close

Вход

Забыли?

вход по аккаунту

?

Пояснительная записка ДП (2)

код для вставкиСкачать
Министерство образования и науки молодежи и спорта Украины
Севастопольский Национальный Технический Университет
Кафедра АПС
ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА
к курсовой работе
по дисциплине "Детали приборов"
Выполнил:
Ст.гр. П-31д
Лобадин А.В.
Проверил:
Васютенко А. П.
Севастополь 2013
Техническое задание на курсовую работу по дисциплине "Детали приборов".
Для специальностей 7.090901 дневной и заочной формы обучения
Группа_________ № зачетной книжки__________
Ф.И.О.___________________________________________________
1.Разработать конструкцию привода измерительного автомата в соответствии с техническим заданием ДПКР по следующей схеме:
1
2*
3
4
5Где: 1- электродвигатель;
2- ременная передача;
3- редуктор;
4- муфта;
5- распределительный вал.
* Примечание: для схем 1, 8 приложения 1 и схем 0, 1 приложения 2 допускается вместо ременной передачи применять муфты.
2. Узлы привода 1...5 разместить на одной плите.
3. Расчет привода производить на основе исходных данных, заданных в таблице к каждой схеме;
Где :Тн- момент нагрузки на распределительном валу [Нм]; tц- период цикла работы автомата [С] tn -срок службы автомата,час.
tn =36000 час.
4. Редуктор выполнить по схеме (см. Приложение 1 или Приложение2).
5. Графическая часть проекта и пояснительная записка должны быть выполнены в соответствии с требованиями стандартов и нормативных документов Украины.
Задание принял____________/__________/_________________/
выдал____________/__________/__________________/
Содержание
Ведение......................................................................................4
1.Техническое предложение............................................................5
2.Расчёт и выбор электродвигателя....................................................6
3.Кинематический и силовой расчет привода.......................................9
4.Расчет клиноременной передачи....................................................11
5.Расчет передач привода................................................................16
6.Рассчет валов............................................................................26
7. Расчет подшипников на долговечность............................................32
8. Эскизный проект редуктора.........................................................36
9.Расчет призматических шпонок......................................................52
10.Расчет и выбор муфты................................................................54
11.Выбор системы смазки редуктора.................................................59
12.Описание работы привода...........................................................64
Заключение.................................................................................65
Список используемой литературы.....................................................66
Приложение А
Приложение Б
Введение
В основе работы большинства машин и механизмов лежит преобразование параметров и кинематических характеристик движения выходных элементов по отношению к входным. Наиболее распространенным механизмом для решения данной задачи является редуктор, который представляет систему зубчатых передач выполненных в герметично закрытом корпусе.
Заданием данного курсового проекта является спроектировать червячный редуктор общего назначения, предназначенный для длительной эксплуатации и мелкосерийного производства. 1. Техническое предложение
Компоновка привода измерительного автомата показана на рисунке 1.1.
Рисунок 1.1.
Измерительный автомат предназначен для измерения детали и сортировки их с целью реализации последующей селективной сборки.
Привод осуществляет по средством кулачково-рычажных механизмов перемещение исполнительных органов автомата (перемещение измеряемых деталей, сортировка)
Привод включает в себя 5 основных элементов:
1. Электродвигатель
2. Ременная передача
3. Одноступенчатый червячный редуктор с верхним расположением червяка
4. Муфта
5. Кулачковый распредвал
Узли привода на общей плите 6.
Работа привода осуществляется следующим образом. Вращение от электро двигателя 1 передается ведущему шкиву 7, закрепленному на выходном валу двигателя. Вращение к ведомому шкиву 8 передается ремнем 9. Ведомый шкив 8 закреплен на входном валу редуктора, состоящего из червяка 10 и червячного колеса 11. Червячное колесо 11 закреплено на выходном валу II.
Кулачковый распределительный вал 5 состоит из кулачков 12,13, закрепленных на валу 14, установленному в подшипниковых опорах 15,16.
Выходной вал редуктора II связан с валом 14 посредством муфты 17.
2. Расчёт и выбор электродвигателя.
При выборе типа электродвигателя следует руководствоваться следующими критериями:
─ тип привода, для которого подбирается электродвигатель, и режим его работы;
─ тип источника питания;
─ характеристика нагрузки (максимальная величина нагрузки, уровень колебания нагрузки, максимальная угловая скорость);
─ эксплуатационные условия (температура, давление, влажность окружающего воздуха, воздействие вибрационных нагрузок, необходимый ресурс работы, максимально допускаемые габариты и масса).
В приводах измерительных приборов, роботизированных измерительных модулей, измерительных устройств, встроенных в ГПС в зависимости от характера решаемых задач применяются как синхронные, так и асинхронные электродвигатели длительного действия. В измерительных автоматах привод с помощью кулачковых, кулачково-рычажных, винтовых и других передаточных механизмов осуществляет установку деталей на измерительные позиции, арретирование измерительных наконечников, транспортирование деталей, их сортировку и ряд других операций. В приводах измерительных автоматов наиболее часто используются асинхронные электродвигатели общего назначения питаемые электрическим током напряжением 220 В,380 В, частотой 50 Гц. Отечественная промышленность выпускает электрические двигатели мощностью 0,06...400 кВт, с частотой вращения 750, 1500, 3000 мин-1. Чем ниже частота вращения вала электродвигателя, тем больше его габариты и масса, но с увеличением частоты вращения растет общее передаточное отношение привода, а, следовательно, и его стоимость. Чаще всего в приводах с непрерывным вращением применяют двигатели с угловой скоростью n эд = 1500 об/мин.
Примечание. Для волновой передачи целесообразно применять высокоскоростные электродвигатели n эд = 3000 ... 9000 об/мин.
2.1 Определение общего передаточного отношения привода, iобщ.
Общее передаточное отношение привода определяется из выражения
=37,47
Где, эд ─ угловая скорость вала электродвигателя, с-1;
рв ─ угловая скорость кулачкового распределительного вала, с-1.
При известной скорости вращения вала электродвигателя, которая предварительно была принята равной, nэд = 1500 об/мин, эд определяется по формуле:
эд =(П nэд)/30=(3.14*1500)/30=157.08 с-1
Где, n - угловая скорость вала электродвигателя, мин-1.
Угловая скорость распределительного вала или выходного вала редуктора (если она не задана) может быть рассчитана по формуле
рв=(2П )/tц =4.19
Где, tц ─ период цикла работы автомата, прибора, модуля, с.
2.2 Определение КПД привода
Общий КПД привода определяется как произведение КПД отдельных передач привода.
Например, для привода с двухступенчатым червячно-цилиндрическим редуктором общий КПД определяется по формуле
общ = рп зп чп 4п м
где рп = 0,96 ─ КПД ременной передачи;
зп = 0,98 ─ КПД цилиндрической зубчатой передачи;
чп = 0,8 ─ КПД червячной передачи;
вп = 0,85 - КПД волновой передачи;
к = 0,96 ─ КПД конической передачи;
м = 0,96 ─ КПД муфты;
п = 0,99 ─ КПД пары подшипников.
общ = рп чп 3п м=0.96*0.8*0.99^3*0.96=0.715
2.3 Определение требуемой мощности двигателя, Pэд.
Требуемая мощность двигателя, Pэд определяется по формуле
=206,27 Bт
где, Тн ─ момент нагрузки на распределительном кулачковом валу или на выходном валу привода, Нм, задано в ТЗ;
Рэд ─ мощность электродвигателя, Вт.
 - коэффициент запаса, учитывающий динамические нагрузки в момент разгона.
=1,05...1,1.
По расчетному значению Рэд производится выбор электродвигателя, по табл.2.1. Техническую характеристику выбранного электродвигателя занести в таблицу 2.2. Сделать эскиз электродвигателя и с простановкой габаритных размеров в пояснительной записке к КР.
Таблица 2.2. - Техническая характеристика выбранного электродвигателя.
Тип ЭлектродвигателяМощность, ВтЧастота вращения, мин-1
АOЛ-21-4
270
1500
3. Кинематический и силовой расчет привода.
Привод прибора или измерительного автомата, как правило, содержит два передаточных механизма: редуктор и передачу гибкой связью ─ ременную или цепную.
Общее передаточное отношение привода определяется произведением
iобщ = iрп iр = 2*31.19=62.38;
где iрп ─ передаточное отношение ременной передачи или передаточное отношение цепной передачи;
iр ─ передаточное отношение редуктора.
Согласно рекомендаций принимаем передаточное отношение клиноременной передачи iрп =2,тогда передаточное отношение редуктора равно:
= iоб/2 =62.38/2=31.19 ;
Ближайший табличный стандарт = 31.5
3.1.1. Определение погрешности передаточного отношения редуктора.
,
где i - погрешность передаточного отношения
iр - расчетное передаточное отношение редуктора.
i'р - передаточное отношение редуктора, при округлении расчетных значений каждой ступени по стандартному ряду.
3.2. Определение угловых скоростей вращения валов привода.
