СОДЕРЖАНИЕ
Техническое задание
Введение
1. Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчетпривода
2. Расчет зубчатой передачи редуктора
3. Расчет цепной передачи
4. Проектировочный расчет валов редуктора
5. Конструктивные размеры зубчатой пары редуктора
6. Конструктивные размеры корпуса и крышки редуктора
7. Первый этап компоновки редуктора
8. Подбор подшипников для валов редуктора
9. Второй этап эскизной компоновки редуктора
10. Подбор муфты
11. Подбор шпонок и проверочный расчет шпоночных соединений
12. Проверочный расчет на сопротивление усталости валаредуктора
13. Выбор посадок основных деталей редуктора
14. Смазка зацепления и подшипников редуктора
15. Сборка редуктора
Список используемых источников
ТЕХНИЧЕСКОЕ ЗАДАНИЕ
Рассчитать и спроектировать одноступенчатый цилиндрический косозубыйредуктор для привода к шнеку−смесителю
/>
1−электродвигатель; 2− муфта; 3−редукторцилиндрический косозубый; 4−цепная передача; 5−загрузочный бункер;6−шнек; I- вал двигателя; II- ведущий вал редуктора; III- ведомый вал редуктора; IV− вал рабочей машины.
Рисунок 1 — Схема привода
Исходные данные:
Тяговая сила шнека F=2,2 кН;
Наружный диаметр шнека D=550 мм;
Скорость перемещения смеси v=1,0 м/с;
Угол наклона передачи Q=60º
Редуктор предназначен для длительнойэксплуатации и мелкосерийного производства с нереверсивной передачей;
Нагрузка с лёгкими толчками;
Срок службы привода L= 6 лет
ВВЕДЕНИЕ
Машиностроению принадлежит ведущаяроль среди других отраслей народного хозяйства, т.к. основные производственныепроцессы выполняют машины. Поэтому и технический уровень всех отраслейнародного хозяйства в значительной мере определяется уровнем развитиямашиностроения.
Для повышения эксплуатационных и качественныхпоказателей продукции необходимо совершенствование и развитие конструкцийсовременных машин.
Редуктор – это механизм, состоящий иззубчатых или червячных передач, заключённых в отдельный закрытый корпус. Служитдля передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.
Назначение редуктора – понижениеугловой скорости и соответственно повышения вращающего момента ведомого вала посравнению с ведущим.
Редуктор состоит из корпуса, вкотором помещаются элементы передачи – зубчатые колёса, валы, подшипники и т.д.
Редуктор проектируют либо для приводаопределённой машины, либо по заданной нагрузке и передаточному числу безуказания конкретного назначения.
Проектируемый редуктор –цилиндрический, косозубый одноступенчатый с вертикальным расположением валовредуктора в пространстве. Двигатель соединен с редуктором при помощи муфты. Длясоединения выходного вала редуктора с рабочим шнека-смесителя предусмотрена цепнаяпередача.
1. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ, КИНЕМАТИЧЕСКИЙИ СИЛОВОЙ РАСЧЁТЫ ПРИВОДА
Определяем общий КПД привода
ŋ общ. = ŋц.п∙ηм∙ ŋцеп… п. ŋ2п.к.
Согласно таблице 1 /2/
ŋцеп.п.= 0,92 – КПДцепной передачи
ŋц.п. = 0,97 – КПДцилиндрической передачи
ŋпк = 0,99 – КПД парыподшипников
ηм. .= 0,98___КПД муфты
ŋ = 0,93∙ 0,97∙ 0,992∙0,98= 0,857
Определяем требуемую мощность на валушнека−смесителя
Ртр. =F,v=2.2·1,0=2,2 кВт
Определяем частоту вращения валашнека−смесителя
nном =/>=/>=34,74 об/мин
Определяем требуемую мощностьдвигателя
Ртр. = />
Выбираем двигатель 4АМ112МВ8У3мощность 3,0 кВт, синхронной частотой вращения 750 об/мин
nном = 700 об/мин dдв= 32 мм.
Общее передаточное число
uобщ = />
Выбираем для редуктора стандартноепередаточное число u = 5, тогда для цепной передачи
uцеп=/>
Определяем частоты вращения и угловыескорости всех валов привода
nдв=nном= 700 мин-1
/>
nдв=nном= 700 мин-1
/>
/>
Определяем мощность на всех валахпривода.
Ведущем валу редуктора:
Р1= Ртр. ∙ηп. ∙ηм = 2,567∙0,98∙0,99= 2,491 кВт
Ведомом валу редуктора:
Р2= Р1 ∙ ŋц.п∙ηп к… = 2,491 ∙ 0,97 ∙0,99 = 2,392 кВт
Выходном валу привода:
Р3= Р2∙ηцеп.п. = 2,392∙ 0,92 = 2,2 кВт
Определяем крутящие моменты на валах:
/>
Результаты расчёта предоставляем ввиде таблицы.
Таблица 1.1 — Силовые икинематические параметры привода.Параметр Вал двигателя
ведущий (быстроходный)
редуктора ведомый (тихоходный) редуктора рабочей машины Мощность Р, кВт 2,567 2,491 2,392 2,2 Частота вращения n, об/мин 700 700 140 34,74
Угловая
скорость w, 1/с 73,27 73,27 14,65 3,64 Вращающий момент Т, Нм 35 34 163,3 604,4
Определим ресурс привода.
