Введение
Для передачи вращающегомомента, от вала двигателя к валу рабочей машины, в приводах различных машин имеханизмов применяются редукторы.
Редуктором называютмеханизм, состоящий из зубчатых или червячныхпередач, выполненный в виде отдельногоагрегата и служащий для передачи вращающего момента от вала двигателя к валурабочей машины, поэтомуредукторы широко применяются в приводах различных машин и механизмов. Редукторсостоит из корпуса (ленточного чугунного или сварного стального), в котором помещают элементы передачи– зубчатые колеса,валы, подшипники и т.д.
Редуктор предназначен дляпонижения угловой скорости и соответственно повышения вращающего моментаведомого вала по сравнению с ведущим.
Редуктор проектируют либодля привода определённой машины, либо по заданной нагрузке и передаточномучислу без указания конкретного назначения.
Передаточное отношениеодноступенчатых цилиндрических редукторов ограничено Umax≤ 6,3, поэтому для реализациибольших передаточных отношений в схему привода дополнительно включают цепныеили ременные передачи.
Для привода ленточногоконвейера спроектировать одноступенчатый цилиндрический редуктор общегоназначения с прямозубыми колесами предназначенный для длительной эксплуатации.Передача нереверсивная,нагрузка близкая к постоянной. Работа двухсменная.
Исходные данные:
Тяговое усилие ленты Fл = 2,07 кН
Скорость ленты Vл = 1,33 м/с
Диаметр приводногобарабана Дб = 380 мм
Схема привода/> /> /> /> /> /> /> />
1. Выборэлектродвигателя и кинематический расчет
По таблице 1.1 [1]принимаем:
К.п.д. парыцилиндрических зубчатых колес h1 = 0,98;
К.п.д. пары подшипниковкачения h3 = 0,99;
К.п.д. открытой цепной передачиh2 = 0,92;
К.п.д. потерь в опорахприводного барабана h4 = 0,99Общий К.п.д. привода
h = h1 × h22× h3× h4 = 0,98 × 0,992 × 0,92 × 0,99 = 0,87
Мощность на валу барабана
Рб = Vл× Fл = 1.33× 2.07 = 2.75кВт
Требуемая мощностьэлектродвигателя
/>кВт
Угловая скорость барабана
/>рад/с
Частота вращения барабана
/>об/мин.
По ГОСТ 19523- 81(таблица п.1) по требуемой мощности Ртр = 3,15 кВт выбираемасинхронный трехфазный короткозамкнутый электродвигатель серии 4А с синхроннойчастотой частотой вращения nc = 1000 об/мин. Типа 112 МВ6 с параметрами Рдв = 4 кВт искольжением S = 5,1%.
Номинальная частотавращения двигателя
nдв = 1000 (1-S) = 1000(1-0.051)=949 об/мин
Угловая скоростьэлектродвигателя
/>рад/с
Передаточное отношениепривода
/>
Принимаем по ГОСТ2185-66передаточное отношение редуктора Up = 4, тогда передаточное отношениецепной передачи
/>
Вращающие моменты навалах:
На валу шестерни />Н×м
Навалу колеса Т2= T1 × Up =31,7× 4 = 126,8 Н×м
Частоты вращения и угловые скоростиваловВал В
n1 = nдв= 949об/мин
w1 = wдв = 99,3 рад/с Вал С
/>об/мин
/>рад/с Вал А
n3 = nб = 67 об/мин
n3 = nб = 67 об/мин
2.Расчет зубчатыхколес редуктора
По таблице 3.3 [1]выбираем материал зубчатых колес:
для шестерни сталь 45 –термообработка улучшение,твердость НВ 230;
для колеса – сталь 45 –термообработка улучшение, твердостьНВ 200.
Допускаемые контактныенапряжения (формула 3.9 [1])
/>,
где GНlimb – предел контактной выносливости прибазовом числе циклов нагружения.
По таблице 3.2 [1] дляматериала колёс: />Нlimb = 2НВ + 70.