Для одноступенчатого редуктора вводим обозначения: для входного вала- 1, выходного- 2.Угловые скорости определяются по формулам:
,[c-1]
1 = 2 iр= 72.36 ,[c-1]
3.3. Силовой расчет привода.
Для одноступенчатого редуктора крутящий момент определяется по формуле:
, [Н·м];
, [Н·м].
Таблица 3.1. Значения основных параметров валов привода.
Параметры № вала 123 , с-1 72.36 5.23 - Т, Н·м 1.33 29.46 - 4. Расчет клиноременной передачи.
Расчет клиноременной передачи проводим исходя из ранее рассчитанной мощности электродвигателя, Рэд и принятого передаточного отношения клиноременной передачи iр.п.=2.
4.1. Определение сечения ремня.
Сечение ремня выбирается в зависимости от передаваемой мощности и предполагаемой окружной скорости ремня по таблице 4.1.
Таблица 4.1. - Выбор сечения ремня
Передаваемая мощность, кВтРекомендуемые сечения при скорости ремня, м/сдо 55-10св. 10До 1 (вкл.)0, А0, А0, А Рисунок 4.1. Сечение ремня 0, А.
4.2. Выбор диаметра меньшего шкива.
Согласно рекомендациям по ГОСТ 1284.3-80 принимаем d1=71 мм
4.3. Определение диаметра ведомого шкива.
d2 = iрп d1 = 2 · 71 = 142мм, где iрп ─ передаточное отношение клиноременной передачи.
Согласно ГОСТ 1284.3─80 принимаем диаметр ведомого шкива равным d2 = 140мм.
4.4. Определение уточненного значения передаточного числа
где  = 0,002 ─ коэффициент скольжения ремня.
4.5 Определение окружной скорости на ведущем шкиве V1.
, []
где ─ угловая скорость ведущего вала электродвигателя, на который устанавливается ведущий шкив.
4.5. Определение длины ремня из условия долговечности.
Условие долговечности
, где L - длина ремня;
[n] = 10c-1 ─ допустимая частота циклонагружения клинового ремня.
Из условия долговечности определим длину ремня по формуле
=557.634.
Полученную длину ремня округляем по таблице стандартных значений и принимаем=600
4.7. Определение межосевого расстояния а
4.8. Определение угла обхвата ремнем меньшего шкива 1.
4.9. Расчет ремня по тяговой способности.
Определим число ремней Z по формуле
где Кд ─ коэффициент динамической нагрузки, Кд =(1,0...1,1);
К ─ коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата (см. таблицу 4.4.);
КL ─ коэффициент, учитывающий длину ремня, КL = (0,9...1,3);
КZ ─ коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между ремнями (см. таблицу 4.5.);
Р0 ─ мощность передаваемая одним ремнём определяется по таблице 4.3.
Таблица 4.3. Мощность Р0 передаваемая одним ремнем.
Сечение ремняРасчетный диаметр меньшего шкиваМощность, кВт, при скорости ремня, м/с.12345678910063
71
80
90 и более0,08
0,10
0,11
0,120,15
0,17
0,20
0,210,23
0,24
0,29
0,310,29
0,32
0,37
0,410,36
0,39
0,45
0,490,42
0,47
0,54
0,580,49
0,55
0,61
0,670,56
0,63
0,69
0,760,62
0,71
0,77
0,850,69
0,78
0,85
0,93А90
100
112
125 и более0,22
0,22
0,22
0,290,37
0,37
0,37
0,440,52
0,52
0,52
0,590,66
0,66
0,66
0,740,74
0,81
0,81
0,960,88
0,96
0,96
1,101,03
1,10
1,10
1,251,10
1,18
1,25
1,401,25
1,33
1,40
1,541,33
1,40
1,47
1,69Б125
140
160
180 и более-
-
-
-0,59
0,66
0,74
0,810,74
0,81
0,96
1,100,96
1,08
1,18
1,331,10
1,25
1,40
1,551,33
1,40
1,62
1,771,47
1,62
1,84
1,991,69
1,84
1,99
2,201,92
2,06
2,20
2,502,06
2,23
2,50
2,72В200
224
250
280 и более-
-
-
-1,03
1,10
1,25
1,331,40
1,62
1,77
1,841,77
2,06
2,20
2,362,14
2,42
2,65
2,882,50
2,88
3,10
3,322,80
3,16
3,54
3,763,10
3,54
3,90
4,203,40
3,90
4,27
4,573,68
4,27
4,64
5,00Г315
355
400
450 и более-
-
-
--
-
-
--
-
-
--
-
-
-4,17
5,15
5,59
6,105,45
5,96
6,48
6,946,25
6,85
7,38
7,937,00
7,65
8,24
8,907,65
8,39
9,19
9,928,45
9,20
10,08
10,98Д500
560
630
710 и более-
-
-
--
-
-
--
-
-
--
-
-
-7,35
8,45
9,43
9,808,75
9,87
10,75
11,4810,02
11,25
12,08
13,1911,56
12,60
13,40
14,9012,30
13,90
14,72
16,5014,00
15,25
16,08
18,00Е800
900
1000 и более-
-
--
-
--
-
--
-
-11,75
13,10
14,3513,80
15,45
16,9015,90
17,80
19,5017,90
20,20
22,1019,80
23,10
24,6021,80
25,20
27,20 Значение коэффициента К принимаются в зависимости от угла обхвата методом интерполяции по таблице 4.4.
Таблица 4.4. Значение коэффициента К.
, град180170160150140130К10,980,950,920,890,86 Значение коэффициента КZ принимается в зависимости от величины тяговой способности Z по таблице 4.5.
Таблица 4.5. Значение коэффициента КZ.
Z2-44,61KZ0,950,901,0
4.10. Определение усилия предварительного натяжения ремня Q.
где F0 = 0 А, - сила предварительного натяжения;
0 = 1,2...1,5Н/мм2 ─ напряжение предварительного натяжения;
А ─ площадь поперечного сечения ремня, для ремня 0 сечения А=47мм2.
4.11. Расчетные данные свести в таблицу 4.6:
Таблица 4.6. Расчётные данные.
Тип ремняd1
ммd2
мма
ммL
ммZP0
ВтQ7114067.146001.8418085.83
5.1. Расчет червячной передачи
Перед началом расчёта передачи необходимо систематизировать исходные данные для расчёта, подставив численные значения для каждого буквенного обозначения.
Примечание. Передаточное число i и передаточное число u цилиндрической передачи должно быть выбрано по таблице 5.1
Таблица 5.1. Нормализованные ряды передаточных отношений.
I ряд 1; 1,25; 1,6; 2,0; 2,5; 3,15; 4; 5; 6,3; 8; 10; 12,5II ряд1,12; 1,4; 1,8; 2,24; 2,8; 3,55; 4,5; 5,6; 7,1; 9; 11,2
5.1.1. Исходные данные для расчета:
i = 31.5 - передаточное отношение;
u = 31.5 - передаточное число; T1 =1.33 - крутящий момент на шестерни, H · m;
T2 =29.46 - крутящий момент на колесе, H · m;
ω1 =72.36 - угловая скорость на шестерни, с-1
ω2 = 2.32 - угловая скорость на колесе, с-1
tn = 36000 - срок службы, час. Согласно рекомендаций принимаем tn = 36000 часов. 5.1.2 Выбор материала и термической обработки зубчатых колес
В червячных передачах дл червячных валов применяются те же марки стали сталей, что и для зубчатых колёс. Для передачи мощности до 1кВт и сравнительно малой длительности работы червяки изготавливают из сталей марок Сталь 40, 45 40Х с термообработкой - улучшение с твёрдостью НВ<300ед. Выбираем материал червяка - Сталь 45 ГОСТ 1050-74, НВ=235...262.
Материал для червячного колеса выбирается в зависимости от предварительно ожидаемой скорости скольжения, которая определяется по формуле:
При vs<2м/с - 3 группа материалов - Чугуны, которые имеют следующий механический характер при отливе в землю:
-СЧ12 - 280МПа
-СЧ 15 - 320МПа
-СЧ 18 360МПа
5.1.3 Определение допустимых напряжений.
5.1.3.1 Определение допустимого контактного напряжения колеса.
Допускаем контактное напряжение, определяющее по формуле:
-для 3 группы материалов
= 175 - 35 vs=175-35*0.069=150.85
5.1.3.2Определение допустимых напряжений изгиба .
Для 3 группы материалов:
[]=0.12=0.12*280*106=3.36*107
5.1.4 Определение межосевого расстояния аω.
Расчет червячной передачи на контактную прочность должен обеспечить отсутствие усталостного выкашивания рабочих поверхностей зубьев и отсутствие заедания. Расчет на контактную прочность является проектным опред по формуле:
В качестве геометрического параметра определяется межосевое расстояние определяется сначала предварительно по формуле:
Полученное значение межосевого расстояния округляем в большую сторону по ряду:
40; 50; 63; 71; 80; 90; 100; 112; 125; 140; 160; 180; 200; 220; 250; 280; 315 мм
5.1.5 Определение Числа заходов червяка Z1 и числа зубьев червячного колеса Z2.