Принимаем двухсменный режим работыпривода тогда
Lh=365·Lг·tc·Lc=365·6·2·8=35040 ч.
Принимаем время простоя машинного агрегата15% ресурса.
Тогда
L΄h= Lh·0,85=35040·0,85=29784 ч.
Рабочий ресурс привода принимаем Lh=30·103 ч.
2. РАСЧЁТ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ РЕДУКТОРА
Выбор материала и назначениетермической обработки
Выбираем марку стали – 40Х дляшестерни и колеса, термообработка с улучшением.
Для шестерни:
НВ1=269…302 = 285,5; />
Для колеса:
НВ2= 235…262 = 248,5; />
По таблице 3.2 (2)
Определение допускаемых контактныхнапряжений и напряжений изгиба
Определяем допускаемое контактноенапряжение
/>
/>
Где −Кнl=1-коэффициентбезопасности при длительной работе;
−[σн0]-допускаемое контактное напряжениематериала колеса, соответствующее пределу контактной выносливости базовогочисла циклов напряжений зубьев NH0.
Расчетное допускаемое напряжение
[σH]=0,45∙([σH1]+[σH2])=0,45(580,9+514,3)=493МПа
Определяем допустимые напряженияизгиба для материала шестерни и колеса раздельно
Шестерня:
/>
/>
Где
/>
/>2=1,03∙НВ2ср=1,03∙248,5=256МПа
/>/>1=1∙294=294МПа
/>2=/>
Где−К FL= 1-коэффициент безопасности при длительной эксплуатации.
− [σF0]-допускаемое напряжение изгиба при базовом числециклов напряжений NF0.
Определение параметров передачи и геометрических размеровколес
Принимаем расчетные коэффициенты:
— коэффициенты ширины венца колеса относительно межосевогорасстояния (с.355 [3]) Ψа=b2 /aω=0,4;
— коэффициенты ширины венца колеса относительно делительногодиаметра шестерни Ψd=b2 /d1=0,3 ·Ψаω(u1+1)=0,3· 0,4(4+1)=0,6 — коэффициент неравномерностираспределения нагрузки по длине контакта зубьев для прирабатывающихсяцилиндрических зубчатых колес и постоянном режиме нагрузки КНβ=1.
Определяем межосевое расстояние передачи:
/>
принимаем по ГОСТ 2144-76 aω=112 мм.
Определяем предварительные размеры колеса:
делительный диаметр
/>;
ширина венца
b2= Ψаּ aω=0,4ּ112=45 мм.
Определяем нормальный модуль зубьев:
/>
принимаем по ГОСТ9536-60 mn=1,5 мм.
Принимаем предварительно угол наклона зубьев β=10º
Определяем число зубьев шестерни
/>
Принимаем z1=24
Число зубьев колес:
z2=z1*u=24∙5=120
Фактический угол наклона зубьев:
β=arcos[(z1+z2)∙mn/(2aw)]=arcos[(24+120)∙1,1/(2∙112)]=15o20’
Определяем основные геометрические размеры передачи:
диаметры делительных окружностей
d1=mּn z1/cosβ= 1,5∙24/0,96428=37,33 мм
d2=m nz2//cosβ=1,5∙120/0,96428 = 186,67 мм
проверяем межосевое расстояние
/>;
диаметры окружностей вершин зубьев
dа1= d1 +2ּmn =37,33+2ּ1,5=40,33 мм,
dа2= d2 +2ּmn =186,67+2·1,5=189,67 мм;
диаметры окружностей впадин зубьев
df1= d1-2,4ּm = 37,33−2,4ּ1,5= 33,73 мм,
df2= d2-2,4ּm = 186,67−2,4ּ1,5=183,07мм;
ширина венцов
b2= Ψаּ aω=0,4∙112=44,8 мм
принимаем b2= 45 мм
b1= b2+2…5=45+2…5 = 47…50 мм.
принимаем b1= 50 мм
Силы в зацеплении передачи
Определяем окружную силу в зацеплении:
/>.
Определяем радиальную силу в зацеплении:
Fr1=Ft1ּtgαω/cosβ= 1750∙tg20/0,96428 =660 H
Определяем осевую силу в зацеплении:
Fа1=Ft1ּtgβ=1750•0,2746=481 Н
Проверка зубьев колес по контактным напряжениям и напряжениямизгиба
Определяем кружную скорость колес:
/>,
Принимаем 8ю степень точности передачи (табл.4.2[2])
Уточняем коэффициенты:
-коэффициенты ширины венца колеса Ψd=b2/d1=45/37,33=1,205
— коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длинеконтакта зубьев (табл. 9.1. и табл. 9.2. [3]) КН β=1,06 и КFβ=1,2
— коэффициент динамической нагрузки (с.89 и 90[3])
КН v=1,03 и KFV = 1.08
— коэффициент распределения нагрузки между зубьями Кнά=1,05
KFα=0,91
Определяем фактическое контактное напряжение рабочихповерхностей зубьев:
/>
Недогрузка составляет [(493−477,4)/493]∙100%=8,7%
Что менее допустимой в 15%.
Определяем эквивалентное число зубьев шестерни и колеса:
Z1/cosβ3 = 24/0,964283=27
Z2/cosβ3 = 120/0,964283=134
выбираем по табл. 4.4. [2] коэффициенты формы зуба YF1=3,85 и YF2=3,60
Проверяем прочность зубьев шестерни и колеса на изгиб:
/>
/>
Прочность зубьев обеспечивается.
