kursovik (Проектирование конического редуктора)
Описание файла
Документ из архива "Проектирование конического редуктора", который расположен в категории "". Всё это находится в предмете "остальные рефераты" из , которые можно найти в файловом архиве . Не смотря на прямую связь этого архива с , его также можно найти и в других разделах. Архив можно найти в разделе "рефераты, доклады и презентации", в предмете "остальные рефераты" в общих файлах.
Онлайн просмотр документа "kursovik"
Текст из документа "kursovik"
Введение
Цель курсового проектирования – систематизировать, закрепить, расширить теоретические знания, а также развить расчетно-графические навыки студентов. Основные требования, предъявляемые к создаваемой машине: высокая производительность, надежность, технологичность, минимальные габариты и масса, удобство в эксплуатации и экономичность. В проектируемых редукторах используются различные передачи. Передачи классифицируются:
По принципу действия:
а) с использованием сил трения (фрикционные, ременные).
б) работающие в результате возникновения давления между зубьями и кулачками.
Проектируемый привод состоит (Рисунок из задание) из электродвигателя (1), клиноременной передачи (2), конического зубатого редуктора (3), кулачково-дисковой муфты.
Шнековый пресс непрерывного действия производит выдавливание сока из предварительно измельченных и обработанными ферментными препаратами плодов и ягод. Через загрузочную воронку в корпусе сырье попадает к винтовому шнеку (5) с полым рабочим валом, помещенным внутри цилиндра (6). При вращении шнека происходит перемещения массы внутри цилиндра с отжатием сока. Степень отжатия регулируется конусом (7). Полученный сок отводится через отверстия в цилиндре (6) и в полом валу.
-
Выбор электродвигателя. Кинематический и
силовой расчет привода
-
Выбор электродвигателя
Исходные данные:
-
Мощность на валу барабана – Р3=2,6 кВт.
-
Частота вращения барабана – n3=50 об/мин.
-
Синхронная частота вращения вала двигателя – nС=750 об/мин.
Принимаются следующие значения КПД по таблице 1.1 [1, с 5]:
-
1=0,95 – КПД клиноременной передачи;
-
2=0,96 – КПД закрытой зубчатой передачи с коническими колесами;
-
3=0,99 – КПД пары подшипников.
Общий КПД определяется по формуле [1, с 4, ф (1.2)]:
ОБЩ=1232 (1.1)
ОБЩ=0,950,960,992=0,894
Определяется требуемая мощность электродвигателя по формуле
[1, с 4, ф (1.1)]:
По ГОСТ 19523-81 принимается исходя из синхронной частоты вращения электродвигатель марки 4АМ112МВ8У3, характеристики которого:
-
Мощность двигателя – РДВ=3 кВт.
-
Номинальная частота вращения – nНОМ=700 об/мин.
Рисунок 1 – Кинематическая схема привода
Угловая скорость
-
Кинематический расчет привода
Определяем общее передаточное число привода по формуле [1, с 8]:
В соответствии с рекомендацией [1, с 7] производится разбивка общего передаточного числа на частные составляющие:
-
для клиноременной передачи U=24;
-
для зубчатой U=26.
Предварительно принимается по ГОСТ для U2=5 тогда определяется число для клиноременной передачи по формуле [1, с 8]:
Определяются частоты вращения валов привода:
Определяются угловые скорости валов:
-
Силовой расчет
Определяются мощность на валах привода:
I вал: Р1=РДВ=2,9 кВт,
II вал: Р2=Р113=2,90,950,99=2,7 кВт,
III вал: Р3=Р223=2,70,960,99=2,6 кВт.
Определяются вращающие моменты на валах привода:
Кинематические и силовые зависимости сводятся в таблицу 1
Таблица 1 – Параметры привода
№ вала | Частота вращения, об/мин | Угловая скорость, рад/с | Вращающий момент, Нм | Передаваемая мощность, кВт | Передаточное число | |
I | 700 | 73,3 | 39,56 | 2,9 | 2,8 | |
II | 250 | 26,2 | 103,5 | 2,7 | 5 | |
III | 50 | 5,2 | 500 | 2,6 |
-
Расчет клиноременной передачи
Исходные данные:
-
Передаваемая мощность – Р =2,9 кВт.
-
Вращающий момент на ведущем валу – Т1 =39,56 Нм.
