Привод к скребковому конвееру

1. Кинематический расчет и выбор электродвигателя

2. Расчет механических передач

3. Проектировочный расчет валов

4. Эскизная компоновка

5. Подбор и проверочный расчет шпонок

6. Расчет элементов корпуса

7. Подбор и расчет муфты

8. Расчетные схемы валов

9. Подбор подшипников качения

10. Проверочный расчет валов на выносливость

11. Выбор типа смазывания

12. Выбор посадок

13. Технико-экономическое обоснование конструкций

14. Сборка редуктора Список литературы

Цель проекта — проектирование привода к скребковому конвейеру. Приводная установка включает: двигатель, клиноременную передачу, упругую муфту с торообразной оболочкой, ЦР с шевронными зубьями. Вращательное движение от электродвигателя по средствам ременной передачи сообщается ведущему валу редуктора, а затем через цилиндрическую передачу с шевронным зубом — на выходной вал редуктора. Далее через муфту передается на вал скребкового конвейера.

Редуктор — механизм представляющий совокупность зубчатых или червячных передач помещенных в корпус, который являются для них масляной ванной. Назначение редуктора — понижение угловых скоростей ведомых звеньев с одновременным повышением вращающих моментов.

Муфта — устройство предназначенное для соединения валов между собой или валов с посаженными на них деталями и передачи вращающего момента без изменения величины и направления.

Конвейер — транспортирующие устройство для перемещения грузов.

Привод к скребковому конвейеру

1 — двигатель; 2 — клиноременная передача; 3 — цилиндрический редуктор; 4 — упругая муфта с торообразной формой; 5 — ведущие звездочки конвейера; 6 — тяговая цепь. I, II, III, IV — валы, соответственно, — двигателя, быстроходный и тихоходный редуктора, рабочей машины Таблица 1 — Исходные данные

1. Кинематический расчет и выбор электродвигателя

Мощность на выходном валу привода Р₄ = F_tх (1.1)

Р₄ = 3,5? 0,6 = 2,1 кВт Общий КПД привода з=з₁?з₂?з₃?з₄³ (1.2)

где, з₁ = 0,97 — КПД ременной передачи;

з₂ = 0,98 — КПД зубчатой передачи;

з₃ = 0,98 — КПД муфты;

з₄ = 0,99 — КПД одной пары подшипников качения.

[1; с. 42]

Следовательно

з = 0,97?0,98?0,98?0,99³ = 0,904

Требуемая мощность электродвигателя Р_дв^тр = Р₄/з (1.3)

Р_дв^тр = 2,1 /0,904=2,32 кВт По таблице 24.9 [2; с. 417] принимаем асинхронный электродвигатель АИР 112МА6, имеющий мощность Р_ном = 3 кВт, и частоту вращения n _дв = 950 мин^-1

Частота вращения выходного вала привода

n₄=60?10³?х/Р?z (1.4)

n₄=60?10³?0,6/80?7=64,28 мин ^-1

Общее передаточное число привода

u= n₁ / n₄ (1.5)

где n₁ = n _дв = 950 мин^-1

u =950/64,28=14,78

Передаточные числа двух степеней привода Так как u= u₁? u₂, то приняв стандартное значение передаточного числа редуктора u₂=4, получим передаточное число ременной передачи

u₁ = u/ u₂ (1.6)

u₁= 14,78 /4 = 3,69

Частота вращения валов привода

n₁= 950 мин^-1; (1.7)

n₂= n₁/ u₁ =950/3,69=257,1 мин^-1 ;

n₃= n₂/ u₂ = 257,1 / 4 =64,28 мин^-1 ;

n₄= n₃ =64,28 мин^-1

Угловая скорость вращения валов привода щ₁=р n₁/30 = р?950/30=99,4 рад/с; (1.8)

щ₂= щ₁/ u₁ =99,4/3,69=26,9 рад/с ;

щ₃= щ₂/ u₂ =26,9 /4=6,73 рад/с ;