Результаты расчета сводим в таблицу 2.
Таблица 2 — Параметры зубчатой цилиндрической передачи.Проектный расчёт Параметр Значение Параметр значение
Межосевое расстояние aω 112 мм. угол наклона зубьев: β
15o20’ Модуль зацепления m 1,5мм
Диаметр делительной окружности
Шестерни d1
Колеса d2
37,33 мм
186,67 мм
Ширина зубчатого венца
Шестерни b1
Колеса b2
50
45
Число зубьев
Шестерни z1
Колеса z2
24
120
Диаметр окружности вершин зубьев
Шестерни da1
Колеса da2
40,37 мм
189,67 мм Вид зубьев косозубая
Диаметр окружности впадин зубьев
Шестерни df1
Колеса df2
33,73 мм
183,07 мм Проверочный расчёт Параметры Допускаемые значения Расчетные значения примечания
Контактное напряжение
σH МПа 493 450,1 Недогрузка 8,7% напряжение изгиба МПа
σF1 294 110,1 Недогрузка
σF2 256 123,8 Недогрузка
3. РАСЧЕТ ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧИ
Принимаем однорядную роликовую цепь.
Принимаем число зубьев малой (ведущей) звёздочки:
Z5=29-2u=29−2•4,03=20,94
принимаем z5=21
Определим число зубьев большей звёздочки
Z6=z5•uцеп=21•4,03=84,63
принимаем z6=85
Фактическое передаточное число:
u΄цеп= z6/z5=85/21=4,048
отклонение составляет 0,44%
По табл 7.18 [ 4 ] по величине n2= =140 об/минпринимаем ориентировочно допускаемое среднее давление в шарнирах цепи [pц]=30 МПа
Расчетные коэффициенты по [ 4 ,c.149 ]:
Кд=1,2-коэффициент динамической нагрузки (легкиетолчки при работе) ;
Кс=1,5- коэффициент способа смазки (периодическаясмазка);
КΘ=1,0 – коэффициент угла наклона линии центров(угол наклона Θ=60º);
Крег=0,8- коэффициент способа регулировкинатяжения цепи (натяжение цепи оттяжной звёздочкой);
Кр=1,25 – коэффициент периодичности работы (работав две смены).
Коэффициент эксплуатации
Кэ= Кд •КΘ •Крег•Кр •Кс =1,2•1,5•1,2•0,8•1,0=1,8
Шаг цепи из условия износостойкости шарниров цепи
Рц≥2,8/>
Где момент на ведущей звездочке: Т2= 163,3 Н·м
По табл. 7.15 [ 3 ] принимаем стандартную цепь с шагом р=25,4мм и параметрами Аоп=179,7 мм2; q=2,6 кг/м
Проверяем условие п3≤п3max по табл 7.15 [ 4] для цепи с шагом р=25,4мм п1ma=1000 об/мин., следовательно условие выполняется (140
Определяем среднюю скорость цепи
υ=(р •z1 •ω3)/(2π)=(25,4•10-3•21•14,65)/(2•3,14)=1,244м/с
Окружную силу, передаваемую цепью:
Ft.ц=P2 / υ=2392/1,244=1922 Н.
Определяем расчётное давление в шарнирах цепи:
pц=FtКэ/Аоп=1922•1,8/179,7=19,26МПа
Для принятого шага цепи уточняем допускаемое среднее давлениев шарнирах цепи [pц]=26 МПа по табл. 7.18 [ 4 ]. Условиеpц
Принимаем межосевое расстояние:
ацеп=40р=40•25,4=1016 мм.
длина цепи в шагах
lр=2а +0,5(z5+z6)+р(z6−z5)2/(4•a•π2)=
2•40+0,5(21+85)+(85−21)2/(3,142•4•40)=135,6
Принимаем lр=136.
Уточненное значение межосевогорасстояния ар с учетом стандартной длины цепи lр.
ац= 0,25t [(lр — W) + /> ],
где
w = 0,5(z5+z6)= 0,5 • (85 + 21) = 53
у= (z6−z5)/2π= (85− 21) /(2•3,14)= 10,2
ацеп=0,25•25,4[(136−53)+ />] =1021мм
Для свободного провисания цепи предусматриваем возможностьуменьшения межосевого расстояния на 0,4%, т.е. на 1021•0,004=4,1 мм.
Диаметры делительных окружностей звездочек:
dд5=t/sin(180º/z5)=25,4/sin(180º/21)=170,42,6мм
dд6=t/sin(180º/z6)=25,4/sin(180º/85)=687,39мм
Диаметры наружных окружностей звездочек при d1=15,88мм – диаметр ролика цепи :
Dе5=t(ctg(180º/z5)+0,7) – 0,31d1=25,4(ctg(180º/21)+0,7)−0,31•15,88=181,38 мм
Dе6=t(ctg(180º/z6)+0,7) – 0,31d1=25,4(ctg(180º/85)+0,7)−0,31•15,88=699,77 мм
Сила действующая на цепь:
окружная Ft.ц= 1922 Н.
центробежная Fv= υ2• q=2,6•1,2442=4,0 Н
от провисания цепи при коэффициентепровисания кf=1,4 приугле наклона передачи 60º
Ff= 9,81 кf• q• ацеп=9,81•1,4•2,6•1,021==36,5Н
Расчетная нагрузка на валы:
Fв.ц= Ft.ц+2• Ff=1922+2•36,5=1995 Н
Коэффициент запаса прочности:
/>
Нормативный коэффициент запасапрочности по табл. 7.19 [4] s=8,1.Условие прочности s > [ s ] выполняется.