КHL – коэффициент долговечности придлительной эксплуатации КHL = 1,0 (стр.33 [1]);
[Sн]- коэффициент безопасности. Для улучшеной стали [Sн] = 1,15 (cтр.33 [1]).
Допускаемые контактныенапряжения
для шестерни /> Мпа;
для колеса /> Мпа.
Коэффициент нагрузки, сучётом влияния изгиба от натяжения цепи, принимаем как для несимметричнорасположенных колёс. По таблице 3.1[1] Кнл=1.25
Коэффициент ширины вунцапо межосевому расстоянию Ψва= в/aw
Для прямозубых колёсΨва= 0,16 (стр.36)
Межосевое расстояние изусловия контактной выносливости активных поверхностей зубьев определяем поформуле 3.7 [1]
/>мм,
Принимаем по ГОСТ 2185–66аw= 180 мм
где Ка = 49,5– коэффициент для прямозубых колес (страница 32 [1]).
Нормальный модуль зацепления
m = (0,01¸ 0,02) аw = (0,01¸ 0,02) × 180 = (1,8¸ 3,5) мм.
Принимаем по ГОСТ 9563-60m = 3 мм
Определяем суммарноечисло зубьев колес
/>
Число зубьев шестерни
/>
Число зубьев колеса
Z2 = ZE–Z1= 120-24 = 96
Уточняем передаточноеотношение
/>
Уточняем межосевоерасстояние
аw =0,5(Z1 – Z2)m = 0.5 (24+96) ·3 =180 мм
Основные размеры шестернии колеса:
делительные диаметры:
d1=m·z1= 3·24 = 72мм;
d2=z2·m = 96·3 = 288мм.
Проверка: />мм.
диаметры вершин зубьев
da1 = d1 + 2m = 72 + 2 × 3 = 78 мм;
da2 = d2 + 2m = 288 + 2 × 3 = 294 мм.
диаметры впадин зубьев
df1 = d1 — 2.5 m = 72-2.5·3 = 64.5 мм
Ширина колеса />мм.
Ширина шестерни b1 = b2 + (2÷5) = 30 + 4= 34 мм.
Коэффициент ширинышестерни по диаметру
/>.
Окружная скорость колесаи степень точности передачи:
/>м/с.
При такой скорости колёсследует принять 8-ую степень точности передачи.
По таблице 3.5 [1] при />bd = 0.47 и твердости НВ
По таблице 3.4 [1] при V = 3.6 м/с и 8-й степени точности,коэффициент КНa =1,09.
По таблице 3.6 [1] дляшевронных колес коэффициент КHv = 1,05.
Тогда коэффициентнагрузки КН = КНb × КНa × КНv = 1.05 × 1,09 × 1,05 = 1.20
Проверяем контактныенапряжения по формуле 3.6 [1]
/>Мпа Н].
Силы действующие взацеплении:
окружная сила />Н
радиальная сила />Н,
Проверяем зубья навыносливость по напряжениям изгиба по формуле 3.25 [1]
/>£ [/>F].
где коэффициент нагрузкиКF = KFb × KFv
По таблице 3.7 [1] при />bd = 0.47, твёрдости НВ
По таблице 3.8 [1] при V=3.6и 8-ой степени точности коэффициентКFv = 1.45
Тогда КF = 1,08· 1,45 =1,57
YF – коэффициент прчности зуба поместным напряжениям,зависящий от эквивалентного числа зубьев zv:
тогда YF1 = 4.09 YF2=3.61 (страница 42 [1]).
Допускаемые напряженияпри изгибе
/>
По таблице 3.9 [1] длястали 45 улучшенной при твердости НВ/>НВ.
для шестерни />0Flimb1 = 1,8 × НВ1 = 1,8 × 230 = 414Мпа;
для колеса />0Flimb2 = 1,81 × НВ2 = 1,8 × 200 = 360 Мпа.