щ₄= щ₃=6,73 рад/с

Проверка: щ₄= р n₄/30=р?64,28/30=6,73 рад/с Мощность на валах привода Р₁= Р_дв^тр =2,32 кВт;

Р₂= Р₁? з₁? з₄ =2,32?0,97?0,99=2,23 кВт;

Р₃= Р₂? з₂? з₄ =2,16?0,98?0,99=2,16 кВт;

Р₄= Р₃? з₃? з₄ =2,16?0,98?0,99=2,1 кВт Вращающие моменты на валах привода Т = 9550Р/n (1.9)

Т₁=9550 Р₁ / n₁=9550?2,32/950=23,35 Нм;

Т₂=9550 Р₂/ n₂=9550?2,23 /257,1=82,9 Нм;

Т₃=9550 Р₃/ n₃=9550?2,16 /64,28= 321,7 Нм;

Т₄=9550 Р₄/ n₄=9550?2,1/64,28=312,0 Нм Проверка: Т₄= Т₁?u? з =23,35?14,78?0,904=312,0 Нм Результаты расчетов сводим в таблицу 1

Таблица 1 — Кинематические и силовые параметры привода

2. Расчет механических передач

Расчет цилиндрической передачи с шевронным зубом Выбор материала Для изготовления шестерни и колеса принимаем наиболее распространенную сталь 45 с термообработкой-улучшение. По таблице 9.2 [3,с.170]выбираем: для шестерни твердость 269…302 НВ, у_Т=650 МПа, при предполагаемом диаметре заготовки шестерни D?650 мм; для колеса твердость 235.262 НВ2, у_Т=540 МПа, при предполагаемой ширине заготовки колеса S?80 мм. Из табличных данных выбираем примерно среднее значение твердости как наиболее вероятное. Принимаем: твердость шестерни 280 НВ₁; колеса — 260 НВ₂. При этом НВ₁ -НВ₂=280−250=40 — условие соблюдается.

Допускаемые контактные напряжения у_НР =у_НО?z_Н?0,9/S_Н (2.1)

где у_но — предел контактной выносливости;

у_НО=2НВ+70 (2.2)

у_НО1=2НВ₁+70=2?280+70=630 МПа;

у_НО2=2НВ₂+70=2?250+70=570 МПа;

z_Н=1- коэффициент долговечности (для длительных рабочих передач)

S_Н=1,1 — коэффициент запаса прочности для улучшенных колёс,[3; с. 187]

у_НР1=630?1?0,9/1,1=516 МПа у_НР2=570?1?0,9/1,1=466 МПа у_НР=0,45(у_нр1+ у_нр2)? у_нрmin (2.3)

у_НР=0,45(516+466) = 442 МПа — условие не выполняется

Принимаем у_НР=466 МПа Допускаемые напряжения изгиба у_FР=у_FО ?Х_N/ S_F (2.4)

где у_FО — предел изгибной выносливости соответствующий базовому числу циклов напряжений у_FО= 1,8НВ (2.5)

у_FО1= 1,8НВ₁=1,8?280=504 МПа;

у_FО2= 1,8НВ₂=1,8?250=450 МПа;

Х_N =1 — коэффициент долговечности [3; с.194];

S_F =1,75 — коэффициент запаса прочности [3; с.194];

у_FР1=504?1/1,75=288 МПа;

у_FР2 =450?1/1,75=257 Мпа Расчетные коэффициенты Ш_ba=0,4 [3; с.191];

К_Нв=1, по таблице 9.45 [3; с.192]

Межосевое расстояние передачи

(2.6)

Принимаем стандартное значение б_W=140 мм [3; с.171]

Ширина зубчатого венца

b₂= Ш_ba? б_W (2.7)

b₂=0,4?140=56 мм Нормальный модуль зубьев

m_n= (0,01…0,02) б_W (2.8)

m_n= (0,01…0,02) 140 = 1,2…2,8 мм Принимаем стандартное значение m_n= 2 мм [3; с.157]

