Проектирование привода к конвейеру из конического редуктора и цепной передачи

Задание
Спроектировать привод к конвейеру по схеме (рис.1). Механизм привода состоит из конического редуктора и цепной передачи.
Исходные данные для проектирования:
1.Мощность на ведомой звездочке N2 = 2,5 кВт
2.Угловая скорость на ведомой звездочке = 8 рад/с
Рис.1
Выбор электродвигателя. Кинематический и силовой расчет.
Определяем общий КПД привода передачи:
общ м×  2оп× цп× кп = 0,98 × 0,992× 0,92 × 0,96 = 0,85
м − КПД муфты
оп − КПД подшипников
цп − КПД цепной передачи
кп − КПД конической передачи
Требуемая мощность электродвигателя будет равна:
Pэл = = = 2,94кВт
Выбираем электродвигатель:
трехфазный асинхронный электродвигатель серии 4АМ предназначенные для привода машин и механизмов общепромышленного применения.
Табл.1
тип электродвигателя
Мощность кВт.
Число оборотов об/мин
4АМ90L2У3
3
2840
4АМ100S4У3
3
1435
4АМ112МA6У3
3
955
4АМ112MB8У3
3
700
4.Определяем частоту вращения выходного вала привода:
nвых = = = 76,43 об/мин
5.Определяем передаточное число привода для всех вариантов при заданной номинальной мощности:
iпер1 = = =37,16iпер2 = = =18,78
iпер3 = = = 12,5iпер4 = = =9,16
6.Производим разбивку передаточного числа привода по ступеням, принимая для всех вариантов передаточное число редуктора постоянным и равным iзп = 3,15.
цп1 = = =11,8iцп2 = = =5,96
iцп3 = = = 3,97iцп4 = = = 2,91
Табл.2
Передаточное число
Варианты


1
2
3
4
привода iпер
37,16
18,78
12,5
9,16
конического редуктора iзп
3,15
3,15
3,15
3,15
цепной передачи iцп
11,8
5,96
3,97
2,91
Анализируя полученные значения передаточных чисел, приходим к выводу:
a)первый вариант (i = 37,16; nном = 2840 об/мин) затрудняет реализацию принятой схемы двухступенчатого привода посредством конического редуктора
и цепной передачи из-за большого передаточного числа i всего двигателя.
б)во втором варианте (i = 18,78; nном = 1435 об/мин) получилось все таки большое значение передаточного числа цепной передачи, уменьшение которого за счет увеличения передаточного числа редуктора нежелательно.
в)четвертый вариант (i = 9,16; nном = 700 об/мин) не рекомендуется для приводов общего назначения ввиду того, что двигатели с низкими частотами оборотов весьма металлоемки.
г)из рассмотренных четырех вариантов предпочтительнее всего третий:
i = 12,5nном = 955об/мин.
7.Определяем максимально допустимое отклонение частоты вращения приводного вала рабочей машины nрм, об/мин
nрм = = = 3,82 об/мин
8.Определяем допускаемую частоту вращения приводного вала рабочей машины с учетом отклонения [nрм], об/мин:
[nрм] = nвых + nрм = 76,43 + 3,82 = 80,25 об/мин
Определяем фактическое передаточное число привода iф:
iф = = =11,84
10.Уточняем передаточные числа закрытой и открытой передач в соответствии с выбранным вариантом разбивки передаточного числа привода (при этом неизменным оставим iзп = 3,15):
iоп = = =3,78
Таким образом, выбираем электродвигатель 4АМ112МA6У3 с nном = 955 об/мин и мощностью Рном = 3кВт.
Определим мощность, число оборотов и крутящий момент на быстроходном валу:
PБ = Pэл× м = 3× 0,98 = 2,94 кВтnБ = nэл = 955 об/мин;
Б = = = 100,01 рад/секMКБ = = = 29,4 Hм--PAGE_BREAK--
на тихоходном валу:
PТ = PБ× кп× 2оп = 2,94× 0,96 × 0,992 = 2,77 кВт
nТ = = = 303,17 об/минТ = = = 31,75 рад/сек
MКТ = = = 92,6 Hм
Выбор твердости, термообработки и материала колес.