Число заходов червяка Z1 зависит от передаточного числа и выбирается по таблице5..15. Число зубьев червячного колеса не должно быть меньше 28 и опред. По формуле:
Z2 = UZ1=31.5*1.2=37.8
Где, Z2-число зубьев колеса
Z1 - число заходов червяка
Таблица 5. 15. Значения числа заходов Z 1 в зависимости от передаточного числа u
Передаточное число uЧисло заходов червяка
Z1 Число зубьев червчного колеса Z21...13428...5211...28228...8128...401,228...80>40140 и более
5.3.5.2. Определение предварительного значения модуля передачи m :
Модуль m передачи можно определить по эмпирической зависимости
=1.5*(71/39)=2.73
Полученное значение округляется в большую или меньшую сторону по стандартному ряду: m=2.5
m = 0,5; 0,63; 0,8; 1,0; 1,25; 1,6; 2,0; 2,5; 3,15; 4,0; 5,0; 6,3; 8,0; 10; 12,5
5.3.5.3.Определение коэффициента диаметра червяка q.
При определении коэффициента диаметра червяка q должно соблюдаться условием:
q > qmin;
Минимальный коэффициент диаметра червяка qmin определяется по формуле:
qmin= 0,212 Z2=0.2*39=8.268
Коэффициента диаметра червяка q определяется по формуле:
=(2*71)/(2.5)-39=17.8=18
18>8.268
Полученное значение округляется по стандартному ряду из таблицы 5.16.
Таблица 5.16. Нормализованный ряд коэффициента диаметра червяка q.
1ряд6,3; 8; 10; 12,5; 16; 20; 25;2ряд7.1; 9; 11,2; 14; 18; 22,4;
5.3.5.4. Назначение коэффициента нагрузки Кнв.
Согласно рекомендаций коэффициент нагрузки Кнв выбирается в зависимости от скорости скольжения и условий нагружения:
- при Vs < 3 м/с Кнв = 1;
- при Vs > 3 м/с Кнв = 1,1...1,4
5.3.5.5. Определение уточнённого межосевого расстояния Уточнённое, т.е. с учётом коэффициента диаметра q , модуля m, числа зубьев колеса Z2 и коэффициент нагрузки Кнв , межосевое расстояние определяется по формуле:
.
Полученное значение сравниваем с рассчитанным ранее значением рассчитанным ранее в пункте 5.3.3. Если значения не совпадают, то за основу принимаем значение, рассчитанное в пункте 5.3.3.5. и вновь определяем значения коэффициента диаметра q , модуля m и коэффициент нагрузки Кнв по пунктам: 5.3.3.2., 5.3.3.3., 5.3.3.4.
5.3.6. Определение коэффициента смещения инструмента Х
= (71/2.5)-0.5*(39+18)= -0.1
5.3.7Определение погрешности передаточного числа от заданного U
5.3.8.Определение геометрических параметров червяка
- длительный диаметр: +Xm=18*2.5 - 0.1*2.5= 44.75
- диаметр вершин витков: = 44.75+2*2.5=49.75
- диаметр впадин: = 44.75-2.4*2.5=38.75
- длина нарезанной части червяка b1 , рассчитывается в зависимости от коэффициента смещения X и от числа заходов червяка. Формулы для расчёта сведены в таблицу 5.17.: Таблица 5.17. Формулы расчёта длины нарезанной части червяка b1
Xi-1
(10.5+)m(10,5+)m-0,5
(8+0,06)m(9,5 + 0,09) m0
(ll+0,06)m(12,5 + 0,09) m+0,5
(ll+0,l)m(12,5+0,l)m+1
(12+0,l)m(13+0,l)m
Для расчета длины нарезной части червяка b1 воспользуемся табличной формулой из таблицы 5.17.
При X> -0.5 значение b1=(8+0.06 Z2)m=(8+0.06*39)*2.5=25.85
Тогда b2=(11+0.06z2)m=(11+0.06*39)*2.5=33.35
Примечание. Если значение коэффициента смещения X, полученного в пункте 5.3.4. находится между значениями этого коэффициента, указанного в таблице 5.12., то выбираем формулу для расчёта нарезанной части червяка с большим коэффициентом X. 5.3.9.Определение геометрических параметров червячного колеса
- длительный диаметр: =2.5*39=97.5
- окружность впадин: =97.5-2.4*2.5+2*(-0.1)*2.5)=91
- окружность вершин зубьев: =97.5+2*2.5*(1-0.1)=102
- наибольший диаметр колеса: - ширина венца колеса:
при Z1 = 1;2 b2 =0,75da1 =0.75*49.75=37.313
5.3.10.Определение угла подъёма винтовой линии =
Полученное значение сравнить с ближайшим по таблице:5.18
Угол подъема =3° 34' 35"
Таблица 5.18. Значения углов подъёма винтовой линии.
q
7,1891012,514161.
2.
3.7° 35'41"
14° 55' 53"
28° 04' 21"7° 07' 30"
14° 02' 10"
26° 33' 54"6° 20' 25"
12° 31' 44"
23° 57' 45"5° 42' 38"
11° 18' 36"
21° 48' 05"4° 45' 49"
9° 27' 44"
18° 25'06"4° 05 09"
8° 07'48"
15°56'43"3° 34' 35"
7° 07'30"
14° 02'10''
5.3.11.Определение окружных скоростей червяка и колеса Окружные скорости червяка и колеса определяются в зависимости от делительных диаметров червяка d1, колеса d2 и угловых скоростей вала червяка n1 и вала червячного колеса n2 по формулам:
= =
Примечание. = ; =.
5.3.12.Определение скорости скольжения Скорость скольжения представляет собой геометрическую разность окружных скоростей червяка и колеса ;
=
5.3.13. Определение сил, действующих в зацеплении
В зацеплении червяка с зубом колеса возникает сила реакции Fn , приложенная в полюсе зацепления перпендикулярно боковой поверхности витка червяка и может быть определена по формуле:
= Где α - угол зацепления α=20°
Ft2 = Fa1; Ft1=Fa2; Fr1=Fr2
Ft - окружная сила;
Fr - радиальная сила;
Fa - осевая сила.
Эта нормальная результирующая сила может быть разложена на три составляющие этой силы: радиальную Fr, окружную Ft, осевую Fa. Направление действия сил представлено на рисунке 5.1.
Рисунок 5.1. Направление действия сил в червячном зацеплении.
Значение каждой из сил представленных на рис. 5.1. можно определить из следующих формул:
=
=
=116021*tg20=-5.144
5.3.14 Проверка зубьев колеса по напряжениям изгиба
Условие прочности зубьев колеса выражено следующей зависимостью :
Где,YF - коэффициент формы зуба, определяется по эквивалентному числу зубьев ZV2 и выбирается из следующих рядов:
=
YF=1.55
Таблица 5.19. Значение коэффициента YF. ZV2202426
28
30
32
35
3740
4550
60
80
100YF1,98
1,881,851,801,761.711,64l,6l1,551,481,451,401,341,3
К - коэффициент нагрузки. Рекомендуется принимать значение К,
при V2 < 3 м/с, К = 1; V2 > 3 м/с, K = l,l ... 1,4 5.3.15. Определение КПД передачи
Потери в червячных редукторах складываются из потерь в зацеплении, подшипниках и на разбрызгивании и размешивании масла.
= Таблица 5.20. Значение коэффициента '
м/с
0,01
0,1
0,25
0,5
1
1,5
2
2,5
3
4
'6°174°34
3°433°102°30
2°20
2°00
1°40
1°30
1°206°51
5°09
4°17'
3°40
3°10'
2°50'
2°30'
2°20'
2°00'
1°40'
5.3.16. Тепловой расчет червячного редуктора
Червячный редуктор в связи с невысоким КПД и большим выделением теплоты проверяют на нагрев.
Температура нагрева масла без искусственного охлаждения определяется по формуле: - допускаемый перепад температур;
=60°С...80°С.
А; м2 - сумма поверхностей всех стенок редуктора, кроме поверхности дна.
Поверхность определяют приближенно как сумму площадей всех граней прямоугольного параллелепипеда, кроме поверхности дна.
Кт - коэффициент теплопередачи, зависящий от подвижности воздуха в помещении,
Исходя из известных данных получим:
Температура нагрева масла без искусственного охлаждения не превышает допустимого значения, условие выполнено.
6. Расчет валов.
Для обеспечения вращательного движения подвижные системы приборов располагаются на деталях, которые в зависимости от вида нагружения называются валами или осями. Валом называется деталь, которая служит для передачи вращательного момента и одновременно является базой подвижной вращающейся системы.
Оси и валы для оптимизации габаритных размеров, массы и прочности выполняются ступенчатой формы.
Участки осей и валов, соприкасающиеся с опорами, называют цапфами.