Принимаем минимальный угол наклона зубьев в_min=25є и определяем суммарное число зубьев

z_? = (2 б_W? cosв_min)/ m_n (2.9)

z_? = (2?140? cos25є)2=126,2

Принимаем z_? = 126

Фактический угол наклона зубьев

cosв= m_n z_?/2 б_W (2.10)

cosв=2?126/2?140=0,9;в=25є49ґ

Число зубьев шестерни и колеса

z₁= z_?/(u+1) (2.11)

z₁=126/(4+1)=25

z₂= z_? — z₁

z₂=126−25=101

Фактическое передаточное число

u_ф= z₂/ z₁ (2.12)

u_ф=101/25=4,04;?u=(u — u_ф)/u?100%?4%

?u=(4−4,04)/4?100%=1%?4%

Основные геометрические размеры передачи

d= m_n z/ cosв (2.13)

d₁=2?25/cos25є49ґ=56мм;

d₂=2?68/ cos25є49ґ=224мм Уточняем межосевое расстояние б_W =(d₁ + d₂)/2 =140 мм (2.14)

Диаметры окружностей вершин зубьев шестерни и колеса:

d_а=d + 2 m_n (2.15)

d_а1=56+2?2=60мм;

d_а2=224+2?2=228мм Ширина зубчатых колес с учетом дорожки б для выхода червячной фрезы, при m_n=2мм б=14 m_n (2.16)

б=14?2=28 мм

bґ=b+б=56+28=89 мм Окружная скорость колес и степень точности передачи

х=р? d₁? n₁/60 (2.17)

х=р?56?10^-3/60=0,76 м/с по таблице 9.1 [3;с.163] принимаем 8-ю степень точности Силы в зацеплении

F_t=2T₂/d₂ — окружная (2.18)

F_t=2?321,7?10³/224= 2872 Н

F_r= F_ttq20є/cosв — радиальная (2.19)

F_r=2872?tq20є/ cos25є49ґ=1158 Н Уточняем значение коэффициентов Ш_d=b₂/d₁ (2.20)

Ш_d=56/56=1

При этом К_НВ=1, по таблице 9.5 [3;с.192]

Принимаем коэффициенты К_нх=1,1, по таблице 9.6 [3;с.193] ;

К_на =1,12, по таблице 9.6 [3;с.193]

Расчетное контактное напряжение у_н=266/ б_W u_фvТ₂ К_на К_нв К_на (u_ф +1)³ (2.21)

у_н=266/140?4,04v321,7?10³?1?1,1?1,12(4+1)³=447 МПа Н=466−447/466?100%=4%, что допустимо Проверочный расчет зубьев на изгиб. Этот расчет выполняется по зубьям шестерни. Это объясняется тем, что материал шестерни и колеса одинаков, но толщина зубьев шестерни у основания ножки меньше, чем у зубьев колеса, поэтому и прочность их ниже по сравнению с прочностью зубьев колеса.

Эквивалентное число зубьев шестерни

z_V1= z₁/ cos ³в (2.22)

z_V1=25/ cos ³25є49ґ=34,5

z_V= 101/ cos ³25є49ґ=138,5

Коэффициент формы зуба Х_F1=3,9; Х_F1=3,6 [3;с.185]

Принимаем коэффициенты К_FB=1,3

K_Fх=1,2 K_Fб=0,91

Х_В =1- вє/140є=1−25є49ґ/140=0,818 [3;с.192]

Расчетное напряжение изгиба у_F2= Х_F1 Х_В F_t / b₂ m_nK_FбK_FхК_FB (2.24)

у_F2=3,9?0,818?2872/56?2?0,91?1,3?1,2=116 МПа у_F1= у_F2 Х_F1 / Х_F2 =116?3,9/3,6=126 МПа (2.25)