1)В соответствии с рекомендациями из таблицы 3.1 [1] при мощности двигателя Р £ 7,5кВт выбираем материал для зубчатой пары колес. При этом будем учитывать, что разность средних твердостей рабочих поверхностей зубьев шестерни и колеса при твердости материала Н £ 350 НВ в передачах с прямыми зубьями составляетΔср = НВ1ср − НВ1ср= 20 ÷ 50 :
/>/>

2)Из таблицы 3.2 [1] выбираем интервал твердости зубьев шестерни НВ1 и колеса НВ2,:
НВ1 =НВ2 = 179÷262 НВ
3)Определяем среднюю твердость зубьев для шестерни и колеса:
/>/>

Определение допускаемых контактных напряжений []к, H/мм2
Определяем допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни []H1 и колеса []H2 по формуле шестерни напряжения
[]к =[но]×, где
[SH] – коэффициент безопасности, равный 1,1для однородных материалов.
кНL – коэффициент долговечности, равный 1,8 при t =10000час
[но]= Hвr×1,8+67
/>Находим:
/>[но]1 =193×1,8+67=414,40
[к1]= [но]1× =414,40× =678,11
Определение допускаемых напряжений изгиба []u
[]u = [ро]× ,
где крL =1,1, крС = 1,0 − коэффициент приложения
нагрузки, [Sр]=1,75 − для поковки, [ро] − предел направления изгиба.
[ро] =1,03× =1,03× = 188,49 H/мм2
следовательно:
[]uз = [ро]× = 188,49× = 118,48H/мм2
Расчет закрытой конической зубчатой передачи.
1.Определим главный параметр − внешний делительный диаметр колеса de2, :
de2/ 165 × , где кн = 1 (для прямозубых передач)
н = 1,0 − коэффициент вида конических колес (прямозубые)
de2/165 × =165 × =150,63
округляем до de2 = 150 мм (ГОСТ 6636-69)
2.Определяем углы делительных конусов шестерни Ðи колеса Ð2:
Ð2 = arctg i = arctg 3,15 = 72,3874 o, Ðo −Ð2 =o−72,3874 o=17,6126o
Определение внешнего конусного расстояния Re, мм:
Re = = = 78,69
4.Определение ширины зубчатого венца шестерни и колеса b, мм:
b = RRe, где R =0,285 −коэффициент ширины венца
b = RRe = 0,285×78,69=22,42
округляем до b = 22мм (ГОСТ 6636-69)
5.Определение внешнего окружного модуля me, мм:
me = ,
где кF=1 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца (прямозубые).
F =0,85 – коэффициент, вида конических колес (прямозубые).
me = = =3,9
6.Определение числа зубьев колеса z2и шестерни z1:
z2 = = =38,46z1 = = =12,2
так как в рекомендациях [1] по условиям уменьшения шума и отсутствия подрезания зубьев рекомендуется принять z1/ 18 (прямозубая пара колес), для силовых конических передач принимаем модуль me =2 [1].
