Оглавление
Техническое задание на проектирование
Введение
1. Кинематическийи силовой расчет
1.1 Выборгрузового каната, расчет полиспаста и грузового барабана
1.2 Выбор электродвигателя
1.3 Определениечастот вращения, вращающих моментов на валах
2. Расчетоткрытой ступени
2.1 Выбор материалов. Расчетдопустимых напряжений
2.2 Расчет модуля зацепления
2.3 Расчет геометрических размеровзубчатых колес
2.4 Расчет вспомогательных параметров
2.5 Расчет сил, действующих взацеплении
2.6 Проверочныйрасчет передачи
2.7 Схема приводас кинематическим анализом
3. Предварительныйрасчет валов редуктора
3.1 Ведущийвал
3.2 Ведомыйвал
4. Конструктивныеразмеры шестерни и колеса
5. Расчетзубчатых колес редуктора
6. Конструктивныеразмеры шестерни и колеса
7. Конструктивныеразмеры корпуса редуктора
8. Первыйэтап компоновки редуктора
9. Проверкадолговечности подшипника
10. Второйэтап компоновки редуктора
11. Проверкапрочности шпоночных соединений
12. Уточненныйрасчет валов
13. Посадкизубчатого колеса, шестерни и подшипников
14. Выборсорта масла
15. Сборкаредуктора
Списокиспользованной литературы
Техническое задание на проектирование
Спроектировать и рассчитать привод грузовой лебедки имеющейгрузоподъемность G = 4,9 тонны, скорость подъема груза V = 13,5 м/мин. Приводдвухступенчатый: первая ступень – закрытая (редуктор) цилиндрическая косозубая,вторая ступень – открытая, цилиндрическая прямозубая.
/>
Рисунок 1. Задание на проектирование.
Введение
Темой курсовой работы является расчет и проектированиередуктора общего назначения.
Цель данной работы состоит в том, чтобы научиться правильноприменять знания, полученные в процессе учебы, на практике.
В процессе выполнения данной работы решаются следующиезадачи:
расширение, углубление, закрепление и систематизациятеоретических знаний и применение этих знаний для ведения расчетов припроектировании;
развития навыков ведения самостоятельной творческойинженерной работы.
1. Кинематический исиловой расчет
1.1 Выбор грузового каната, расчет полиспаста и грузовогобарабана
Расчет наибольшего натяжения каната
/>
Кратность полиспаста принимаем равной iП = 2, кпдполиспаста ηП = 0,99 для блоков с подшипниками качения
S = 4900/(2*0,99) = 24747 Н
Расчет наименьшего допустимого разрывного усилия каната
/>,n = 5,5 для механизмов подъема груза, работающих в среднемрежиме.
SP = 5,5*24747 = 136108 Н
Выбор грузового каната
Выбираем канат типа ЛК-Р по ГОСТ 2688-90 с прочностьюпроволок σВ = 1960МПа. Выбранный канат имеет диаметр d = 15 мм и SP = 137000 = 137000Н.
Расчет минимального радиуса блока
/> e = 18, для механизмов подъема, работающих среднем режиме,/>
D = 18*15 = 270 мм
Расчет минимального диаметра грузового барабана
/>
Dб = 270*0,85 = 229,5 мм, принимаем Dб= 230 мм
Расчет частоты вращения грузового барабана
/>
ωб= (13,5*2/60)*(2000/(230+15)) = 3,67с-1
/>
nб = (30*3.67)/3.14 = 35 об/мин
Расчет мощности на барабане
/>
Рб = (10*4,9/2)*((230+15)/2000)*3,67 = 11кВт
1.2 Выбор электродвигателя
Расчет кпд привода
/>,
где η1 – кпд редуктора, η2 –кпд открытой ступени, ηМ – кпд муфты, ηПП – кпдпары подшипников.
ηОБЩ = 0,98*0,95*0,98*0,993 =0,885
Расчет требуемой мощности двигателя
/>
РЭ.Тр = 11/0,885 = 12,43кВт
Оценка максимальной частоты вращения двигателя. Выборэлектродвигателя.
/>
Принимаем: u1max = 5, u2max = 10,
nЭ.МАХ = 35*5*10 = 1750 об/мин
По каталогу (стр.390 [1]) выбираем электродвигатель. Исходяиз полученной максимальной частоты вращения, учитывая, что при запускедвигателя всегда необходимо иметь запас мощности, выбираю электродвигательасинхронный с короткозамкнутым ротором 4А160М6 с РНОМ = 15 кВт, nДВ= nc*(1-s) = 1000*(1-0.026) = 974 об/мин,dВАЛА = 48 мм.
uобщ = nдв/nб
u2 = uпр/up
uобщ = 974/35= 27,8
u2 = 27,8/4 = 6,95
1.3 Определениечастот вращения, вращающих моментов на валах
Расчет представлен в таблице 1.