Для фиксации деталей на валах в осевом направлении служат буртики, высота заплечиков, h которых ориентировочно должна быть принята следующих размеров при диаметре вала:
до 20ммh = 0,5 ... 3мм
20 ... 40ммh = 2,5 ... 5мм
40 ... 60ммh = 4,5 ... 8мм
Рисунок 6.1. Основные конструктивные элементы валов.
Концы валов следует заканчивать фасками. Места перехода от меньшего диаметра вала к большему называется галтелью. Галтели могут быть как постоянного, так и переменного радиусов. Радиус галтели, для несопряженных поверхностей, следует принимать по следующей рекомендации:
При разности диаметров:
(D ─ d)>2,...,4 мм R1,...,2 мм.
(D ─ d)>4,...,6 мм R2,...,3 мм.
При неподвижном соединении вала и насаженной на него детали (например, колесо, шкив, червяк и т. д.) вал имеет галтель, радиус которой R, а насаженная деталь ─ фаску размером С. Причем, катет фаски должен быть больше радиуса галтели С > R, что обеспечивает плотное прилегание ступицы к буртику вала.
Рекомендации по выбору радиуса галтели и фаски:
При d = 10...15мм; R = 1мм С = 1,5мм
d = 15...40мм; R = 1,5мм С = 2мм
d = 40...80мм; R = 2мм С = 3мм
Для плотного прилегания торца подшипника качения фланцу вала делают проточки, размеры которой нормализуются в зависимости от применяемого инструмента, см. раздел 8.4. Радиус закругления внутреннего кольца подшипника "r" должен быть также больше радиуса галтели вала R1 в местах посадки подшипников. Валы изготавливают из углеродистых и легированных сталей. Обычно применяют сталь 35, 40, 45, 40Х с термообработкой ─ нормализация или улучшение. Для неответственных валов Ст5, Ст3. Расчет валов производят по следующим этапам:
I. Предварительный проектный расчет и конструирование. В результате выполнения этого этапа определяют наименьший диаметр вала и разрабатывают его конструкцию. При конструировании учитывают для обеспечения сборки возможность свободного продвижения деталей вдоль вала до места их посадки, а также осевую фиксацию этих деталей на валу.
II. Проверочный расчёт вала. Этот этап проводится после эскизного проектирования всего узла, определения точек приложения нагрузки и реакции опор, построение эпюр изгибающих и крутящих моментов, определения опасного сечения вала . III. Уточнённый проверочный расчет. Этот этап проводится после окончательной разработки конструкции и служит для определения коэффициента запаса прочности для опасного сечения вала или для нескольких предположительно опасных сечений.
6.1. Проектный расчет валов.
На ранней стадии проектирования при отсутствии данных об изгибающих моментах. Весьма приближенно диаметр выходного конца вала может быть найден по величине крутящего момента и по заниженным значениям допускаемого напряжения кручения []  20...35Мпа по формуле:
, (6.1)
Где К ─ коэффициент, учитывающий послабление вала шпоночным пазом. К = 1,1.
- крутящий момент на i - том валу.
Полученное значение округляется до целого числа. Каждая последующая ступень определяется увеличиванием предыдущей на величину от 2 до 5мм
di = di - 1 + (2...5), (6.2) Диаметр вала под подшипники округлить до стандартного значения диаметра внутреннего кольца подшипника.
Рисунок 6.2. Пример оформления эскиза вала.
6.1.2. Расчёт минимального диаметра вала.
==8.076
6.1.3. Расчёт диаметра вала под подшипник, dп и согласование размеров со стандартными на подшипники качения.
Для первого вала:
D1min=8mm
Подшипник:
D=11mm, d=15mm, b=11mm, l=10mm,t=2mm
Для второго вала:
D2min=18mm d2=20mm
Поднипник:
D=52mm d=25mm b=15mm
6.1.4. Расчёт ступеней вала d1, d2, d3 по формуле (6.2).
D1=8mm D2 = 10mm d3=20mm
6.2. Проверочный расчет валов.
После разработки эскизного проекта редуктора проводим проверочный расчет каждого вала в следующей последовательности.
6.2.1. Составление схемы нагружения редуктора.
Fr ─ радиальные силы.
Ft ─ окружные силы.
Fа ─ осевая сила.
6.2.2. Проверочный расчет входного вала.
6.2.2.1. Составление схемы нагружения и реакции опор входного вала.
Fr1, Ft1 - силы, действующие с колеса 2 на шестерню 1. T1 - крутящий момент на входном валу. Q - сила, действующая временной передаче.
Ray, Rax - реакции сил в опоре "а".
Rby, Rbx - реакция сил в опоре "b".
k, m, n - плечи действия сил
7. Расчет подшипников на долговечность.
7.1. Обоснование выбора подшипников.
Обоснование выбора подшипника провести по следующим критериям:
─ действующие на вал нагрузки.
─ размеры вала под подшипник
─ тип подшипника (обозначение по ГОСТу)
Со = 0.02mmС = 0.03mm
7.4. Определение методики расчета подшипника.
─ Расчет на статическую грузоподъемность проводится при n < 10мин -1 или  < 1,05 с -1
Выводы:вал I ─ 1 = 78.63 c-1
вал II ─ 2 = 5.23 c-1
R=Fra+Frb=226.3
7.5. Определение суммарной радиальной составляющей реакций опор.
Rax = -41.45HRay= -105.29Rbx = -41.45HRby = 105.29H
==113.15H
7.6. Определение осевых нагрузок
A=Fa=82.9H
7.6.1. Определение осевых составляющих от действия радиальных нагрузок.
При установке вала на радиально-упорных подшипниках осевые силы, нагружающие подшипник находят с учетом осевых составляющих RS от действия радиальных нагрузок Fr
─ для шариковых радиально-упорных подшипников с углом контакта < 18° RS = e'· Fr e=0.38
Rsa=-41.07;Rsb=41.07
где e' - вспомогательный коэффициент;
Fr - суммарная радиальная составляющая реакции для опоры.
В этих подшипниках действительный угол контакта отличается от начального и зависит от Fr, Ra и статической грузоподъемности С0
Определяют из следующей таблицы:
Таблица 7.1. Значения вспомогательного коэффициента e'
=12° Fr/Co0,50,10,150,20,250,30,350,40,450,50,550,6e' 0,30,350,380,420,430,440,450,460,470,490,510,52=15° Fr/Co0,020,050,10,150,20,250,30,350,40,450,50,550,6e' 0,30,380,420,440,460,480,50,510,520,530,540,540,6
7.6.2. Определение осевой составляющей для каждой опоры вала проводят по следующим условиям нагружения, см. Таблицу 7.2.
Таблица 7.2. Расчетные формулы для осевых сил при различных условиях нагружения.
Условие нагруженияОсевые силыIRsa ≥ Rsb Fa ≥ 0 Faa = Rsa
Fab = Faa + Fa = Rsa + FaIIRsa < Rsb Fa ≥ Rsb ─ RsaIIIRsa < Rsb Fa < Rsb ─ RsaFab = Rsb Faa = Fab ─ Fa
7.7. Определение эквивалентной динамической нагрузки Р
Pa = (XVFra + YFaa)K · Кт
Pb = (XVFrb + YFab) K · Кт
где: X ─ коэффициент радиальной нагрузки
Y ─ коэффициент осевой нагрузки определяется по таблице, сравнивая со вспомогательным коэффициентом "е".
Таблица 7.3. Коэффициенты X и Y для радиальных и радиально-упорных однорядных шариковых подшипников.
Тип шариковых подшипниковОтносительная нагрузка Fa/C0eXYXYРадиальные однорядные0.014
0.056
0.011
0.28
0.56100.56
0.56
0.56
0.56
0.562.3
1.71
1.45
1.15
1.00.19
0.26
0.30
0.38
0.44Радиально упорные0.014
0.056
0.011
0.28
0.56100.46
0.46
0.46
0.46
0.461.81
1.46
1.22
1.04
1.00.30
0.37
0.45
0.52
0.54-
-
-100.43
0.41
0.391.0
0.87
0.760.57
0.68
0.8C0 - статическая грузоподъемность, Н.
Fa - осевая составляющая каждой опоры, Н.
Fr - суммарная составляющая каждой опоры, Н.
─ если X, Y ─ выбрать по таблице.
─ если X =1, Y = 0
V ─ коэффициент вращения, при вращении внутреннего кольца V = 1, при вращении наружного кольца V = 1,2
Faa; Fra ─ осевая и радиальная нагрузки на подшипнике.
K ─ коэффициент безопасности, учитывающий динамическую нагрузку; при спокойной нагрузке К = 1, при нагрузке с умеренными толчками К = 1,3...1,8
Кт ─ температурный коэффициент, при t° < 100° Кт = 1.
Рассчитав Ра и Рв, выбирают наиболее нагруженный подшипник и дальнейший расчет проводят по нему, в случае, если подшипники на 2х опорах одинаковы.
7.8. Определение долговечности работы подшипника.