Следовательно:
z2 = = =75z1 = = =24
7.Определение фактического передаточного числа iф и проверка его отклонения Δi от заданного i:
iф = = =3,125Δiф = ×100% = ×100% =0,6% £ 4%
8.Определение действительных углов делительных конусов шестерни Ð1 и колеса Ð2:
Ð2 = arctg iф = arctg 3,125 =72,2553o1 = 90o –2 = 90o – 72,2553o =17,7447o    продолжение
--PAGE_BREAK--
9.Определение фактических внешних диаметров шестерни и колеса, мм:
de1= me× z1=2×24 =48de2= me × z2=2×75 = 150
10.Определение вершин зубьев, мм:
dbe1= de1 + [2(1+ xe1)cos 1]×me, гдеxe1= 0
dbe1= de1 + [2(1+ xe1)cos 1]×me= 48 +[2(1+0)cos 17,7447o]×2 = 51,81
dbe2 = de1 + [2(1– xe1)cos 2]×me, гдеxe2= 0
dbe2= de2 + [2(1 – xe2)cos 2]×me= 150 +[2(1 – 0)cos 72,2553o]×2 = 151,22
11.Определение размеров впадин, мм:
dfe1 = de1 – [2(1,2 – xe1) cos 1]× me, где xe1 = 0
dfe1 = de1 – [2(1,2 – xe1) cos 1]× me=48 – [2(1,2 – 0)cos17,7447o]×2=43,43
dfe2 = de2 – [2(1,2 + xe1) cos 2]× me, гдеxe2= 0
dfe2 = de2 – [2(1,2 + xe2) cos 2]× me=150 – [2(1,2 + 0)cos72,2553o]×2=148,54
12.Определение среднего делительного диаметра шестерни d1 и колеса d2, мм:
d1≈ 0,857×de1= 0,857 × 48 = 41,14 d2≈ 0,857×de2=0,857×150=128,55
Проверочный расчёт.
а ) Условия пригодности заготовок колёс:
Dзаг£ Dпред; Sзаг£ Sпред По табл.3.2 [1]. Dпред и Sпред для любых размеров.
б) Проверяем контактные напряжения />по формуле:
н = 470× £ []Hгде:
1)/>/> — окружная сила в зацеплении, F1 = =1440Н;
2) KH = 1 − коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями.
3) KH − коэффициент динамической нагрузки. Определяется по табл. 4.3 [1] в зависимости от окружной скорости колёс, где скорость колеса определяется по формуле:
 = м/с и степени точности передачи
определяем по табл. 4.2 и табл4.3[1]. KH =1,08
4) KH =1.
н= 470× = 590Hмм2£ 619,2Hмм2
Допускаемая недогрузка передачи (н£ [не более 10% и перегрузка
(н/ [ до 5%. ?? = 4,72%.
б) Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни />и колеса />по формулам:
F2 = Y/>×Y/> />/>и
F1=F2× £ [F1; где :
1) значение b =22мм; m=2мм;F= 0,85; Ft=1440Н. КF =1.
2) КFa= 1 − коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями прямозубых колёс.
3) КF=1,08 − коэффициент динамической нагрузки определяется аналогично коэффициенту − KH
4) YF1 и YF2 − коэффициенты формы зуба и колеса. Определяются по табл. 4.7
интерполированием в зависимости от эквивалентного числа зубьев шестерни Z и колеса Z:
Z = = =25,2 YF1 =3,67;
Z = = = 246,01 Y/>= 3,63;
5) Y = 1 − коэффициент, учитывающий наклон зуба./>
6) []F1 и []F2 − допускаемые напряжения изгиба шестерни и колеса.    продолжение
--PAGE_BREAK--
/>[]F2 =3,63 × 1 × ×1 ×1 × 1,08 = 150,9 Нмм2
[]F1 = 150,9 × = 152,6 £[]F1; F1=152,6 Нмм2£[]F1=416 Нмм2
F2 = 150,9Hмм2£[]F2 =455б8Hмм2 ./>
При проверочном расчёте Fзначительно меньше [F, что это допустимо, так как нагрузочная способность большинства зубчатых передач ограничивается контактной прочностью. Проверочный расчёт дал положительный результат.
Полученные результаты параметров конической зубчатой передачи сводим в таблицу №3:
Табл. 3
Проектный расчет
Параметр
Значение
Параметр
Значение
Внешнее конусное расстояние Re
78,69
Внешний делительный диаметр:
шестерни de1
колеса de2
48
150
Внешний окружной модуль me
2




Ширина зубчатого венца b
22
Внешний диаметр окружности вершин:
шестерни dbe1
колеса dbe2
51,81
151,22
Число зубьев:
шестерни z1
колеса z2
24
75




Вид зубьев
прямой
Внешний диаметр окружности впадин:
шестерни dfe1
колеса dfe2
43,43
148,54
Угол разделительного конуса, град:
шестерни 1
колеса 2
17,7447o
72,2553o
Средний делительный диаметр:
шестерни d1
колеса d2
41,14
128,55
Предварительное определение геометрических параметров валов и их расчет на прочность.