Таблица №1.Наименование вала
n, мин-1
ω, с-1 P, кВт T, Н*м Быстроходный вал редуктора 974 101,5 12,4 122 Тихоходный вал редуктора 243,5 25,5 11 431,4 Вал барабана 35 3,67 11 2997
2. Расчет открытой ступени
редуктор грузовой канатполиспаст барабан
Расчет ведем по изгибу.
2.1 Выбор материалов. Расчет допустимых напряжений
Выбираем Сталь 45 ГОСТ 1050-88 улучшенную для шестерни иколеса, с твердостью по Бринеллю, соответственно:
НВ1 = 270
НВ2 = 240
/>,
где KHL коэффициент долговечности, равный 1, для долговечных передач.
Формула для расчета изгибных напряжений примет вид:
/>
Коэффициент запаса SF = 1,7 для кованных и штампованных зубчатых колес
[σ]F1 = (1,75*270)/1,7 = 278МПа
[σ]F2 = (1,75*240)/1,7 = 247 МПа
2.2 Расчет модуля зацепления
/>,
где kF– коэффициент нагрузки. Для консольного расположения шестерни kF = 1,7. принимаем z1 = 30, ψbm = 10, T1 – момент на тихоходном валу редуктора в Н*м, YF = 3,8 коэффициент формы для 30зубьев.
m = [3,8(2*431,4*1,7*103)/(30*10*278)]1/3= 4,06 мм. Найденное значение открытого модуля округляем до стандартногозначения m = 4,0 мм
2.3 Расчет геометрических размеров зубчатых колес
z2 = z1* u2 = 30*6,95 = 208,5 ≈ 209
d1 = Z1*m = 30*4,0 = 120 мм
d2 = Z2*m = 209*4,0 = 836 мм
da1 = d1 + 2m = 120 + 8 = 128 мм
da2 = d2 + 2m = 836 + 8 = 844 мм
df1 = d1 – 2,5m = 120 – 10 = 110 мм
df2 = d2 – 2,5m = 836 – 10 = 826 мм
b1 = b2 + 5 = 40 + 5 = 45мм
b2 = ψbm*m = 10*4 = 40мм
2.4 Расчет вспомогательных параметров
v = d1 * ω1/2000 = 120*25,5/2000 = 1,53 м/с
ψbd = b1/d1 = 45/120 = 0.375
2.5 Расчет сил, действующих взацеплении
Ft = 2000*T1/d1= 2000*431,4/120 = 7190 H
Fτ = Ft*tgα= 7190*tg20 = 2617 H
2.6 Проверочный расчет передачи
/>
YF2 = 3,6 (длязубчатых колес, выполненных без смещения, при z ≥ 100), Yβ – учитывает влияние угла наклона.
KF = KFα * KFβ * KFv – коэффициент нагрузки при расчетепо напряжениям изгиба.
KFα – коэффициент, учитывающий влияниепогрешностей изготовления шестерни и колеса, на распределение нагрузки междузубьями, для прямозубых колес KFα = 1.
KFβ – коэффициент, учитывающийнеравномерность распределения напряжений у основания зубьев по ширине зубчатоговенца, KFβ = 1,068 (таблица 3.7. [1]).
KFv – коэффициент динамической нагрузки,KFv = 1,25 (таблица 3.8. [1]).
KF = 1*1,068*1,25 = 1,335
Проверяю зубья по напряжениям изгиба:
σF2 = ((1,335*7190)/(35*4,03)) * 3.6 = 246,8 МПа
σF1 = 246,8*(3,8/3,6) = 260,5 МПа
2.6 Схема привода с кинематическиманализом
/>
Рисунок 2. Кинематический анализ
3. Предварительный расчет валов редуктора
Предварительный расчет проведем на кручение по пониженнымдопускаемым напряжениям.
3.1 Ведущий вал
Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении [tК] = 25 МПа определяем по формуле
/>
dB1 = ((16*122*103)/3,14*25)1/3 = 29,2мм.
Вал редуктора соединен с электродвигателем посредством муфты.Принимаем муфту типа МУВП по ГОСТ 21424-75 с расточками полумуфт под dДВ= 48мм и dB1 = 45 мм (муфты УВП могут соединятьвалы разных диаметров в пределах одного номинального момента, принимаю муфтуМУВП 8-710-45-2-48-2-У3), примем под подшипниками dП1 = 45 мм.Шестерню выполняем за одно целое с валом.