у_F1=116?3,9/3,6=126 МПа Результаты расчетов сводим в таблицу 2

Таблица 2 — Параметры зубчатой цилиндрической передачи, мм

Расчет клиноременной передачи Выбор типа сечения ремня По номограмме [1;с.123] принимаем сечение клинового ремня, А нормального сечения Определяем диаметра ведомого шкива d₂

d₂= d₁u (1-е) (2.26)

где, е=0,015- коэффициент скольжения [1;с.81]

d₁=100 мм [1;с.89]

d₂=100?3,69(1- 0,015)=363,46 мм Принимаем d₂=355, по таблице К40 [1;с.449]

Уточняем фактическое передаточное число u_ф

u_ф= d₂/ d₁(1-е) (2.27)

u_ф=355/100(1−0,015)=3,6

?u= u_ф — u/ u?100%=3,6 — 3,69/ 3,69?100% =2,4%?3%

Определяем межосевое расстояние б, мм б?0,55(d₁ + d₂) +h (H) (2.28)

где, h (H)=8 — высота сечения клинового ремня по таблице К31 [1;с.440]

б?0,55(100+355)+8=258,25

Определяем расчетную длину ремня L_Р

L=2б+р/2(d₁ + d₂)+(d₂ — d₁)²/4 б (2.29)

L=2?258+3,14/2(100+355)+(355−100) ²/4?258=1293 мм Принимаем L=1250 мм, по таблице К31[1;с.440]

Уточняем значение межосевого расстояния б=1/8[2L-р (d₂ +d₁)+v[ 2L-р (d₂ +d₁)]² -8(d₂ — d₁) ²] (2.30)

б=1/8[2?1250 — 3,14(355+100)+v[2?1250−3,14(355+100)] ² -8(355−100) ²]=354 мм При монтаже передачи необходимо обеспечить возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,01 L=0,01?1250=12,5 мм для обеспечения надевания ремней на шкивы и возможность увеличения его на 0,025 L=0,025?1250=31,25 мм для увеличения натяжения ремней.

Определяем угол обхвата ремней ведущего шкива

б₁ = 180є - 57є (d₂ — d₁₎/б (2.31)

б₁ = 180є- 57є (355- 100)354 — 57є =127є>120є

Определяем частоту пробегов ремня

U=u/L

U=4,97/1250=0,004 с ^-1 (2.32)

Определяем скорость ремня х, м/с х=рd₁n₁/60?10³ (2.33)

х=3,14?100?950/60?10³=4,97?25 м/с Определяем допускаемую мощность Р=Р _оС_РС_бС₁Сz (2.34)

где, Р _о=0,67 кВт — допускаемая приведенная мощность, по таблице 5.2 [1;с.89]

С_Р=1 — коэффициент динамической нагрузки;

С_б=0,95 — коэффициент угла обхвата;

С_х =1,04 — коэффициент влияния от натяжения от центробежных сил;

Сz=0,9 — коэффициент числа ремней в комплекте С₁=1 — коэффициент влияния отношения L/l [1;с.82]

Р=0,67?1?0,95?1,04?0,9=0,52 кВт Определяем количество клиновых ремней

z=Р_ном/Р (2.35)

z=2,32/0,52=4,46 кВт Принимаем z=4

Определяем силу предварительно натяжения ремня

F_o=850 Р_ном С₁/ zх С_б С_Р (2.36)

F_o=850?2,32?1,04/4?0,95?1?4,97=109 Н Определяем окружную силу

F_t= Р_ном10³/х

F_t= 2,32?10³/4,97=466 Н (2.37)

Определяем силы натяжения ведущей F₁ и ведомой F₂ ветвей

F₁= F_o + F_t/2z (2.38)

F₁=109+466/2?4=167 Н Определяем силу давления ремней на вал

F_on=2 F_oz?sin б₁/2 (2.39)

F_on=2?109?4? sin127є/2=780 Н

Результаты расчета сводим в таблицу 3

Таблица 3 — Параметры клиноременной передачи, мм

3. Предварительный расчет валов редуктора

Предварительный расчет валов редуктора ставит целью определить ориентировочно геометрические размеры каждой ступени вала: ее диаметр и длину. Ведущий вал

