1. Кинематический расчет привода
1.1 Выбор электродвигателя
1.1.1 Потребляемая мощность привода (мощность на выходе)
/>
1.1.2 Общий КПД привода
hобщ = h2зуб.×hоп.×h2муфты,
где hзуб.– КПД зубчатой передачи;
hоп. – КПД опор приводного вала;
hмуфты – КПД муфты.
hмуфты= 0,98; hзуб.= 0,97; hоп.= 0,99;
hобщ = 0,972×0,99 ×0,982= 0,895.
1.1.3 Требуемая мощность электродвигателя
/>
1.1.4 Частота вращения приводного вала
/>, где />шаг цепи транспортера, z – число зубьев звездочки,
/>
1.1.5 Частота вращения вала электродвигателя
nэ.тр= nв×u,
где u= uбыстр×uтих;
Из табл.1.2[Глава 1](уч. П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов) выбраны передаточные отношения тихоходной и быстроходной передачи:
uтих = (2,5..5,6); uбыстр =3,15..5
nэ.тр = nв× uбыстр× uтих = 36,544 × (2,5..5,6)× (3,15..5)= 287,8..1023,2 об/мин.
Исходя из мощности, ориентировочных значений частот вращения, используя табл.24.9 (уч. П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов) выбран тип электродвигателя:
АИР 112МВ6/950 (/>/>)
1.2 Определение частот вращения и вращающих моментов на валах
1.2.1 Уточнение передаточных чисел привода
/>— общее передаточное число привода.
T.к. в схеме привода отсутствует ременная и цепная передачи, то передаточное число редуктора: />
Передаточные числа быстроходной и тихоходной ступеней по соотношениям из табл.1.3 [Глава 1](уч. П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов) равны:
/>
/>
1.2.2 Определение частот вращения на валах привода
Частота вращения вала колеса тихоходной ступени
/>
Частота вращения вала шестерни тихоходной ступени (вала колеса быстроходной
ступени)
/>
Частота вращения вала шестерни быстроходной ступени
/>
1.2.3 Определение вращающих моментов на валах привода
Вращающий момент на приводном валу
/>
Вращающий момент на валу колеса тихоходной ступени редуктора
/>
Вращающий момент на валу шестерни тихоходной ступени (на валу колеса быстроходной ступени) редуктора
/>
Вращающий момент на валу шестерни быстроходной ступени редуктора
/>
2. Расчет зубчатых передач
2.1 Проектный расчет
2.1.1 Межосевое расстояние
Предварительное значение межосевого расстояния:
/>
где /> — вращающий момент на шестерне(наибольший из длительно действующих),
u – передаточное число,
K – коэффициент, зависящий от поверхности твердости /> и /> зубьев шестерни и колеса соответственно:
Твердость Н………. />/>/>
/>/>/>
Коэффициент K……. 10 8 6
Окружная скорость:
/>.
Уточнение предварительно найденного значения межосевого расстояния:
/>
где /> — для косозубых колес,
/>— коэффициент ширины.
Коэффициент нагрузки в расчетах на контактную прочность:
/>,
где /> — коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения,--PAGE_BREAK--
/>— коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий.
Коэффициент />,
где /> — коэффициент, учитывающий приработку зубьев.
/>— коэффициент неравномерности распределения нагрузки в начальный период приработки, он зависит от коэффициента />.
Значение коэффициента />.
Коэффициент />,
где /> — коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями.
Значение коэффициента для косозубых передач />,
где /> — степень точности,
А=0,15 для зубчатых колес с твердостью /> и />,
А=0,25 при /> и /> или /> и />.
2.1.2 Предварительные основные размеры колеса
Делительный диаметр: />.
Ширина: />.
2.1.3 Модуль передачи
Максимально допустимый модуль определяется из условия неподрезания зубьев у основания:
/>
Минимальное значение модуля определяют из условия прочности:
/>
где /> — для косозубых передач.
Коэффициент нагрузки при расчете по напряжениям изгиба:
/>,
где /> — коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения,
/>— коэффициент, учитывающий неравномерность распределения напряжений у основания зубьев по ширине зубчатого венца:
/>,
/>— коэффициент, учитывающий влияние погрешностей изготовления шестерни и колеса на распределение нагрузки между зубьями, />.
2.1.4 Суммарное число зубьев и угол наклона
Минимальный угол наклона зубьев косозубых колес: />.
Суммарное число зубьев: />.
Действительное значение угла наклона зуба: />,
для косозубых колес />.
2.1.5 Число зубьев шестерни и колеса
Число зубьев шестерни: />,
для косозубых колес />
Коэффициент смещения: />, />.
Число зубьев колеса: />.
2.1.6 Фактическое передаточное число
/>.
2.1.7 Диаметры колес
Делительные диаметры:
шестерни…………………………………. />
колеса……………………………………… />
Диаметры окружностей вершин и впадин зубьев колес:
/>
/>
/>
/>
где /> и /> — коэффициенты смещения у шестерни и колеса,
/>— коэффициент воспринимаемого смещения,
/>— делительное межосевое расстояние.
2.2 Проверочный расчет
2.2.1 Проверка зубьев колес по контактным напряжениям
Расчетное значение контактного напряжения
/>
где /> — для косозубых передач.
2.2.2 Силы в зацеплении
Окружная сила: />
радиальная сила: />
осевая сила: />
2.2.3 Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба
Расчетное напряжение изгиба:
в зубьях колеса />
в зубьях шестерни />
где /> — коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений, в зависимости от приведенного числа />,
/>— коэффициент, учитывающий угол наклона зуба в косозубой передаче:
/>,
/>— коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев, для косозубых передач />. продолжение
--PAGE_BREAK--
2.2.4 Проверочный расчет на прочность зубьев при действии пиковой нагрузки
Коэффициент перегрузки:
/>,
где /> — пиковый момент,
/>— максимальный из длительно действующих (номинальный) момент.
Для предотвращения остаточных деформаций или хрупкого разрушения поверхностного слоя контактное напряжение /> не должно превышать допускаемое напряжение />:
/>,
где /> — контактное напряжение при действии номинального момента Т.
Допускаемое напряжение /> принимают при:
улучшении или сквозной закалке….…. />;
цементации или контурной ТВЧ……… />;
азотировании…………………………… />.
Для предотвращения остаточных деформаций и хрупкого разрушения зубьев напряжение /> изгиба при действии пикового момента не должно превышать допускаемое />:
/>,
где /> — напряжение изгиба, вычисленное при расчетах на сопротивление усталости.