Коэффициент безопасности[SF] = [SF]¢ [SF]''.
По таблице 3.9 [1]: [SF]¢ = 1,75и [SF]'' = 1,0.
Тогда [SF] = 1,75 × 1,0 = 1,75.
Допускаемые напряжения:
для шестерни />Мпа;/>
для колеса />Мпа.
Производим сравнительнуюоценку прочности зубьев для чего находим отношение
/>:
/>для шестерни />Мпа;
для колеса />Мпа.
Дальнейший расчет ведемдля зубьев колеса,для которых это отношение меньше.
/>Мпа F2] = 206Мпа.
Вывод: условие прочностивыполнено.
3. Предварительныйрасчет валов редуктора
Предварительный расчетвалов проведем на кручение. Крутящие моменты в сучениях вылов: ведущего-T1 = 31,7 H·м;ведомого –Т2 = 126.8 Н·м
3.1 Ведущий вал
Крутящий момент на валу Т1= 12.5.
Допускаемые напряжения накручение [tк] = 25 Мпа.
Диаметр выходного концавала
/>/>мм.
Так как ведущий валредуктора соединяется муфтой МУВП с валом электродвигателя, то необходимосогласовать диаметры выходных концов валов.
По таблице 2[1] дляэлектродвигателя 4A112М dдв = 32мм.
Тогда dв1 = 0,75 × dдв = 0,75 × 32 =24м (страница 296 [1]);
диаметр вала под подшипникамипринимаем dп1 = 20мм.
Конструкция ведущеговала
/>
3.2 Ведомый вал:
Крутящий момент на валу Т2= 50×м. Диаметр выходного конца вала подведущую звездочку цепной передачи определяем по пониженным напряжениям [tк] = 20 МПа, чем учитывается влияние изгиба вала от натяжения цепи:
/>мм
Принимаем dв2 = 32, диаметр вала под подшипники dп2 = 35м, под зубчатым колесом dк2 = 40.
Диаметр остальныхучастков валов назначаем исходя из конструктивных соображений при компоновкередуктора.
Конструкция ведомоговала
/>
4. Конструктивныеразмеры шестерни и колеса
Шестерню выполняем заодно целое с валом, ееразмеры определены выше:
Z1 =24; m = 3мм; dа1 = 78; df1= 64.5м; b1 = 34.
Колесо кованое, егоразмеры
d2 = 288; da2= 294; b2 = 30мм; m = 3мм; Z2= 96 мм; df2 = 280.5мм,
диаметр ступицы колеса dст2 = 1,6 dк2 = 64мм
длина ступицы колеса lст2 = (1,2¸1,5) dк2 = (1,2¸1,5) × 40 = (48-60)мм
принимаем lст2 = b2 = 50
Толщина обода d0= (2¸4) m = (2¸4) × 3= (6¸12)мм
принимаем d0= 10мм.
Толщина диска С = 0,3 × b2 = 0,3 × 30=9мм, принимаем с = 10мм
Диаметр окружностицентров в диске
Дотв =0,5 (До+ dст2) = 0.5(269+64) = 162мм
Где До = df2 – (2do + 5m) = 294-(2·10+3·5) = 259мм
Диаметр отверстий в дискеколеса
/>
5.Конструктивныеразмеры корпуса редуктора
Толщина стенок корпуса икрышки
d = 0,025×aw + 1мм = 0,025 × 180 + 1= 5,5 мм;
d1 = 0,02×aw+1мм = 0,02 × 180 + 1 = 4,6 мм
принимаем d = d1 = 8мм.
Толщина фланцев поясовкорпуса и крышки
b = b1 = 1,5× d = 1,5 × 8 = 12 мм.
Толщина нижнего поясакорпуса
р = 2,35 × d = 2,35 × 8 = 18,8 мм, принимаем p = 20 мм.