Выбор материала.
В проектируемых редукторах рекомендуется применять [1] термически обработанные среднеуглеродистые и легированные стали 45, 40Х, одинаковые для быстроходного и тихоходного вала. Выбираем по таблице 3.2 [1] сталь 40Х улучшенная со следующими механическими характеристиками:
Материал
В
Т
–1
Сталь 40X
Н/мм2


790
640
375
Проектный расчет валов выполняем по напряжениям кручения (как при чистом кручении) т.е. при этом не учитываем напряжения изгиба, концентраций напряжений и переменность напряжений во времени (циклы напряжений).
Поэтому для компенсации приближенности этого метода расчета допускаемые напряжения на кручение применяем заниженными: []к =10…20 Н/мм2. При этом меньшие значения []к – для быстроходных валов, большие []к – для тихоходных.
2.Определение сил действующих в зацеплении.
Окружные силы на шестерне и колесе:
Ft1 = Ft2 = = =1440 H
Радиальная сила на шестерне:
Fr1 = Ft1r,
где r– коэффициент радиальной силы
r= 0,44cos– 0,7sin =0,44cos17,7447 – 0,7sin17,7447=0,206
Fr1 = Ft1r =1440× 0,206 =296,2Н    продолжение
--PAGE_BREAK--
Осевая сила на шестерне:
Fa1 = Ft1a,
где a– коэффициент осевой силы
a= 0,44sin+ 0,7cos=0,44 sin17,7447 + 0,7cos17,7447=0,801
Fa1 = Ft1r =1440× 0,801=1153H
Радиальная сила на колесе:
Fr2 = Fa1 = 1153H
Осевая сила на колесе:
Fa2 = Fr1 = 296,2Н
3.Определение размеров ступеней быстроходного вала, мм.
Согласно таблицы №7.1 [1], диаметр d1 выходного конца быстроходного вала, соединенного с двигателем через муфту, определяется по формуле:
a)d1 = = = 24,5
d1 выбираем равным 30мм.
б)d2 = d1 + 2t =30+ 2×2,2 = 34,4мм, где t − высота буртика
d5 определяем в зависимости от d2 по табл. 10.11[1] для регулирующей гайки с мелкой метрической резьбой d5 = 36мм.(М36 × 1,5).
в)для быстроходного вала конического редуктора на 4-й ступени устанавливаются два подшипника и диаметр d4 равен диаметру d внутреннего кольца подшипника:
d4 = d5 + (2…4) = 36 +4 = 40мм
г) d3 = d4 + 3,2r= 40+3,2×2 =46,4мм,
где r − координата фаски внутреннего кольца подшипника.
д)под полумуфту длина выходного конца быстроходного вала:
l1 = (1,0…1,5)d1= 1×30 = 30мм
е)l2 = 0,6 ×d4= 0,6×40 =24мм
ж)l3 =23,56мм, l4 = 53,64ммопределено графически.
з)l5= 0,4 × d4= 0,4 × 40 = 16мм
4.Определение размеров ступеней тихоходного вала, мм.
Согласно таблицы №7.1 [1], диаметр d2 выходного конца тихоходного вала, соединенного цепной передачей с исполнительным механизмом, определяется по формуле:
dt1 = = = 28,5
d1 выбираем равным 30мм.
d2 = d4 = 40мм,d3 = 48мм,d5 = 43мм,L1 = 30мм,
L2 = 37,5мм,L3 – определено графически,L4 = 36мм,L5 = 16мм.
5.Конструктивные размеры шестерни и колеса
Шестерню выполняем за одно с валом. Коническое зубчатое колесо кованное. Его размеры:
диаметр ступицы dст ≈(1,55…1,6)d ≈ 48×1,55 = 76мм
длина ступицы Lст ≈ (1,1…1,5)d3 =54мм
толщина обода δo ≈ (3¸4)×m =8мм
толщина диска С =(0,1¸0,17)Re = 14 мм
6.Первый этап компоновки редуктора.
