Проектированиегоризонтального цилиндрического редуктора
Введение
В данной работепроектируется горизонтальный цилиндрический редуктор. Закрытая передачакосозубая, зубья у колеса наклонены вправо. Открытая передача – клиноременная,ведомый шкив расположен на быстроходном валу и закреплен на нем стопорноймноголапчатой шайбой и круглой шлицевой гайкой. Передача вращающего момента на тихоходномвалу происходит за счет упругой муфты с торообразной оболочкой. В редукторе находитсядве пары шариковых однорядных подшипников, установленных по схеме враспор. На обоихвалах крышки подшипников (глухая и с жировыми канавками) врезные. Крышкакорпуса крепится к основанию с помощью болтов. Подшипники смазываютсяпластичными материалами. С внутренней стороны подшипниковых узлов полостиподшипников закрываются уплотнительными шайбами. Смазывание зацепления осуществляетсяжидким маслом картерным непроточным способом (окунанием). Масло заливают вредуктор через люк, который закрывается крышкой, а сливают – через специальное отверстие,закрываемое пробкой с цилиндрической резьбой. Для отслеживания уровня масла ккорпусу прикреплен круглый маслоуказатель. Предварительная сборка корпуса осуществляетсяс помощью штифтов. Для обеспечения разъединения крышки и основания, склеенных уплотняющимпокрытием, при разборке применяем отжимные винты, которые ставим в двухпротивоположных местах крышки корпуса.
1. Кинематическаясхема привода
/>
1. двигатель
2. клиноременная передача
3. цилиндрический редуктор
4. упругая муфта с торообразной оболочкой
5. ведущая звездочка конвейера
6. тяговая цепь
Исходные данные:
Тяговая сила цепи />
Скорость тяговой цепи />
Шаг тяговой цепи />
Число зубьев звездочки />
Срок службы привода /> лет
Валы:
В1 – двигателя, В2 – быстроходный редуктора,
В3. тихоходный редуктора, В4 – рабочей машины (тяговой цепи)
2. Выборэлектродвигателя. Кинематический и силовой расчет привода
2.1Определение номинальной мощности и номинальной частоты вращения двигателя
Мощностьдвигателя зависит от требуемой мощности рабочей машины, а его частота вращения– от частоты вращения приводного вала рабочей машины.
Исходныеданные:
/> – тяговая сила цепиконвейера,
/> – скорость цепи конвейера.
1. Определяемтребуемую мощность конвейера:
/>
2. ОпределяемКПД привода:
/>
где /> – КПД закрытой передачи(цилиндрический редуктор),
/> – КПД открытой передачи(клиноременная передача),
/> – КПД муфты,
/> – КПД подшипниковкачения (по кинематической схеме в редукторе две пары подшипников),
/> – КПД подшипниковскольжения (по схеме на приводном валу конвейера одна пара подшипников).
3. Находимтребуемую мощность двигателя:
/>.
Из условия /> по таблице диапазоновмощностей трехфазных асинхронных двигателей серии 4А (А.Е. Шейнблит«Курсовое проектирование деталей машин», таблица 2.1, стр. 41) выбираемближайшее к требуемой мощности двигателя значение номинальной мощности/>.
4. Позначению номинальной мощности /> выбираемчетыре варианта типа двигателя серии А4:Вариант Тип двигателя
Номинальная мощность /> Частота вращения, об/мин синхронная
При номинальном режиме /> 1 4АМ112МАУ3 2,2 750 700 2 4АМ100L6У3 2,2 1000 950 3 4АМ90L4У3 2,2 1500 1425 4 4АМ80В2У3 2,2 3000 2850
2.2Определение передаточного числа привода
Исходныеданные:
/> – скорость тяговой цепиконвейера,
/> – число зубьев звездочки,
/> – шаг тяговой цепи.
1. Определяемчастоту вращения приводного вала конвейера:
/> – диаметр барабана,
/>.
2. Находимпередаточное число привода для каждого варианта:
/>,
/>, />, />, />.
3. Передаточноечисло привода />.
Рекомендуемыезначения передаточных чисел для открытой ременной и закрытой цилиндрическойзубчатой передач соответственно:
/>, />.
Следовательно,передаточное число привода />.
В этотпромежуток попадают передаточные числа для первого и второго вариантовдвигателя. Из двух вариантов выбираем второй (/>,/>), так как первый вариант (/>; />) не рекомендуется дляприводов общего назначения.
Выбралидвигатель 4АМ100L6У3
4. Производимразбивку передаточного числа привода: />,/>
2.3 Кинематическийи силовой расчет привода
Индексом Бобозначены параметры быстроходного вала, Т – тихоходного, дв – двигателя, вых –конвейера.
1. Кинематическиехарактеристики:
Частотывращения:
/>,
/>,
/>,
/>.
Угловыескорости:
/>,
/>,
/>,
/>.
2. Силовыехарактеристики:
Мощности:
/>,
/>,
/>,
/>.
Вращающиемоменты:
/>,
/>,
/>,
/>.
Тип двигателя 4АМ100L6 У3 />; /> Параметр Передача Параметр Вал закрытая цилиндр. зубчатая открытая ременная двигателя редуктора тяговой цепи быстроходный тихоходный
Передаточное число /> 5,0 3,68
Расчетная мощность Р, кВт 1,69 1,64 1,59 1,54
Угловая скорость /> 99,48 27,03 5,41 5,41
КПД /> 0,97 0,97
Частота вращения п, об/мин 950 258,15 51,63 51,63
Вращающий момент Т, /> 16,98 60,91 293,96 285,2
3. Расчети конструирование открытой клиноременной передачи
3.1Проектный расчет клиноременной передачи
Данные,необходимые при расчете:
/> – передаточное числоременной передачи;
/>– номинальная мощностьдвигателя.
1. Пономограмме выбираем нормальное сечение ремня А, так как />, />.
2. Определяемминимально допустимый диаметр ведущего шкива />,так как />.
3. Вцелях повышения срока службы ремней применим ведущий шкив с расчетным диаметром/> на порядок выше,чем />.
4. Определяемдиаметр ведомого шкива:
/>,
где /> – коэффициент скольжения.
Полученноезначение округляем до ближайшего стандартного: />.
5. Определяемфактическое передаточное число и проверяем его отклонение от заданного />:
/>.