Допускаемое напряжение вычисляется в зависимости от вида термической обработки и возможной частоты приложения пиковой нагрузки:
/>,
где /> — предел выносливости при изгибе,
/>— максимально возможное значение коэффициента долговечности (/> для сталей с объемной термообработкой: нормализация, улучшение, объемная закалка; /> для сталей с поверхностной обработкой: закалка ТВЧ, цементация, азотирование),
/>— коэффициент влияния частоты приложения пиковой нагрузки (в случае единичных перегрузок /> — большие значения для объемной термообработки; при многократном /> действие перегрузок />),
/>— коэффициент запаса прочности (обычно />).
2.3 Анализ результатов расчета на ЭВМ
Расчет зубчатых передач на ЭВМ проводился в 2 этапа.
По результатам первого этапа расчета зубчатых передач на ЭВМ были построены графики (см. приложение), отражающие распределение общего передаточного /> числа между быстроходной /> и тихоходной /> ступенями редуктора />, а также способа термообработки зубчатых колес на основные качественные показатели: массу /> зубчатых колес, массу /> редуктора, суммарное межосевое расстояние />, диаметр /> впадин зубьев быстроходной шестерни, диаметры /> и /> вершин зубьев колес быстроходной и тихоходной ступеней.
Поиск варианта с наименьшей массой привода предусматривал выполнение следующих конструктивных ограничений:
диаметр /> шестерни быстроходной ступени удовлетворял условию
/>,
где />, /> — вращающий момент на валу.
/>, />
при смазывании зацеплений погружением в масляную ванну зубчатых колес обеих ступеней разность /> наименьшая при выполнении условия />
Был выбран вариант № 5, на основании чего был проведен второй этап расчета зубчатых передач на ЭВМ и получены все расчетные параметры, требуемые для выпуска чертежей, а также силы в зацеплении, необходимые для расчета и выбора подшипников.
3. Эскизное проектирование
3.1 Проектные расчеты валов
Крутящий момент в поперечных сечениях валов
Быстроходного TБ= 43,1 H×м
Промежуточного Tпр= 222,5 H×м
Тихоходного TT= 1077,3 H×м
Предварительные значения диаметров различных участков стальных валов редуктора:
Для быстроходного:
/>
/>
/>
Для промежуточного:
/>
/>
/>
/>
Для тихоходного:
/>
/>
/>.
Зазор />,
где
/>
/>
Расстояние /> между дном корпуса и поверхностью колес />, т.е. />
Расстояние между торцевыми поверхностями колес /> принимаем /> продолжение
--PAGE_BREAK--
3.2 Выбор типа и схемы установки подшипников
Выбираем роликовые конические радиально-упорные однорядные подшипники повышенной грузоподъемности легкой серии:
для быстроходного вала: Подшипник 206 ГОСТ 8338-75;
для промежуточного: Подшипник 206 ГОСТ 8338-75;
для тихоходного: Подшипник 212 ГОСТ 8338-75;
Схема установки подшипников «враспор».
4. Конструирование зубчатых колес
Параметры зубчатого колеса быстроходной ступени
Материал колеса Сталь 40Х (твердость поверхности зубьев 285НВ).
Из проектного расчета: ширина зубчатого венца />;
модуль зацепления (нормальный) />;
Диаметр посадочного отверстия />.
Длина ступицы колеса />.
Диаметр ступицы />.
Ширина торцов зубчатого венца
/>.
Фаски на торцах зубчатого венца
/>,
выполняют фаски под углом />
Толщина диска />, где />
/>
/>принимаем />.
Для свободной выемки из штампа принимаем значение штамповочных уклонов /> и радиусов закруглений />.
Параметры зубчатого колеса тихоходной ступени
Материал колеса Сталь 40Х (твердость поверхности зубьев 285НВ).
Из проектного расчета: ширина зубчатого венца />;
модуль зацепления (нормальный) />;
Диаметр посадочного отверстия />.
Длина ступицы колеса />.
Диаметр ступицы />.
Ширина торцов зубчатого венца
/>.
Фаски на торцах зубчатого венца
/>,
выполняют фаски под углом />
Толщина диска />, где />
/>
/>принимаем />.
Для свободной выемки из штампа принимаем значение штамповочных уклонов /> и радиусов закруглений />.
5. Расчет соединений
5.1 Соединения с натягом
5.1.1 Соединение зубчатое колесо быстроходной ступени — вал.
Материал вала — Сталь 45.
Вращающий момент с колеса на вал будет передаваться с помощью соединения с натягом.
Подбор посадки с натягом.
Исходные данные:
вращающий момент на колесе — />;
диаметр соединения — />, т.к. вал сплошной, то />;
условный наружный диаметр ступицы колеса — />;
длина сопряжения — />;
Среднее контактное давление
/>,
гдеK – коэффициент запаса сцепления, в нашем случае на конце выходного вала установлена муфта />;
f– коэффициент сцепления (трения), при сборке запрессовкой и для материалов пары сталь-сталь />;
/>/>;
Деформация деталей
/>,
где />коэффициенты жесткости:
/>;
/>;
/> – модули упругости, для стали />;
/>коэффициенты Пуассона, для стали />
/>;
/>;
/>/>.
Поправка на обмятие микронеровностей
/>,
где /> средние арифметические отклонения профиля поверхностей, из
табл.22.2(уч. П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов): />; продолжение
--PAGE_BREAK--
/>/>.
Поправка на температурную деформацию
/>,
где />средняя объемная температура соответственно обода центра и венца колеса, в
нашем случае />;
/>температурный коэффициент, для стали />/>;
/>/>.
Минимальный натяг
/>.
Максимальный натяг
/>.
Здесь />максимальная деформация, где />максимальное давление,
допускаемое прочностью колеса или вала, меньшее из двух:
/>или />
(для сплошного вала (/>)),
Здесь />предел текучести колеса и вала, в нашем случае />,
/>;
/>/>,
/>,
/>/>, />,
/>.
Выбор посадки.
По значениям /> и /> выбираем из табл.6.3[Глава 6](уч. П.Ф. Дунаев, О.П.
Леликов) посадку, удовлетворяющую условиям
/> – />.
Сила запрессовки
/>,
где /> – давление от натяга />
выбранной посадки;
/>коэффициент сцепления (терния) при запрессовке, в нашем случае для материалов пары сталь-сталь />;
/>/>.
Температура нагрева охватывающей детали
/>,
где /> зазор, в зависимости от диаметра />/>,
/>/>.
Чтобы не происходило структурных изменений в материале необходимо чтобы />, для стали />.
В нашем случает />/> натяг для соединения зубчатого колеса быстроходной ступени и вала не подходит, поэтому используем для передачи вращающего момента призматическую шпонку.