-
Частота вращения ведущего шкива – n1=700 об/мин.
-
Угловая скорость ведущего шкива – 1=73,3 рад/с.
-
Передаточное число – U1=2,8.
-
Режим работы средний число смен – 2.
2.1 Определение геометрических параметров
По номограмме [1, с 134] по частоте вращения ведущего шкива и передаваемой мощности принимается сечение клинового ремня «Б».
Определяем диаметр ведущего шкива по формуле:
По ГОСТ 20898-75 принимается диаметр шкива d1=125 мм.
Диаметр ведомого шкива определяется по формуле [1, с 130, ф (7.25)]:
d2=d1U(1-) (2.2)
где – коэффициент скольжения, =0,02 [1, с 20].
d2=1252,8(1-0,02)=343 мм,
Принимаем по ГОСТ d2=355 мм.
Уточняем передаточное число передачи по формуле:
Определяются межосевые расстояния, по формулам [1, с 130, ф (7.26)]
минимальное:
amin=0,55(d1+d2)+T0, (2.4)
где Т0 – высота сечения ремня, для типа «Б» Т0=10,5 мм,
amin=0,55(125+355)+10,5275 мм.
максимальное:
amax=d1+d2 (2.5)
amax=125+355=480 мм.
расчетное:
применяем a=380 мм.
Определяется расчетная длина ремня по формуле [1, с 121, ф (7.7)]:
По ГОСТ 12841-80 принимается длина ремня LP=1600 мм.
Уточняем межосевое расстояние по формуле [1, с 137, ф (7.27)]:
где
w=0,5(d1+ d2) (2.9)
y=( d1- d2)2 (2.10)
w=0,53,14(125+355)=754 мм,
y=( 125-355)2=52900 мм,
Определяется угол обхвата ведущего шкива по формуле [1, с 137, ф (7.28)]:
т. к. =147º43/>[]=120º – угол обхвата достаточный.
Определяем число ремней по формуле:
где СР – коэффициент учитывающий режим и условия работы передачи, принимается по таблице 7,10 [1, с 136], СР=1,2;
СL – коэффициент учитывающий режим и условия, принимается по таблице 7,9 [1, с 135], СL=0,92;
Сz – коэффициент учитывающий число ремней, в передаче предполагая z=23 [1, с 135], Сz=0,95;
С – коэффициент учитывающий угол обхвата ведущего шкива, при =147º38’ С=0,90;
Р0 – мощность передаваемая одним клиновым ремнем типа «Б», по таблице 7,8 [1, с 132] Р0=2 кВт.
Принимаем z=3.
Определяем ширину обода шкива по формуле [1, с 138]:
B=(z-1)l+2f (2.13)
где l=19 мм, f=12,5 мм – параметры канавок шкива из таблицы 7,12 [1, с 138].
B=(3-1)19+212,5=63 мм.
2.2 Определение натяжения ветвей
Натяжение ветвей определяется по формуле [1, с 136, ф (7.30)]:
где V – окружная скорость ремня, м/с;
– коэффициент, учитывающий центробежную силу, при сечении «Б» =0,18 [1, с 136].
2.3 Определение силы действующей на вал
По формуле [1, с 136, ф (7.31)]:
-
Расчет зубчатых колес редуктора
Исходные данные:
-
Передаваемая мощность – Р =2,7 кВт.
-
Вращающий момент на ведущем валу – Т2 =103,5 Нм.
-
Вращающий момент на ведомом валу – Т3 =500 Нм.
-
Частота вращения ведущего вала – n2=250 об/мин.
-
Частота вращения ведомого вала – n3=50 об/мин.
-
Угловая скорость ведущего вала – 2=26,2 рад/с.
-
Передаточное число – U2=5.
3.1 Выбор материала колес
Для шестерни примем сталь 40Х улучшенную с твердостью НВ 270; для колеса сталь 40Х улучшенной твердостью НВ 245.
Допускаемое контактные напряжения по формуле [1, с 33, ф (3.9)]:
где Hlimb – предел контактной выносливости при базовом цикле, значения по таблице 3.2 [1, с 34];
КHL – коэффициент долговечности, при длительной эксплуатации КHL=1;
[SH] – коэффициент безопасности, [SH]=1,15;
Hlimb=2HB+70=2·245+70=560 MПа.