/>.
6. Определимориентировочное межосевое расстояние:
/>,
где />– высота сечения для клиновогоремня нормального сечения А.
7. Находимрасчетную длину ремня:
/>
Предварительныйрасчет показал, что для обеспечения угла обхвата ремнем ведущего шкива /> необходимо взять />, а не />, которое, которое ближе кполученному значению />.
8. Уточнимзначение межосевого расстояния по стандартной длине:
/>
/>.
9. Определяемугол обхвата ремнем ведущего шкива:
/>,
при этомвыполнено условие />.
10. Находимскорость ремня:
/>,
где /> – частота вращенияведущего шкива,
/> – допускаемая скоростьремня;
11. Определяемчастоту пробегов ремня:
/>,
где /> – допускаемая частотапробегов ремня.
12. Взависимости от типа ремня, его сечения, скорости />,м/с, и диаметра ведущего шкива />, мм,выбираем интерполированием (А.Е. Шейнблит «Курсовое проектирование деталеймашин», таблица 5.5, стр. 89) допускаемую приведенную мощность,передаваемую одним клиновым ремнем:/>.
Длядальнейших расчетов выбираем поправочные коэффициенты:
/> – коэффициент динамичностинагрузки и длительности работы (при нагрузке с умеренными колебаниями с учетомдвухсменной работы);
/> – коэффициент углаобхвата /> на меньшем шкиве;
/> – коэффициент влиянияотношения расчетной длины ремня /> кбазовой />, />;
/> – коэффициент числаремней в комплексе клиноременной передачи (при ожидаемом числе ремней />).
Определяемдопускаемую мощность, передаваемую одним клиновым ремнем:
/>
13. Определяемколичество клиновых ремней:
/>,
где />– номинальная мощностьдвигателя;
/>– допускаемая мощность,передаваемая ремнями.
Принимаемчисло ремней />.
14. Вычисляемсилу предварительного натяжения одного клинового ремня:
/>
15. Находимокружную силу, передаваемую комплектом клиновых ремней:
/>
16. Определяемсилы натяжения ведущей /> и ведомой /> ветвей одного клиновогоремня:
/>,
/>.
17. Находимсилу давления ремней на вал комплекса клиновых ремней:
/>.
3.2 Проверочныйрасчет клиноременной передачи
18. Проверимпрочность одного клинового ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущейветви />:
/>
а) Находимнапряжение растяжения в клиновом ремне:
/>,
где /> – площадь сечения ремня.
б) Находимнапряжения изгиба в клиновом ремне:
/>,
где /> – модуль продольнойупругости при изгибе для
прорезиненныхремней,
/> – высота сеченияклинового ремня,
/> – диаметр ведущегошкива.
в) Находимнапряжения от центробежных сил:
/>,
где /> – плотность материалаклинового ремня.
Определяеммаксимальные растягивающие напряжения в сечении ремня:
/>,
где /> – допускаемое напряжениярастяжения для клиновых ремней.
Такимобразом, условие прочности выполнено.Параметр Значение Параметр Значение Тип ремня Клиновой
Частота пробегов ремня/> 3,55 Сечение ремня А
Диаметр ведущего шкива />, мм 100
Количество ремней/> 4
Диаметр ведомого шкива/>, мм 355
Межосевое расстояние/>, мм 317
Максимальное напряжение/> 8,696
Длина ремня/> 1400
Предварительное натяжение /> 130,52
Угол обхвата малого шкива/> 134
Сила давления ремня
/> 961,15
3.3Конструирование ведомого шкива открытой передачи
Впроектируемой ременной передаче при окружной скорости /> шкив выполняют литым изчугуна СЧ15.
Необходимыедля нахождения параметров шкива данные (для клинового ремня нормального сеченияА – А.Е. Шейнблит «Курсовое проектирование деталей машин», табл. К40):
/>.
Расчетныйдиаметр шкива/>, число клиновых ремней />.
Размерышкива:
диаметр обода/>;
ширина обода />;
толщина обода/>, округлив по ряду Ra40, получим />;
толщина диска/>;
внутреннийдиаметр ступицы, равный диаметру 1-й ступени быстроходного вала, />;
наружныйдиаметр ступицы />, округлив поряду Ra40, получим />;
длина ступицы/>, округлив по ряду Ra40, получим />.
Так как />, то ступицу шкиваконструируем укороченной с одного торца обода.
4. Расчетпередачи редуктора
4.1 Выборматериала закрытой цилиндрической зубчатой передачи. Определение допускаемыхнапряжений
1. Выбортвердости, термообработки и материала колес передачи.
Материалзубчатой передачи и его характеристики выбираются в зависимости от расположениязубьев на ободе колес пары и номинальной мощности двигателя />. Материал выбираетсяодинаковый для шестерни и колеса, но для равномерного изнашивания зубьев илучшей их прирабатываемости твердость шестерни назначается больше твердостиколеса. При этом следует ориентироваться на дешевые марки стали.
Так какрассчитывается закрытая зубчатая передача с непрямыми зубьями со среднеймощностью />, то, учитывая вышеизложенные условия, выбираю для колеса и шестерни сталь 40Х. Термообработкаколеса и шестерни – улучшение.
Интервалтвердости зубьев:
шестерни />: 269…302 НВ
колеса />: 235…262 НВ.
Определяемсреднюю твердость зубьев шестерни:
/>НВ,
где /> — крайнее левое и правоезначение /> из интервала твердостейзубьев шестерни.
Находимсреднюю твердость зубьев колеса:
/> НВ,
где /> — крайнее левое и правоезначение /> из интервала твердостейзубьев колеса.
При этом надособлюсти необходимую разность средних твердостей зубьев, т.е. должно выполнятсяусловие />. При значениях />, /> разность />, следовательно, условиевыполняется.
Определяеммеханические характеристики стали шестерни:
/>, />, />.
Определяеммеханические характеристики стали колеса:
/>, />, />.
Предельныезначения размеров заготовки:
диаметршестерни/>,
толщина ободаили диска колеса/>.
2. Определениедопускаемых контактных напряжений.