(3.1)

=27,4 мм где Т₂=82,9 Нм, вращающий момент на валу ф _adm = 30 МПа Принимаем диаметр выходного конца вала d_в1=30 мм Диаметр вала под подшипники принимаем d_п1=35 мм Рисунок 1 — Конструкция ведущего вала

вал ведомый где Т₃=321,7 Нм, вращающий момент на валу ф _adm = 30 МПа Принимаем d_в2=40 мм Диаметр вала под подшипники принимаем d_в2=45 мм Диаметр под зубчатое колесо d_к2=50 мм Диаметр буртика d₂=55 мм Рисунок 2 — Конструкция ведомого вала электродвигатель шпонка подшипник вал Конструктивные размеры шестерни и колеса Шестерня выполняется за одно целое с валом

d₁=56 мм

d_а1=60 мм

d_f1=51 мм

b₁=60 мм

Колесо кованное

d₂=224 мм

d_а2=228 мм

b₂=56 мм Диаметр ступицы

d_ст=1,6 d_к2

d_ст=1,6· 50=80 мм Длина ступицы

L _ст=(1,2…1,5) d_к2

L _ст=(1,2…1,5)50=60.75 (3.2)

Принимаем L _ст=70 мм Толщина обода д=(2,5…4) m_n (3.3)

д=(2,5…4)2=5…8 мм Принимаем д=8 мм Толщина диска (3.4)

С=0,3 b₂

С=0,3· 56=16,8

Принимаем С=18 мм

4. Эскизная компоновка

Компоновку проводят в2 этапа.1-ый этап служит для приближенного определения положения зубчатых колес и звездочки относительно опор для последующего определения опорных реакций и подбора подшипников.

Примерно посередине листа параллельно его длиной стороне проводим горизонтальную осевую линию, затем 2 вертикальные линии — оси валов на расстоянии б_W =140 мм.

Вычерчиваем упрощенно шестерню и колесо в виде прямоугольников, шестерня выполнена за одно целое с валом, длина ступицы колеса равна ширине венца и не выступает за пределы прямоугольника.

Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса. Принимаем зазор между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса А₁ = 1,2 д. Принимаем зазор окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса, А = д. Назначаем радиальные шарикоподшипники легкой серии.

Таблица — 4 Шарикоподшипники радиальные однорядные, мм ГОСТ 8338–75

5. Подбор и проверочный расчет шпонок

Для соединения вала с деталями передающих вращение, кручение принимаем призматические шпонки из стали имеющие у_в?600 МПа — сталь 45, по таблице 8.9 [4;с.171]. Длину шпонки назначаем из стандартного ряда, так чтобы она была несколько меньше длины ступени.

Таблица5 — Шпонки призматические, мм ГОСТ 23 360–78

Вал ведущий, d=30 мм Расчетная длина шпонки Принимаем L=30 мм Напряжение смятия Вал ведомый Для ступени вала под колеса при

Принимаем L=55 мм Напряжение смятия Для ступени вала под муфту при

Принимаем L=60 мм

6. Расчёт элементов корпуса

Толщина стенок корпуса и крышки д=0,025 а+1 (6.1)

д=0,025?140+1=2,5 мм Принимаем д=8мм д₁=0,02 а+1

д₁=0,02?140+1=3,8 мм (6.2)

Принимаем д₁=8мм Толщина фланцев поясов корпуса и крышки для верхнего пояса

L₁=1,5 д₁ (6.3)

L₁=1,5?8=12мм Для нижнего пояса крышки

L=1,5 д (6.4)

L=1,5?8=12мм р=2,35 д (6.5)