Под долговечностью подшипника L, понимают такой срок службы в течение которого подшипники, проработавшие при данных условиях нагружения без объявления признаков усталости материала, составляют 90% общего числа.
, где
Lh ─ долговечность, час.
L ─ долговечность, количество оборотов
n ─ угловая скорость, мин -1 С ─ динамическая грузоподъемность, Н
Р ─ наибольшая и двух опор вала эквивалентная нагрузка.
y - степенной коэффициент; для шариковых подшипников качения y=3; для роликовых подшипников качения y=3,3.
7.9. Выводы.
Долговечность подшипника не должна привышать 10tn, т. е. 350000 час.
3600 <Lh< 360000
В случае, если Lh< 36000 час, то необходимо увеличить грузоподъёмность подшипника, т. е. увеличить серию или выбрать подшипник следующим диаметром.
В случае, если Lh> 360000 час, то необходимо уменьшить грузоподъёмность или уменьшить диаметр вала под подшипник согласно условия в п. 6.2.2.7 по отношению и диаметру подшипника.
8. Эскизный проект редуктора.
Эскизный проект является наиболее ответственной частью курсовой работы, где принимаются основные конструктивные решения. При выполнении эскизного проекта студент пользуется примерами конструкций редукторов, представленных в атласах конструкций.
На этапе выполнения эскизного проекта проводится проработка конструкции зубчатых колес, валов, элементов корпуса редуктора, подшипниковых узлов. Соотношения конструктивных элементов зубчатых колес, крышек подшипниковых узлов, корпусов редукторов.
Конструирование зубчатых, червячных колес, червяков.
По результатам расчета в эскизном проекте вычерчиваются контуры зубчатых, червячных колес и червяков. Следующим шагом является конструктивная отработка их формы.
8.1. Червячные колеса.
Основные геометрические размеры червячного колеса определяют из расчета. Чаще всего червяные колеса изготавливают составными. Центр колеса - из серого чугуна или из стали, зубчатый венец - из бронзы. Соединение венца с центром должно обеспечить передачу большого по величине вращающего момента и сравнительно небольшой осевой силы. Конструкция червячного колеса и способ соединения венца с центром зависят от масштаба выпуска. При единичном и мелкосерийном производстве, когда число изготовляемых червячных колес не превышает пятидесяти, зубчатые венцы соединяют с центром посадкой с натягом. Конструктивно это соединение оформляют так, как показано на рисунке 8.5.. При постоянном направлении вращения червячного колеса на наружной поверхности центра предусматривают буртик. Такая форма центра является традиционной. Однако наличие буртика усложняет изготовление и центра и венца, а никаких преимуществ при изготовлении или сборке нет. Поэтому в современных конструкциях соединение венца с центром следует выполнять без буртика (рисунок 8.5., б).
Рисунок 8.5. Конструктивные размеры червячных колёс.
Червячные колеса вращаются с небольшой скоростью. Поэтому нерабочие поверхности обода, диска, ступицы колеса оставляют необработанными и делают конусными с большими радиусами закруглений.
Острые кромки на торцах венца притупляют фасками f≈ 0,5m, где m - модуль зацепления, с округлением до стандартного значения.
Размеры других основных конструктивных элементов принимают по соотношениям, приведенным на рисунке 8.5.
8.2. Конструктивные особенности червяков.
Червяки выполняют стальными и чаще всего за одно целое с валом. Геометрические размеры червяка, в том числе длина нарезанной части b1 и ориентировочное расстояние l между опорами, известны из расчета и эскизного чертежа редуктора. Поэтому при конструировании вала - червяка эти данные являются исходными.
Рисунок 8.6. Конструктивные размеры червяков.
На рисунке 8.6 приведены возможные варианты конструкции червяков. Одним из основных требований является конструктивное обеспечение высокой жесткости червяка. С этой целью расстояние между опорами стараются сделать как можно меньше. Диаметр вала - червяка в ненарезной части назначают таким, чтобы обеспечить по возможности способный выход инструмента. При обработки витков и необходимую величину упорного заплечика для подшипника.
При относиельно малом диаметре червяк приходиться выполнять по рисунку 8.6, б. В этом случаи высоту упорного заплечика в местах установки подшипников согласуют с наружным диаметром червяка. При необходимости буртики выполняют так, как показаны на рисунке 8.6, б.
8.3. Конструирование подшипниковых узлов.
При предварительной конструктивной проработке были выбраны тип подшипника и класс точности, намечена схема установки подшипников.
8.3.1. Определение сил, нагружающих подшипник.
Определение радиальных реакций. Радиальная реакция подшипника считается приложенной к оси вала в точке пересечения с ней нормали, проведенной через середину контактной площадки. Для радиальных подшипников эта точка располагается на середине ширины подшипника. Рисунок 8.7 Конструктивные размеры радиально-упорных подшипников качения.
Для радиально-упорных подшипников расстояние а между этой точкой и торцом подшипника может быть определено графически (рисунок 8.7) или аналитически по формулам:
подшипники шариковые радиально-упорные однорядные
=8.16mm;
Ширину кольца В, монтажную высоту Т, параметр нагружения е, угол контакта , а также диаметры d и D выбирают по ГОСТу на подшипник.
Расстояние между точками приложения радиальных реакций при установке радиально-упорных подшипников по схеме враспор (рисунок 8.8, а)
=86.68mm;
Здесь lп - расстояние между торцами наружных колец подшипников; а - смещение точки приложения радиальной реакции от торца подшипника.
Рисунок 8.8Схема установки подшипников.
8.3.2. Регулирование подшипников.
Для нормальной работы подшипник необходимо, чтобы вращение колец было легкое, свободное. Важно также, чтобы в подшипниках не было чрезмерно больших зазоров. Известно, что чем больше радиальной зазор в подшипнике, тем не благоприятнее распределяется радиальная нагрузка между телами качения, шариками или роликами. Поэтому при конструировании подшипникового узла предусматривают различные способы регулирования подшипников, т.е. различные способы создания в подшипниках зазоров оптимальной величины.
В случае установки подшипника с фиксированной и плавающей опорой фиксирование вала осуществляется в одной опоре одним подшипником, регулировку этого подшипника не производят. Необходимый зазор создан при изготовлении подшипника.
Регулирование подшипников осевым перемещением наружных колец.
На рисунке 8.9. показано регулирование набором прокладок, устанавливаемых под фланец крышки подшипников. Для этой цели применяют тонкие металлические прокладки. Достаточно точную регулировку можно получить, составляя набор прокладок из ряда толщин: 0,1; 0,2; 0,4; 0,8 мм или используя два полукольца, которые устанавливают во фланец без снятия крышки.
Рисунок 8.9. Регулирование установки подшипников наружными кольцами. Регулировка подшипников, установленных по схеме "враспор".
В случае применения закладных крышек регулирование радиальных подшипников можно производить установкой компенсаторного кольца 1 между торцами наружного кольца подшипника и крышки (рисунок 8.10). Для удобства сборки компенсаторное кольцо нужно устанавливать со стороны глухой крышки подшипника. При установки радиальных шарикоподшипников между торцом наружного кольца подшипника и торцом крышки подшипника оставляют зазор для компенсации тепловых деформаций а=0,2...0,5 мм. Этот зазор на чертежах сборочных единиц ввиду его незначительности на показывают.
Рисунок 8.10. Регулирование подшипников установленных "враспор".
Регулирование подшипников осевым перемещением внутренних колец.
На рисунке 8.11, а показано регулирование подшипников поджимом торцов шайбы 1. Между торцами вала и шайбы устанавливают набор тонких металлических прокладок 2. Шайбу крепят к торцу вала винтом или стопором.
На рисунке 8.11, б показана регулировка подшипников гайкой. После создания в подшипниках требуемого зазора шлицевую гайку стопорят многолапчатой шайбой. Для осуществления стопорения гайку необходимо установить так, паз на ней совпал по расположению с одним из отгибных выступов-лапок стопорной шайбы. В некоторых случаях выполнение этого условия приводит к нарушению регулировки.
Рисунок 8.11.Регулировка подшипников перемещением внутренних колец.
8.3.3. Опоры соосно расположенных валов.
Такие опоры встречаются, например, в соосном двухступенчатом цилиндрическом редукторе. При этом на внутренней стенке корпуса рядом располагаются разные по габаритам подшипники соосных валов. Один из них является опорой быстроходного, а другой тихоходного вала. Сами валы фиксируются, как правило, по схеме "враспор". На рисунке 8.12, а-в показаны возможные конструктивные варианты выполнения опоры соосно расположенных валов.
На рисунке 8.12, а показан вариант, когда отверстия под подшипники выполняю непосредственно во внутренней стенке корпуса. Обработку отверстий ведут с двух сторон, образуя упорные буртики для подшипников в обоих отверстиях. Это создает определенные трудности при обработке. Однако в варианте исполнения по рисунку 8.12, а точность установки подшипников наиболее высокая.