Разработка чертежа общего вида редуктора.
а)ИзисходныхданныхRe, de1, de2, δ1, δ2, me, hae= me, hfe= 1,2me. Строим коническую пару зубчатой передачи.
б)Прочерчиваем контур внутренней поверхности стенок корпуса редуктора с зазором x от вращающихся поверхностей колеса для предотвращения задевания;
x = + 3 мм (x должен быть > 8 мм)
x = 9 мм
Расстояние y между дном и шестерней принимаем y/ 4x будет 36 мм.
в)Вычерчиваем ступени вала на соответствующих осях по размерам d и L, полученным в проектном расчете валов.
г)При установке радиально-упорных подшипников необходимо учитывать, что радиальные реакции считают приложенными к валу в точках пересечения нормалей, проведенных к середине контактных площадок. Для однородных конических подшипников по формуле
a1= 0,5 ×(T + l)
a1= 0,5 ×(20 + ×0,38) = 17,6 мм
a2»2,5 × a1= 2,5 ×17,6 = 44 мм
д)Вал тихоходный вычерчивается впоследствии от 5-й к 1-й ступени, при этом длины 5-й и 3-й ступени (L5, L3) вала получают конструктивно. Третью ступень вала d3c насиженным колесом следует расположить противоположно от выходного конца вала d, что обеспечить более равномерное распределение сил между подшипниками.
е)Выбираем способ смазывания. Зацепление зубчатой пары – окунание зубчатого колеса в масло. Для подшипников в пластичный смазочный материал. Раздельное смазывание принято потому, что один из подшипников ведущего вала удален и это затруднит попадание масляных брызг.
7.Выбор подшипников
По таблице К-29 [1] для конической передачи при n
Это подшипник легкой широкой серии 7208 (ГОСТ 27365 – 87).
d =40мм;D = 80мм;T = 20мм; угол контакта Ð 14o;Cr = 42,4 кН.    продолжение
--PAGE_BREAK--
8.Определение реакций опор быстроходного вала.
Данные из предыдущего расчета:
Fr1 = Fa2 = 296,2H;Fr2 = Fa1 = 1153H;Ft1 = Ft2 = 1440H;
Первый этап компоновки дал:
L1 =17,6ммL2 = 44мм L3 = 100мм
Определяем нагрузку на опоры быстроходного вала:
а)вертикальная плоскость
SМXB= 0; Fa× + Fr(l1+l2) – RBYl2= 0
RBY= = = 953,70 H
SМxа= 0;Fa× + FrL1– RAYl2= 0
RAY= = = 657,5H
SX=0 – RAY+ RBY– Fr= 0– 657,5 + 953,7 – 296,2 = 0
Строим эпюру изгибающих моментов в характерных сечениях рисунок 2.
Мxc = Fa= 1153 × 20,57 = 237717,21 H мм = 237,72 H м
Мxc = Fa– Frl1=1153 ×20,57 –296,2 × 17,6 =232504,09 Hмм =232,5Нм
б)горизонтальная плоскость.
SМYA= 0; Ft ×Fr(L1+L2) – RBXL2=0 RBX= = =2016H
S МYB=0; FtL1 – RAXL2 =0RAX = = =576H
Проверка:SY = 0Ft – RBX +RAX=0;1440 –2016 +576 = 0
в)Строим эпюру изгибающих моментов в характерных сечениях (рис. 2)
MYC=0;
MYB= Ft×L1=1440 ×17,6 =25,3Hм
MYA= 0
г)Строим эпюру крутящих моментов в характерных сечениях (рис. 2)
Mк = Mz =Ft× =1440× =296,2Hм
д)Определяем суммарные реакции опор.
RA = = =887H
RB = = = 2230H
е)Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженном сечении В.