р=2,35?8=19мм принимаем р=20мм Толщина ребер основания корпуса

m=(0,85…1) д (6.6)

m=(0,85…1) 8=6,8…8

принимаем m=7мм Диаметр болтов фундаментных

d₁=(0,03…0,036) а+12 (6.7)

d₁=(0,03…0,036) ?140+12=16,2…17мм Принимаем болты с резьбой М16

Крепящую крышку к корпусу у подшипников

d₂=(0,07…0,75) d₁ (6.8)

d₂=(0,07…0,75) 16=11,2…12мм Принимаем болты с резьбой М12

Соединяющие крышку с корпусом

d₃=(0,5…0,6) d₁ (6.9)

d₃=(0,5…0,6) 16=8…9,6

Принимаем болты с резьбой М8

Размер определяющей положение болтов d₂

е=(1…1,2) d₂ (6.10)

е=(1…1,2) 12=12…14,4

q?0,5 d₂+ d₃ (6.11)

q?0,5?12+8=14

7. Подбор и расчёт муфты

Выбираем муфту по ГОСТ 20 884–82 — упругая муфта с торообразной оболочкой Таблица 6 — Параметры муфты, мм

=2Т₃/(рD₁² д)? ф_adm=0,5 МПа (7.1)

D₁=0,75 D (7.2)

D₁=0,75 ?280=210мм (7.3)

д=0,05?D=0,05?280=14мм

=2?321,7?10³/(3,14?210²?14)0,33 МПа? ф_adm=0,5МПа

8. Расчетные схемы валов

Рисунок 3 — Схема нагружения валов Вал ведущий

Исходные данные:

Т₂=82,9 Нм;

F_t1=2872 Н;

F_r1=1158 Н;

F_n1=780 H;

Рисунок 4 — Расчётная схема ведущего вала Вертикальная плоскость

Реакция опор

?М_А=0; -F_n1?0,031+ F_r1?0,054-R_BY?0,108 =0;

?М_В=0; -F_n1?0,139-F_r1?0,054+R_АY?0,108 =0;

Проверка:

?F_i=-F_n1+R_АY-F_r1+R_BY=-780+355−1158+1583=0

Изгибающие моменты в сечениях вала

Строим эпюру М_х

Горизонтальная плоскость Реакции опор

R_АХ = R_ВХ =F_t1/2=2872/2=1436 Н Изгибающие моменты в сечениях вала Строим эпюру М_у

Определяем суммарный изгибающий момент в сечении вала по формуле

(8.1)

Крутящий момент Т=Т₂=82,9 Нм Вал ведомый Исходные данные Т₃= 321,7Нм;

F_t2= F_t1=2872 Н;

F_r2= F_r1=1158 Н;

Рисунок 5 — Расчетная схема ведомого вала

Вертикальная плоскость

R_DY= R_CY=F_r2/2=1158/2=579

Изгибающие моменты в сечениях вала Строим эпюру М_у

Горизонтальная плоскость Проверка:

Изгибающие моменты в сечениях вала Определяем суммарный изгибающий момент в сечении вала Крутящий момент

Т=Т₃=321,7 Нм

9. Подбор подшипников качения

Вал ведущий

Предварительно принимаем шарикоподшипники радиальные однорядные легкой серии 207 по ГОСТ 8338–7, С_r=20,1 кН; С_оr=13,9кН Определяем коэффициент влияния осевого нагружения

(9.1)

Принимаем коэффициенты по таблице 9.3 [1; с.133])

Х=0,56 — коэффициент радиальной нагрузки;

Y=1,31 — коэффициент осевой нагрузки;

е=0,34 — коэффициент осевого нагружения;

V=1 — коэффициент вращения Определяем осевые составляющие радиальной нагрузки

(9.2)

(9.3)

(9.4)

Определяем эквивалентную нагрузку

(9.5)

(9.6)

где — температурный коэффициент

— коэффициент безопасности Определяем динамическую грузоподъемность

(9.7)

где, рад/сугловая скорость на валу;