Расточку отверстия можно упростить, если выполнять его сквозным с диаметром D2 (по наружному диаметру большего подшипника) (рисунок 8.12, б). Но для установки подшипника с меньшим наружным диаметром D1 применяется дополнительная деталь-кольцо 1. Осевое фиксирование этого кольца в корпусе осуществляется кольцевым выступом на наружной поверхности кольца, входящим в канавку корпуса. Подшипники устанавливают, упирая в торцевые поверхности детали 1. Поэтому точность изготовления кольца 1 должна быть высокой. Необходимо помнить, что для установки кольца корпус должен быть разъемным.
Рисунок 8.12.Конструктивные особенности подшипниковых узлов соосных валов.
Кольцо 1 можно сделать без фиксирующего выступа (рисунок 8.12, в). В этом случае упрощается и обработка отверстия корпуса, и конструкция кольца. Однако соосно расположенные валы образуют общую систему. При расчете подшипников одного вала необходимо учитывать осевые силы, действующие на него со стороны другого вала.
Регулирование осевых зазоров при сборе опор по рисунку 8.12, а, б производят независимо для каждого вала, а при сборе опор по рисунку 8.12, в - сразу для четырех подшипников обоих валов.
При установки кольца 1 предпочтительным является вариант по рисунку 8.12, в. Напомним, что при расчете подшипников быстроходного вала в этом случае следует учитывать осевые силы, действующие на него со стороны тихоходного вала.
8.4. Конструктивное оформление посадочных мест.
Шероховатость посадочных поверхностей в местах установки подшипника на валу и в корпусе должна соответствовать ГОСТ 2789-73 Ra=0,4...1,6 мкм. Такую шероховатость экономически целесообразно получать шлифованием.
Рисунок 8.13 Конфигурация и обозначение размеров канавок.
Для выхода шлифованных кругов выполняют канавку (рисунок 8.13, а-в). Канавки, исполненные по рисунку 8.13 а, б, применяют при шлифовании поверхности вала, а по рисунку 8.13, в - при шлифовании отверстия в корпусе. Размеры канавок приведены в таблице 8.13
Таблица 8.3. Размеры канавок.
dbd1d2RR1Свыше 10 до 503d - 0,5d + 0,50,10,5Свыше 50 до 10051,60,5Свыше 1008d - 1,0d + 1,02,01,0
Нужно иметь в виду, что канавки на валах вызывают повышенную концентрацию напряжений и понижают прочность валов при переменных напряжениях. Поэтому канавки выполняют чаще всего на валах, диаметры которых определяются условиями жесткости. Такими валами, в частности, являются валы редукторов, коробок передач.
Меньшей концентрацией напряжений характеризуется выполнение переходной поверхности вала галтелью постоянного радиуса. Радиус галтели принимают меньше координаты фаски r подшипника.
Шлифование галтели очень трудоемко. Поэтому такую форму переходной поверхности применяют только при высокой напряженности вала.
8.5. Конструирование стаканов.
Конструкция стакана определяется схемой расположения подшипников. На рисунке 8.14., а -б показаны варианты, наиболее часто встречающиеся на практике. Стаканы обычно выполняют литыми из чугуна марки СЧ15. Толщину стенки δ принимают в зависимости от диаметра отверстия D под подшипник по таблице 8.14.
Рисунок 8.14.Конструктивные особенности стаканов.
Таблица 8.14. Толщина стенки стакана .
DДо 52Свыше 52 до 80δ4...56...8 Толщина упорного буртика δ1 толщина фланца δ2 (см. рисунок 8.14)
Высоту упорного буртика t согласуют с размером фаски наружного кольца подшипника и возможностью его демонтажа винтовым съемником.
Диаметр d и число винтов для крепления стакана к корпусу берут по таблице 8.4.
Таблица 8.4. Размеры стаканов подшипника.
D40...6263...95d68Число винтов4Минимальный диаметр фланца стакана Dф получается, если принять:
Чтобы обеспечить сопряжение торцов фланца стакана и корпуса по плоскости, на наружной цилиндрической поверхности стакана перед торцом фланца делают канавку. На рисунке 8.14, а показан профиль канавки на наружной поверхности стакана, а размеры ее элементов приведены в таблице 8.4.
8.6. Конструирование крышек подшипников.
Крышки подшипников изготавливают из чугуна марки СЧ15. Различают крышки накладные и закладные.
На рисунке 8.15, а-г показаны основные конструкции накладных крышек, на рисунке 8.15, а, б, г - так называемых глухих, а на рисунке 8.15, в - с отверстием для выходного конца вала.
Форма крышек зависит от конструкции опоры вала. Чаще всего торец вала не выступает за пределы подшипника. Поэтому наружная поверхность крышки - плоская (рисунок 8.15, а - в). Если торец вала выступает за пределы подшипника, то крышку выполняют по рисунку 8.15, г.
Положение крышки при сборе определяется ее фланцем. Поэтому поясок с центрирующей цилиндрической поверхностью делают небольшим, чтобы он не мешал установке крышки по торцу корпуса. Обычно принимают
,
где b - ширина канавки (таблица 8.9.).
Рисунок 8.15. Конструктивные особенности крышек подшипников при различных схемах установки.
Чтобы поверхность крышки и торца корпуса сопрягалась по плоскости, на цилиндрической центрирующей поверхности перед торцем фланца делают канавку шириной b. размер канавки приведен в таблице 6.4.
Определяющим при конструировании крышек является диаметр D отверстия в корпусе под подшипник. Толщину стенки δ, диаметр d и число z винтов крепления крышки к корпусу в зависимости от этого параметра принимают по таблице 8.14.
Таблица 8.5. Размеры крышек подвипника.
D40...4950...6263...95Δ456 d 568Z4
В варианте показанном на рисунке 8.15, б, крепление крышки осуществляется винтами с цилиндрическими головками, поставленными "впотай". В последнее время широкое распространение получают винты с цилиндрическими головками и шестигранным углублением "под ключ".
Во всех других вариантах, показанных на рисунке 8.15, а, в, г, крепление крышек осуществляется болтами.
Поверхность крышки под головками крышек болтов или гаек необходимо обрабатывать. Обрабатывают непосредственно те места, на которые опираются головки винтов (рисунок 8.15, а, б), или весь поясок на торце в зоне расположения головок винтов (рисунок 8.15, в, г). С точки зрения точности и быстроты предпочтительнее токарная обработка (рисунок 8.15, в, г), чем обработка опорных поверхностей на сверлильном станке. Размеры других конструктивных элементов крышки, показанных на рисунке 8.15, а, б, можно принимать: Толщину фланца при креплении крышки болтами
;
толщину фланца (рисунок 8.15, б) при креплении крышек винтами с цилиндрическими головками, поставленными "впотай",
;
толщину центрирующего пояска
;
диаметр фланца крышки
;
расстояние от поверхности отверстия под подшипник до оси крепежного винта
,
где d - диаметр винта При установке в крышке подшипника манжетного уплотнения предусматривают 2...3 отверстия ø 3...4 мм (рисунок 8.15, в) для выталкивания изношенной манжеты. С этой же целью можно выполнять расточку отверстия по рисунку 8.16, а. В некоторых конструкциях отверстие в крышке под манжетное уплотнение делают сквозным (рисунок 8.16, б). Чтобы манжета при сборке была точно установлена в отверстии, на крышке необходимо обрабатывать торец А, которым крышка устанавливается на опорную поверхность при запрессовки манжеты.
Рисунок 8.16. Установка манжетного уплотнителя.
При небольшом межосевом расстоянии фланцы двух крышек подшипников могут перекрывать друг друга. В этом случае у обеих крышек фланцы срезают, оставляя между срезами зазоры 1...2 мм (рисунок 8.17).
Рисунок 8.17. Размеры зазоров срезанных фланцев крышек.
На рисунке 8.17. показаны основные конструкции закладных крышек (а-б - глухих, в - с отверстием для выходного конца вала). Закладные крышки широко применяются в редукторах, имеющих плоскость разъема корпуса по осям вала. Эти крышки не требуют специального крепления к корпусу резьбовыми деталями. Они удерживаются кольцевым выступом, для которого в корпусе протачивают канавку. Чтобы обеспечить сопряжение торцов выступов крышки и канавки корпуса по плоскости, на наружной цилиндрической поверхности крышки перед торцом выступа детали канавку шириной b. Размеры канавки на диаметре D (d=Da) принимают по таблице 8.7.Наружный диаметр крышки выполняют с такими отклонениями, при которых в сопряжении с корпусом крышки образуют очень малый зазор, препятствующий вытеканию масла из корпуса.
Толщина стенки δ принимают по таблице 8.15 в зависимости от диаметра отверстия под подшипник.
Рисунок 8.18.Размеры закладных
Размеры других элементов крышки Иногда торец крышки, контактирующий с подшипником, не совпадает с торцом выступа (рисунок 8.18, б). Чтобы наружная цилиндрическая поверхность этого участка не нарушила точность центрирования крышки, ее диаметр несколько уменьшают.