3.2 Ведомый вал
Диаметр выходного конца вала определяем при том жедопускаемом напряжении, что и ведущий, т.к. действуют те же силы и моменты,применяем то же допускаемое напряжение [tК]= 25 МПа.
/>
dB2 = ((16*431,4*10 3)/3.14*25) 1/3= 44,5 мм,
принимаем 45мм, диаметр вала под подшипниками принимаем
dП2 = 45мм, под зубчатым колесом dК2 =50мм.
Диаметры остальных участков валов назначаем исходя изконструктивных соображений при компоновке редуктора.
4. Конструктивные размеры шестерни и колеса
Шестерню выполняем для посадки на вал диаметром 45 мм, размерыее определены ранее: d1 = 120 мм, da1 = 128мм, df1= 110 мм, b1 = 45 мм, ширина ступицы шестерни 60 мм.
Колесо кованое d2 = 836 мм, da2 = 844 мм, df2= 826 мм, b2 = 40 мм.
5. Расчет зубчатых колес редуктора
Так как в задании нет особых требований в отношении габаритовпередачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками: дляшестерни – сталь 45, термическая обработка – улучшение, твердость НВ 230; дляколеса — сталь 45, термическая обработка улучшение, но твердость на 30 единицменьше – НВ 200.
Допускаемые контактные напряжения
/>,
где σНlimb – предел контактной выносливостипри базовом числе циклов.
Для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьевменее НВ 350 и термической обработкой (улучшением)
σНlimb = 2НВ + 70;
КHL – коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения большебазового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимаем КHL = 1, коэффициент безопасности [SH] = 1,10.
Для косозубых колес расчетное допускаемое контактноенапряжение определяется по формуле
/>;
для шестерни [σН1] = ((2НВ1+70)* КHL)/ [SH] = ((2*230+70)*1)/1,10=481,8 ≈482 МПа;
для колеса [σН2] = ((2НВ2+70)* КHL)/ [SH]=((2*200+70)*1)/1,10 = 427,3 ≈427 МПа.
Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение
[σН] = 0,45*(482+427) = 409,05 ≈ 409МПа.
Требуемое условие [σН] ≤ 1,23[σН2]выполняется.
Коэффициент КНβ принимаем, как для случаянесимметричного расположения колес, значение КНβ = 1,25, т.к. состороны зубчатого колеса открытой передачи действуют силы, вызывающиедополнительную деформацию ведомого вала и ухудшающие контакт зубьев.
Принимаем для косозубых колес коэффициент ширины венца помежосевому расстоянию ψba = b/aw = 0,4.
Межосевое расстояние из условий контактной выносливостиактивных поверхностей зубьев определяется по формуле:
/> мм,
ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66 аw= 200 мм (второй ряд).
Нормальный модуль зацепления принимаем по следующейрекомендации:
mn = (0.01¸0.02) аw =200(0.01¸0.02) = 2,0¸4,0 мм, по ГОСТ 9563-60*принимаем mn = 2,0 мм.
Примем предварительно угол наклона зубьев b = 10° и определим числа зубьев шестерни и колеса
/>.
Принимаем z1 = 39; тогда z2 = z1 * u = 39 * 4 = 156
Уточненное значение угла наклона зубьев
/> β = 12°50´
Основные размеры шестерни и колеса:
диаметры делительные:
/>
проверяем аw = (d1 + d2)/2 =(80+320)/2 = 200 мм;
диаметры вершин зубьев:
da1 = d1 + 2mn = 80 + 2*2 = 84 мм
da2 = d2 + 2mn = 320 + 2*2 = 324 мм
ширина колеса:
b2 = ψbaaw = 0.4*200 =80 мм,
ширина шестерни:
b1 = b2 + 5 = 80 + 5 = 85 мм,
определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:
ψbd = b1/d1 = 85/80 = 1.063.
Окружная скорость колес и степень точности передачи
/> м/с,
назначаем 8-ю степень точности и принимаем KHv = 1.0 ¸ 1.05 [1], значения остальныхкоэффициентов принимаем:
KHb = 1.04 (табл. 3.5[1]), KHα = 1.09 (табл. 3.4 [1]), KHv = 1,0 (табл. 3.6[1]), таким образом
KH = KHb KHα KHv =1.04*1.09*1.0 = 1.134
Проверяем контактные напряжения:
/>
Силы, действующие в зацеплении:
окружная
/>
радиальная
/>
осевая
Fa =Ft tgb = 3050*tg12°50´ = 695,10 Н
Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба
/>
Коэффициент нагрузки
KF = KFb *KFv,
по таблице 3.7 [1] при ψbd =1,063, твердости НВ ≤ 350 инесимметричном расположении зубчатых колес относительно опор KFb = 1,31. по таблице 3.8 KFv = 1.3. Таким образом, коэффициент KF = KFb *KFv = 1,31*1,3 =1,703; YF – коэффициент, учитывающий формузуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев zv у:
шестерни />
колеса />
YF1 = 3,61, YF2=3,60.