Диаметры болтов:
Фундаментных: d1 = (0,03¸0,036)×аw + 12 = (0,03¸0,036)×180 + 12 = (17,4¸18,5) мм; принимаем болты с резьбойМ18;
крепящих крышку к корпусуу подшипников:
d2 = (0,7¸0,75)×d1 = (0,7¸0,75)×18 = (12,6¸13,5) мм, принимаем болты с резьбой М12.
соединяющих крышку скорпусом: d3 = (0,5¸0,6)×d1 = (0,5¸0,6)×18 = (9¸10,8) мм; принимаем болты с резьбойМ10.
6. Расчет цепнойпередачи
Выбираем приводнуюроликовую однорядную цепь. Крутящий момент на валу
Т2 = 126,8Н·м
Передаточное отношениеопределено выше Uц = 3,55.
Число зубьев ведущейзвездочки
z3 = 31 – 2Uц = 31 – 2 × 3,55 = 23,9; принимаем z3 = 24.
Число зубьев ведомойзвездочки
z4 = z3×Uц = 24 × 3,55 = 85,2. Принимаем z4 = 85
Фактическое передаточноеотношение
/>
что соответствуетпринятому.
Оклонение Δ = />
Допускается ± 3%
Определяем расчетныйкоэффициент нагрузки (формула 7.38[1]);
Кэ = Кд×Ка×Кн×Кр×Ксм×Кп = 1×1×1×1,25×1×1,25 = 1,56;
где Кд = 1 –динамический коэффициент при спокойной нагрузке;
Ка = 1 –коэффициент, учитывает влияние межосевого расстояния при ац £ (30÷60)t;
Кн = 1 – коэффициентвлияние угла наклона линии центров при /> = 45°; Кн =1,0
Кр –коэффициент, учитывает способ регулирования натяжения цепи Кр = 1,25 при периодическом регулированиинатяжения цепи;
Ксм – коэффициентучитывает способ смазки; при непрерывной смазке Ксм = 1,0;
Кп – учитываетпродолжительность работы передачи в сутки, при двухсменной работе Кп = 1,25.
Для определения шага цепинадо знать допускаемое давление [p] вшарнирах цепи. По таблице 7.18 [1] при n2 = 238 об/мин, ориентируясь на шаг цепи t = 19,05 принимаем [p] = 24 МПа.
Шаг однорядной цепи
/>мм.
Подбираем по таблице 7.15[1] цепь ПР–25,4–60 по ГОСТ 13568-75, имеющую: шаг t = 25,4 мм; разрушающую нагрузку Q = 60кН; массу q = 2,6кг/м;
Аоп = 179,7мм2.
Скорость цепи
/>м/с.
Окружная сила
/>H.
Давление в шарнирахпроверяем по формуле 7.39 [1]:
/>МПа.
Уточняем по таблице 7.18[1] допускаемое давление.
р = 23 [ 1 + 0,01 (z3 – 17)] = 21 [1 + 0,01 (24 – 17)] = 22,5 МПа.
Условие р £ [p] выполнено.
Определяем число звеньевцепи (формула 7.36 [1])
/>,
где />(стрaница148 [1]); zå = z3 + z4 = 24 + 85 = 109.
/>
тогда Lt = 2 · 50 + 0,5 · 109 + /> = 156,4. Округляем дочетного числа Lt = 156.
Уточняем межосевоерасстояние цепной передачи по формуле 7.37 [1]
/>
Для свободного провисанияцепи предусматриваем возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,4%, т.е. на 1265 · 0,004 » 5мм.
Определяем диаметрыделительных окружностей звездочек по формуле 7.34 [1]
/>мм;
/>мм.
Определяем диаметрынаружных окружностей звездочек.
/>мм
/>мм,
где d1 = 15,88 мм – диаметр ролика цепи (таблица 7.15 [1]).
Силы, действующие на цепь:
Окружная Ftц = 1300Н (определены выше).
От центробежных сил Fv = q · u2 = 2,6 ·2,422 = 16 H.