3.2 Определение геометрических параметров конической передачи
Внешний делительный диаметр колеса, по формуле [1, с 49, ф (3.29)]:
где Т3 – вращающий момент III вала, Т3=500 Нм;
KHβ – коэффициент при консольном расположении шестерни 1,35;
U – передаточное число, U=5;
ψbRe – коэффициент ширины венца по отношению к внешнему конусному расстоянию, ψbRe=0,285;
Кd –для прямозубых передач Кd = 99
Принимаем по ГОСТ 1289-76 ближайшее стандартное значение de2=400 мм.
Примем число зубьев шестерни z1=25,
Тогда, по формуле
Внешний окружной модуль, по формуле:
Углы делительных конусов:
Внешнее конусное расстояние Re:
Дина зуба b
Принимаем b=60 мм.
Внешний делительный диаметр шестерни, по формуле:
de1=mez1 (3.9)
de1=mez1=3,225=80 мм.
Средний делительный диаметр шестерни
d1=2(Re-0,5b)sin (3.10)
d1=2(203,96-0,560)sin11º19’=68,3 мм.
Внешние диаметры шестерни и колеса (по вершинам зубьев):
daei=dei+2mecosi (3.11)
dae1=80+23,2cos11º19’=86,3 мм
dae2=400+23,2cos78º41’=401,3 мм.
Средний окружной модуль
Коэффициент ширины шестерни по среднему диаметру
Средняя окружная скорость колес:
Для конических колес назначаем 9-ю степень точности.
3.3 Проверка по контактным напряжениям
Для проверки контактных напряжений определяем коэффициент нагрузки:
KH=KHβKHαKHV (3.15)
где KH – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине зуба, при Ψbd=0,6 при консольном расположении колес и твердости HB<350, KH=0,56;
KH – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между прямыми зубьями, КНα=1,05;
KHV – коэффициент учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении, для прямозубых колес при V5 м/с, КHV=1,05.
КН=1,23·1,0·1,05=1,3
Проверяем контактное напряжение, по формуле [1, с 47, ф (3.27)]:
3.4 Силы в зацеплении
Окружная
радиальная для шестерни, равная осевой для колеса,
Fr1=Fa2=Ft·tgα·cosδ1 (3.18)
Fr1=Fa2=3030·tg20º·cos11º19’=1081 Н.
осевая для шестерни, равная радиальной для колеса,
Fa1=Fr2=Ft·tgα·sinδ1 (3.19)
Fa1=Fr2=3030·tg20º·sin11º19’=216 Н.
3.5 Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба
Определяем по формуле [1, с 50, ф (3.31)]:
где КF – коэффициент нагрузки;
YF – коэффициент формы зуба, выбираем в зависимости от эквивалентного числа зубьев;
F – опытный коэффициент, учитывающий понижение нагрузочной способности конической прямозубой передачи по сравнению с цилиндрической,
F =0,85.
KF=KFKF (3.21)
где при Ψbd=0,65, консольном расположении колес, валах на рожковых подшипниках и твердости НВ350 значения КFβ=1,38;
при твердости НВ350, скорости V5 м/с и девятой степени точности КF=1,45.
KF=1,38·1,45 = 2
Эквивалентные числа зубьев определяются как:
Для шестерни
Для колеса
При этом YF1=2,33; YF2=1,82
Допускаемое напряжение при проверке зубьев на выносливость по напряжениям изгиба.
где – предел выносливости при эквивалентом числе циклов;
– коэффициент запаса прочности.
Для стали 40Х улучшенной при твердости НВ<350
Для шестерни
для колеса
Коэффициент запаса прочности
[SF]=[SF]| [SF]|| (3.25)
где [SF]| = 1,75
для поковок и штамповок [SF]|| = 1.
Отсюда
[SF]=1,75·1=1,75.
Допускаемые напряжения при расчете зубьев на выносливость:
для шестерни
для колеса
Для шестерни отношение
для колеса
Дальнейший расчет ведем для зубьев шестерни, так как полученное отношение для него меньше.
Проверяем зуб колеса, по формуле (3.20):
4. Предварительный расчет валов редуктора
Расчет редуктора выполним на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.