Допускаемое напряжение
/>.
По таблице 3.9 [1] для стали 45 улучшенной при твердости НВ ≤350 σ°Flimb = 1.8 HB.
Для шестерни σ°Flimb = 1,8*230 =415 МПа, для колесаσ°Flimb =1,8*200 = 360 МПа. [SF] = [SF]'[SF]" – коэффициент безопасности,где [SF]' = 1,75 (табл. 3.9[1]), [SF]" = 1 (для поковок иштамповок), следовательно, [SF] = 1,75*1 = 1,75.
Допускаемые напряжения:
для шестерни [σF1]= 415/1.75 = 237 МПа;
для колеса [σF2]= 360/1,75 = 206 МПа.
Дальнейший расчет будем вести для зубьев колеса, т.к. длянего данное отношение меньше.
Определяем значение коэффициентов Yb и KFα
Yb = 1-b°/140 = 1-12°50´/140 =0,908
KFα = [4+(εα – 1)(n-5)]/4εα
Для средних значений коэффициента торцового перекрытия εα = 1,5, и 8-й степени точности KFα =0,92.
Проверяем прочность зуба колеса
/>
Условие прочности выполнено.
6. Конструктивныеразмеры шестерни и колеса
Шестерню выполняем за одно целое с валом, ее размерыопределены ранее:
d1 = 80 мм
da1 = 84 мм
df1 = d1 – 2,5m = 80-2.5*2 = 75 мм
b1 = 85 мм.
Колесо кованное:
d2 = 320 мм
da2 = 324 мм
df2 = d2 – 2,5m = 320-2.5*2 = 315 мм
b2 = 80 мм.
Диаметр ступицы dст = 1.6dK2 = 1.6 * 50 = 80 мм; длину ступицы принимаем равнойширине зубчатого колеса lст = 80 мм; толщина обода δо= (2,5 ¸ 4)mn = (2,5 ¸ 4)*2,0 = 5 ¸ 8 мм, принимаем 10 мм; толщина дискаС = 0,3 b2 = 0,3*80 = 24 мм.
7. Конструктивные размеры корпуса редуктора
Толщина стенок корпуса и крышки: δ = 0,025 aw + 1 = 0,025*200 + 1 = 6 мм,принимаем δ = 8 мм; δ1 = 0,02 aw + 1= 5 мм, принимаем δ1= 8 мм.
Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:
Верхнего пояса корпуса и пояса крышки
b = 1.5δ = 1.5*8 =12мм; b1 = 1.5δ1 = 1,5*8 = 12мм;
нижнего пояса корпуса
р = 2,35 δ = 2,35*8 = 18,8мм, принимаем 20 мм.
Диаметр болтов: фундаментальных d1 = (0,03¸0,036) aw +12 = (6¸7,2)+12=18 ¸ 19,2мм; принимаем болты с резьбой М20;
крепящих крышку к корпусу у подшипников d2 = (0,7¸0,75) d1 = (0,7¸ 0,75)*20 = 14 ¸ 15мм, принимаем болты с резьбой М16;
соединяющих крышку с корпусом d3 = (0,5¸0,6) d1 = (0,5¸ 0,6)*20 = 10¸ 12мм, принимаем болты с резьбой М12.
8. Первый этапкомпоновки редуктора
Первый этап служит для приближенного определения положениязубчатых колес и шкива относительно опор для последующего определения опорныхреакций и подбора подшипников.
Компоновочный чертеж выполняется в одной проекции – разрез поосям валов при снятой верхней крышке редуктора.
Зазор между торцом шестерни или торцом ступицы и внутреннейстенкой корпуса А1 = 1,2 δ, зазор от окружности вершин зубьевколеса до внутренней стенки корпуса А = δ, расстояние между наружнымкольцом подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса А = δ, еслидиаметр окружности вершин зубьев шестерни окажется больше наружного диаметраподшипника, то расстояние А будем отмерять от шестерни.
Предварительно намечаю радиальные шарикоподшипники среднейсерии; габариты подшипников выбираю по диаметру вала в месте посадки подшипникаdП1 = 45 мм и dП2 = 45 мм
Таблица №2.Условное обозначение подшипника d D B Грузоподъемность, кН Размеры, мм С
С0 109 45 75 16 21,2 12,2 209 45 85 19 33,2 18,6
Для смазки подшипников будем применять консистентнуюпластичную смазку Литол — 24 по ГОСТ 21150-75, для предотвращения вытеканиясмазки внутрь корпуса и вымывания пластичного материала жидким маслом из зонызацепления устанавливаем мазеудерживающие кольца, их ширина определяетсяразмером у = 8 ¸ 12 мм.