5.1.2 Соединение зубчатое колесо тихоходной ступени — вал
Материал вала — Сталь 45.
Вращающий момент с колеса на вал будет передаваться с помощью соединения с натягом.
Подбор посадки с натягом.
Исходные данные:
вращающий момент на колесе — />;
диаметр соединения — />, т.к. вал сплошной, то />;
условный наружный диаметр ступицы колеса — />;
длина сопряжения — />;
Среднее контактное давление
/>,
гдеK – коэффициент запаса сцепления, в нашем случае на конце выходного вала установлена муфта />;
f– коэффициент сцепления (трения), при сборке запрессовкой и для материалов пары сталь-сталь />;
/>/>;
Деформация деталей
/>,
где />коэффициенты жесткости:
/>;
/>;
/> – модули упругости, для стали />;
/>коэффициенты Пуассона, для стали />
/>;
/>;
/>/>. продолжение
--PAGE_BREAK--
Поправка на обмятие микронеровностей
/>,
где /> средние арифметические отклонения профиля поверхностей, из
табл.22.2(уч. П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов): />;
/>/>.
Поправка на температурную деформацию
/>,
где />средняя объемная температура соответственно обода центра и венца колеса, в
нашем случае />;
/>температурный коэффициент, для стали />/>;
/>/>.
Минимальный натяг
/>.
Максимальный натяг
/>.
Здесь />максимальная деформация, где />максимальное давление, допускаемое прочностью колеса или вала, меньшее из двух:
/>или /> (для сплошного вала (/>)),
Здесь />предел текучести колеса и вала, в нашем случае
/>,
/>;
/>/>,
/>,
/>/>, />,
/>.
Выбор посадки.
По значениям /> и /> выбираем из табл.6.3[Глава 6](уч. П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов) посадку, удовлетворяющую условиям
/> – />.
Сила запрессовки
/>,
где /> – давление от натяга /> выбранной посадки;
/>коэффициент сцепления (терния) при запрессовке, в нашем случае для материалов пары сталь-сталь />;
/>/>.
Температура нагрева охватывающей детали
/>,
где /> зазор, в зависимости от диаметра />/>,
/>/>.
Чтобы не происходило структурных изменений в материале необходимо чтобы />, для
стали />.
5.2 Шпоночный соединения
5.2.1 Соединение зубчатое колесо быстроходной ступени — вал
Материал вала — Сталь 45.
Вращающий момент с колеса на вал будет передаваться с помощью призматическойшпонки />ГОСТ23360-78, колесо и вал соединяются посадкой с натягом Н7/r6.
Линейные размеры шпонки:
/>
Напряжение смятия на боковых рабочих гранях шпонки или паза в ступице и на валу:
/>,
где /> — глубина врезания шпонки в ступицу;
/>— вращающий момент на промежуточном валу.
/>.
Условие прочности:
/>,
где /> — допускаемое напряжение смятия;
/> – посадочный диаметр;
/>— предел текучести;
/>— коэффициент запаса при частых пусках и остановках;
/>
/>/>условие прочности выполняется.
5.2.2 Соединение вал-шестерня быстроходной ступени – полумуфта
Материал вала — Сталь 45.
Вращающий момент с колеса на вал будет передаваться с помощью призматическойшпонки />ГОСТ23360-78, вал и полумуфта соединяются посадкой с натягом Н7/k6.
Линейные размеры шпонки:
/> продолжение
--PAGE_BREAK--
Напряжение смятия на боковых рабочих гранях шпонки или паза в ступице и на валу:
/>,
где /> — глубина врезания шпонки в ступицу;
/>— вращающий момент на быстроходном валу.
/>.
Условие прочности:
/>,
где /> — допускаемое напряжение смятия;
/> – посадочный диаметр;
/>— предел текучести;
/>— коэффициент запаса при частых пусках и остановках;
/>.
/>/>условие прочности выполняется.
5.2.3 Соединение вал тихоходной ступени – полумуфта
Материал вала — Сталь 45.
Вращающий момент с колеса на вал будет передаваться с помощью призматическойшпонки />ГОСТ23360-78, вал и полумуфта соединяются посадкой с натягом Н7/k6.
Линейные размеры шпонки:
/>
Напряжение смятия на боковых рабочих гранях шпонки или паза в ступице и на валу:
/>,
где /> — глубина врезания шпонки в ступицу;
/>— вращающий момент на тихоходном валу.
/>.
Условие прочности:
/>,
где /> — допускаемое напряжение смятия;
/> – посадочный диаметр;
/>— предел текучести;
/>— коэффициент запаса при частых пусках и остановках;
/>.
Условие прочности не выполняется /> призматическая шпонка для соединения вала тихоходной ступени и полумуфты не подходит, поэтому используем для передачи вращающего момента соединение прямобочными шлицами.
5.2.4 Соединение тяговая звездочка – приводной вал
Материал вала — Сталь 45.
Вращающий момент с колеса на вал будет передаваться с помощью призматическойшпонки />ГОСТ23360-78, вал и полумуфта соединяются посадкой с натягом Н7/k6.
Линейные размеры шпонки:
/>
Напряжение смятия на боковых рабочих гранях шпонки или паза в ступице и на валу:
/>,
где /> — глубина врезания шпонки в ступицу;
/>—
максимальный вращающий момент на приводном валу.
/>.
Условие прочности:
/>,
где /> — допускаемое напряжение смятия;
/> – посадочный диаметр;
/>— предел текучести;
/>— коэффициент запаса при частых пусках и остановках;
/>.
/>/>условие прочности выполняется.
5.3 Шлицевые соединения
5.3.1 Соединение Вал тихоходной ступени – полумуфта
Материал вала — Сталь 45.
Вращающий момент с колеса на вал будет передаваться с помощью соединения прямобочными шлицами />ГОСТ1139-80 с центрированием по внутреннему диаметру d.
Линейные размеры шлицев:
Средняя серия; />
Напряжение смятия на боковых рабочих гранях шлицев в ступице и на валу:
/>,
где /> — коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между парами шлицев из-за ошибок изготовления по шагу, принимаем />;
/>— вращающий момент на валу;
/>— средний диаметр соединения;
/>— рабочая высота шлицев;
/>— длина соединения.
/>.
Условие прочности:
/>,
где /> — допускаемое напряжение смятия;
/>— предел текучести;
/>— коэффициент запаса при частых пусках и остановках; продолжение
--PAGE_BREAK--
/>.
/>/>условие прочности выполняется.
Соединение приводной вал — полумуфта
Материал вала — Сталь 45.