От провисания цепи Ff = 9,81 · Kf· q · ац = 9,81 · 1,5 · 2,6 · 1,27= 49 Н,
Расчетная нагрузка на валFв = Ftц+ 2Fγ = 1300+ 2 · 49 = 1398H.
Проверяем коэффициентзапаса прочности цепи (формула 7.40 [1])
/> > [S] = 8,4
где [S] = 8,4– нормативный коэффициентзапаса прочности цепи (таблица 7.19 [1]).
Условие S > [S] выполнено
Размеры ведущейзвездочки:
dd3 =194.6мм; Дез = 206мм
диаметр ступицы звездочки
Дст3= 1,6 dв2 = 1,6 ·32 = 52мм;
длина ступицы lст3 = (1,2¸1,6) ·dв2 = (1,2¸1,6) ·32 = (38,4÷51,2) мм;
принимаем lст3 = 50 мм.
Толщина диска звездочки
С = 0,93 Вн = 0,93 · 15,88 =14,8 мм
где Вн = 15,88мм – расстояние между пластинами внутреннего звена цепи (табл. 7.15 [1])
7. Первый этапкомпоновки редуктора
Компоновку выполняется вдва этапа. Превый этап позволяет приближенно определить положение зубчатыхколес и ведущей звездочки цепной передачи относительно опор для последующегоопределения опорных реакций и набора подшипников.
Компоновочный чертежвыполняем в одной проекции – разрез по осям валов, при снятой крышке корпуса в масштабе М 1:1.
Примерно по серединелиста проводим горизонтальную осевую линию, затем две вертикальные оси валов на расстоянии аw = 180 мм.
Вычерчиваем упрощенношестерню и колесо: шестерня выполнена за одно целое с валом: длина ступицыколеса равна ширине венца колеса.
Очерчиваем внутреннююстенку корпуса:
а) принимаем зазор отокружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса А = δ =10 мм;
б) принимаем зазор междуторцом ступицы шестерни и внутренней стенкой корпуса А1 = 10 мм;
в) принимаем зазор междунаружным кольцом подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса А2= 10 мм.
Предварительно намечаемрадиальные шарикоподшипники легкой серии по ГОСТ 8338-75. Габариты подшипниковвыбираем из таблицы П3. [1] по диаметру вала в месте посадки подшипника: dп1 = 30 мм; dп2 = 35 мм.Условное обозначение подшибника d D B Грузоподъёмность, кН Размеры, мм 206 30 62 16 19,5 10 207 35 72 17 25,5 13,7
Решаем вопрос смазкиподшипников. Принимаем для подшипников пластичную смазку. Для предотвращениявытекания смазки внутрь и вымывания пластичной смазки жидким маслом из зонызацепления устанавливаем мазеудерживающие кольца. Их ширина определяет размерУ=10 мм; принимаем У = 10 мм.
Находим расстояние отсередины шестерни до точек приложения реакции подшипников к валам:
на ведущем валу />мм;
на ведомом валу />мм;
тоесть l1 = l2 = 54 мм.
Из расчета цепнойпередачи определяем расстояние от точки приложения натяжения цепи к валу, доточки приложения реакции ближайшего из подшипника ведомого вала.
Длина гнезда подшибника
/>мм,
S = 10 мм – толщина врезной крышки;
Определяем расстояние отточки приложения натяжения цепи к валу до реакции ближайшего подшибникаведомого вала
/>мм
8. Проверкадолговечности подшипников
8.1 Ведущий вал
Силы, действующие взацеплении:
Ft = 500 H; Fr = 182H, из первого этапа компоновки l1 = 46 мм.Расчетная схема вала
/>
Определяем реакции опор:
а) в горизонтальнойплоскости />H;
б) в вертикальнойплоскости />Н.
Определяем изгибающиемоменты и строим эпюры:
а) в горизонтальнойплоскости
Mx1 = 0; Mx2 = 0; Mcx = Rx1·l1 = 440· 54 = 23760 H·мм = 23,76 Н·м;
б) в вертикальнойплоскости
My1= 0; My2 = 0; Mcy = Ry1· l1 = 160· 54 = 8640 H·мм = 8,64 Н·м.