Определяемкоэффициент долговечности для зубьев шестерни />:
/>,
где /> – число циклов переменынапряжений, полученное интерполированием по средней твердости шестерни />(А.Е. Шейнблит«Курсовое проектирование деталей машин», таблица 3.3., стр. 55),
/> — число циклов переменынапряжений за весь срок службы. Здесь /> –угловая скорость быстроходного вала,
/> – срок службы,
где />лет – срок службы привода,
/> – коэффициент годовогоиспользования,
/> – коэффициент суточногоиспользования).
/>лет,
/>циклов.
Так как />, то принимаем />.
Определяемкоэффициент долговечности для зубьев колеса />:
/>
где /> – число циклов переменынапряжений, полученное интерполированием по средней твердости колеса />(А.Е. Шейнблит«Курсовое проектирование деталей машин», таблица 3.3., стр. 55),
/>.
Здесь /> — угловая скоростьтихоходного вала.
/>.
Так как />, то принимаем />.
Находимдопускаемые контактные напряжения для шестерни/> иколеса />, соответствующие пределувыносливости при числе циклов перемены напряжений /> и/>:
/>,
/>.
Определяемдопускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни/> и колеса />:
/>,
/>.
Выбираемокончательное допускаемое контактное напряжение />,как меньшее из полученных значений для шестерни и колеса.
При этомвыполняется условие />.
3. Определениедопускаемых напряжений изгиба.
Определяемкоэффициент долговечности для зубьев шестерни />:
/>,
где /> – число циклов переменынапряжений для всех сталей, соответствующее пределу выносливости, /> циклов.
Так как />, то принимаем. />
Определяемкоэффициент долговечности для зубьев колеса />:
/>
/>.
Так как />, то принимаем />.
Находимдопускаемые напряжения изгиба для шестерни/> иколеса />, соответствующие пределувыносливости при числе циклов перемены напряжений/>:
/>,
/>.
Определяемдопускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни/> иколеса />:
/>,
/>.
Для расчетамодуля зацепления используют допускаемое напряжение/>,как меньшее из полученных значений для шестерни и колеса.
4.2Проектный расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи
1. Определяемглавный параметр – межосевое расстояние />:
/>,
где /> (для косозубых передач) –вспомогательный коэффициент,
/> (для шестерни в нестандартныхцилиндрических редукторах) – коэффициент ширины венца колеса, для расчета принимаем/>,
/> – передаточное числоредуктора,
/> — вращающий момент натихоходном валу,
/> — допускаемое контактноенапряжение,
/>(для прирабатывающихсязубьев) – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба.
/>
Округлив /> до стандартного значения,получаем />.
2. Определяеммодуль зацепления />:
/>,
где />(для косозубых передач) –вспомогательный коэффициент,
/> — делительный диаметр колеса,
/> – ширина венца колеса,
/> – допускаемое напряжениеизгиба материала колеса,
/> – вращающий момент натихоходном валу.
/>.
Округливзначение модуля зацепления /> вбольшую сторону до стандартного значения, в целях обеспечения угла наклоназубьев /> принимаем />.
Тогда уголнаклона зубьев для косозубой передачи будет равен:
/>.
3. Определяемсуммарное число зубьев шестерни и колеса:
/>.
Округлив /> в меньшую сторону доцелого числа, получаем значение суммарного числа зубьев />.
4. Уточнимдействительную величину угла наклона зубьев для косозубых передач:
/>.
5. Определяемчисло зубьев шестерни:
/>.
Округлив /> до ближайшего целогочисла, получаем значение числа зубьев шестерни />.Из условия уменьшения шума и отсутствия подрезания зубьев рекомендуется />, при найденном значении /> это условие выполняется.
6. Определяемчисло зубьев колеса:
/>.
7. Находимфактическое передаточное число:
/>.
Проверяемфактического передаточного числа от заданного />:
/>.
Нормапередаточного числа выполняется.
8. Определяемфактическое межосевое расстояние:
/>
9. Находимфактические основные геометрические параметры шестерни:
/> – делительный диаметр,
/> – диаметр вершин зубьев,
/> – диаметр впадин зубьев,
/> – ширина венца, округливдо целого стандартного значения по рядуRa40, получаем значение />.
10. Находимфактические основные геометрические параметры колеса:
/> – делительный диаметр,
/> – диаметр вершин зубьев,
/> – диаметр впадин зубьев,
/> – ширина венца, округливдо целого стандартного значения по рядуRa40, получаем значение />.
4.3 Силы взацеплении передачи редуктора
Исходныеданные: />, />, />, />.
Окружная сила/>,
радиальнаясила />,
осевая сила />.
Схема сил взацеплении
/>
4.4 Проверочныйрасчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи
4.4.1 Проверкапрочности передачи на выносливость
1. Провериммежосевое расстояние:
Полученноепри проектном расчете межосевое расстояние />,найдем значение /> через делительныедиаметры шестерни /> и колеса />:
/>.
Проверкасошлась, расчет выполнен верно.
2. Проверимпригодность заготовок колес.
Условиепригодности заготовок имеет вид: />, />, где /> — диаметр заготовкишестерни.
/> — толщина диска заготовкиколеса
Предельныезначения размеров заготовки: диаметр шестерни/>,толщина обода или диска колеса/>.
В результатеполучаем /> и />.
Проверкасходится, следовательно, заготовки колес пригодны.
3. Проверимконтактные напряжения (методику см. в учебном пособии А.Е. Шейнблит«Курсовое проектирование деталей машин», стр. 64–67):
/>,
где />(для косозубых передач) –вспомогательный коэффициент,
/> — окружная сила взацеплении (/> — вращающиймомент на тихоходном валу редуктора, />-делительный диаметр колеса):
/>,
/> — коэффициент,учитывающий распределение нагрузки между зубьями, определяется по графику взависимости от окружной скорости колес /> (/> – угловая скорость натихоходном валу редуктора): />.
Длянахождения /> принимаем значениеокружной скорости />, тогда />.
/>(для прирабатывающихсязубьев) – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба,
/> — коэффициент динамичностинагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности. Так какзубчатая передача косозубая цилиндрическая и окружная скорость /> меньше, то степеньточности 9. Следовательно, />.
/> — допускаемое контактноенапряжение.
/>.
Найдем недогрузкупередачи:
/>.
Так какдопускается недогрузка /> не более 10%, тоусловие будем считать выполненным.