Измерением определяю расстояние на ведущем валу l1 = 68 мм, и на ведомом l2 = 72 мм. Принимаю окончательно 72 мм.
Глубина гнезда для подшипника lГ ≈1.5B, для109 подшипника 24 мм, для 209 – 28,5 мм, принимаю lГ = 30 мм.
Толщину фланца Δ крышки подшипника принимаю примерноравной диаметру d0отверстия в крышке под крепящийболт, для принятых мною подшипников это 14 мм. Высоту головки болта принимаю0,7dб = 0,7*12 = 8,4 мм, зазор между головкой болта иступицей шестерни принимаю 10 мм. Измерением устанавливаю расстояние l3 = 78 мм.
9. Проверкадолговечности подшипника
/>
Рисунок 3. Расчётная схема ведущего вала
Ведущий вал. Из предыдущих расчетов имею Ft = 3050 H; Fr = 1138,57Н; Fα = 695,10 H из первого этапа компоновки l1 = 72мм.
Реакции опор:
в плоскости xz:
Rx1 = Rx2= Ft/2 = 3050/2 = 1525 H;
в плоскости yz:
/>
/>
Проверка: Ry1+ Ry2 – Fr = 762,37 + 376,20 – 1138,57 = 0
Суммарные реакции
/>;
/>.
Подбор подшипника буду производить по наиболее нагруженнойопоре 1.
Намечаю радиальные шариковые подшипники 109 (приложение П3[1]): d = 45 мм; D = 75 мм; B = 16мм; C = 21,2 кН; C0= 12,2 кН
Эквивалентная нагрузка
/>,
где Pr1=1704,94 Н – радиальная нагрузка; Ра = Fα = 695,1 Н – осевая нагрузка; V = 1 (вращается внутреннее кольцо);коэффициент безопасности для привода ленточных конвейеров Кσ =1 (табл.9.19 [1]), КТ = 1 (табл.9.20 [1]).
Отношение Fα/C0= 695,1/12200 = 0,057; этойвеличине соответствует е ≈ 0,26 (табл. 9.18 [1]).
Отношение Рɑ/Рr1 = 695,1/1704,94= 0,407 > e; Х = 0,56 и Y = 1,74
PЭ = (0,56*1*1704,94+1,74*695,1)*1*1 ≈ 2164,24 Н
Расчетная долговечность, млн. об
L = (C/PЭ)3 = (21,2*103/21,6424*102)3≈ 940 млн. об
Расчетная долговечность, час
Lh = L*106/60n = 940*106/60* 974 ≈ 16084 час, что большеустановленного ГОСТ 16162-85.
Ведомый вал: несет такие же нагрузки как и ведущий.
/>
Рисунок 4. Расчетная схема ведомого вала
Ft = 3050 H; Fr = 1138,57Н; Fα = 695,10 H; из первого этапа компоновки l2 = 72 мм, l3 = 78 мм. (Рис. 4)
Нагрузка на вал от открытой зубчатой передачи Ft =7190 H. Составляющие этой нагрузки Fвх = Fву = FТ = 2617 Н, так как передача прямозубая, из первого этапакомпоновки l2 = 72 мм, l3 = 78 мм.
Реакции опор:
в плоскости xz:
/>
Проверка: Rx3+ Rx4 –(Ft + FBX) = 107,46 + 5559,54 – (3050 + 2617)= 0.
в плоскости yz:
/>
Проверка: Ry3+ FBY –(Fr + Ry4) = 1214.49 + 2617 –(1138.57 + 2692.92)=0
Суммарные реакции:
/>
Подбор подшипника буду производить по более нагруженной опоре4.
Намечаю радиальные шариковые подшипники 209 (приложение П3[1]): d = 45 мм; D =85 мм; B = 19мм; C = 33,2 кН; C0= 18,6 кН
Эквивалентная нагрузка
/>,
где Pr4=6177,40 H – радиальная нагрузка; Ра= Fα = 695,10 H – осевая нагрузка;V = 1 (вращается внутреннее кольцо); коэффициент безопасности для приводаленточных конвейеров Кσ = 1 (табл.9.19 [1]), КТ = 1(табл.9.20 [1]).
Отношение Fα/C0= 695,10/18600 = 0,037; этойвеличине соответствует е ≈ 0,29.