Крутящие моменты в поперечных сечениях валов:
ведущего ТК1=Т2=103,5 Нм;
ведомого ТК2=Т3=500 Нм;
Определяем по формуле:
4.1 Ведущий вал
Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении [К]=25 МПа
(Рис. 2)
принимаем dВ1=28 мм.
Диаметр под подшипник принимаем dП1=35 мм; т.к. диаметр впадин мал, то шестерню выполняем заодно с валом.
4.2 Ведомый вал
Диаметр выходного конца вала dВ2 определяем при [К]=25 МПа
(Рис. 3)
Чтобы ведомый вал редуктора можно было соединить с помощью цепной муфты, принимаем dВ2=50 мм.
Диаметр под подшипник принимаем dП2=55 мм; диаметр под зубчатым колесом dК2=60 мм.
Рисунок 2 – Ведущий вал
Рисунок 3 – Ведомый вал
5. Конструктивные размеры шестерни и колеса
Шестерню выполняем за одно с валом.
Колесо.
Коническое зубчатое колесо кованное.
Его размеры: dae2 =401,3 мм.
Диаметр ступицы dcm ≈ 1,6·dk2 =1,6·60≈96 мм;
Длинна ступицы lcm=(1,2÷1,5)·dk2 =(1,2÷1,5)·60=72÷90 мм;
принимаем lcm=72 мм.
Толщина обода δо =(3÷4)·m=(3÷4)·2,73=8÷11; принимаем δо =12 мм.
Толщина диска С =(0,1÷0,17)·Re =(0,1÷0,17)·203,96=20,4÷34,7 мм, принимаем
С= 22 мм.
6. Конструктивные размеры корпуса редуктора
Рассчитываем по соотношениям [1, с 241, табл. 10.2].
Толщина стенок корпуса и крышки.
δ=0,05·Re +1=0,05·203,96+1=11,2 мм,
принимаем δ=12 мм.
δ=0,04·Re +1=0,04·203,96+1=9,2 мм,
принимаем δ=12 мм.
Толщина фланцев (поясов) корпуса и крышки:
верхнего пояса корпуса и пояса крышки:
b=1,5·δ=1,5·12=18 мм,
b1=1,5·δ1=1,5·10=15 мм,
нижнего пояса корпуса:
p1=2,35·δ1 =2,35·12=28 мм.
Диаметры болтов:
фундаментных,
d1=0,055Re+12=0,055203,96+1223 мм,
принимаем фундаментные болты с резьбой М24.
болтов, крепящих крышку к корпусу у подшипника,
d2=(0,70,75)d1=(0,70,75)24=16,818 мм,
принимаем болты с резьбой М16.
болтов, соединяющих крышку с корпусом,
d3=(0,50,6)d1=(0,50,6)24=1214,4 мм,
принимаем болты с резьбой М14.
7. Первый этап компоновки редуктора
Выбираем способ смазывания; зацепление зубчатой пары – окунание зубчатого колеса в масло; для подшипников пластичный смазочный материал. Раздельное смазывание принято потому, что один из подшипников ведущего вала удален, и это затрудняет попадание масляных брызг.
Камеры подшипников отделяем от внутренней полости корпуса мазеудерживающими кольцами.
Намечаем для валов роликоподшипники конические однорядные легкой серии:
Таблица 2 – Параметры подшипников
Условное обозначение подшипника | d | D | T | C | B | r | r1 | c | c0 | е |
мм | кН | |||||||||
7207 | 35 | 72 | 18,25 | 15 | 17 | 2 | 0,8 | 38,5 | 26 | 0,37 |
7211 | 55 | 100 | 23 | 18 | 21 | 2,5 | 0,8 | 65 | 46 | 0,37 |
Наносим габариты подшипников ведущего вала (миллиметровка), наметив предварительно внутреннюю стенку корпуса на расстоянии x=10 мм от торца шестерни и отложив зазор между стенкой корпуса и торцом подшипника
y1=10 мм.
При установке радиально-упорных подшипников необходимо учитывать, чторадиальные реакции считают приложенными к валу в точках пересеченияч нормалей, проведенных к серединам контактных площадок [1, с 217, табл. 9.21].
Для однородных конических роликоподшипников, по формуле
[1, с 218, ф (9.11)]:
Размер от среднего диаметра шестерни до реакции подшипника
f1=53+16=69 мм.