Вращающий момент с колеса на вал будет передаваться с помощью соединения прямобочными шлицами />ГОСТ1139-80 с центрированием по внутреннему диаметру d.
Линейные размеры шлицев:
Средняя серия; />
Напряжение смятия на боковых рабочих гранях шлицев в ступице и на валу:
/>,
где /> — коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между парами шлицев из-за ошибок изготовления по шагу, принимаем />;
/>—
максимальный момент на приводном валу;
/>— средний диаметр соединения;
/>— рабочая высота шлицев;
/>— длина соединения.
/>.
Условие прочности:
/>,
где /> — допускаемое напряжение смятия;
/>— предел текучести;
/>— коэффициент запаса при частых пусках и остановках;
/>.
/>/>условие прочности выполняется.
6. Расчет подшипников
При расчете подшипников силы, действующие в зацеплении, взяты из результатов второго этапа проектного расчета зубчатых передач на ЭВМ.
6.1 Расчет подшипников на быстроходном валу
Исходные данные:
частота вращения вала — />;
делительный диаметр шестерни быстроходной ступени — />;
осевая сила, действующая на шестерню — />;
радиальная сила, действующая на шестерню — />;
окружная сила, действующая на шестерню — />;
расстояние между торцами для наружных колец подшипников — />;
линейные размеры — />, />;
параметры выбранного подшипника:
Подшипник 206 ГОСТ 8338-75
Размеры: />Грузоподъемность: />
/>/>
/>
/>
/>
/>
6.1.1 Радиальные реакции опор
/>
Расстояние между точками приложения радиальных реакций при установке радиально-упорных подшипников по схеме «враспор»:
/>,
где />— смещение точки приложения радиальной реакции от торца подшипника, для шариковых радиальных однорядных подшипников:
/>
/>,
/>/>.
6.1.1.1 От сил в зацеплении
в плоскости YOZ:
/>; />;
/>.
/>; />;
/>
Проверка:
/> —
реакции найдены правильно.
в плоскости XOZ:
/>; />;
/>. продолжение
--PAGE_BREAK--
/>; />;
/>
Проверка:
/> —
реакции найдены правильно.
Суммарные реакции опор:
/>;
/>
6.1.1.2 От действия муфты
/>
Согласно ГОСТ Р 50891-96 значение радиальной консольной силы />для входного вала редуктора:
/>,
где />— момент на входном валу.
/>, принимаем максимальное значение консольной силы />.
Реакции от силы />:
/>; />;
/>.
/>; />;
/>
Проверка:
/>— реакции найдены правильно.
6.1.1.3 Для расчета подшипников
/>;
/>.
Внешняя осевая сила, действующая на вал: />.
6.1.2 Эквивалентные нагрузки
Для типового режима нагружения IIкоэффициент эквивалентности />.
/>;
/>;
/>.
6.1.3 Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка
Для радиальных шарикоподшипников из условия равновесия вала следует: />, />. Дальнейшие расчеты выполняем для более нагруженного подшипника опоры 2.
Отношение
/>,
где />.
В соответствии с табл.7.3 [Глава 7](уч. П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов) имеем: />.
Коэффициент осевого нагружения согласно табл.7.2 [Глава 7](уч. П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов):
/>.
Отношение />, что меньше />(/>при вращении внутреннего кольца). Окончательно принимаем согласно табл.7.2 [Глава 7] (уч… Ф. Дунаев, О.П. Леликов): />, />.
Принимаем согласно табл.7.6 [Глава 7](уч. П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов) />; />/>.
Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка:
/>.
6.1.4 Расчетный ресурс подшипника
Расчетный скорректированный ресурс подшипника при />(вероятность безотказной работы 90%), />(обычные условия применения), />(шариковый подшипник):
/>
6.2 Расчет подшипников на промежуточном валу
Исходные даные:
частота вращения вала — />;
делительный диаметр шестерни тихоходной ступени — />;
делительный диаметр колеса быстроходной ступени — />;
осевая сила, действующая на шестерню — />;
радиальная сила, действующая на шестерню — />;
окружная сила, действующая на шестерню — />; продолжение
--PAGE_BREAK--
осевая сила, действующая на колесо — />;
радиальная сила, действующая на колесо — />;
окружная сила, действующая на колесо — />;
расстояние между торцами для наружных колец подшипников — />;
линейные размеры — />, />;
параметры выбранного подшипника:
Подшипник206 ГОСТ 8338-75
Размеры: />Грузоподъемность:/>
/> />
/>
/>
/>
/>
6.2.1 Радиальные реакции опор
Расстояние между точками приложения радиальных реакций при установке радиально-упорных подшипников по схеме «враспор»:
/>,
/>
где />— смещение точки приложения радиальной реакции от торца подшипника, для шариковых радиальных однорядных подшипников:
/>,
/>/>.
6.2.1.1 От сил в зацеплении
/>в плоскости YOZ:
/>; />;
/>
/>; />;
/>
Проверка: />— реакции найдены правильно.
в плоскости XOZ:
/>; />;
/>.
/>; />;
/>
Проверка: />— реакции найдены правильно.
Суммарные реакции опор:
/>;
/>.
6.2.1.2 Для расчета подшипников
/>;
/>.
Внешняя осевая сила, действующая на вал: />. продолжение
--PAGE_BREAK--
6.2.2 Эквивалентные нагрузки
Для типового режима нагружения IIкоэффициент эквивалентности />.
/>;
/>;
/>.
6.2.3 Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка
Для радиальных шарикоподшипников из условия равновесия вала следует: />, />. Дальнейшие расчеты выполняем для более нагруженного подшипника опоры 2.
Отношение />,
где />.
В соответствии с табл.7.3 [Глава 7](уч. П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов) имеем: />.
Коэффициент осевого нагружения согласно табл.7.2 [Глава 7](уч. П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов):
/>.
Отношение />, что меньше />(/>при вращении внутреннего кольца). Окончательно принимаем согласно табл.7.2 [Глава 7] (уч… Ф. Дунаев, О.П. Леликов): />, />.
Принимаем согласно табл.7.6 [Глава 7](уч. П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов) />; />/>.
Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка:
/>.