MИВ = = =2242 Н м
ж)Определяем приведенный момент.
МПР = = = 2242 Н м
9.Проверочный расчет подшипников.
9.1Пригодность подшипников определяется сопоставлением расчетной динамической грузоподъемности с базовой. В результате расчетов имеем:
угловая скорость вала 2 =100,01рад/сек
осевая сила в зацеплении Fa =1153H
реакция в подшипникахRXB= 953,7H; RYB= 2016H;
R = 887H; R = 2230H
Подшипники установлены в растяжку: обе опоры фиксирующие, крышки торцовые, регулирование подшипников круглой шлицевой гайкой. Эквивалентная динамическая нагрузка рассчитывается для каждого подшипника (RE1;RE2) с целью определения наиболее нагруженной опоры.
9.2Определяем коэффициент влияния осевого нагружения e по табл. К-29 [1] e =0,38.
9.3Определяем осевые составляющие радиальной нагрузки по формуле RS=eRГ
RS1= 0,83eRA= 0,83 × 0,38 ×887 =279,8H
RS2= 0,83eRB= 0,83 × 0,38 ×2230 =703,3H
9.4 Определяем осевые нагрузки подшипников Ra1, Ra2.
По таблице 9.6 [1] в случае RS1/RS2, тогда Ra1 = Ra2, т.е. Ra1 =279,8Н,
Ra2 = Ra1+ Fa = 279,8 + 1153 = 1432,8H.
Вычисляем отношение, и сравниваем с коэффициентом «е»,
где V− коэффициент вращения.
При вращающемся внутреннем кольце подшипника согласно таб. 9.1[1] V =1.
= = 0,29 0,38
По соотношениюа)0,29 0,38 согласно таб. 9.1 [1] выбираем формулу:    продолжение
--PAGE_BREAK--
а) RE = V RrK,
где K − коэффициент безопасности по таб. 9.4 K =1,1
 − температурный коэффициент по таб. 9.5 температура до 100oС  KТ =1, тогда:
RE = V RrK= 1×953,7×1,1×1 =1049H
б)RE = (X V Rr + Y Ra)×K
где по таб. 9.1 X =0,4; по таб. К-29 Y = 1,56;
K
RE = (X V Rr + Y Ra)×K×1+1,56×1432,8)×1,1×1 =2849H
Определяем динамическую грузоподъемность по формуле:
Сгр = RE,
где m =3,33 показатель степени для роликовых подшипников, a1 − коэффициент надежности. При безотказной работе подшипников g =90% a =1.
a23 − коэффициент учитывающий влияние качества подшипников a23 =0,6
n − частота вращения внутреннего кольца (об/мин)
Сrр = RE= 2849× =22366H
Cr = 42,4 Cr> Crр, значит подшипник пригоден к применению.
11.Определяем реакция опор подшипников тихоходного вала.
Данные из предыдущих расчетов:
Ft = 1440H Fr = 1153HFa = 296,2H
Первый этап компоновки дал следующие результаты:
L1 = 40мм,L2 = 108мм
Для тихоходного вала определяем подшипники:
это подшипник легкой широкой серии 7208 (ГОСТ 27365 – 87).
d =40мм;D = 80мм;T = 20мм; угол контакта Ð 14o;Cr = 42,4 кН.
а)Плоскость XZ– RX3×(L2 + L1)+Ft×L2 = 0
RX3= = =389,2H
RX1×(L2+ L1) – Ft×L2= 0
RX1 = = =1050,8H
Проверка: RX3 + RX1 – Ft =0389,2 + 1050,8 – 1440 = 0
Определяем изгибающий момент:
MX =Ft×
Cтроим эпюру изгибающих моментов
б)Плоскость YZ– RY3×(L2 + L1) – Fr×L1 + Fa× = 0
RY3= = = – 182,94H
– RY1×(L2+L1)+ Fr×L1+Fa×= 0
RY1 = = = 970,06H
Проверка: RY3 – RY1 + Fr =0–182,94 –970,06 + 1153 = 0
Cтроим эпюру изгибающих моментов
Определяем суммарную реакцию опор:
R1 = = = 1045H
R3 = = = 1066,6H
Определяем суммарные изгибающие моменты в сечении 2:
MИ2 = = = 185,2 H м
MПР = = = 185,22 H м
12. Конструктивные размеры корпуса редуктора.