4.ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЁТ ВАЛОВ РЕДУКТОРА
Проектный расчёт валов редукторапроводим по пониженным допускаемым напряжениям на кручение
Ведущий вал
Диаметр выходного конца вала придопускаемом напряжении на кручение/>
/>
У выбранного электродвигателя диаметрвала dдв = 32 мм
Принимаем dв1=dдв =32 мм
Под подшипники принимаем dп1==35мм
Шестерню выполняем за одно целое свалом.
Ведомый вал
Диаметр выходного конца вала придопускаемом напряжении на кручение/>
/>
Принимаем dB2=40 мм.
Диаметр под подшипниками dп2=45мм.
Диаметр вала под зубчатым колесом dk2=50мм.
Диаметры остальных участков валовназначаем исходя из конструктивных соображений при компоновки редуктора.
5. КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ ЗУБЧАТОЙПАРЫ РЕДУКТОРА
Вал – шестерня
Шестерню выполняем за одно целое свалом, ее размеры:
/>
Конструкционные размеры зубчатогоколеса
Зубчатое колесо кованное, размерывенца зубчатого колеса:
/>
Диаметр ступицы колеса
Dст2=1,6dк2=1,6∙50=80мм
Длина ступицы колеса:
Lст2=(1,2…1,5) dk2=(1,2…1,5)∙50=60…75мм/>
Принимаем Lст2= 60 мм
Толщина обода
/>
Принимаем σ0=8 мм
Толщина диска
/>
Принимаем С=14 мм.
6. КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ КОРПУСА ИКРЫШКИ РЕДУКТОРА
Толщина стенок корпуса и крышки:
/>
Принимаем δ=8 мм
/>
Принимаем δ0=8 мм
Толщина поясов корпуса и крышки:
верхнего пояса крышки
b=1,5δ=1,5∙8=12мм
b1=1,5δ=1,2∙8=12мм
Нижнего пояса корпуса:
р=2,35∙δ=2,35∙8=18,8мм
Принимаем р=20мм
Диаметр болтов:
фундаментных
d1=(0.03...0.036)∙aw+12=(0,03…0,036)∙112+12=15,36...16,032мм,
принимаем болты с резьбой М16;
крепящих крышку к корпусу уподшипников
d2=(0,7...0,75) d1=(0,7…0,75)∙16=11,2...12мм,
принимаем болты с резьбой М12;
соединяющих крышку с корпусом
d3=(0,5…0,6) d1=(0,5…0,6)∙16=8…9,6мм,
принимаем болты с резьбой М8
7. ПЕРВЫЙ ЭТАП КОМПОНОВКИ РЕДУКТОРА
Первый этап компоновки редукторапроводим для приближенного обозначения положения зубчатых колес относительноопор для определения опорных реакций и подбора подшипников.
Компоновочный чертёж выполняем водной проекции – разрез по осям валов при снятой крышке редуктора в масштабе1:1.
Примерно по середине листапараллельно его длинной стороне проводим горизонтальную осевую линию, затем двевертикальные линии – оси валов на расстоянии aw=112 мм.
Вычерчиваем упрощенную шестерню и колесов виде прямоугольников, шестерня выполнена за одно целое с валом: длина ступицыколеса равна ширине венца и не выступает за пределы прямоугольника.
Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса:
принимаем зазор между торцом ступицыколеса и внутренней стенкой корпуса
А1=1,2∙ δ=1,2∙8=10мм;
2)принимаем зазор от окружностивершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса А= δ =8 мм;
3)принимаем расстояние между наружнымкольцом подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса А= δ =8 мм.
Предварительно намечаем радиальныешарикоподшипники легкой серии: габариты подшипника выбираем по диаметру вала вместе посадки подшипников:
Таблица 3 — Предварительный подборподшипников для валов редуктора.Вал Условное обозначение подшипника d D B Грузоподъёмность, кН Размеры, мм
Сr С ведущий 207 35 72 17 25,5 13,7 ведомый 209 45 85 19 33,2 18,6
Решаемвопрос о смазывании подшипников. Принимаем пластичный смазывающий материал, таккак попадание масленых брызг на подшипники ведущего вала затрудненно. Дляпредотвращения вытекания и выливания пластичного смазывающего материала жидкиммаслом из зоны зацепления, устанавливаем мазеудерживающие кольца. Их ширинаопределяется по размеру У=12 мм.
Измерениемнаходим расстояние на ведущем валу l1=54,5 мм,на ведомом l2=55,5 мм.
Принимаем l1= l2=55 мм.
8. ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ ДЛЯ ВАЛОВРЕДУКТОРА
Из расчетов и компоновки: Ft=1750 Н, Fr=660 Н, Fа=481 Н, l1=l2=55 мм,
d1=37,33 мм, d2= 186,67 мм.
Ведущий вал
Определяем предварительно консольную нагрузку от муфты,действующую на выходном конце вала (табл. 6.2./2/):
Fм=80/>=80/>=466 Н
Принимаем lм=65 мм.
Вычерчиваем расчетную схемунагружения вала (рис.7.1) Опору, воспринимающую внешнюю осевую силу обозначаемсимволом 2.