6.2.4 Расчетный ресурс подшипника
Расчетный скорректированный ресурс подшипника при />(вероятность безотказной работы 90%), />(обычные условия применения), />(шариковый подшипник):
/>
6.3 Расчет подшипников на тихоходном валу
Исходные данные:
частота вращения вала — />;
делительный диаметр шестерни быстроходной ступени — />;
осевая сила, действующая на колесо — />;
радиальная сила, действующая на колесо — />;
окружная сила, действующая на колесо — />;
расстояние между торцами для наружных колец подшипников — />;
линейные размеры — />, />; продолжение
--PAGE_BREAK--
параметры выбранного подшипника:
Подшипник212 ГОСТ 8338-75
Размеры: />Грузоподъемность:/>
/> />
/>
/>
/>
/>
6.3.1 Радиальные реакции опор
/>Расстояние между точками приложения радиальных реакций при установке радиально-упорных подшипников по схеме «враспор»:
/>,
где />— смещение точки приложения радиальной реакции от торца подшипника, для шариковых радиальных однорядных подшипников:
/>,
/>/>.
/>
6.3.1.1 От сил в зацеплении
в плоскости YOZ:
/>;
/>;
/>/>; />;
/>
Проверка: />— реакции найдены правильно.
в плоскости XOZ:
/>; />;
/>.
/>; />;
/>
Проверка: />— реакции найдены правильно.
Суммарные реакции опор:
/>;
/>.
6.3.1.2 От действия муфты
Согласно ГОСТ Р 50891-96 значение радиальной консольной силы />для выходного вала редуктора:
/>,
где />— момент на входном валу.
/>.
Реакции от силы />:
/>
/>; />;
/>
/>; />;
/>
Проверка: />— реакции найдены правильно.
6.3.1.3 Для расчета подшипников
/>;
/>. продолжение
--PAGE_BREAK--
Внешняя осевая сила, действующая на вал: />.
6.3.2 Эквивалентные нагрузки
Для типового режима нагружения IIкоэффициент эквивалентности />.
/>;
/>;
/>.
6.3.3 Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка
Для радиальных шарикоподшипников из условия равновесия вала следует: />, />. Дальнейшие расчеты выполняем для более нагруженного подшипника опоры 1.
Отношение />,
где />.
В соответствии с табл.7.3 [Глава 7](уч. П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов) имеем: />.
Коэффициент осевого нагружения согласно табл.7.2 [Глава 7](уч. П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов):
/>.
Отношение />, что меньше />(/>при вращении внутреннего кольца). Окончательно принимаем согласно табл.7.2 [Глава 7] (уч… Ф. Дунаев, О.П. Леликов): />, />.
Принимаем согласно табл.7.6 [Глава 7](уч. П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов) />; />/>.
Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка:
/>.
6.3.4 Расчетный ресурс подшипника
Расчетный скорректированный ресурс подшипника при />(вероятность безотказной работы 90%), />(обычные условия применения), />(шариковый подшипник):
/>
Расчетный ресурс выбранного нами подшипника для промежуточного вала значительно меньше требуемого ресурса!
С целью уменьшения номенклатуры, установим и рассчитаем ресурс роликовых конических радиально-упорных подшипников для всех валов.
6.4 Расчет подшипников на быстроходном валу
Исходные данные:
частота вращения вала — />;
делительный диаметр шестерни быстроходной ступени — />;
осевая сила, действующая на шестерню — />;
радиальная сила, действующая на шестерню — />;
окружная сила, действующая на шестерню — />;
расстояние между торцами для наружных колец подшипников — />;
линейные размеры — />, />;
параметры выбранного подшипника:
Подшипник7206А ГОСТ 27365-87
Размеры: />Грузоподъемность:/>
/> />
/> Расчетные параметры:/>
/> />
/> />
/>
/>
6.4.1 Радиальные реакции опор
/>
Расстояние между точками приложения радиальных реакций при установке радиально-упорных подшипников по схеме «враспор»: продолжение
--PAGE_BREAK--
/>,
где />— смещение точки приложения радиальной реакции от торца подшипника, для роликовых конических радиально-упорных однорядных подшипников:
/>,
/>/>;
/>;
/>/>;
6.4.1.1 От сил в зацеплении
в плоскости YOZ:
/>; />;
/>.
/>; />;
/>
Проверка: />— реакции найдены правильно.
в плоскости XOZ:
/>; />;
/>.
/>; />;
/>
Проверка: />— реакции найдены правильно.
Суммарные реакции опор:
/>;
/>
6.4.1.2 От действия муфты:
Согласно ГОСТ Р 50891-96 значение радиальной консольной силы />для входного вала редуктора:
/>
/>,
где />— момент на входном валу.
/>, принимаем максимальное значение консольной силы />.
Реакции от силы />:
/>; />;
/>.
/>; />;
/>
Проверка: />— реакции найдены правильно.
6.4.1.3 Для расчета подшипников
/>;
/>.
Внешняя осевая сила, действующая на вал: />.
6.4.2 Эквивалентные нагрузки
Для типового режима нагружения IIкоэффициент эквивалентности />.
/>;
/>;
/>.
6.4.3 Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка
Минимально необходимые для нормальной работы радиально-упорных подшипников осевые силы:
/>;
/>.
Находим осевые силы нагружающие подшипники. Так как />и />, то по табл.7.4 [Глава 7](уч. П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов): продолжение
--PAGE_BREAK--
/>;
/>.
Отношение />, что меньше />(/>при вращении внутреннего кольца). Тогда для опоры 1: />, />.
Отношение />, что больше />(/>при вращении внутреннего кольца). Тогда для опоры 2: />, />.
Принимаем согласно табл.7.6 [Глава 7](уч. П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов) />; />/>.
Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка в опорах 1и 2:
/>;
/>
6.4.4 Расчетный ресурс подшипника
Для подшипника более нагруженной опоры 2вычисляем расчетный скорректированный ресурс подшипника при />(вероятность безотказной работы 90%), />(обычные условия применения), />(роликовый подшипник):
/>
6.5 Расчет подшипников на промежуточном валу
Исходные данные:
частота вращения вала — />;
делительный диаметр шестерни тихоходной ступени — />;
делительный диаметр колеса быстроходной ступени — />;
осевая сила, действующая на шестерню — />;
радиальная сила, действующая на шестерню — />;
окружная сила, действующая на шестерню — />;
осевая сила, действующая на колесо — />;
радиальная сила, действующая на колесо — />;
окружная сила, действующая на колесо — />;
расстояние между торцами для наружных колец подшипников — />; продолжение
--PAGE_BREAK--
линейные размеры — />, />;
параметры выбранного подшипника:
Подшипник7206А ГОСТ 27365-87
Размеры: />Грузоподъемность:/>
/> />
/> Расчетные параметры:/>
/> />
/> />
/>
/>
6.5.1 Радиальные реакции опор
/>
Расстояние между точками приложения радиальных реакций при установке радиально-упорных подшипников по схеме «враспор»:
/>,
где />— смещение точки приложения радиальной реакции от торца подшипника, для роликовых конических радиально-упорных однорядных подшипников:
/>,
/>/>;
/>;
/>/>;
6.5.1.1 От сил в зацеплении:
в плоскости YOZ:
/>; />;
/>/>; />;
/>
Проверка: />— реакции найдены правильно.
