям смятия резиновой звездочки (17.33 [1]):
(116)
где D - наружный диаметр муфты, D=53 мм;
K=1 - коэффициент режима работы;
[см]= 2…2,5 МПа;
Z - число зубьев звездочки, Z=6;
d - наружный диаметр муфты, d =16 мм;
h - рабочая длинна зубьев звездочки, h= 15 мм.
Условие прочности соблюдается.
10. Смазка редуктора
Для уменьшения износа зубьев, для уменьшения потерь на трение, а также для отвода тепла выделяющегося в зацеплении применяют смазку передач в редукторе. Глубина погружения в масляную ванну зубчатого колеса принимают обычно от 2 до 6 модулей.
Количество теплоты, выделяющееся в передаче в секунду:
=1100*(1-0,7)=330 Вт
Количество теплоты, отданной в секунду:
,
где t1 - внутренняя температура редуктора, t0 - температура окружающей среды, К - коэффициент теплоотдачи.
м2.
W1=8*(75-20)*0,881=387,64 Вт
W<W1
Применение искусственного охлаждения не требуется.
Повышенный объем масляной ванны выбран для того, чтобы увеличить теплоотдачу в редукторе.
Для смазки передач в данном редукторе используем масло индустриальное И40-А ГОСТ 20799-75.
Шестерни смазываются разбрызгиванием, а подшипники масляным туманом, образующимся при разбрызгивании.
ЗаключениеПри выполнении курсового проекта по дисциплине «Детали машин» были закреплены знания, полученные за прошедший период обучения в таких дисциплинах, как: теоретическая механика, сопротивление материалов, материаловедение.Целью данного курсового проекта является проектирование привода ленточного конвейера, который состоит как из простых, стандартных (муфта, болт) деталей, так и из деталей, форма и размеры которых определяются на основе конструкторских, технологических, экономических и других нормативов (корпус, крышки редуктора, валы и д.р.).В ходе решения поставленной передо мной задачи была освоена методика выбора элементов привода, получены навыки проектирования, позволяющие обеспечить необходимый технический уровень, надежность и долгий срок службы механизма.Список использованной литературы1. Иванов М.Н. Детали машин: Учеб. для машиностр. спец. вузов. - 6-е изд., перераб.- М.: Высш. шк., 1998.2. Курмаз Л. В. Детали машин. Проектирование: Учеб. пособие / Л. В. Курмаз, А. Т. Скойбеда.- Мн.: УП “Технопринт”, 2001.3. Расчеты деталей машин/ Чернин И.М., Кузьмин А.В., Ицкович Г.М.- 2-е изд., перераб. и доп. - Мн: Выш. школа, 1978.4. Глаголев В.Б. Проектирование механизмов и машин. Методическиеуказания по выполнению расчётно-графической работы №25. Глаголев В.Б. Проектирование механизмов и машин. Методические указания по выполнению расчётно-графической работы №3