Определяем опорные реакции в горизонтальной плоскости хz от силы Ft:
/>Н;
Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси У вхарактерных сечениях:
МУ1= МУА= МУ2=0; МУВ=R1Хּ l1 = 875·0,055=48 Нּм
Определяем опорные реакции в вертикальной плоскости хy от сил Frи Fа:
∑ МХ1=0; R2yּ 2 l1 — Frּ l1 — Fа/>= 0,
∑ МХ2=0; — R1yּ2l1 + Frּ l1 – Fа/> = 0,
/> Н.
/> Н,
Проверка:
∑Fy=0; R2У + R1У — Fr1 = 248+412−660= 0.
Строим эпюру изгибающих моментов:
МХ1=МХ2=0; МХВЛ =R1y l1 =248 ּ0,055=13,6 Нּм;
МХВл = R1yּ l1 + Fа·d1/2=248ּ0,054+481·0,03733/2=22,7 Нּм
Определяем реакции опор от силы Fм:
∑М1=0; — Fмּlм + R2мּ2ּl1 =0;
∑М2=0; — Fм(lм+2ּl1)+R1мּ2ּl1=0;
/> Н;/>Н.
Проверка:
∑Х=0; R1м+ Fм – R2м= 466+275 –741= 0.
Строим эпюру изгибающих моментов МFм в характерных сечениях:
МА= М1=0; М2= Fм ּ lм = 466ּ0,065= 30,2 Нּм;
МВ = Fрּ(lр+ l1)−R1м ּl1= 466ּ(0,065+ 0,055)−741ּ0,055=15,1 Нּм
Строим эпюру крутящих моментов: Мк=Т1=34Нּм.
Определяем суммарные радиальные опорные реакции. Так какнаправление действия силы Fм неизвестно, то принимаем случай,когда реакции от действия силы Fм совпадают по направлению ссуммарными реакциями опор от действия силы в зацеплении зубчатой передачи:
/> Н,
/> Н.
Для принятого подшипника 207 Сr=25,5 кН и С0=13,7 кН
Определяем отношение Rа/Со=481/13700=0,035 (коэффициент осевогонагружения е=0,24 по табл.9.2 /2/). Для подшипника 2, воспринимающего внешнююосевую нагрузку отношение Rа/Rr2=481/1242=0,387 > е=0,24, то принимаем коэффициентрадиальной нагрузки Х=0,56 и коэффициент осевой нагрузки Y=1,92.
Принимаем коэффициенты:
V=1 – коэффициент вращения внутреннего кольца подшипника;
Кδ =1,2 – коэффициент безопасности прилегких толчках (табл. 9.4 /2/);
Кτ =1 – коэффициент температурныйt
Определяем эквивалентные нагрузки:
Re2=(Rr2ּVּХ+ RаּY)ּКδּКτ =(1242·1ּ0,56+481ּ1,92)1,2 ּ1=1943 H
Re1=Rr1·VּКδ ּКτ =1651∙1∙1,2 ּ1=1981H.
Определяем расчетную долговечность наиболее нагруженногоподшипника 1:
/>20ּ103ч,
/>ч.
Долговечность подшипников соблюдается.
Ведомый вал
Силу от цепной передачи раскладываем на составляющие:
Fцеп Г =Fцеп·cos 60º=1995•0,5=998 H
Fцеп В =Fцеп·sin 60º=1995•0,866=1728 H
Принимаем lц=50 мм.
Вычерчиваем расчетную схему нагружения вала (рис. 7.2,)Опору, воспринимающую внешнюю осевую силу обозначаем символом 4.
Определяем опорные реакции от силы Ft и Fцеп Г в горизонтальной плоскости:
∑ М4=0; RГ32 l2+Ft ·l2−FцепГ)2·l2 + lц)= 0,
∑ М3 =0; RГ42l2 −Ft l2−FцепГ lц= 0,
/>/>/>
/>/>
Проверка
∑X= Ft +RГ3−RГ4−Fцеп Г =1750+577−1329−998=0
Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси У вхарактерных сечениях:
МУД= МУ4=0; МУС= −RГ4• l2 = −1329•ּ0,055=−73,1Нּм
My6=−FцепВ lц =−998•0,05=−49,9 Н•м
Определяем опорные реакции в вертикальной плоскости от сил Fцеп Г, FrТ и FаТ.
∑ М3=0; R4В•2 l2 −Fr l2−Fцеп В lц −Fа•d2/2 –= 0,
∑ М4 =0; R3В•2 l2 +Fr l2− FцепВ) 2 l2 + lц) −Fа•d2/2 = 0,
/>/>/>
/>/>
Проверка
∑Y= R4В−R3В+ Fцеп В – Fr=1523−2591+1728−660=0
Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х вхарактерных сечениях:
МХД= МХ4= 0; МлХС=R4Вּ l2 =1523•0,055= 83,76 Нּм
МпХК= R4Вּ l2 — Fа•d4/2 =1523•0,055−481•0,18667/2=38,87 Нּм
MX6 = Fцеп Гּlц =1728·0,05=86,4 Н•м
Строим эпюру крутящих моментов: Мк=Т2=163,3Нּм.
Определяем суммарные радиальные опорные реакции:
/> Н,
/> Н.
Для принятого подшипника 209 Сr=33,2 кН и С0=18,6 кН
Определяем отношение Rа/Со=481/18600=0,026 (коэффициент осевогонагружения е=0,22 по табл.9.2 /2/). Так как отношение Rа/Rr4= =481/2021=0,24>е=0,22, топринимаем коэффициент радиальной нагрузки Х=0,56 и коэффициент осевой нагрузки Y=2,02.