в плоскости XOZ:
/>; />;
/>.
/>; />;
/>
Проверка: />— реакции найдены правильно.
Суммарные реакции опор:
/>;
/>.
6.5.1.3 Для расчета подшипников
/>;
/>.
Внешняя осевая сила, действующая на вал: />.
6.5.2 Эквивалентные нагрузки
Для типового режима нагружения IIкоэффициент эквивалентности />. продолжение
--PAGE_BREAK--
/>;
/>;
/>.
6.5.3 Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка
Минимально необходимые для нормальной работы радиально-упорных подшипников осевые силы:
/>;
/>.
Находим осевые силы нагружающие подшипники. Так как />и />, то по табл.7.4 [Глава 7](уч. П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов):
/>;
/>.
Отношение />, что меньше />(/>при вращении внутреннего кольца). Тогда для опоры 1: />, />.
Отношение />, что меньше />(/>при вращении внутреннего кольца). Тогда для опоры 2: />, />.
Принимаем согласно табл.7.6 [Глава 7](уч. П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов) />; />/>.
Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка в опорах 1и 2:
/>;
/>
6.5.4 Расчетный ресурс подшипника
Для подшипника более нагруженной опоры 2вычисляем расчетный скорректированный ресурс подшипника при />(вероятность безотказной работы 90%), />(обычные условия применения), />(роликовый подшипник):
/>
6.6 Расчет подшипников на тихоходном валу
Исходные данные:
частота вращения вала — />;
делительный диаметр шестерни быстроходной ступени — />;
осевая сила, действующая на колесо — />;
радиальная сила, действующая на колесо — />;
окружная сила, действующая на колесо — />;
расстояние между торцами для наружных колец подшипников — />; продолжение
--PAGE_BREAK--
линейные размеры — />, />;
параметры выбранного подшипника:
Подшипник7212А ГОСТ 27365-87
Размеры: />Грузоподъемность:/>
/> />
/> Расчетные параметры:/>
/> />
/> />
/>
/>
6.6.1 Радиальные реакции опор
Расстояние между точками приложения радиальных реакций при установке радиально-упорных подшипников по схеме «враспор»:
/>,
/>
где />— смещение точки приложения радиальной реакции от торца подшипника, для роликовых конических радиально-упорных однорядных подшипников:
/>,
/>/>;
/>/>;
/>;
6.6.1.1 От сил в зацеплении
в плоскости YOZ:
/>;
/>;
/>
/>; />;
/>
Проверка: />— реакции найдены правильно.
в плоскости XOZ:
/>; />;
/>.
/>; />;
/>
Проверка: />— реакции найдены правильно.
Суммарные реакции опор:
/>;
/>.
6.6.1.2 От действия муфты
Согласно ГОСТ Р 50891-96 значение радиальной консольной силы />для выходного вала редуктора:
/>,
где />— момент на входном валу.
/>. продолжение
--PAGE_BREAK--
/>
Реакции от силы />:
/>; />;
/>
/>; />;
/>
Проверка: />— реакции найдены правильно.
6.6.1.3 Для расчета подшипников
/>;
/>.
Внешняя осевая сила, действующая на вал: />.
6.6.2 Эквивалентные нагрузки
Для типового режима нагружения IIкоэффициент эквивалентности />.
/>;
/>;
/>.
6.6.3 Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка
Минимально необходимые для нормальной работы радиально-упорных подшипников осевые силы:
/>;
/>.
Находим осевые силы нагружающие подшипники. Так как />и />, то по табл.7.4 [Глава 7](уч. П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов):
/>;
/>.
Отношение />, что меньше />(/>при вращении внутреннего кольца). Тогда для опоры 1: />, />.
Отношение />, что больше />(/>при вращении внутреннего кольца). Тогда для опоры 2: />, />.
Принимаем согласно табл.7.6 [Глава 7](уч. П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов) />; />/>.
Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка в опорах 1и 2:
/>;
/>
6.6.4 Расчетный ресурс подшипника
Для подшипника более нагруженной опоры 1вычисляем расчетный скорректированный ресурс подшипника при />(вероятность безотказной работы 90%), />(обычные условия применения), />(роликовый подшипник):
/>
6.7 Расчет подшипников на приводном валу
Исходные данные:
частота вращения вала — />;
окружная сила, действующая на 2 звездочки — />;
линейные размеры — />, />;
параметры выбранного подшипника:
Подшипник1212 ГОСТ 28428-90
Размеры: />Грузоподъемность:/>
/> />
/> Расчетные параметры:/>
/> />: />/> продолжение
--PAGE_BREAK--
/> />: />/>
/>
6.7.1 Радиальные реакции опор
Расстояние между точками приложения радиальных реакций />.
На каждую звездочку будет действовать максимальная окружная сила
/>.
/>
Радиальная сила действующая на звездочки:
/>.
6.7.1.1 От сил в зацеплении
в плоскости YOZ:
/>;
/>;
/>.
/>; />;
/>
Проверка: />— реакции найдены правильно.
/>в плоскости XOZ:
/>; />;
/>.
/>; />;
/>
Проверка: />— реакции найдены правильно.
Суммарные реакции опор:
/>;
/>.
6.7.1.2 От действия муфты
Радиальная сила на валу от упругой муфты:
/>,
где />— радиальное смещение валов.
/> — радиальная жесткость упругой муфты при радиальном смещении валов, здесь />— номинальный вращающий момент муфты по каталогу.
/>.
Реакции от силы />:
/>
/>; />;
/>
/>; />;
/>
Проверка: />— реакции найдены правильно.
6.7.1.3 Для расчета подшипников продолжение
--PAGE_BREAK--
/>/>более нагружена опора 1.
6.7.3 Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка
При отсутствии осевых сил />, что меньше />(/>при вращении внутреннего кольца). Тогда />, />.
Принимаем согласно табл.7.6 [Глава 7](уч. П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов) />; />/>.
Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка в опорах 1и 2:
/>;
Для типового режима нагружения IIкоэффициент эквивалентности />.
/>.
6.7.4 Расчетный ресурс подшипника
Для подшипника более нагруженной опоры 1вычисляем расчетный скорректированный ресурс подшипника при />(вероятность безотказной работы 90%), />(обычные условия применения), />(роликовый подшипник):
/>
7. Конструирование корпусных деталей и крышек подшипников
7.1 Конструирование крышек подшипников
Материал крышек – СЧ15.