Определяем суммарныереакции опор
/>
Так как осевая нагрузка взацеплении отсутствует, токоэффициент осевой нагрузки
y = 0, а радиальной x = 1,0.
Эквивалентную нагрузкуопределяем по формуле
Рэ = x · v · R · Кб · Кт
при t
V = 1,0 – коэффициент при вращениивнутреннего кольца подшипника.
Кб =1.2–коэфициент безопасности для редукторов
Тогда Рэ = 1,0· 1,0 · 470 · 1,2 · 1,0 = 570 H =0,57кН.
Расчетная долговечность,часов
/>часов.
8.2 Ведомый вал
Силы действующие взацеплении: Ft = 880 H; Fr = 320H; Fц = 1398 H. Крутящиймомент на валу Т2 = 126 Н·м. n2 = 238об/мин
Из первого этапакомпоновки: l2 = 54 мм; l3 = 70 мм.
Расчетная схема вала
/>
Составляющие действующиена вал от натяжения цепи.
Fцx = Fцy = Fц · sinγ= 1398 · sin 45° = 1398 · 0,7071 = 988 Н.
Определяем реакции опор:
а) в горизонтальнойплоскости
åm3 = 0; Fцx· (2l2 + l3) – Ft ·l2 – Rx4· 2l2 = 0;
/>Н;
åm4 = 0; – Rx3 · 2l2 + Ft · l2 + Fцx · l3 = 0
/>H.
Проверка:
åxi = 0; Rx3 + Fцx – Ft – Rx4 = 1126 + 988 – 880 – 1234=0.
Следовательно реакцииопределены верно.
б) в вертикальнойплоскости
åm3 = 0; Fr·l2 + Fцy· (2l2 + l3) – Ry4· 2l2 = 0
/>H;
åm4 = 0; – Ry3· 2l2 – Fr· l2 + Fцy· l3 = 0;
/>Н.
Проверка:
åyi = 0; Ry3 + Fr + Fцy – Ry4 = 480 + 320+988 – 1788= 0.
Следовательно реакцииопределены верно.
Определяем изгибающиемоменты и строим эпюры:
а) в горизонтальнойплоскости
Мx3 = 0; Mbx= 0;
Max = — Rx3· l2= — 1126· 54= — 60800 H·мм = -60,8 Н·м;
M4х = — Fцx· l3= — 988 ·70 =- 69160 H·мм = — 69,16 Н·м;
б) в вертикальнойплоскости
M3y = 0, M by= 0;
May = Ry3· l2 = 480 ·54 = 25920 H·мм = 25,92 Н·м;
M4y = — Fцy· l3 = — 998 · 70 = — 69160 H·мм = — 69,16 Н·м.
Определяем суммарныереакции опор
/>Н;
/>Н.
Эквивалентную нагрузкуопределяем для более нагруженной опоры “4”, так как
R4 > R3.
Значения коэффициентов принимаемте же, что и для ведущего вала:
x = 1,0, v = 1,0, Кт = 1,0, Кб = 1,2. У = 0;
Определяем эквивалентнуюнагрузку
Рэ4 = x · v · R4 · Кт · Кб= 1,0 · 1,0 · 2,18 · 1,2 · 1,0 = 2,62 кН.
Расчетная долговечность,часов
/>часов.
Подшипники ведущего вала№ 205 имеют ресурс Lh = 69·104ч, а подшипникиведомого вала № 206 имеют ресурс Lh = 64,52·103 часов.
9. Проверка прочностишпоночных соединений
Шпонки призматические соскругленными торцами. Размеры сечений шпонок, пазов и длины по ГОСТ 23360 – 78. Материал шпонок сталь 45, нормализованная.
Напряжения смятия иусловие прочности
/>;
допускаемые напряженияпри стальной ступице [/>см] = 120 МПа, а при чугуннойступице [G см] = 70 МПа.