Принимаем коэффициенты:
V=1; Кδ =1,2; Кτ =1.
Re3=Rr3ּVּХּКδ ּКτ = 2655ּ1ּ1,2 ּ1=3186 H,
Re4=(Rr4ּVּХ+Y ∙ Fа)·КδּКτ =(2021·1∙0,56+2,02·481)∙1,2 ּ1=2524 H
Определяем расчетную долговечность наиболее нагруженногоподшипника 3:
/>30ּ103ч,
/>ч.
Долговечность подшипников соблюдается.
9. ВТОРОЙ ЭТАП ЭСКИЗНОЙ КОМПОНОВКИ
Второй этап компоновки имеет цельюконструктивно оформить зубчатые колёса, валы, подшипниковые узлы и подготовитьданные для проверки прочности валов и некоторых других деталей.
Вычерчиваем шестерню и колесо поконструктивным размерам найденным ранее. Шестерню выполняем за одно целое свалом.
Конструируем узел ведущего вала:
а) наносим осевые линии, удалённые отсередины редуктора на расстояние l1. используя эти осевые линии,вычерчиваем в разрезе подшипники качения;
б) вычерчиваем накладные крышкиподшипников с регулировочными прокладками.
в) Переход вала от диаметра d=35 мм кприсоединенному концу d=32 мм выполняем на расстоянии 3… 5 мм от торца крышки подшипника так, чтобы ступица полумуфты не касалась их.
Длина присоединительного конца валаd=32 мм определяется длиной ступицы полумуфты.
Аналогично конструируем узел ведомоговала:
а) для фиксации зубчатого колеса восевом направлении предусматриваем уплотнение вала с одной стороны иустанавливаем распорную втулку, с другой стороны, место переход вала от d=45 ммк d=50 мм смещаем внутрь ступицы колеса на 2-3мм с тем, чтобы гарантироватьприжатие втулки к торцу ступицы а не к заплечнику вала;
б) отложив от середины редукторарасстояние l2, проводим осевые линии и вычерчиваем подшипники;
в) вычерчиваем врезные крышкиподшипников с регулировочными кольцами.
На ведущем и ведомом валах применяемшпонки призматические со скруглёнными торцами по ГОСТ 23360 – 78. Вычерчиваемшпонки, принимая длины на 5-10 мм меньше длины ступиц.
10. ПОДБОР МУФТЫ
/>Для соединения входного валаредуктора с валом электродвигателя выбираем муфту упругую со звёздочкой. Муфтасостоит из двух полумуфт специальной формы между которыми устанавливаетсярезиновая звездочка.
Материал полумуфт – чугун – СЧ 20,звездочки – специальная резина.
Вследствие небольшой толщинырезиновой звездочки муфта обладает малой податливостью, компенсирующаянезначительные смещения валов.
Радиальное и угловое смещение валовснижают долговечность резиновой звездочки, нагружая валы дополнительнойизгибающей силой.
Муфту подбираем по ГОСТ 14084 – 76(1), табл. 11.5 по диаметру вала в месте посадки dдв=32 мм и dв1=32 мм Принимаем муфту с максимальнопередаваемым моментом [T]=125H∙м
Проверяем выбранную муфту по расчётномумоменту:
/>
Где Т – номинальный момент на валу
К – коэффициент перегрузки, зависящийот типа машины и режима её работы; К=1,5
Принимаем исполнение полумуфт накороткие цилиндрические концы валов: Длина полумуфт l=58 мм
Обозначение муфты
Муфта упругая со звёздочкой 125−32−2−У3ГОСТ 14084-76
11. ПОДБОР ШПОНОК И ПРОВЕРОЧНЫЙРАСЧЁТ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ
Выбираем шпонки для соединениявыходного конца ведущего вала со шкивом, для соединения ведомого вала сзубчатым колесом. Ступица шкива ременной передачи – чугунная. Выбираем шпонкипризматические со скруглёнными торцами. Размеры сечений шпонок, пазов и длины идлины шпонок – по ГОСТ 23360-78 (1), табл. 8.9
Материал шпонок – сталь 45нормализованная.
Напряжения смятия и условие прочностипо формуле:
/>
Допускаемые напряжения смятия пристальной ступице />=100-120МПа, при чугунной — />=50-70 МПа
Ведущийвал
Момент на ведущем валу редуктора Т2=34Н∙м
dВ1=32 мм
bхh=10х8 мм
t1=5,0 мм
длина шпонкиl=50 мм (при длинеступицы полумуфты lст=58 мм)
/>Материал полумуфтычугун СЧ20.
Ведомыйвал
Момент на ведомом валу редуктора Т2=163,3Нм.
Проверяем шпонку под зубчатым колесом:
dк2=50 мм.
bхh=14х9 мм.
t1=5,5 мм.
Длина шпонки l=50 мм (при длинеступицы колеса lст=60 мм).
/>
Материал колеса Сталь 40Х.
Проверяем шпонку под полумуфтой
dВ2=40 мм
bхh=12х8 мм
t1=5,0 мм
l=50 мм (принимаем длину ступицызвездочки 60 мм)
/>
Материал звездочки – легированнаясталь.
Прочность шпоночных соединенийсоблюдается.
12. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЁТ НАСОПРОТИВЛЕНИЕ УСТАЛОСТИ ВАЛОВ РЕДУКТОРА
Примем, что нормальные напряжения отизгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения поотнулевому (пульсирующему).