Были выбраны привертные крышки.
Т.к. подшипники на быстроходном и промежуточном валу одинаковые, крышки будут также одинаковыми, что способствует уменьшению номенклатуры.
7.1.1 Крышки подшипников быстроходного и промежуточного валов
Определяющим при конструировании крышки является диаметр />отверстия в корпусе под подшипник.
Согласно рекомендациям по выбору толщины />стенки, диаметра />и числа />винтов крепления крышки к корпусу в зависимости от />:
/>.
Размеры других конструктивных элементов крышки:
/>
Принимаем />
Чтобы поверхности фланца крышки и торца корпуса сопрягались по плоскости, на цилиндрической центрирующей поверхности перед торцом фланца делается канавка шириной />, согласно табл.7.10 [Глава 7](уч. П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов). Крышку базируют по торцу фланца, поэтому поясок />с центрирующей цилиндрической поверхностью делается небольшим, чтобы он не мешал установке крышки по торцу корпуса: />.
7.1.1 Крышки подшипников тихоходного вала
Определяющим при конструировании крышки является диаметр />отверстия в корпусе под подшипник.
Согласно рекомендациям по выбору толщины />стенки, диаметра />и числа />винтов крепления крышки к корпусу в зависимости от />:
/>.
Размеры других конструктивных элементов крышки:
/>
Принимаем />
Чтобы поверхности фланца крышки и торца корпуса сопрягались по плоскости, на цилиндрической центрирующей поверхности перед торцом фланца делается канавка шириной />, согласно табл.7.10 [Глава 7](уч. П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов). Крышку базируют по торцу фланца, поэтому поясок />с центрирующей цилиндрической поверхностью делается небольшим, чтобы он не мешал установке крышки по торцу корпуса: />. продолжение
--PAGE_BREAK--
7.2 Конструирование корпуса и крышки редуктора
7.2.1 Общие рекомендации
Материал корпуса – СЧ15.
Толщина />стенок для чугунных отливок в зависимости от приведенного габарита Nкорпуса:
/>…………………………. 0,40 0,6 1,0 1,5 2,0
/>………………………… 7 8 10 12 14
Здесь />, где L, Bи H– длина, ширина и высота корпуса, м.
Приблизительно: />; />; />/>/>.
Толщина стенки, отвечающая требованиям технологии литья, необходимой прочности и жесткости корпуса:
/>,
где />– вращающий момент на выходном (тихоходном) валу.
/>.
Принимаем толщину стенки />.
Радиусы дуг, сопрягающих плоские стенки: />; />.
Толщина внутренних ребер />
Обрабатываемые поверхности выполняются в виде платиков, высота которых />.
7.2.2 Конструктивное оформление внутреннего контура редуктора
Из центра тихоходного вала проводится тонкой линией дуга окружности радиусом: />, где />— наружный диаметр зубчатого колеса, />— зазор />/>.
Из центра быстроходного вала проводится дуга радиусом />, в качестве которого принимается большее из двух:
/> или />,
где />— наружный диаметр шестерни,
/> — диаметр отверстия в корпусе для опоры быстроходного вала.
/> или />
/> />.
Толщина стенки крышки редуктора />, принимаем />.
Расстояние между дном корпуса и поверхностью колеса />. продолжение
--PAGE_BREAK--
Для соединения корпуса и крышки по всему контуру плоскости разъема редуктора выполняются специальные фланцы. На коротких боковых сторонах фланцы располагаются внутрь от стенки корпуса. Размеры конструктивных элементов:
/>;
/>;
/>;
/>.
На продольных длинных сторонах редуктора фланцы корпуса располагают внутрь от стенки корпуса, а фланцы крышки – снаружи.
7.2.3 Конструктивное оформление приливов для подшипниковых гнезд
Диаметр прилива для привертной крышки принимается:
/>,
где />— диметр фланца крышки подшипника.
Для быстроходного и промежуточного валов: />; />.
Для тихоходного вала: />; />.
7.2.4 Крепление крышки редуктора к корпусу
Для крепления крышки с корпусом используются винты с цилиндрической головкой с шестигранным углублением «под ключ».
Размеры конструктивных элементов:
/>
Диаметр />винтов крепления крышки принимается в зависимости от вращающего момента (/>) на выходном валу редуктора:
/>
Принимаем />/>/>
/>
7.2.5 Фиксирование крышки относительно корпуса
Необходимая точность фиксирования достигается штифтами, которые располагаются на наибольшем расстоянии друг от друга.
Диаметр штифтов: />, где />— диаметр крепежного винта
/> />, принимаем />.
Поверхности сопряжения корпуса и крышки для плотного их прилегания шабрят и шлифуют. При сборке узла эти поверхности для лучшего уплотнения покрывают тонким слоем герметика. Прокладки в полость разъема не ставят вследствие вызываемых ими искажения формы посадочных отверстий под подшипники и смещения осей отверстий с плоскости разъема.
7.2.6 Конструктивное оформление опорной части корпуса
Опорная поверхность корпуса выполняется в виде нескольких небольших платиков, расположенных в местах установки болтов.
Диаметр винта крепления редуктора к раме: />, где />— диаметр винта крепления крышки и корпуса редуктора />/>, принимаем />. Т.к. межосевое расстояние />, то число винтов />.
Место крепления корпуса к раме оформляется в виде ниш, расположенных по углам корпуса, высота ниши:
/>.
7.2.7 Оформление сливных отверстий продолжение
--PAGE_BREAK--
Прилив сливного отверстия в корпусе выступает над необрабатываемой поверхностью на высоту />.
Отверстие для выпуска масла закрывается пробкой с конической резьбой />.
Размеры пробки: />
Для наблюдения за уровнем масла в корпусе установлена такая же пробка с конической резьбой />.
7.2.8 Оформление проушин
Для подъема и транспортирования крышки корпуса и редуктора в сборе применяются проушины.
Размеры проушин:
/>;
/>
7.2.9 Оформление крышки люка
Для залива масла в редуктор, контроля правильности зацепления и для внешнего осмотра деталей сделан люк.
Крышка люка сделана из листа толщиной />методом «штамповка».
Размеры люка:
/>,
принимаем />;
/>, />, />;
высота прилива: />;
диаметр винтов крепления крышки люка: />, принимаем />.
Для того чтобы внутрь корпуса извне не засасывалась пыль, под крышку поставлена уплотняющая прокладка из технической резины марки МБС толщиной 2 мм, привулканизированная к крышке.
7.3 Конструирование корпусов и крышек опор приводного вала
Два корпуса типа 1, исполнение 1, />: КорпусШМ 110 ГОСТ 13218.1-80.