Принимаем размер между реакциями подшипников ведущего вала
C1≈(1,4÷2,3)·f1 =(1,4÷2,3)·69=96,6÷158,7 мм,
принимаем С1=120 мм.
Намечаем положение шкива ременной передачи и замеряем расстояние от линии реакции ближнего к ней подшипника:
Размещаем подшипники ведомого вала, наметив предварительно внутреннюю стенку корпуса на расстоянии х=10 мм от торца ступицы колеса и отложив зазор между стенкой корпуса и торцом подшипника y2=10 мм.
Для подшипников 7211 размеры
Определяем замером размер А – от линии реакции подшипника до оси ведущего вала. Корпус редуктора выполним симметричным относительно оси ведущего вала и применим размер А/=А=106 мм.
Замером определяем расстояние f2=72 мм и
С2=(1,4÷2,3)·72=100,8÷165,6 мм,
принимаем С2=140 мм.
8. Проверка долговечности подшипников
8.1 Ведущий вал (рисунок 4)
Силы, действующие в зацеплении:
Ft=3030 H, Fr1=Fa2=1081 H, Fa1=Fr2=216 H.
Нагрузка на вал от ременной передачи Fв=1291 H.
Первый этап компоновки дал: f1=69 мм, С1=120 мм, l3=100 мм.
8.1.1 Определение нагрузок на опоры валов
Реакция опор.
В плоскости XZ
-Rx1·C1+Fвl3+Ft ·(f1+С1)=0
-Rx2·C1+Fв(l3+С1)+Ft ·f1=0
Проверка:
Rx2–Rx1+Ft-Fв=4109,1-5848,1+3030-1291=0.
В плоскости YZ
Рисунок 4 – Расчетная схема ведущего вала (Нмм)
Проверка:
Ry2–Ry1+Fr=560,1-1641,1+1081=0.
Суммарные реакции:
Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников, по формуле [1, с 216, ф (9.9)]:
S =0,83·ePr (8.1)
S2=0,83·ePr2 =0,83·0,37·4147,1=1273,6 H,
S1=0,83·ePr1 =0,83·0,37·6074=1865,3 H.
здесь для подшипников 7207 и 7211 параметр осевого нагружения e=0,37 (табл. 2).
Осевые нагрузки подшипников.
В этом случае S1>S2, Fa>0, [1, с 217, табл. 9.21] тогда
Pa1=S1 =1865,3 H,
Pa2=S1+Fa =1865,3+216=2081,3 H.
8.1.2 Определение долговечности опоры валов
Рассмотрим левый подшипник.
Отношение , поэтому следует учитывать осевую нагрузку.
Эквивалентная нагрузка по формуле, [1, с 212, ф (9.3)]:
Pэ2=(X·V·Pr2+Y·Pa2)·K·КТ (8.2)
где V – коэффициент, при вращении внутреннего кольца V=1;
для заданных условий X=0,4; Y=1,565; K=КТ =1 [1, с 212, табл. 9.18-9.20];
Эквивалентная нагрузка
Рэ2=(0,4·14147,1+1,565·2081,3)11=4916,1 Н.
Расчетная долговечность (млн.об), по формуле [1, с 211, ф (9.1)]:
где Р – показатель степени, для роликоподшипников Р=10/3.
Расчетная долговечность (ч.)
где n – частота вращения ведущего вала, n=250 об/мин (пункт 1.2).
Рассмотрим правый подшипник.
Отношение , поэтому при подсчете эквивалентной нагрузки осевые силы не учитываются
Эквивалентная нагрузка по формуле:
Pэ1=V·Pr1·K·КТ (8.5)
Рэ2=6074·111=6074 Н.
Расчетная долговечность (млн.об):
Расчетная долговечность (ч.)
8.2 Ведомый вал (рисунок 5)
Из предыдущих расчетов Ft=3030 H; Fr=216 H; Fa=1081 H.
Первый этап компоновки дал f2=72 мм; С2 =14040нок 6ал. эквивалентной нагрузки осевые силы не учитываются ь, чторадиальные реакции считают приложенными к валу в точках пер мм.
8.2.1 Определение нагрузок на опоры валов
Реакция опор.
В плоскости XZ
-Rx3·(C2+f2)+Ft ·f2=0
Rx4·(C1+f2)-Ft ·C2=0
Проверка:
Rx3+Rx4-Ft =1029,1+2000,9-3030=0.