Отношение Рɑ/Рr1 = 695,10/6177,40= 0,11
PЭ = (1*1*6177,40)*1*1 ≈ 6177,40 Н
Расчетная долговечность, млн. об
L = (C/PЭ)3 = (33,2*103/61,7740*102)3≈ 155 млн. об
Расчетная долговечность, час
Lh = L*106/60n = 155*106/60*243,5 ≈ 10609 час, что больше установленногоГОСТ 16162-85.
При соответствующем соблюдении ПТЭ, контроле качества иколичества смазки, снятии ВАХ и выполнении рекомендаций со стороны завода –изготовителя подшипников, данные подшипники могут проработать дольше.
Для зубчатых редукторов ресурс работы подшипников можетпревышать 36000 час (таков ресурс самого редуктора), но не должен быть меньше10000 час (минимально допустимая долговечность подшипника).
10. Второй этапкомпоновки редуктора
Вычерчиваю шестерню и колесо по конструктивным размерам,найденным ранее. Шестерню выполняю за одно целое с валом.
Конструирую узел ведущего вала:
а) наношу осевые линии, удаленные от середины редуктора нарасстояние l1. Использую эти линии для вычерчивания в разрезеподшипников качения (при этом использую правила упрощения, определенные ГОСТ2.305-68);
б) между торцами подшипников и внутренней поверхностью стенкикорпуса вычерчиваю мазеудерживающие кольца. Их торцы должны выступать внутрькорпуса на 1 ¸ 2 мм отвнутренней стенки, в этом случае, эти кольца будут играть роль еще имаслоотбрасывающих колец. Для уменьшения числа ступеней вала кольцаустанавливаем на тот же диаметр, что и подшипники (Ç 40 мм). Фиксация их в осевомнаправлении осуществляется заплечиками вала и торцами внутренних колецподшипников;
в) вычерчиваю крышки подшипников с уплотнительнымипрокладками (s ≈ 1 мм) и болтами. Болт условнопомещается в плоскость чертежа.
Войлочные и фетровые уплотнения применяются в основном вузлах, заполненных консистентной смазкой, манжетные уплотнения могут применятьсякак с жидкой, так и с консистентной смазкой.
Длина присоединительного конца вала Ç 45 мм определяется длиной ступицымуфты. Для муфты МУВП 8-710-45-2-48-2-У3 ГОСТ 21424-75 l = 82 мм.
Аналогично конструирую узел ведомого вала, учитывая при этомследующие особенности:
а) для фиксации зубчатого колеса в осевом направлениипредусматривается утолщение вала с одной стороны и установка распорной втулки —с другой; место перехода вала от Ç 50 мм к Ç 45 мм смещается на 2 — 3 мм внутрьраспорной втулки с тем, чтобы гарантировать прижатие мазеудерживающего кольца кторцу втулки (а не к заплечику вала!);
б) отложив от середины редуктора расстояние l2, провожу осевые линии и вычерчиваю подшипники, приэтом оси подшипников ведущего и ведомого валов располагаю на одной прямой;
в) вычерчиваю мазеудерживающие кольца, крышки подшипников спрокладками и болтами;
г) откладываю расстояние l3 и вычерчиваю шестерню открытой передачи; ступица шестерниможет быть смещена в одну сторону для того, чтобы вал не выступал за пределыредуктора на большую длину.
д) от осевого перемещения шестерня фиксируется торцовымкреплением. Шайба прижимается к торцу ступицы одним болтом. Между шайбой иторцом вала предусматриваю зазор в 2 мм, для обеспечения натяга.
На ведущем и ведомом валу применяю призматические шпонки соскругленными торцами по ГОСТ 23360-78. Шпонки вычерчиваю из расчета, что ихдлины на 5 – 10 мм меньше длины ступицы.
11. Проверкапрочности шпоночных соединений
Выбираю шпонку призматическую со скругленными торцами по ГОСТ23360-78.
Материал шпонок – сталь 45, нормализованная. Напряжениесмятия и условие прочности определяются из выражения
/>
Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице [σсм]= 100 ¸ 120 МПа, при чугунной [σсм]= 50¸70 МПа
Ведущий вал: d = 38 45 мм; bхh = 14 x 9 мм; t1 = 5,5 мм, длина шпонки l = 70 мм (при длине ступицы полумуфты 82 мм); момент наведущем валу Т2 = 122*103 Н·мм
/>МПа
(материал полумуфт МУВП – чугун марки СЧ 20 ГОСТ 1420-85)
Ведомый вал: из двух шпонок – под зубчатым колесом и шестерней- более нагружена вторая (меньше диаметр вала и поэтому меньше размерыпоперечного сечения шпонки). Проверяем шпонку под шестерней: d = 45 мм; b x h = 14 x 9; t1 = 5,5 мм, длина шпонки l = 63 мм (ширина шестерни 30 мм, ступицы 70 мм); момент наведомом валу Т2 = 431,4*103Н·мм
/> МПа
шестерня выполняется из термообработанных углеродистыхсталей.