8.6. Расчет элементов корпусных деталей редуктора.
После определения межосевых расстояний, диаметров и ширин колес приступают к разработке конструкции редуктора. При эскизном проектировании определяют расположение деталей передач, расстояние между ними, ориентировочные диаметры ступеней валов, выбирают типы подшипников и схемы их установки.
Толщина стенки крышки "1"
1 = 0,02 · ат + (1 ... 3) мм
Толщина стенок корпуса ""  = 0,025 · ат + (1 ... 3)мм
Линейный зазор между ободом колеса и стенкой корпуса "а"
а = (1,0 ... 1,1) Минимальный зазор между торцом колеса и стенкой корпуса "h"
h = (1,1 ... 1,2)  Минимальный зазор между днищем и ободом колеса "h1"
h1 = (2,5 ... 4)  Толщина опорной поверхности нижнего фланца корпуса "S"
S = (1,5 ... 2,35) Толщина нижнего фланца крышки "S1"
S1 = (1,5 ... 1,7)1
Толщина верхнего фланца корпуса "S2"
S2 = (1,5 ... 2)  Длина опорной поверхности корпуса "L"
L = (1,75 ... 2) aт
Диаметр фундаментных болтов dф выбирается в зависимости от суммы межосевых расстояний двухступенчатого редуктора. В коническо-циллиндрическом редукторе диаметр данных болтов зависит от межосевого расстояния тихоходной ступени dт = 100мм и делительного диаметра внешнего de2 = 80мм. Принимаем диаметр фундаментных болтов dф = 12мм. Количество данных болтов равно 4.
Диаметр болтов
─ у бобышек фланца d1
d1 = 0,75 dф
d1 = 0,75 · 12 = 9мм. Принимаем d1 = 8мм
─ соединяющие основание корпуса с крышкой d2; d2 = (0,5 ... 0,6) dф dф = 0,5 · 12 = 6мм
Ширина верхнего фланца корпуса к расстояние от края корпуса (крышки) до оси отверстия с. Параметры к и с определяются резьбой (диаметром резьбы).
Таблица 8.6.
резьбаM6M8M10M12к, мм20242633с, мм8101415
Ширина опорной поверхности нижнего фланца корпуса m
m = k + (1,5 ... 2) Т.к. диаметр фундаментных болтов dф = 12мм, то k = 33мм
m = 33 + 1,5 · 4,5 = 39,45мм
Принимаем m = 40мм.
9. Расчет призматических шпонок.
Соединения в которых роль соединительной детали выполняют шпонки, установленные в пазах вала или втулки и служащие для передачи крутящего момента, как с вала на сопрягаемую с ним деталь, так и наоборот.
9.1 Длину шпонок выбирают из ряда: 6-8-10-12-14-16-18-20-25-28-32-36-40-45-50-56-63-70-80-90-100-110-125-160-180-200-250.
9.2 Материал шпонок - сталь чистотянутая для шпонок с в=990 МПа.
Проверка на смятие:
,
где Т - передаваемый момент, Нм;
dв - диаметр вала;
l - рабочая длина шпонки;
h - высота шпонки (h-t1)=0,4h - при одинаковых материалах вала и втулки;
t1 - высота шпоночного паза вала;
[см] - допускаемое напряжение на смятие, Мпа;
т - предел текучести, для шпонок из стали 45 т350Мпа;
[S] - коэф. запаса прочности при нереверсивной постоянной нагрузке [S] = 1,9...2,3
при реверсивной нагрузке [S] = 3,8...4,5
Условие прочности на срез учтено при стандартизации призматических сегментных шпонок, поэтому при проектировании соединений проверка на срез не обязательна, но в определенных случаях из условия прочности опасного сечения шпонки на срез определяют допустимый крутящий момент.
T0,5dвbl[ср]
где b - ширина шпонки;
l - длина шпонки;
[ср] - допускаемое напряжение на срез.
В качестве материалов для изготовления шпонок применяют материалы Сталь5, Сталь6, Сталь 40, 45, 30ХН
[ср]  60...90Мпа
Для первого вала:
Dв=8mm, b=4mm, h=4mm, t1=2.5,t2=1.8,l=10.
Для второго вала:
Dв=18mm, b=6mm, h=6mm, t1=3.5, t2=2.8 ,l=20.
11.МУФТЫ
11.1. Общие сведения.
Муфтами называют устройства, с помощью которых соединяют между собой валы или валы с находящимися на них деталями для передачи вращающего момента. 11.2. Классификация муфт.
Из большого конструктивного разнообразия можно выделить следующие группы муфт:
Глухие - соединяют два вала так, что полученное соединение работает как одно целое. Наиболее распространены глухие муфты втулочные и фланцевые (поперечно-свертные). Продольно-свертные муфты применяли для соединения отдельных частей длинных трансмиссионных валов. В настоящее время они имеют ограниченное применение.
Компенсирующие - соединяют валы, имеющие незначительные смещения - осевые, радиальные и угловые. Компенсирующие муфты жесткие не смягчают толчков; компенсирующие муфты упругие смягчают толчки за счет деформации упругих элементов, передающих вращающий момент.
К жестким компенсирующим муфтам относятся кулачковые расширительные муфты, кулачково-дисковые, зубчатые, цепные, шарнирные и др.
К упругим компенсирующим муфтам относятся муфты со змеевидными пружинами, муфты с гильзовыми пружинами, втулочно-пальцевые с упругой оболочкой и др.
Управляемые или сцепные муфты - соединяют и разъединяют валы во время работы при помощи механизма управления. В этих муфтах используется кулачковое или зубчатое зацепление - кулачковые муфты, или трение - фрикционные муфты.
Самоуправляемые - автоматически действующие муфты предназначаются для предохранения привода от перегрузок, передачи момента лишь в одном направлении, ограничения скорости, осуществления плавного пуска привода и т. д.
К этой группе относятся муфты со срезным штифтом, фрикционные предохранительные, центробежные и др. 11.3.Расчет муфт
На работу муфты существенно влияют толчки, удары и колебания, обусловленные характером работы приводимой в движение машины. Поэтому расчет муфт ведут не по номинальному моменту М, а по расчетному моменту Мр:
,
где kр - коэффициент режима работы (таблица 11.1);
- вращающий момент, Нм;
N - мощность, Вт;
- угловая скорость, рад/с;
n - частота вращения, об/мин.
Диаметр вала под муфту может быть определен расчетом на чистое кручение по пониженным допускаемым напряжениям [τ]=20-35 Н/мм²:
,
где М - крутящий момент на валу, Нмм;
- диаметр выходного конца вала, мм.
Из приведённых данных коэффициент Kp=1.5
=157.08c-1, N=270Вт
Mp=KpM=2.56
0.75
11.4 Компенсирующие муфты.
Муфты упругие втулочно-пальцевые (МУВП) общего назначения применяются для передачи вращающих моментов со смягчением ударов посредством упругих резиновых втулок, надеваемых на пальцы. Они получили широкое распространение, особенно в передачах от электродвигателей.
Рисунок 11.5 - Муфта упругая втулочно-пальцевая (МУВП)
Полумуфты насаживают на концы валов с натягом на призматических шпонках. В одной полумуфте на конических хвостовиках закрепляют пальцы с надетыми на них резиновыми втулками. Эти резиновые втулки входят в цилиндрические расточки другой полумуфты.
Вследствие деформации резиновых втулок при передаче момента смягчаются толчки и удары, но амортизирующая способность муфты незначительна. Муфта компенсирует незначительные смещения радиальные (~0,3-0,6 мм), угловые (до 1º) и осевые.
Материал полумуфт - чугун СЧ 21-40; для быстроходных муфт применяются поковки из стали 30 или стальное литье 35Л;пальцы - из нормализованной стали 45, а втулки - из специальной резины.
Пальцы проверяют на изгиб по сечению А -А, а резиновые втулки - на смятие поверхности, соприкасающейся с пальцами.
Рисунок 11.6 - Муфты упругие втулочно-пальцевые (по МН 2096-64) Условие прочности пальца на изгиб:
,
=2.097*10-3
где σи - наибольшее напряжение изгиба в опасном сечении пальца, Н/мм²;
Мр - расчетный момент, Нмм²;
- окружная сила, передаваемая одним пальцем, Н;
Dо - диаметр окружности, на которой расположены пальцы, мм (рисунок 11.6);
z - число пальцев;
lп - длина пальца, мм;
0,1 - момент сопротивления изгибу, мм³;
- диаметр пальца, мм;
Н/мм² - допускаемое напряжение на изгиб для пальцев.
Условие прочности втулки на смятие:
,
=7.7
где дополнительно lв - длина втулки, мм;
Н/мм² - допускаемое напряжение на смятие для резины.
Втулочно-пальцевые муфты изготовляют по нормали машиностроения (таблица 11.4) для диаметров d от 16 до 150 мм.