В плоскости YZ
Рисунок 5 – Расчетная схема ведомого вала (Нмм)
Проверка:
Ry3–Ry4+Fr=946,5-1162,5+216=0.
Суммарные реакции:
Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников, по формуле (8.1):
S3=0,83·0,37·1398,2=429,4 H,
S4=0,83·0,37·2314,1=710,7 H.
Осевые нагрузки подшипников.
В этом случае
S34,
S4-S3=710,7-429,4=281,3< Fa=1081 Н
[1, с 217, табл. 9.21] тогда
Pa3=S3 =429,4 H,
Pa4=S3+Fa =429,4+1081=1510,4 H.
8.2.2 Определение долговечности опоры валов
Так как в качестве опор ведомого вала применены одинаковые подшипники легкой серии 7211, то долговечность определим для более нагруженного правого подшипника.
Отношение , поэтому следует учитывать осевую нагрузку.
Эквивалентная нагрузка:
Рэ4=(0,4·12314,1+1,565·1510,4)11=3289,4 Н.
Расчетная долговечность (млн.об):
Расчетная долговечность (ч.)
Полученные долговечности более требуемой. Подшипники приемлемы.
9. Второй этап компоновки редуктора
Взаимное расположение подшипников фиксируем распорной втулкой и установочной гайкой М33×1,5 с предохранительной шайбой. Толщину стенки втулки назначают
(0,1÷0,15)dП (9.1)
принимаем ее равной 0,15·35=5 мм.
Подшипники размещаем в стакане, толщина стенки которого
где, D – наружный диаметр подшипника, D=72 мм.
Очеркиваем всю внутреннюю стенку корпуса, сохраняя величины зазоров, принятых в первом этапе компоновки х=10 мм, y2=10 мм.
Для фиксации зубчатое колесо упирается с одной стороны в утолщение вала
66 мм, а с другой – в мазеудерживающее кольцо; участок вала 60 мм делаем короче ступицы колеса, чтобы мазеудерживающее колесо 55 мм упиралось в торец колеса, а не в буртик вала; переход вала от 60 мм к 55 мм смещен на
2–3 мм внутрь зубчатого колеса.
Наносим толщину стенки корпуса δк=12 мм и определяем размеры основных элементов корпуса [1, с 240, §10.2].
Определяем глубину гнезда под подшипник
LГ ≈ 1,5·Т2 (9.3)
где Т2 – ширина подшипника 7211, Т2=23 мм.
LГ =1,5·23=34,5 мм.
10. Проверка прочности шпоночных соединений
Шпонки призматические со скругленными торцами.
Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок по СТ СЭВ 189–75 [1, с 169, табл. 8.9].
Материал шпонок – сталь 45 нормализованная. Напряжения смятия и условие прочности по формуле [1, с 170, ф (8.22)]:
где Т – передаваемый вращающий момент, Нмм;
d – диаметр вала в месте установки шпонки;
h – высота шпонки;
t1t – глубина паза;
b – ширина шпонки.
Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице []см=100120 Н/мм2, при чугунной ступице []см=5070 Н/мм2.
10.1 Ведущий вал
Проверяем шпонку под шкивом:
d=28 мм, bh=87 мм, t1=4 мм, длина шпонки l=56 мм; момент на ведущем валу , Т=ТII=103,5103Нмм2.
10.2 Ведомый вал
Проверяем шпонку под зубчатым колесом:
d=60 мм, bh=1811 мм, t1=7 мм, длина шпонки l=56 мм; момент на ведущем валу , Т=ТIII=500103Нмм2.
Условия выполняются в обоих случаях.
11. Уточняющий расчет валов
Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения - по отнулевому (пульсирующему).
Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности п для опасных сечений и сравнении их с требуемыми (допускаемыми) значениями [п]. Прочность соблюдена при п>[п].
Будем производить расчет для предположительно опасных сечений каждого из валов.
Материал валов – сталь 45 нормализованная; в=570 МПа.
Пределы выносливости -1=0,43570=246 МПа и -1=0,58246=142 МПа.
11.1 Ведущий вал
У ведущего вала определяем коэффициент запаса прочности сечения в месте посадки подшипника, ближайшего к колесу (Рис. 4). В этом опасном сечении действуют максимально изгибающие моменты My и Мх и крутящий момент ТZ = ТII.