12. Уточненный расчет валов
Принимаю, что нормальные напряжения от изгиба изменяются посимметричному циклу, а касательные от кручения по пульсирующему.
Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запасапрочности s для опасных сечений и сравнении их стребуемыми (допускаемыми) значениями [s], прочность будет соблюдена при условии s³ [s].
Расчет производится для предположительно опасных сеченийкаждого из валов. Ведущий вал:
Материал вала тот же, что и для шестерни (выполнена заодно свалом), т.е. сталь 45, термическая обработка – улучшение.
При диаметре заготовки 90 ¸ 120 мм (da1= 84 мм) табл.3.3 [1] среднее значение σв = 730 МПа.
Предел выносливости при симметричном цикле изгиба
σ-1 ≈ 0,43σв = 0,43*730= 313,9 МПа.
Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений
t-1 ≈0,58 σ-1 =0,58*313,9 = 182,1МПа.
Сечение по месту насаживания полумуфты, при передачевращающего момента от электродвигателя рассчитываю на кручение. Концентрациюнапряжения вызывает наличие шпоночного паза. Коэффициент запаса прочности
/>,
где амплитуда и среднее напряжение пульсирующего цикла
/>
при d = 45мм; b = 14 мм; t1 = 5,5 мм (по табл. 8.5 [1])
/>
/>
принимаю kτ = 1,68 (табл. 8.5 [1]), ετ≈ 0,76 (табл.8.8[1]) и
ψτ ≈0,1[1]
/>
ГОСТ 16162-78 определяет, что конструкция редуктора должнапредусматривать возможность восприятия радиальной консольной нагрузки,приложенной в середине посадочной части вала. Величина этой нагрузки дляодноступенчатых зубчатых редукторов на быстроходном валу должна быть /> при 25*10 3Н·мм
Принимаю у ведущего вала длину посадочной части под муфтуравной длине полумуфты l = 82мм (муфта УВП для вала диаметром 45 мм), изгибающий момент в этом сечении отконсольной нагрузки М = 2,5*(182,1*10 3) 1/2*(82/2) = 87,5*103 Н·мм.
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям
/>
Результирующий коэффициент запаса прочности
/>
Коэффициент запаса, полученный в расчетах />, результирующийполучился меньше, т.к. консольные участки валов, рассчитываются по крутящемумоменту и согласовываются с расточками стандартных полумуфт и являютсяпрочными. Такой большой запас прочности (70,62 и 1,19) объясняется тем, чтодиаметр вала был увеличен при конструировании для соединения его со стандартноймуфтой с валом электродвигателя.
Поэтому проверку прочности вала в других сечениях нетнеобходимости.
Ведомый вал.
Материал вала – сталь 45 нормализованная, σВ= 570МПа.
Пределы выносливости σ-1 = 0,43*570 = 245 МПаи τ-1 = 0,58*245 = 142 МПа. Сечение А-А: диаметр вала в этом сечении50 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки (табл.8.5 [1]): kσ = 1,59 и kτ =1,49; масштабные факторы εσ =0,775;
ετ= 0,67 (табл. 8.8 [1]); коэффициенты ψσ ≈ 0,15 и ψτ ≈0,1.
Крутящий момент Т2 = 431,4*10 3 Н·мм.
Изгибающий момент в горизонтальной плоскости
/>
изгибающий момент в вертикальной плоскости
/>
суммарный изгибающий момент в сечении А – А
/>.
Момент сопротивления кручению (d = 50 мм; b = 14мм; t1 = 5,5 мм)
/>
Момент сопротивления изгибу (табл.8.5 [1])
/>
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений
/>.
Амплитуда нормальных напряжений изгиба
/>;
среднее напряжение σm = 0.
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям
/>
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
/>
Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А – А
/>
Сечение К – К. концентрация напряжений обусловлена посадкойподшипника с гарантированным натягом (табл.8.7 [1]) kσ/εσ = 3,1 и kτ/ετ = 2,26;принимаю ψσ= 0,15 и ψτ = 0,1.
Изгибающий момент
/>Н·мм
Осевой момент сопротивления
/>мм3
Амплитуда нормальных напряжений
/>МПа; σm = 0.