4. Проверимнапряжения изгиба зубьев шестерни /> иколеса />:
/>
/>.
/> – модуль зацепления, /> – ширина зубчатого венцаколеса,
/> — окружная сила взацеплении,
/> — коэффициент,учитывающий распределение нагрузки между зубьями, зависящий от степени точностипередачи. Так как степень точности 9, то />.
/>(для прирабатывающихсязубьев) – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба,
/> — коэффициентдинамичности нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности.Так как зубчатая передача косозубая цилиндрическая и окружная скорость />, степень точности 9.Следовательно, />.
/> – коэффициенты формызуба шестерни и колеса, зависящие от эквивалентного числа зубьев шестерни /> и колеса />:
/>(/> – число зубьев шестерни, /> – угол наклона зубьев),тогда />,
/>(/> – число зубьев шестерни, /> – угол наклона зубьев),тогда />,
По значениям /> интерполированием (А.Е. Шейнблит«Курсовое проектирование деталей машин», таблица 4.4, стр. 67) получаем />.
/> – коэффициент, учитывающий наклон зуба,
/> – допускаемые напряженияизгиба шестерни и колеса.
В результатеполучаем:
/>
/>.
Припроверочном расчете /> получилисьзначительно меньше допускаемых значений, это допустимо, так как нагрузочнаяспособность большинства зубчатых передач ограничивается контактной прочностью,следовательно, условие прочности выполнено.
Следовательно,проектный расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи выполнен верно.
Проектный расчет Параметр Значение Шестерни (с индексом 1) Колеса (с индексом 2)
Межосевое расстояние /> 140
Модуль зацепления /> 2
Угол наклона зубьев /> 9,69632
Ширина зубчатого венца /> 48 45
Число зубьев /> 23 115
Диаметр делительной окружности/> 46,67 233,33
Диаметр окружности вершин/> 50,67 237,33
Диаметр окружности впадин /> 41,87 228,53 Проверочный расчет Параметр Допускаемые значения Расчетные значения
Контактные напряжения /> 514,3 476,64
Напряжения изгиба
/>
шестерни /> 294,065 97,62
колеса /> 255,955 106,15 /> /> /> /> /> />
4.4.2Проверка прочности передачи редуктора при перегрузках
Поверимвыполнение условия прочности передачи при перегрузках:
/>, />.
Исходныеданные
/> – расчетное контактныенапряжения, /> – расчетные напряженияизгиба на колесе, /> – расчетныенапряжения изгиба на шестерне, /> – пределтекучести для стали шестерни, /> – пределтекучести для стали колеса,/> [Дунаевтабл. 24.9., с. 417] – коэффициент перегрузки (/> — максимальный вращающиймомент, /> — номинальный вращающий момент).
Расчет:
/>,
/>, />,
/>,
/>,
/>.
Следовательно,условия прочности выполняются.
5. Проектныйрасчет и конструирование валов, предварительный выбор подшипников качения
5.1 Проектныйрасчет и конструирование валов
1. Выборматериала валов.
В качествематериала валов (как быстроходного, так и тихоходного) применим марку стал 45со следующими характеристиками: />, />, />.
2. Выбордопускаемых напряжений на кручение.
Проектныйрасчет валов выполняется по напряжениям кручения (как при чистом кручении), т.е.при этом не учитывают напряжения изгиба, концентрации напряжений и переменностьнапряжений во времени. Поэтому для компенсации приближенности этого метода расчетадопускаемые напряжения на кручение применяют заниженными: />. Так как для быстроходныхвалов используют меньшие значения />, а длятихоходных – большие, то для дальнейшего расчета быстроходного вала принимаем />, для тихоходного – />.
3. Определениегеометрических параметров ступеней валов.
Редукторныйвал представляет собой ступенчатое цилиндрическое тело, количество и размеры ступенейкоторого зависят от количества и размеров установленных на вал деталей.Проектный расчет ставит целью определить ориентировочно геометрические размерыкаждой ступени вала: ее диаметр /> и длину/>.
Определениегеометрических параметров ступеней тихоходного вала-шестерни цилиндрического.
/>
1-яступеньпод элемент открытой передачи (шкив клиноременной передачи):
диаметрступени />,
где /> – крутящий момент, равныйвращающему моменту на валу,
/> — допускаемое напряжениена кручение, следовательно, />,округлив до ближайшего стандартного значения, получаем />;
длина ступени/>, округлив до ближайшегостандартного значения, получаем />,
размер фаски />, определяемый в зависимостиот диаметра />.
Вал конструируемконическим. Для крепления шкива на валу имеется участок с резьбой /> (А.Е. Шейнблит«Курсовое проектирование деталей машин», табл. 10.9, стр. 189). Длякрепления шкива на валу используем круглую шлицевую гайку /> с параметрами:
/>.
Для фиксациииспользуем стопорную многолапчатую шайбу /> спараметрами:
/>.
2-яступеньпод уплотнение крышки с отверстием и подшипник:
диаметрступени />, где /> — высота буртика,определяемая в зависимости от />,
/>, так как ступень подподшипник, то ее диаметр должен соответствовать внутреннему диаметруподшипника, т.е. при делении /> на 5должно получиться целое число, следовательно, />,что соответствует стандартному значению.
Длина ступени/>, округлив до ближайшегостандартного значения, получаем />.
3-яступеньпод шестерню:
диаметрступени />, где /> — координата фаскиподшипника, определяемая в зависимости от />,
/>, округлив до ближайшегостандартного значения, получаем />, длинаступени определится графически на эскизной компоновке.
4-яступеньпод подшипник:
диаметрступени />,
длина ступени/>, где />для шариковых подшипниковлегкой серии с внутренним диаметром />.
Определениегеометрических параметров ступеней быстроходного вала цилиндрического.
/>
1-яступеньпод полумуфту:
диаметрступени />,
где /> – крутящий момент, равныйвращающему моменту на валу,
/> — допускаемое напряжениена кручение, следовательно, />,округлив до ближайшего стандартного значения, получаем />;
длина ступени/>, округлив до ближайшегостандартного значения, получаем />, размерфаски />, определяемый взависимости от диаметра />. Валконструируем коническим.