9.1 Ведущий вал
Крутящий момент на валу Т1= 31,7 Н·м.
Шпонка на выходном концевала для соединения муфтой с валом электродвигателя. По таблице 8.9 [1] при dв1 = 18 мм находим b×h = 8×7 мм; t1 = 4 мм;длина шпонки
l = 40 мм, при длине ступицы полумуфты lст = 45 мм (Таблица 11.5 [1]).
Тогда />
9.2 Ведомый вал
Крутящий момент на валу Т2= 126,8 Н·м.
Шпонка под зубчатымколесом dк2 = 40 мм. По табл. 8.9 [1] принимаем b×h = 12×8 мм; t1 = 5 мм; длинашпонки l = 45 мм. При длине ступицы колеса lст3 = 50 мм.
Тогда />
Шпонка на выходном концевала, под ведущую звёздочку цепной передачи,
dв2 = 32мм; По таблице8.9[1] b×h = 10×8; t 1 = 5мм; l = 50мм; при длине ступицы звёздочки lст = 55мм
Звёздочка литая из стали45Л
Тогда />
Вывод: Условие />см £ [/>см] выполнено.
10. Уточненный расчетвалов
Будем выполнять расчетдля предположительно опасных сечений. Прочность соблюдена при S ³ [S].
10.1 Ведущий вал
Материал вала сталь 45,улучшенная так как вал изготовлен за одно целое с шестерней. По таблице 3.3 [1]при диаметре заготовки до 90 мм (в нашем случае da1 = 78 мм) принимаем />в = 780 МПа.
Предел выносливости присимметричном цикле изгиба
/> = 0,43·/>в = 0,43 · 780 = 335 МПа.
Предел выносливости присимметричном цикле касательных напряжений
t-1 = 0,58· /> = 0,58 · 335 = 193 МПа.
Сечение А-А .
Это сечение выходногоконца вала dв1 = 24 мм под муфту, для соединениявала двигателя с валом редуктора. Концентрацию напряжений вызывает наличиешпоночной канавки. По таблице 8.9 [1] при dв1 = 24 мм находим b = 8 мм; t1 = 4 мм. Это сечение рассчитываем накручение. Коэффициент запаса прочности сечения
/>.
Момент сопротивлениякручению
/>мм3.
Крутящий момент на валу Т1= 12,5 Н·м.
Амплитуда и среднее напряжениецикла касательных напряжений
/>МПа.
Принимаем по таблице 8.5[1] K/>= 1,78,
по таблице 8.8 [1] et = 0,83 и yt = 0,1. Тогда
/>
10.2 Ведомый вал
Материал вала – сталь 45,нормализованная. По табл.3.3[1] принимаем в = 580 МПа.
Cечение вала А-А.
Это сечение под зубчатымколесом dк2 = 40 мм. Крутящий момент на валу
Т2 = 126,8 Н·м. Концентрация напряженийобусловлена наличием шпоночной канавки. По табл. 8.9 [1] при dк2=35мм находим b = 12 мм, t1 = 5 мм.
Вал подвергается совместномудействию изгиба и кручения.
Момент сопротивленияизгибу:
/>мм3.
Амплитуда нормальныхнапряжений:
/> МПа. />
Амплитуда и среднеенапряжение цикла касательных напряжений:
/>МПа.
По табл. 8.5 [1] K/>= 1,58; Kt = 1,48;
По табл. 8.8 [1] e/>= 0,85; et = 0,73; yt= 0,1.Коэффициентзапаса прочности по нормальным напряжениям
/>.
Коэффициент запасапрочности по касательным напряжениям
/>
Результирующийкоэффициент запаса прочности сечения
/>
Сечение вала Б-Б.
Это сечение выходногоконца вала под ведущую звездочку цепной передачи
dв2 = 32мм. Концентрация напряженийобусловлена наличием шпоночной канавки. По табл. 8.9 [1] при dв2=25 мм находим b = 10 мм, t1 = 5 мм.