Три низкие торцевые крышки с манжетным уплотнением и одна глухая диаметром />, />: Крышка МН />ГОСТ 13219.6-81.
8. Расчет валов на статическую прочность и сопротивление усталости
Материал всех валов – Сталь 45, />/>.
8.1 Быстроходный вал
8.1.1 Расчет валов на статическую прочность
/>
Самым опасным сечением будет сечение I-I.
Моменты сопротивления при изгибе, при кручении и площадь
Для сплошного круглого сечения:
/>
/>/>.
Для сечения со шпоночным пазом:
/>
/>
Нормальные и касательные напряжения:
/>; />,
где />— суммарный изгибающий момент, здесь />— коэффициент перегрузки; продолжение
--PAGE_BREAK--
/> — крутящий момент, />— осевая сила.
Напряжения сечении:
/>;
/>.
Частные коэффициенты прочности по нормальным и касательным напряжениям:
/> />.
Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести при совместном действии нормальных и касательных напряжений:
/>
8.2 Промежуточный вал
/>
Самым опасным сечением будет сечение II-II.
Моменты сопротивления при изгибе, при кручении и площадь
Для сплошного круглого сечения:
/>
/>
Нормальные и касательные напряжения:
/>; />,
где />— суммарный изгибающий момент, здесь />— коэффициент перегрузки;
/> — крутящий момент, />— осевая сила.
тогда напряжения в этом сечении:
/>;
/>.
Частные коэффициенты прочности по нормальным и касательным напряжениям:
/> />.
Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести при совместном действии нормальных и касательных напряжений:
/>
8.3 Тихоходный вал
/>
Самым опасным сечением будет сечение I-I.
Моменты сопротивления при изгибе, при кручении и площадь
Для сплошного круглого сечения:
/>
/>.
Нормальные и касательные напряжения:
/>; />,
где />— суммарный изгибающий момент, здесь />— коэффициент перегрузки;
/> — крутящий момент, />— осевая сила.
тогда напряжения в этом сечении:
/>;
/>.
Частные коэффициенты прочности по нормальным и касательным напряжениям:
/> />.
Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести при совместном действии нормальных и касательных напряжений:
/> продолжение
--PAGE_BREAK--
9. Выбор смазочных материалов и системы смазывания
Для смазывания передач широко применяют картерную систему. В корпус редуктора заливают масло так, чтобы венцы колес были в него погружены. Колеса при вращении увлекают масло, разбрызгивая его внутри корпуса. Масло попадает на внутренние стенки корпуса, откуда стекает в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которая покрывает поверхность расположенных внутри корпуса деталей. В нашем случае необходимо, чтобы в масляную ванну были погружены зубчатые колеса обеих передач.
Допустимый уровень погружения колеса быстроходной ступени в масляную ванну:
/>
Допустимый уровень погружения колеса тихоходной ступени в масляную ванну:
/>
Погружаем колесо тихоходной ступени на 64 мм, тогда соответственно колесо быстроходной ступени погрузится в масло на 14,5 мм.
Требуемый объем масла будет равен примерно равен />л. Принцип назначения сорта масла следующий: чем выше окружная скорость колеса, тем меньше должна быть вязкость масла и чем выше контактные давления в зацеплении, тем большей вязкостью должно обладать масло. Поэтому требуемую вязкость масла определяют в зависимости от контактного напряжения и окружной скорости колес. Контактные напряжения быстроходной ступени sНБ= 552,9 МПа.
/>,
где а=120мм— межосевое расстояние быстроходной ступени ступени;
u=5,211– передаточное число ступени;
n=950 />– число оборотов.
/>.
При t=40oC, определяем кинематическую вязкость К=34мм2/с. По кинематической вязкости назначаем масло И-Г-А-32.
Для смазывания упругой муфты используется ПСМ Литол-24, такой же материал используется для смазки подшипников приводного вала.
10. Расчет муфт
Для соединения входного вала редуктора с волом электродвигателя назначаем компенсирующую зубчатую муфту с неметаллической обоймой ГОСТ 5006-83.
Для соединения выходного вала редуктора с валом электродвигателя используем упруго-предохранительную муфту со стальными стержнями и с разрушающимся элементом.
10.1 Подбор и проверочный расчет упругой муфты
Вращающий момент нагружающий муфту в приводе:
/>,
где К— коэффициент режима работы.
При спокойной работе и небольших разгоняемых массах />.
Принимаем />, тогда />.
Муфта будет с переменной жесткостью.
При проектировании муфты принимаем:
/>. Принимаем />.
Диаметр самой муфты />.Принимаем />.
/>, S– расстояние от средней плоскости муфты до точки начала контакта стержня с полумуфтой при отсутствии нагрузки. Принимаем />.
/>— длина стержня.
Диаметр стержней:
/>,
где Е– модуль упругости стали, Е=2,15.105МПа;
/>, где а— расстояние от средней плоскости муфты до точки начала контакта стержня с полумуфтой при передаче нагрузки. Т.к. муфта с переменной жесткостью, то />;
/> — угол относительного поворота полумуфт.
Выбираем материал стержней – 65С2ВА,допускаемое напряжение которой />.
/> />.
Из ряда номинальных линейных размеров выбираем диаметр стержней />. продолжение
--PAGE_BREAK--
Число стержней:
/>,
принимаем />.
Радиус кривизны гнезда в осевом сечении:
/>.
10.2 Расчет и конструирование предохранительной муфты
При расчете предохранительной муфты во избежание случайных выключений за расчетный вращающий момент принимаем: />.
Диаметр штифта(предохранительного элемента):
/>,
где z– количество штифтов, принимаем z=2;
k– коэффициент неравномерности распределения нагрузок на штифт, при z=2k=1,2;
/> — диаметр окружности расположения штифтов;
/> — предел прочности штифта на срез, здесь />— предел прочности материала штифта на растяжение.
Выбираем материал штифта – Сталь 45, тогда />а />.
/> />, принимаем />.
В момент срабатывания (при перегрузке) штифт разрушается, и предохранительная муфта разъединяет кинематическую цепь.
Список использованных источников
М.Н. Иванов. Детали машин. М.: «Машиностроение», 1991.
П.Ф. Дунаев, О.П.Леликов – Конструирование узлов и деталей машин. М.: «Высшая школа», 1985.
Д.Н. Решетов – Детали машин. Атлас конструкций в двух частях. М.: «Машиностроение», 1992.
Тибанов В.П., Варламова Л.П. Методические указания к выполнению домашнего задания по разделу «Cоединения». М., МГТУ им. Н.Э. Баумана, 1999.