Уточнённый расчёт состоит вопределении коэффициентов запаса прочности S для опасных сечений и сравнения ихс допускаемыми значениями [Ѕ].
Ведущий вал
Материал вала сталь 40Х. твёрдость неменее 280 НВ. Пределы выносливости по табл. 3.16[3] σВ=900 МПа.
σ-1=410 МПа,τ-1=240Мпа.
Проверяем сечение под подшипником ‹ 2›.
По построенным эпюрам определяемсуммарный изгибающий момент
М1 =30,2 Нּм;
Крутящий момент в сечении вала Т1=34Нм.
Осевой момент сопротивления сечения :
/>
Полярный момент
/>
Амплитуда нормальных напряжений,изменяющаяся по симметричному циклу:
/>
Амплитуда касательных напряжений,изменяющаяся по нулевому циклу:
/>
концентрация обусловлена посадкойвнутреннего кольца подшипника на валу с натягом. При этом
/>; />
находим отношение Кσ/Кdи Кτ/Кd для вала в местах напресовки деталей потабл. 11.2 (2), при dп2=35 мм и σВ=900МПа путёмлинейной интерполяции
Кσ/Кd =3,85Кτ/Кd=2,65
Коэффициент влияния шероховатостиповерхности по табл. 11.4 (2) Кf=1,5
Тогда
КσД=3,85+1,5-1=4,35
КτД=2,65+1,5-1=3,15
Определяем коэффициент запасапрочности (сопротивления усталости) по нормальным и касательным напряжением:
Sσ=σ-1/ КσД•σа=410/4,35•7,1=13,3
Sτ =τ-1/ КτД•τа=240/3,15•2,0=38,1
Результирующий коэффициент запасапрочности для сечения вала под колесом:
S=Sσ•Sτ//>
Прочность обеспечивается.
Значительное превышение обусловленотем, что диаметр вала был значительно увеличен.
Сечение под шестерней:
По построенным эпюрам определяемсуммарный изгибающий момент;
/>
Осевой момент сопротивления сечения сучётом зубьев шестерни:
dа=40,33 мм df=33,73 мм;
/>/>5076 мм3
Полярный момент
/>
Амплитуда нормальных напряжений,изменяющаяся по симметричному циклу:
/>
Амплитуда касательных напряжений,изменяющаяся по нулевому циклу:
/>
Концентрация напряжений обусловлена наличием зубьев шестерни.
Коэффициент снижения пределоввыносливости определяем по формулам:
/>; />
Для эвольвентных зубьев находимзначение эффективных коэффициентов концентрации по табл. 11.2 (2).
Для стали при σВ= 900МПа по табл. 11.2 (2) находим: Кσ=1,7; Кτ=1,55
Коэффициент влияния шероховатостиповерхности по табл. 11.4 (2) Кf=1,5
Коэффициент влияния абсолютныхразмеров поперечного сечения по табл. 11.3 (2) при d3=37,33 мм длялегированной стали: Кdσ=0,86 и Кτd=0,74
Коэффициент влияния поверхностногоупрочнения по табл. 11.5 (2); Ку=1,65
Тогда Кσ=(1,7/0,86+1,5−1)/1,65=1,5
Кτ=(1,55/0,74+1,5−1)/1,65=1,57
Определяем коэффициент запасапрочности (сопротивления усталости) по нормальным и касательным напряжением:
Sσ= σ1/ Кσσа=410/1,5•13,4=20,4
Sτ=τ-1/ КτД•τа=240/1,57•2,2=69,5
Результирующий коэффициент запасапрочности для сечения вала под шестерней:
S=Sσ•Sτ//>
Значительное превышение обусловленодиаметром шестерни
Ведомый вал
Материал вала принимаем по табл. 3.16[3] сталь 45. Диаметр заготовки неограничен; твёрдость не менее 200 НВ. Пределывыносливости σ-1=250МПа,
τ-1=150Мпа
Сечение под зубчатым колесом.
Определяем суммарный изгибающиймомент.
/>
Крутящий момент в сечении вала Т2=163,3Нм
Осевой момент сопротивления сечения сучётом шпоночного паза:
d=50 мм, b=14 мм, t=5,5мм
/>
Полярный момент
/>
Амплитуда нормальных напряжений,изменяющаяся по симметричному циклу:
/>
Амплитуда касательных напряжений,изменяющаяся по нулевому циклу:
/>
Концентрация напряжений обусловленаналичием шпоночного паза и установкой колеса на валу с натягом. При наличии навалу двух концентратов напряжения находим коэффициент снижения пределоввыносливости для каждого концентратора в отдельности и за расчётные принимаемкоэффициенты, которые имеют большее значение снижения пределов выносливости.
Коэффициент снижения пределоввыносливости определяем по формулам:
/> />
(без поверхностного упрочнения вала (Кv=1)
Для шпоночного паза находим значениеэффективных коэффициентов концентрации по табл. 11.3(2).