2-яступеньпод уплотнение крышки с отверстием и подшипник:
диаметрступени />, где /> — высота буртика,определяемая в зависимости от />,
/>, так как ступень под подшипник,то ее диаметр должен соответствовать внутреннему диаметру подшипника, т.е. приделении /> на 5 должно получитьсяцелое число, следовательно, />, чтосоответствует стандартному значению.
Длина ступени/>, округлив до ближайшегостандартного значения, получаем />, но,как показал предварительный расчет, достаточно вала длиной />.
3-яступеньпод колесо:
диаметрступени />, где /> — координата фаскиподшипника, определяемая в зависимости от />,
/>, округлив до ближайшегостандартного значения, получаем />, но,как показал предварительный расчет, необходимо выбрать вал с />.
Длина ступениопределится графически на эскизной компоновке.
4-яступеньпод подшипник:
диаметрступени />,
длина ступени/>, где />для шариковых подшипниковлегкой серии с внутренним диаметром />.
5.2 Предварительныйвыбор подшипников
Быстроходныйвал: так как передача цилиндрическая косозубая с межосевым расстоянием />, то выбираем радиальныешариковые однорядные подшипники легкой серии, установленные враспор (А.Е. Шейнблит«Курсовое проектирование деталей машин», таблица 7.2, стр. 115), но, какпоказал предварительный расчет, необходимо взять подшипник средней серии.
По таблицеК27. (А.Е. Шейнблит «Курсовое проектирование деталей машин», стр. 432)по величине диаметра /> выбираемшариковый однорядный подшипник 306 с геометрическими размерами: диаметрвнутреннего кольца />, диаметрнаружного кольца подшипника />, ширинашарикоподшипников />; динамической />и статической/> грузоподъемностью.
Тихоходныйвал: так как передача цилиндрическая косозубая с межосевым расстоянием />, то выбираем радиальныешариковые однорядные подшипники легкой серии, установленные враспор.
По таблицеК27. (А.Е. Шейнблит «Курсовое проектирование деталей машин», стр. 432)по величине диаметра /> выбираемшариковый однорядный подшипник 209 с геометрическими размерами: диаметрвнутреннего кольца />, диаметрнаружного кольца подшипника />, ширинашарикоподшипников />; динамической />и статической/> грузоподъемностью.
6. Компоновкаредуктора
6.1 Конструированиезубчатого колеса
Конструируемзубчатое колесо с выступающей в обе стороны ступицей. Заготовку колеса получаютсвободной ковкой с последующей токарной обработкой.
Основныегеометрические параметры колеса:
/> – делительный диаметр,
/> – диаметр вершин зубьев,
/> – диаметр впадин зубьев,
/> – ширина венца,
/> – модуль зацепления
/> – диаметр третьейступени тихоходного вала.
Размерызубчатого колеса:
диаметр обода/>,
толщина обода/>,
ширина обода />,
фаска обода />,
внутреннийдиаметр ступицы, равный диаметру третьей ступени тихоходного вала />,
наружныйдиаметр ступицы />,
толщинаступицы />,
длина ступицы/>,
фаска ступицы/>,
толщина диска/>, но, так как необходимочтобы />, то возьмем />.
На торцахзубьев выполняем фаски размером />,округлив до стандартного значения, получаем />.
Радиусзакруглений />.
6.2 Конструированиеподшипниковых узлов
6.2.1 Внутренняяконструкция подшипников
Геометрическиеразмеры подшипников 306 быстроходного вала: диаметр внутреннего кольца />, диаметр наружного кольцаподшипника />, ширина шарикоподшипников />.
Определимследующие параметры: диаметр окружности, проходящей через центр тел качения />,
диаметр телкачения />,
толщина колецподшипника />.
Геометрическиеразмеры подшипников 209 тихоходного вала: диаметр внутреннего кольца />, диаметр наружного кольцаподшипника />, ширина шарикоподшипников />.
Определимследующие параметры: диаметр окружности, проходящей через центр тел качения />,
диаметр телкачения />,
толщина колецподшипника />.
6.2.2 Крышкиподшипниковых узлов
Дляподшипников быстроходного вала выбираем врезную глухую крышку и врезную крышкус жировыми канавками со следующими параметрами (А.Е. Шейнблит «Курсовоепроектирование деталей машин», табл. К18):
/>Для подшипниковтихоходного вала выбираем врезную глухую крышку и врезную крышку с жировымиканавками со следующими параметрами:
/>
Регулировкаподшипников производится установкой компенсаторных колец между наружным кольцомподшипника и глухой крышкой. При этом между торцом наружного кольца подшипникаи крышки с отверстием оставляют зазор для компенсации тепловых деформаций />. На сборочном чертеже этотзазор ввиду его незначительности не показан.
6.3 Конструированиекорпуса редуктора
Габаритныеразмеры корпуса определяются размерами расположенной в корпусе редукторной парыи кинематической схемой редуктора.
Толщинастенок корпуса и ребер жесткости:
/>, где /> – вращающий момент натихоходном валу.
/>, округлив, получим />.
6.3.1 Фланцевыесоединения
Крепежныеболты фланцев определили по табл. 10.17 (Шейнблит А.Е. «Курсовоепроектирование деталей машин», стр. 233) в зависимости от межосевогорасстояния редуктора />.
1. Фундаментныйфланец основания корпуса.
Предназначен для крепления редуктора к фундаментной раме (плите).Опорная поверхность фланца выполняется в виде двух длинных параллельнорасположенных платиков. Длина опорной поверхности платиков />, ширина />; высота />.
Места крепления болтов располагают на возможно большем (но впределах корпуса) расстоянии друг от друга />. Проектируемый редукторкрепится к раме (плите) четырьмя болтами, расположенными в нишах корпуса.
Используемболты М14 с размерами:
/>, /> зависят от толщины плиты.
Конструктивныеэлементы фланца:
/> – ширина,
/> – координаты осиотверстия под болт,
/> – диаметр и глубинацековки под болты,
/> – диаметр отверстия подболт.
2. Фланецподшипниковой бобышки крышки и основания корпуса.
Предназначен для соединения крышки и основания разъемных корпусов.Высота фланца />.
Подшипниковые стяжные болты ставят ближе к отверстию под подшипниктак, чтобы расстояние между стенками отверстия диаметром d02и отверстия диаметром Doпод выступ крышки было неменее 3…5 мм при установке врезной крышки. Болт, расположенный междуотверстиями под подшипники, помещаем посередине между этими отверстиями.