Толщина стенок корпуса и ребер жесткости в проектируемых малонагруженных редукторах (Т2õ 500 Нм) с улучшенными передачами, определяется по формуле
d=1,8× / 6мм
где Т2 – вращающий момент на тихоходном валу
d=1,8× / 6мм
толщина стенок крышки и основания корпуса принимают такими же.
Взаимное расположение подшипников на быстроходном вале фиксируется установочной гайкой М36×1,5 с предохранительной шайбой. Подшипники размещаем в стакане, толщина которого dст=10мм. Между шестернею и
внутреннем подшипником устанавливается шайба для предотвращения попадания жировой смазки в корпус редуктора. Очерчиваем всю внутреннюю стенку корпуса, сохраняя величины зазоров принятые в первом этапе компоновки Х=9, У=36.
На тихоходном валу устанавливается зубчатое колесо. Соединение с валом шпоночное. Колесо зафиксировано. С одной стороны оно упирается в утолщение вала, с другой стороны внутреннюю обойму подшипника.    продолжение
--PAGE_BREAK--
На валу установлена распорная втулка. Одним концом опирается в ступицу колеса, другим во вращающуюся кольцо подшипника. Определяем глубину гнезда под подшипник.
L r = 1.5 T2;
где Т2 ширина подшипника Т2 = 20 мм
L r = 1.5 × 20 = 30мм
По таблице 10.17 лит.1 определяем диаметры болтов для корпуса редуктора.
d1 =M14; d2=M12; d3=M10; d4=M8; d5=M5.
Длина L определяем конструктивно.
13. Определение геометрических размеров шпонок и проверка прочности шпоночного соединения.
По табл. 42 лит. 1определяем размер шпонок.Быстроходный вал:d =30мм b=10; h=8; фаска 0,5мм.
Для тихоходного вала d =48мм b=14 h=9 фаска 0,5мм.
Шпонки призматические, со скругленными торцами. Материал шпонок: сталь 45 нормализация. Проверка ведётся на смятие. Проверяем соединение вала с колесом на тихоходном валу по формуле:
см = õ [см ] где,
а) Ft– окружная сила
б) Асм =(0,94h-t1)Lр – площадь смятия в мм2
в) Lр= L – b –рабочая длина шпонки со скруглёнными торцами L – полная длина шпонки определена на конструктивной компоновке.
[см ] =110… 190 Н/мм2
Асм =(0,94 х 9- 5,5 )26 =76,96.
см = =19õ[см ]
14. Выбор способа смазывания, сорта масла и его количества.
Тихоходный вал:
Для редукторов общего назначения применяют непрерывное смазывание жидким маслом картерным непроточным способом (окунанием). Сорт масла по табл. 10.29 лит.1 И-Г-С-68.
Количество масла: из расчёта 0,4…0,8л масла на один киловатт
Быстроходный вал:
Подшипники смазываем пластичной смазкой, которую закладывают в подшипниковые камеры при сборке. Периодически смазку пополняют шприцом через прессмаслёнку. Сорт смазки − солидол УС-2.
15.Проверочный расчёт стяжных болтов подшипниковых узлов.
Стяжные болты рассчитывают напрочность по эквивалентным напряжениям на совместное действие растяжения и кручение по формуле:
экв. =õ [ ]
а) Fр − расчётная сила затяжки винтов, обеспечивающая нераскрытие стыка под нагрузкой
Fр = [ К3 ( 1- х ) + х ]Fв
Здесь Fа = 0,5Rу − сила воспринимаемая одним болтом, где Rу-большая из реакций в вертикальной плоскости в опорах реакций в вертикальной плоскости в опорах подшипников. К3=1,25…2-коэффициент затяжки. Х=0,4… 0,5
б) А − площадь опасного сечения болта.