Для стали при σВ=560МПапо табл. 11.3(2) находим линейной интерполяцией: Кσ=1,69; Кτ=1,46
Коэффициент влияния шероховатостиповерхности по табл. 11.4 (2)Кf=1,05
Коэффициент влияния абсолютныхразмеров поперечного сечения по табл. 11.3 (2) при dк2=50 мм
Кdσ=0,81 Кτd=0,70
Тогда КσД=1,69/0,81+1,05-1=2,14
КτД=1,46/0,70+1,05-1=2,14
От установки колеса на валу снатягом, коэффициент снижения пределов выносливости в местах напрессовки колесана вал находим по отклонению
Кσ/Кd и Кτ/Кdпо табл. 3.17(3), при dк2=50мм и σВ=560МПа путёмлинейной интерполяции принимаем: Кσ/Кd =3,45Кτ/Кd=2,55
Тогда КσД=3,45+1,05-1=3,5
КτД=2,55+1,05-1=2,6
В дальнейших расчётах принимаем КσД=3,5; КτД= 2,6 от установки колеса на валу с натягом.
Определяем коэффициент запасапрочности (сопротивления усталости) по нормальным и касательным напряжением:
Sσ= σ1/ КσД•σа=250/3,5•10,1=7,1
Sτ =τ-1/ КτД•τа=150/2,6•3,5=16,5
Результирующий коэффициент запасапрочности для сечения вала под колесом:
S=Sσ•Sτ//>
Прочность вала обеспечивается.
Проверяем сечение валаподподшипником 3.
Суммарный изгибающий момент
/>
Крутящий момент в сечении вала Тз=163,3Нм.
Осевой момент сопротивления сечения :
/>
Полярный момент
/>
Амплитуда нормальных напряжений,изменяющаяся по симметричному циклу:
/>
Амплитуда касательных напряжений,изменяющаяся по нулевому циклу:
/>
концентрация обусловлена посадкойвнутреннего кольца подшипника на валу с натягом. При этом
/>; />
находим отношение Кσ/Кdи Кτ/Кd для вала в местах напресовки деталей потабл. 11.2 (2), при dп2=45 мм и σВ=560 МПа путёмлинейной интерполяции
Кσ/Кd =3.35Кτ/Кd=2,45
Тогда КσД=3,35+1,05-1=3,6
КτД=2,45+1,05-1=2,5
Определяем коэффициент запасапрочности (сопротивления усталости) по нормальным и касательным напряжением:
Sσ= σ-1/ КσДσа=250/3,6•11=6,3
Sτ =τ-1/ КτД•τа=150/2,5•4,5=13,3
Результирующий коэффициент запасапрочности для сечения вала под колесом:
S=Sσ•Sτ//>
Прочность обеспечивается.
13. ВЫБОР ПОСАДОК ОСНОВНЫХ ДЕТАЛЕЙРЕДУКТОРА
электродвигатель кинематический привод редуктор
Посадки назначаем в соответствии суказанными данными в табл. 10.13 (3).
Посадка зубчатых колёс на вал Н7/р6;
посадка звездочки цепной передачи навал редуктора Н7/h6;
посадка полумуфты Н7/h6;
распорные втулки Н7/h6;
мазеудерживающие кольца, Н8/m8;
распорные кольца, сальники Н8/h8;
шейки валов под подшипники выполняемс отклонением вала К6;
отклонение отверстий в корпусе поднаружные кольца подшипников по Н7.
14. СМАЗКА ЗАЦЕПЛЕНИЯ И ПОДШИПНИКОВРЕДУКТОРА
Смазывание зубчатого зацепления производитсяокунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня,обеспечивающего погружение колеса примерно на высоту зуба.
Объём масляной ванны V определяем израсчёта 0.5 л на 1 кВт передаваемой мощности:
V=0,5∙2,491=1,246 л
По табл. 10.8 (3) устанавливаемвязкость масла. При контактных напряжениях σН=450,1 МПа искорости V=1,37 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 34∙10-6м2/с.
По табл. 10.10 (3) принимаем маслоиндустриальное И-40А (по ГОСТ 20799-75).
Камеры подшипников заполняемпластичным смазочным материалом УТ-1 (табл. 9.14 (3)), закладываемым примонтаже передачи.
15. СБОРКА РЕДУКТОРА
Перед сборкой внутреннюю полостькорпуса тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.
Сборку производят в соответствии сосборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов:
на ведущий вал насаживают мазеудерживающиекольца и шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80…100оС;
в ведомый вал закладывают шпонки инапрессовывают зубчатые колёса до упора в бурт вала; затем надевают распорнуювтулку и устанавливают мазеудерживающие кольца и шарикоподшипники,предварительно нагретые масле.
Затем ставят крышки подшипников.
Перед постановкой сквозных крышек впроточки закладывают манжетные уплотнения пропитанные горячим маслом.
Собранный ведущий вал устанавливают вкрышку корпуса редуктора .
Собранный ведомый вал укладывают воснование корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительноповерхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливаюткрышку на корпус с помощью двух конических штифтов. Проверяют проворачиваниевалов, отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться отруки)
Далее на выходные концы ведомого иведущего валов в шпоночные канавки закладывают шпонки, устанавливают звёздочкуи полумуфту.
Затем ввёртывают пробкумаслоспускного отверстия с прокладкой.
СПИСОК ИСПОЛЬЗУЕМЫХ ИСТОЧНИКОВ
А.Е. Шейнблит. Курсовое проектирование деталей машин — М:Высшая школа, 1991.
Н.Г. Куклин, Г.С. Куклина. Детали машин — М: Высшая школа,1987.
С.А. Чернавский. Курсовое проектирование деталей машин. М — Машиностроение, 1988.
А.И. Аркуша, М.И. Фролов. Техническая механика. М – Высшая школа,1983.