Полярный момент сопротивления
WP = 2W = 2*8,9*103 = 17,8*103 мм3
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений
/>МПа
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям
/>
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
/>
Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения К – К
/>
Сечение Л – Л. Концентрация напряжений обусловлена переходомот Ç 45 мм к Ç 42 мм: при D/d = 45/42 ≈1,1и r/d = 2,5/42 ≈ 0,06 коэффициенты концентраций напряжений kσ = 1,51 и kτ = 1,16 (табл. 8.2 [1]). Масштабныефакторы εσ = 0,84; ετ = 0,72 (табл.8.8 [1]). Внутренние силовые факторы те же, что и для сечения К – К.
Осевой момент сопротивления сечения
/>мм3
Амплитуда нормальных напряжений
/>МПа
Полярный момент сопротивления
WP = 2*7,3*103 = 14,6*103мм3
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений
/>/>МПа
Коэффициенты запаса прочности
/>
Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения Л – Л
/>
Сечение Б – Б. Концентрация напряжений обусловлена наличиемшпоночной канавки: kσ= 1,6 и kτ = 1,5; εσ =0,84 и ετ =0,72.
Изгибающий момент (х1 = 60 мм)
МБ – Б = FB x1 = 2617*60 = 157*103 Н·мм.
Момент сопротивления сечения нетто при b =12 мм и t1 = 5,0 мм
/>мм3.
Амплитуда нормальных напряжений изгиба
/>МПа.
Момент сопротивления кручению сечения нетто
/>мм3
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений
/>МПа
Коэффициенты запаса прочности
/>
Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения Б – Б
/>
Объединяю результаты в таблицу:
Таблица №3сечение А — А К — К Л — Л Б — Б Коэффициент запаса s 5,89 2,83 3,69 4,07
Во всех сечениях коэффициент запаса s ˃ [s] = 2,5 (стр. 162[1]).
13. Посадки зубчатогоколеса, шестерни и подшипников
Посадки назначаю в соответствии суказаниями, данными в таблице 10.13 [1]
Посадка зубчатого колеса и шестернина вал />поГОСТ 25347-82.
Шейки валов под подшипники выполнитьс отклонением вала k6, отклоненияотверстий в корпусе под наружные кольца по Н7.
Полумуфту на ведущий вал напресовать />по ГОСТ25347-82.
Мазеудерживающие кольца />по ГОСТ25347-82.
14. Выбор сорта масла
Смазывание зубчатого зацепленияпроизводится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса доуровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 10 мм. Объем маслянойванны V определяем из расчета 0,25 дм3 масла на 1 кВт передаваемоймощности: V= = 0,25 • 12,7 « 3,2 дм3.
По таблице 10.8 [1] устанавливаемвязкость масла. При контактных напряжениях σН
Камеры подшипников заполняемпластичным смазочным материалом Литол – 24 ГОСТ 21150-75 (табл. 9.14 [1]) периодическипополняем его шприцем через пресс-масленки.
15. Сборка редуктора
Перед сборкой внутреннюю полостькорпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.
Сборку производят в соответствии сосборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов:
на ведущий вал насаживаютмазеудерживающие кольца и шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до80 —100 °С;
в ведомый вал закладывают шпонку16х10х60 и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надеваютраспорную втулку, мазеудерживающие кольца и устанавливают шарикоподшипники,предварительно нагретые в масле.
Собранные валы укладывают в основаниекорпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительноповерхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливаюткрышку на корпус с помощью двух конических штифтов; затягивают болты, крепящиекрышку к корпусу.
После этого на ведомый вал надеваютраспорное кольцо, в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку, ставяткрышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки.
Перед постановкой сквозных крышек впроточки закладывают войлочные уплотнения, пропитанные горячим маслом.Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валыдолжны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами.
Далее на конец ведомого вала вшпоночную канавку закладывают шпонку, устанавливают шестерню и закрепляют ееторцовым креплением; винт торцового крепления стопорят специальной планкой.
Затем ввертывают пробкумаслоспускного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель.
Заливают в корпус масло и закрываютсмотровое отверстие крышкой с прокладкой из технического картона; закрепляюткрышку болтами.
Собранный редуктор обкатывают иподвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническимиусловиями.
Список использованной литературы
1. С.А. Чернавский идр. Курсовое проектирование деталей машин.М.: АльянС, 2005.
2. М.Н. Иванов.Детали машин. М.: «Машиностроение», 1991.
3. П.Ф. Дунаев, О.П.Леликов Конструирование узлов и деталей машин. М.: «Высшая школа», 1985.
4. Д.Н. Решетов –Детали машин. Атлас конструкций в двух частях. М.: «Машиностроение», 1992.
5. Анурьев В.И.Справочник конструктора-машиностроителя в 3т. М. Машиностроение, 1979.