А =
где dр = d2 – 0.94р − расчётный диаметр болта, d2 − наружный диаметр болта, р − шаг резьбы.
В[ ] − допускаемое напряжение при некоторой затяжке до 16мм []( 0,2…0,25) сигма т а) Определяем силу, приходящуюся на один болт:
Fв = = 525 Н
Определяем площадь опасного сечения болта:
б) Принимаем К3 =1,5 (постоянная нагрузка ); х = 0,27 ( соединение чугунных деталей без прокладок ).
в) Определяем механические характеристики материала болтов: предел прочности [в] =500 н / мм2 в квадрате; предел текучести T =300 Нмм2; допускаемое напряжение [] =0,25х=75Н/мм2.
г) Определяем расчётную силу затяжки болтов :
Fр = [ К3( 1- х) + х] Fв = [1,5×(1- 0,27) + 0,27]× 525 =716,6 Н.
г) Определяем площадь опасного сечения болта:
А= = = 84,2 мм2
д) Определяем эквивалентные напряжения:
экв = 11,1Н / мм 2
Расчёт болтов удовлетворяет нужного запаса прочности.
16. Уточняющий расчёт валов.
Наиболее опасный участок на быстроходном валу это точка №1, место приложений реакций внутреннего подшипника, поэтому расчёт будем вести на этом участке вала.
Данные из предыдущих расчётов:
Быстроходный вал.
MX =25,3 Н/мMу=232,5 Н/м Мк =2240 Н/м
Находим суммарные изгибающие моменты:
М = = 233,9Н/м
а) Определяем момент сопротивления сечения вала.
W = 0,1d 3= 0,1×403 =6400мм3
б) Определяем напряжения в опасном сечении вала.
а =и == =36,5Н/мм2
в) Определяем касательные напряжения, они изменяются по от нулевому циклу, при котором амплитуда цикла равна половине расчётных напряжений кручения к:
= = =306,8Н/мм2
г) Определяем коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений для расчётного сечения вала. Для валов без поверхностного упрочнения коэффициенты концентрации нормальных и касательных напряжений определяют по формуле:
(К)D =+ КF -1; (К)D =+ КF -1;
где КиК− эффективные коэффициенты. Они определяются по таблице 11.2 [1] .
Кd — коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения по табл. 11.3 [1] .
КF — коэффициент влияния шероховатости таб.11.5 [1].
(К)D =+ КF −1 =3,95 +1,10 −1=4,05; (К)D = + КF −1 =2,8+1,10−1=2,9
д) Определяем пределы выносливости в расчётном сечении вала по формуле:
(-1)D =; (1)D =; где (-1) и 1 = 0.58-1 − пределы
выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения.
(-1)D = =37,2; (1)D = =51,8;
е) Определяем коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:
S; S
S = 6,5; S
ж) Определяем общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении:
s = /[s];
где [s]= 1,3…1,5 высокая достоверность расчёта;[S]=1,6…2,1 менее точная достоверность расчёта.
s = = 6,3; S/>[S]; Проверочный расчёт на прочность дал удовлетворительные результаты./>
17. Сборка редуктора.
Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку производят в соответствии с чертежом общего вида редуктора, начиная с узлов валов:
− на быстроходный вал одевают мазеудерживающую шайбу, затем устанавливают внутренний подшипник, потом наружный, предварительно нагретые в масле до 80-100 С;
− в тихоходный вал закладывают шпонку, затем напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала;
− далее надевают распорную втулку и устанавливают подшипники, предварительно нагретые в масле.
Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу. После этого на тихоходный вал надевают распорное кольцо, в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку, ставят крышки подшипников. Регулирующим болтом бугеля, регулируют зазор между шестерней и колесом, при этом проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами. Затем фиксируют стопорной шайбой и винтами.
Затем ввертывают пробку масло спускного отверстия с прокладкой и жезловый масло указатель. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой; закрепляют крышку болтами. Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.