Установим по3 болта М12с каждой стороны. Размеры болтов (Шейнблит А.Е. «Курсовое проектированиедеталей машин», табл. К2, стр. 398):
/>
Конструктивныеэлементы фланца:
/> – ширина,
/> – координаты осиотверстия под болт,
/> — диаметр и глубинацековки под болт,
/> – диаметр отверстия подболт.
3. Соединительныйфланец крышки и основания корпуса.
Установим два соединительных болта на уровне подшипниковых болтов.
Используемболты М10 с размерами (Шейнблит А.Е. «Курсовое проектированиедеталей машин», табл. К2, стр. 398):
/>
Конструктивныеэлементы фланца:
/> – ширина,
/> – координаты осиотверстия под болт,
/> – диаметр и глубинацековки под болт,
/> – диаметр отверстия подболт.
4. Фланецдля крышки подшипникового узла.
Ширинарасточки под врезные крышки тихоходного вала />,быстроходного – />.
5. Фланецдля крышки смотрового люка.
Размерысторон фланца, количество винтов и расстояние между ними устанавливают конструктивнов зависимости от места расположения окна и размеров крышки; высота фланца />.
Используемвинт М6 с полукруглой головкой (Шейнблит А.Е. «Курсовое проектированиедеталей машин», табл. К4, стр. 400):
/>
Конструктивныеэлементы фланца:
/> – ширина,
/> – координаты осиотверстия под винт,
/> — диаметр и глубинаотверстия под головку винта, />-диаметр отверстия под винт.
6. Опорныеплатики
Дляприкрепления к корпусу сливной пробки, маслоуказателя на крышке и основаниикорпуса предусмотрены опорные платики (фланцы). Размеры сторон платиков должныбыть на величину /> больше размеровопорных поверхностей прикрепляемых деталей. Высота платика />.
6.3.2Детали и элементы корпуса редуктора
1. Смотровойлюк
На верхнейкрышке корпуса располагаем люк прямоугольной формы максимально возможныхразмеров. Люк закрываем стальной крышкой из листов толщиной />. Для того, чтобы внутрькорпуса не засасывалась пыль, под крышку ставим полосы из резины толщиной 2 мм.
2.Установочные штифты
Устанавливаемдва фиксирующих штифта на как возможно большем расстоянии друг от друга.Диаметр штифта />, где /> – диаметр соединительноговинта, тогда />.
Параметрыштифта конического с внутренней резьбой (Шейнблит А.Е. «Курсовоепроектирование деталей машин», табл. К45, стр. 451):
/>.
3.Отжимные винты
Диаметротжимных винтов /> принимаем равнымдиаметру /> соединительных болтов.
Параметрыотжимных винтов (Шейнблит А.Е. «Курсовое проектирование деталей машин»,табл. К5, стр. 401):
/>
4. Проушины
Конструируемпроушину в виде ребра с отверстием.
Размеры проушины:
/> — толщина стенки корпуса, /> — диаметр отверстия, /> — радиус закругленияпроушины, /> — толщина.
5. Отверстия под маслоуказатель и сливную пробку
Форма и размеры отверстий зависят от типа выбранных маслоуказателяи сливной пробки.
Дно делаем с уклоном 1…20в сторону отверстия подсливную пробку. У самого отверстия в отливке основания корпуса выполняемместное углубление для стока масла и отстоявшейся грязи.
6.4 Смазывание.Смазочные устройства
1. Смазываниезубчатого зацепления
Осуществляетсяжидким маслом картерным непроточным способом (окунанием).
Сортсмазочного масла для зубчатой передачи И-Г-А-68, так как />, />.
Объеммасляной ванны равен 2 л из расчета 0,6 л на 1кВт передаваемоймощности.
Уровеньмасла: />, где /> — модуль зацепления, /> — делительный диаметрколеса, следовательно, />.
Контрольуровня масла осуществляется круглым маслоуказателем с параметрами />. Маслоуказатель крепитсявинтами /> к основанию корпуса.
Для сменымасла в корпусе предусматривается сливное отверстие, закрываемое пробкой сцилиндрической резьбой. Параметры пробки:/>,
/>, />.
2. Смазываниеподшипниковосуществляется пластичными материалами, так как окружная скорость />. Во избежание вымыванияпластичного смазочного материала жидким, применяемым для смазывания зацепления,подшипниковые узлы изолируем от внутренней полости редуктора стальными шайбами.Размеры шайб: на быстроходном валу – />; натихоходном валу – />.
7. Подбори расчет муфт
1.Определение расчетного момента и выбор муфт.
Длясоединения выходных концов тихоходного вала и приводного вала рабочей машины (тяговойцепи) применена муфта с торообразной оболочкой. Эта муфта проста по конструкциии обладает высокой податливостью, что позволяет применять ее в конструкциях,где трудно обеспечить соосность валов, при переменных ударных нагрузках, атакже при значительных кратковременных перегрузках.
Основнойхарактеристикой для выбора муфты является номинальный вращающий момент />, установленный стандартом.Муфты выбираются по большему диаметру концов соединяемых валов и расчетномумоменту />, который должен быть впределах номинального: />, где /> — коэффициент режиманагрузки, для скребкового конвейера />, длярасчета принимаем />, /> – вращающий момент натихоходном валу редуктора, />-номинальный момент.
/>.
Для тогочтобы /> был в пределахноминального, в качестве номинального момента выбираем />, которому соответствуетупругая муфта с торообразной оболочкой со следующими параметрами: коническоеотверстие диаметром />, длиной />; габаритные размеры />, />; смещение радиальное />, угловое />, осевое />.
Материалполумуфт – сталь Ст3 (ГОСТ 380–88), материал упругой оболочки – резина спределом прочности при разрыве не менее10Н/мм 2. припредельно допустимых для муфты смещениях радиальная сила и изгибающий момент отнее не велики, поэтому при расчете валов и их опор этими нагрузками можнопренебречь.
8. Расчетвалов на прочность
8.1 Расчетнаясхема валов
Определениереакций в опорах подшипников и построение эпюр изгибающих и крутящих моментов(быстроходный вал).
Дано: />, />, />, />,
/>, />, />.