По нормали предусматривается выполнение муфт с одним и тем же наружным диаметром D при разных диаметрах d расточек полумуфт. Поэтому с помощью втулочно-пальцевых муфт в технически обоснованных случаях допускается соединение валов разных диаметров. Поэтому муфту выбирают в пределах одного наружного диаметра.
11. ОСОБЕННОСТИ СМАЗКИ РЕДУКТОРА
11.1. Основные понятия
В местах сопряжения подвижных деталей механических передач неизбежно возникают силы трения, на преодоление которых расходуется часть передаваемой полезной мощности. Лучшим средством, позволяющим резко снизить отрицательное действие сил трения, является смазка сопряженных деталей и узлов смазочными маслами и мазями. В отдельных случаях, когда механизм долгое время находится в бездействии (в резерве, ремонте и т. д.), смазывают не только места сопряжений, но и все детали и поверхности механизма, подвергающиеся коррозии (обычно техническим вазелином или пушечной смазкой). В закрытых передачах смазка деталей, как правило, производится непрерывно, а в открытых - периодически. Смазка благоприятно влияет на работу зацеплений, смягчает удары в зубчатых и других передачах, снижает шум и нагрев механизма во время работы и защищает открытые места деталей от коррозии. Подбор сорта масла и его качества является серьезной задачей, от .правильности решения которой во многих случаях зависит нормальная работа механической передачи.
Важнейшими свойствами смазочных масел являются маслянистость и вязкость. Маслянистостью называют способность смазки прилипать к поверхности металла, обеспечивающая, в частности, образование на трущихся поверхностях сплошной и прочной адсорбированной пленки.
Вязкостью масел называется сила взаимного сцепления между отдельными частицами, определяющая способность масла сопротивляться перемещению и выдавливанию его из зазоров между твердыми поверхностями. Различают вязкость динамическую и кинематическую. Отношение динамической вязкости масла к его плотности при той же температуре называется кинематической вязкостью. В приборостроении широко распространено применение растительных масел (льняное, касторовое и др.), а также масел животного происхождения (костное, спермацетовое). Наиболее распространено касторовое масло, имеющее высокую маслянистость и значительную вязкость. Масла животного происхождения обладают более высокой маслянистостью, но малой вязкостью. Эти масла часто применяют для смазки точных приборов и механических передач очень малой мощности (часовые механизмы, самопишущие приборы и т. д.).
Если подача жидкого масла на трущиеся поверхности затруднена, для смазки этих узлов используют консистентные смазки, составленные из минеральных масел с небольшими добавками растительных или масел животного происхождения. Загущение этой смеси достигается путем добавок к ней кальциевого или натрового мыла (консталина или солидола).
В условиях работы механических передач малой мощности для смазывания поверхностей трения применяют как жидкие, так и консистентные смазки (мази), при этом смазка должна быть нейтральна, т. е. не должна действовать на металл химически и не создавать условия для образования коррозии и по своим физическим и химическим свойствам устойчива на длительное время.
Жидкие масла применяют при высоких угловых скоростях машины и при большом диапазоне температуры окружающего его воздуха, например, масло приборное, которое имеет температуру вспышки в закрытом тигле не ниже 120°, а температуру застывания не выше -60° С. Вместе с этим необходимо учитывать, что жидкие масла имеют и существенные недостатки. Так, например, в связи с быстрым вытеканием масла из мест сопряжения деталей, необходимо применение сортов масла, имеющих большую маслянистость или применение более сложных уплотнительных устройств.
Консистентные смазки обычно закладывают в корпус узла при его сборке и сложных уплотнений не требуют.
Смена консистентной смазки производится значительно реже, примерно один раз за 6-8 месяцев. Добавка мази производится с помощью шприца через пресс-масленки или масленки колпачкового типа.
Из консистентных смазок для шарикоподшипников наибольшее распространение в приборостроении получили смазки ГОИ-54, ЦИАТИМ-202, ОКБ и смеси из разных соотношений масел ГОИ-54 и МВП. Из маловязких масел наибольшее применение находит приборное вазелиновое масло МВП и специальные смазки ОКБ и ВНИИНП.
В механических передачах наиболее тщательно приходится осуществлять смазку вращающихся деталей, зубчатых или других видов зацеплений, при этом требования к смазочным материалам как в первом, так и во втором случаях различны.
11.2. Виды и назначение смазок
Таблица 12.1 - Основные виды стандартных смазочных материалов, применяемых для смазки механических приводов и приборов
Наименование, марка, Вязкость (кинематическая) при 50°С и соответственно ей условная
вязкость в градусах ВУ50
(в знаменателе)Температура оСПрименениевспышки в закрытом тигле, не нижезастывания, не вышеЛ ё г к и е и н д у с т р и а л ь н ы е м а с л аМасло для высокоскоростных механизмов Л (велосит)
112-25Точные механизмы, работающие с малой нагрузкой при 15000-20000 об /мин или с окружной скоростью на шейке 4,5-6 м/секТ (вазелиновое) 125-30Механизмы, работающие с малой нагрузкой при 10000-15000 об/мин или с окружной скоростью на шейке 3-4,5 м/секПриборное МВП
120-60Контрольно-измерительные приборы, работающие при низких температурах, масляно-пневматические амортизаторыСепараторное Л 135+5Механизмы, работающие при 10000-15000 об/мин или с окружной скоростью на шейке 3-4,5 м/секС р е д н и е и н д у с т р и а л ь н ы е м а с л аИндустриальное 12 (веретенное 2)165-30Механизмы, работающие со скоростью до 10000 об/мин или с окружной скоростью до 3 м/секИндустриальное 20 (веретенное 3)170-20Механизмы малых мощностей, работающие при повышенных скоростях. Пневматические и гидравлические системыИндустриальное 45190-10Основные масла, применяемые в среднем машиностроенииИндустриальное 50200-20Основные масла, применяемые в среднем машиностроении
Наименование, марка, Кинемати-ческая вяз-кость масла, входящего в смазку при 50оСТемпература каплепаде-ния, оС, не нижеПрименениеК о н с и с т е н т н ы е с м а з к иУниверсальная среднеплавкая синтетическая (солидол синтетический) 19-5375Трущиеся пары механизмов при рабочей температуре, не превышающей 60°С, а при условиях высокой влажности при температуре не выше 65°СУниверсальная среднеплавкая (солидол жировой) 17-4075То же, но при температуре не выше 55-65°С и при скоростях, не превышающих 150 об /мин (под нагрузкой)Универсальная тугоплавкая синтетическая (консталин синтетический), 19-45130Подшипники трущихся пар при температуре не выше 120° С, в условиях нормальной влажностиУниверсальная низкоплавкая защитная (смазка пушечная), 4050Смазка механизмов и защита от коррозии металлических поверхностей, не защищенных другими покрытиямиУниверсальная низкоплавкая УН (вазелин технический
20
при 60 оС54То же - при температуре не выше 50° ССмазка ГОИ (УНВМ)
--Для смазки приборов, работающих при температуре -60° + 50°С Приборная АФ-70 (УНМА),
-60Для смазки приборов с повышенными требованиями, работающих при температуре -60°+50° С Продолжение таблицы 11.1
12.Описание конструкции привода
Привод измерительного автомата закреплён на общей плите 3. Он включает в себя электродвигатель АОЛ-12-4 на выходном валу которого установлен шкиф, червячный редуктор 1 с закреплённым на входном валу шкиф , муфту 9 и распределительный кулачковый вал с кулачками 2.
Крутящий момент от электродвигателя передаётся на редуктор с помощью ременной передачи. Выходной вал редуктора с КПД 0.715 передаёт крутящий момент на кулачковый вал с помощью кулачков -дисковой муфты. Кулачковый распределительный вал в сочетании с рычажными и поступательным механизмами обеспечивают нагрузки и позиции измерения и далее к сортировочным латкам, ориентирование измерительных наконечников, пружин детали, её вращение и тд.
Заключение
В ходе данной курсовой работы была разработана конструкция привода измерительного автомата, включающая в себя червячный одноступенчатый редуктор, электродвигатель, муфту и кулачково-распределительный вал.
Рассчитан и выбран электродвигатель, который приводит механизм в движение. Рассчитана клиноременная передача, с помощью которой передаётся крутящий момент от электродвигателя к входному валу редуктора, рассчитана червячная передача, в которой были приняты основные геометрические параметры червячного колеса, червяка и валов, рассчитана и выбрана муфта. Также были выполнены силовые расчеты по напряжению на изгиб и сил действующих в зацеплении червяка с зубом колеса; тепловой расчёт; расчет шпонок на смятие. Выбрали тип и объём масла для редуктора, и вид смазки для поджипников.
Список используемой литературы
1.Чернавский С.А., Боков К.Н., Черник И.М. и др-М.:
Машиностроение, 1987-16с.
2.Методические указания
3М.Н Иванов и др. Детали машин.- М,: Высшая школа,-1991г. Приложение А
Приложение Б
Документ
Категория
Рефераты
Просмотров
409
Размер файла
4 466 Кб
Теги
пояснительная, записка
1/--страниц
Пожаловаться на содержимое документа