Вал подвергаетсясовместному действию изгиба и кручения
Изгибающий момент всечении под звездочкой
Mи = Fц· x, приняв x =50мм получим
Ми = 1398 ·50 = 69,9 Н·м.
Момент сопротивлениякручению
/>мм3.
Момент сопротивленияизгибу
/>мм3.
Амплитуда нормальныхнапряжений
/>МПа; />m = 0.
Амплитуда и среднеенапряжение цикла касательных напряжений
/>МПа.
По табл. 8.5 [1]принимаем К/>=1,58; Кt = 1,48.
По табл. 8.8 [1] находим e/>= 0,87; et = 0,76;Коэффициентзапаса прочности по нормальным напряжениям
/>
Коэффициент запасапрочности по касательным напряжениям
/>
Результирующий коэффициентзапаса прочности сечения
/>
Вывод: прочность валовобеспечена.
11. Выбор сорта смазки
Смазывание зубчатогозацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрькорпуса редуктора.
Объем масляной ванны (Vм) определяется из расчета 0,25 дм3 масла на 1 кВт передаваемоймощности.
Vм = 0,25· Ртр = 3,15 = 0,7 дм3.
По табл. 10.8 [1]устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях
/>н = 302 МПа и скоростиколес V = 4,26 м/с рекомендуемая вязкостьмасла
u50 = 28·10-6 м2/c
По табл. 10.10 [1] поГОСТ 20799 – 75 выбираем масло индустриальное И — 30А.
Подшипниковые камерызаполняют пластичной смазкой УТ-1 (Табл. 9.14 [1]). Периодически смазкапополняется шприцем через пресс – масленки.
12. Посадки деталейредуктора
Посадки назначаем всоответствии с указаниями таблица 10.13. [1]
по ГОСТ 25347 – 82.
Посадка зубчатого колесана вал />.
Посадка ведущей звездочкина вал />.
Шейки валов подподшипники выполняем с отклонением вала к6. Отклонения отверстий в корпусе поднаружные кольца подшипников по Н7.
Посадки остальных деталейуказаны на сборочном чертеже редуктора.
13. Сборка редуктора
Перед сборкой внутреннююполость редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборкупроизводят в соответствии с чертежом общего вала, начиная с узлов валов;
На ведущий вал насаживаютмазеудерживающие кольца и устанавливают шарикоподшипники номер 206, предварительно нагретые в масле до t = 90 – 100 °С и надевают сквозную подшипниковуюкрышку.
В ведомый вал закладываютшпонку 12×8×45 мм и напрессовывают колесо до упора в бурт вала, устанавливают распорную втулку, мазеудерживающие кольца, шарикоподшипники номер 207предварительно нагретые в масле и надевают сквозную подшипниковую крышку.
Собранные валы укладываютв основание корпуса,заполняют подшипниковые камеры пластичной смазкой. Покрывают поверхности стыкакорпуса и крышки спиртовым лаком, устанавливают в проточки корпуса глухие врезныеподшипниковые крышки и устанавливают крышку корпуса.
Перед установкой сквозныхподшипниковых крышек в проточки закладывают войлочные сальники.
Для центровки крышкаустанавливается на корпусе с помощью двух конических штифтов.
Проверяют проворачиваниемвалов отсутствие заклинивания подшипников и закрепляют крышку корпуса болтами.
Ввертывают пробкумаслоспускного отверстия с прокладкой, жезловый маслоуказатель и пресс-масленки. Заливаютвнутрь корпуса масло индустриального И – 30А и закрывают смотровое отверстиекрышкой с прокладкой, измаслостойкой резины, изакрепляют крышку болтами.
Собранный редукторобкатывают и подвергают испытанию на стенде.
Литература
Чернавский С.А. и др. “Курсовоепроектирование деталей машин”. М., 1987г.
Устюгов.И.И «Детали машин». М 1981г.