Концентрация напряжений вызвана напресовкой внутреннего кольца подшипника на вал.
Изгибающие моменты в двух взаимно перпендикулярных плоскостях, берм с эпюры:
Мy=209,1·103 H·мм,
Mx=67,2·103 H·мм.
Суммарный изгибающий момент:
Момент сопротивления сечения:
Нмм3.
Амплитуда нормальных напряжений:
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
где по таблице 8.7 [1, с 166].
Полярный момент сопротивления:
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
где по таблице 8.7 [1, с 166]:
коэффициент =0,1
Коэффициент запаса прочности
11.2 Ведомый вал
У ведомого вала определим коэффициент запаса прочности в сечении под колесом (Рис. 5). В этом опасном сечении действуют максимально изгибающие моменты My и Мх и крутящий момент ТZ = ТIII.
Изгибающие моменты в двух взаимно перпендикулярных плоскостях, берем с эпюры:
Мy=144,1 ·103 H·мм,
Mx=132,5·103 H·мм.
Суммарный изгибающий момент:
Момент сопротивления сечения:
Амплитуда нормальных напряжений:
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
Полярный момент сопротивления:
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
по таблице 8.7 [1, с 166]:
коэффициент =0,1
Коэффициент запаса прочности
12. Подбор муфты
Исходные данные:
-
Вращающий момент на ведомом валу редуктора – Т=500 Нм;
-
Тип муфты – цепная;
-
Диаметр конца ведомого вала редуктора dВ2=50 мм.
В соответствии с кинематической схемой (Рис. 1) привода по
ГОСТ 20884–93 выбирается муфта цепная однорядная типа I для посадки цилиндрических валов, исполнения «2» на коротких концах валов. Принимается вращающий момент передаваемый муфтой Т=500 Нм, что равно вращающему моменту на ведомом валу редуктора
Т=500 Нм = Т2.
Диаметры посадочных отверстий в обоих полумуфтах принимаются равными d=50 мм.
Принимаем:
Муфта 500–I–50–2–УЗ ГОСТ 20884–93.
Длина посадочной части для полумуфты l=82 мм в соответствии с
ГОСТ 16162–93.
13. Выбор сорта масла
Смазка зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до погружения колеса на всю длину зуба.
По табл. 10.8, [1, с 253] устанавливаем вязкость масла.
При скорости V=0,9 м/с, рекомендуемая вязкость 3410-6 м2/с.
По табл. 10.10, [1, с 253] принимаем масло индустриальное И-40А по ГОСТ 20799–75.
Подшипники смазываем пластичной смазкой, которую закладывают в подшипниковые камеры при сборке. Периодически смазку пополняют шприцем через прессмасленки. Сорт смазки – солидол марки УС-2 (см. табл. 9.14, [1, с 203]).
14. Посадки зубчатого колеса, шкива и подшипников
Посадки назначаем в соответствии с указаниями, данными в табл. 10.13 [1, с 263].
Посадка зубчатого колеса на вал по ГОСТ 25347–82.
Посадка шкива клиноременной перадачи на вал редуктора .
Шейки валов под подшипник выполняем с отклонением вала k6. отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца по Н7.
Остальные посадки назначаем, пользуясь данными табл. 10.13 [1].
15. Сборк а редуктора
Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.
Сборку производят в соответствии с чертежом общего вида редуктора, начиная с узлов валов:
- на ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца и подшипники, предварительно нагретые в масле до 80-100° С;
-
в ведомый вал закладывают шпонку 161056 и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала;
-
затем надевают распорную втулку, мазеудерживающие кольца и устанавливают подшипники, предварительно нагретые в масле.
Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.
После этого на ведомый вал надевают распорное кольцо, в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок;
Регулируют тепловой зазор, подсчитанный. Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают войлочные уплотнения, пропитанные горячим маслом. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами.
Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой; закрепляют крышку болтами.
Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.
Список используемой литературы
-
Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. Пособие для техникумов/С.А. Чернавский, Г.М., Г.М. Ицкович, К.Н. Боков и др. – М.: Машиностроение, 1979.
-
Анурьев В.И. Справочник констр уктора-машиностроителя. В 3-х т. – 5-е изд., перераб. И доп. – М.: Машиностроение, 1979.