1.Вертикальная плоскость:
а) Определяемопорные реакции, Н:
/>,
/>/>,
/>Проверка:/>.
б) Строимэпюру изгибающих моментов относительно оси X, />:
/>
2.Горизонтальная плоскость:
а) Определяемопорные реакции, Н:
/>
б) Строимэпюру изгибающих моментов относительно оси Y в характерных сечениях1…3, />:
/>.
3. Строимэпюру крутящих моментов:
/>.
4. Определяемсуммарные радиальные реакции:
/>,
/>.
5. Определяемсуммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях, />:
/>,
/>.
/>
Определениереакций в опорах подшипников и построение эпюр изгибающих и крутящих моментов(тихоходный вал).
Дано: />, />, />, />,
/>, />, />.
1.Вертикальная плоскость:
а) Определяемопорные реакции, Н:
/>,
/>
/>,
/>.
Проверка:/>.
б) Строимэпюру изгибающих моментов относительно оси X, />:
/>
2.Горизонтальная плоскость:
а) Определяемопорные реакции, Н:
/>
б) Строимэпюру изгибающих моментов относительно оси Y в характерных сечениях2…4, />:
/>.
3. Строимэпюру крутящих моментов:
/>.
4. Определяемсуммарные радиальные реакции:
/>,
/>.
5. Определяемсуммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях, />:
/>.
/>
8.2 Расчетвалов на усталостную прочность
Цель расчета– определить коэффициенты запаса прочности в опасных сечениях вала и сравнитьих с допускаемыми: />. Методикарасчета описана в учебном пособии Шейнблит А.Е., «Курсовое проектированиедеталей машин», стр. 267–273.
1. Расчетбыстроходного вала на усталостную прочность
На валу дваопасных сечения при суммарных изгибающих моментах в сечении 2-й ступени />, 3-й -/>.
1) Опасноесечение 2-й ступени под подшипником опоры, смежной с консольной нагрузкой.
Опасноесечение 2-й ступени определяют два концентратора напряжений – посадкаподшипника с натягом и ступенчатый переход галтелью /> (т. к./>) между 2-й и 3-й ступеньюс буртиком />, где />, /> — диаметр 3-й ступени вала,/>.
Определяемнапряжения в сечении.
а) Нормальныенапряжения: />, где />/> — суммарный изгибающиймомент во 2-м сечении, />-осевой момент сопротивления сечения вала, следовательно, />.
б)Касательные напряжения:
/>, где />-полярный момент инерции сопротивления сечения вала,/>-крутящий момент,
/>.
Определяемкоэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений, учитывая, что валбез поверхностного упрочнения:
/>, />,
где /> — эффективные коэффициентыконцентрации напряжений, />-коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения, /> — коэффициент влиянияшероховатости.
Дляступенчатого перехода галтелью />, />(так как />, />, />), />, тогда />, а />.
Для посадкиподшипника с натягом />, а />.
Так как />>/> и />>/>, то для дальнейшегорасчета будем использовать наибольшие значения отношений />, а />.
/>(/>, вид механическойобработки – шлифование),
/>, />.
Определяемпределы выносливости:
/>, />,
где />и /> — пределы выносливостигладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения.
/>, />.
Определяемкоэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:
/>; />.
Определяемобщий коэффициент запаса прочности в опасном сечении:
/>.
2) Опасноесечение 3-й ступени под шестерней.
Концентраторнапряжений (так как />) – ступенчатыйпереход галтелью /> (т. к. />) между диаметром впадиншестерни />и диаметром ступени /> с буртиком />.
Определяемнапряжения в сечении.
а) Нормальныенапряжения: />, где />/>-суммарный изгибающий момент во 2-м сечении, /> — осевой моментсопротивления сечения вала, следовательно,
/>.
б)Касательные напряжения:
/>, где />-полярный момент инерции сопротивления сечения вала,/>-крутящий момент,
/>.
Коэффициентыконцентрации нормальных и касательных напряжений:
/>; />
/>, />(так как />, />, />), />,
/>(/>, вид механическойобработки – обточка),
/>; />.
/>, />,
где />и />.
Определяемкоэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:
/>; />.
Определяемобщий коэффициент запаса прочности в опасном сечении:
/>.
2. Расчеттихоходного вала на усталостную прочность
На валу одноопасное сечение 3-й ступени с суммарным изгибающим моментом />.
Концентрациюнапряжений 3-й ступени определяет шпоночный паз.
Определяемнапряжения в сечении.
а) Нормальныенапряжения: />, где />/>-суммарный изгибающий момент во 2-м сечении, /> — осевой моментсопротивления сечения вала (/>-диаметрступени,/>,/> — параметры шпонки),
/>,
следовательно,/>.
б)Касательные напряжения:
/>, где /> — полярный момент инерциисопротивления сечения вала,/>-крутящий момент,
/>.
Определяемкоэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений, учитывая, что валбез поверхностного упрочнения:
/>, />,
где /> — эффективные коэффициентыконцентрации напряжений, />-коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения, /> (/>, вид механическойобработки – обточка) – коэффициент влияния шероховатости.
/>(для шпоночных пазов,выполненных концевой фрезой).
/>, />.
Определяемпределы выносливости:
/>, />,
где />и />.
/>, />.
Определяемкоэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:
/>; />.
Определяемобщий коэффициент запаса прочности в опасном сечении:
/>.
8.3 Расчетвалов на прочность при перегрузках
Цельрасчета: предупреждениепластических деформаций и разрушений с учетом кратковременных перегрузок(например, пусковых).
Эквивалентноенапряжение:
/>, где />, />;
/>, /> — предел текучести;
/> — изгибающий и крутящий моменты в опасномсечении при перегрузке;
/> — коэффициент перегрузки; /> — максимальный вращающиймомент, /> — номинальный вращающий момент; /> [Дунаев таб. 24.9., с. 417]
1. Расчет быстроходного валана прочность при перегрузках.
/>, />, />, />; />;
/>; />
/>; />;
/>;
/>;/>
/>условия прочностивыполнены.
2. Расчет тихоходного валана прочность при перегрузках.
/>; />, />;
/>
/>;
/>;
/>;
/>условия прочностивыполнены.
9. Проверочныйрасчет подшипников
9.1 Схемынагружения подшипников
Схеманагружения подшипников быстроходного вала
/>
Схеманагружения подшипников тихоходного вала
/>
9.2 Расчетподшипников по динамической грузоподъемности
Расчетосуществляется по методике, описанной в учебном пособии А.Е. Шейнблита«Курсовое проектирование деталей машин», задача 9, стр. 140–149.Пригодность подшипников определяется сопоставлением расчетной динамической грузоподъемности/> с базовой /> или базовой долговечности /> с требуемой /> по условиям:/>, />
Проверимпригодность шариковых радиальных однорядных подшипников 306 быстроходного вала.Исходные данные:
/> – частота вращениякольца подшипника,
/> – осевая сила взацеплении,
/>, /> – реакции в подшипниках.
Характеристикаподшипников:
/> – базовая динамическаягрузоподъемность,
/> – статическаягрузоподъемность,
/> – коэффициент радиальнойнагрузки,
/> – коэффициент вращения(при вращающемся внутреннем кольце подшипника),
/> – коэффициентбезопасности (при нагрузке с умеренными толчками и вибрациями скратковременными перегрузками до 150% от расчетной нагрузки),
/> – температурныйкоэффициент (при рабочей температуре подшипника до />),
/> — коэффициент надежности(при безотказной работе подшипников />),
/> – коэффициент,учитывающий влияние качества подшипника и качества его эксплуатации (дляшариковых подшипников при обычных условиях работы).
Требуемаядолговечность подшипника />.Подшипники установлены по схеме враспор.
а) Определяемотношение />, где />.
б) Определяемотношение /> и по таблице 9.2. (А.Е. Шейнблит«Курсовое проектирование деталей машин», стр. 145) находим интерполированиемкоэффициент влияния осевого нагружения /> икоэффициент осевой нагрузки />.
в) Посоотношению /> выбираем формулуи определяем эквивалентную динамическую нагрузку наиболее нагруженногоподшипника:
/>.
г) Определяемдинамическую грузоподъемность (/> – показательстепени для шариковых подшипников):
/>,
Таким образом,базовая грузоподъемность /> достаточна,следовательно, подшипник пригоден.
д) Определяемдолговечность подшипника:
/>.
Следовательно,с точки зрения обеспечения расчетной долговечности такое решение приемлемо.
Проверимпригодность шариковых радиальных однорядных подшипников 209 тихоходного вала.Исходные данные:
/> – частота вращениякольца подшипника,
/> – осевая сила взацеплении,
/>,/> – реакции в подшипниках.
Характеристикаподшипников:
/> – базовая динамическаягрузоподъемность,
/> – статическаягрузоподъемность
/> – коэффициент радиальнойнагрузки,
/> – коэффициент вращения(при вращающемся внутреннем кольце подшипника),
/> – коэффициент безопасности(при нагрузке с умеренными толчками и вибрациями с кратковременнымиперегрузками до 150% от расчетной нагрузки),
/> – температурныйкоэффициент (при рабочей температуре подшипника до />),
/> — коэффициент надежности(при безотказной работе подшипников />),
/> – коэффициент,учитывающий влияние качества подшипника и качества его эксплуатации (дляшариковых подшипников при обычных условиях работы).
Требуемаядолговечность подшипника />.Подшипники установлены по схеме враспор.
а) Определяемотношение />, где />.
б) Определяемотношение /> и по таблице 9.2. (А.Е. Шейнблит«Курсовое проектирование деталей машин», стр. 145) находиминтерполированием коэффициент влияния осевого нагружения /> и коэффициент осевойнагрузки />.
в) По соотношению/> выбираем формулу иопределяем эквивалентную динамическую нагрузку наиболее нагруженногоподшипника:
/>.
г) Определяемдинамическую грузоподъемность (/> – показательстепени для шариковых подшипников):
/>,
Такимобразом, базовая грузоподъемность /> достаточна,следовательно, подшипник пригоден.
д) Определяемдолговечность подшипника:
/>.
Следовательно,с точки зрения обеспечения расчетной долговечности такое решение приемлемо.
10. Расчётшпоночных соединений на смятие
Используемпризматические шпонки, изготовленные из чистотянутой стали с />(из стали 45). Длину шпонкивыбираем из стандартного ряда />(табл.13.15 Шейнблит А.Е. «Курсовое проектирование деталей машин») так, чтобыона была меньше длины ступицы насаживаемой детали на 5..10 мм. Сечениешпонки /> выбираем по величинесоответствующего диаметра ступени вала.
Призматическиешпонки, применяемые в проектируемых редукторах, проверяем на смятие. Условиепрочности: />, где /> – окружная сила нашестерне или колесе, Н; /> – площадьсмятия, />. Здесь /> – рабочая длина шпонки соскругленными торцами, мм (/> – полнаядлина шпонки, определенная на конструктивной компоновке); /> – стандартные размеры;/> – допускаемое напряжениена смятие, />.
Примем /> (при колебаниях нагрузки)
Шпонка длякрепления полумуфты:
Диаметр идлина соответствующей ступени тихоходного вала />,/>;
сечениешпонки />, />, фаска 0,5, />, />, длина шпонки />, />.
/>, />
/>
/>/>
Шпонка,крепящая полумуфту, пригодна.
Шпонка длякрепления зубчатого колеса закрытой передачи:
Диаметр идлина соответствующей ступени тихоходного вала />,/>,
сечениешпонки /> (ширину шпоночного паза b для удобства обработкипринимаем одинаковой для 1-й и 3-й ступеней исходя из меньшего диаметра –Шейнблит А.Е. «Курсовое проектирование деталей машин», стр. 192), />, фаска 0,5, />, />, длина шпонки />, />.
/>,/>
/>
/>
Шпонка,крепящая зубчатое колесо, пригодна.
Шпонка длякрепления шкива открытой передачи:
Диаметр идлина соответствующей ступени быстроходного вала />,/> сечение шпонки />, />, фаска 0,5 мм, />, />, длина шпонки />, />.
/>, />
/>
/>
Шпонка,крепящая шкив, пригодна.
Списоклитературы
1. Шейнблит А.Е.«Курсовое проектирование деталей машин». Калининград, 2003.
2. Дунаев П.Ф., Леликов О.П.«Конструирование узлов и деталей машин». М., 1998.