чрасчетная долговечность

Подшипник пригоден Расчетная долговечность Вал ведущий

Предварительно принимаем шарикоподшипники радиальные однорядные легкой серии 209 по ГОСТ 8338–7, С_r=2571 кН; С_оr=18,9кН Определяем коэффициент влияния осевого нагружения Принимаем коэффициенты по таблице 9.3 [1; с.133])

Х=0,56 — коэффициент радиальной нагрузки;

Y=1,3 — коэффициент осевой нагрузки;

е=0,33 — коэффициент осевого нагружения;

V=1 — коэффициент вращения Определяем осевые составляющие радиальной нагрузки Определяем эквивалентную нагрузку где — температурный коэффициент

— коэффициент безопасности Определяем динамическую грузоподъемность

где, рад/сугловая скорость на валу;

чрасчетная долговечность

Подшипник пригоден Расчетная долговечность

10. Проверочный расчет валов на выносливость

Уточненные расчеты на сопротивление усталости отражают влияние разновидности цикла напряжений, статических и усталостных характеристик материалов, размеров, формы и состояние поверхности. Расчет выпоняют в форме проверки коэффициента S запаса прочности, минимально допустимое значение которого принимают в диапазоне [S] =1,5−2,5 в зависимости от ответственности конструкции и последствий разрушение вала, точности определения нагрузок и напряжений, уровня технологии изготовления и контроля.

Для каждого из установленных предположительно опасных сечений вычисляют коэффициент S:

(10.1)

где S_у и S_ф— коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжением, определяемые по зависимостям

(10.2)

Здесь и — амплитуды напряжений цикла; и — средние напряжения цикла; и — коэффициенты чувствительности к асимметрии цикла напряжений для рассматриваемого сечения.

В расчетах валов принимают, что нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу: и, а касательные напряженияпо отнулевому циклу: и

Тогда

(10.3)

Напряжение в опасных сечениях вычисляют по формулам

(10.4)

где — результирующий изгибающий момент, Н· м; М_к — крутящий момент (М_к = Т), Н· м; W и W_к — моменты сопротивления сечения вала при изгибе и кручении, мм³

Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении:

(10.5)

где и — пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения (таблица 10.2 [2; с.163]); и — коэффициенты снижения предела выносливости.

Значения и вычисляют по зависимостям:

(10.6)

(10.7)

где и — эффективные коэффициенты концентрации напряжений; и — коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения (таблица 10.7 [2; с.170]); и — коэффициенты влияния качества поверхности (таблица 10.8 [2; с.170]); - коэффициенты влияния поверхностного упрочнения (таблица 10.9 [2; с.170]);

Коэффициенты влияния асимметрии цикла для рассматриваемого сечения вала

(10.8)

где — коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений (таблица 10.2 [2; с.163]).

Вал ведомый. Сечение 2−2 — место установки зубчатого колеса на вал d=55мм; колесо посажено с натягом концентрат напряжений гарантирован натягом. Материал валов — сталь 45

Напряжение в опасном сечениях Пределы выносливости в рассматриваемом сечении

где

Коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям Коэффициент запаса прочности

11. Выбор типа смазывания

Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 10 мм. Объем масляной ванны V из расчета 0,4… 0,8 л на 1 кВт передаваемой мощности: V=2,32· (0,4…0,8)=1,44…2,88 дм³

По таблице 10.21 [ 1., с.255] устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях у_НР=466 МПа и скорости х =0,76 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равно 34· 10^-6 м²/с. По таблице 10.21 [1., с.255] принимаем сорт масла И-Г-А 32

(индустриальноедля гидравлических систем — масло без присадок — класс кинематической вязкости 32, по ГОСТ 17 479.4−87).

Определение уровня масла. При окунании В масляную ванну колеса

mm<0,25d₂ (11.1)

2< h_m<0,25· 224=56 мм Камеры подшипников заполняем вручную смазочным материалом при снятой крышке подшипникового узла на несколько лет. Смену смазочного пластинчатого материала производят при ремонте. Принимаем смазочный пластинчатый материал УТ -1.

12. Выбор посадок

Посадки назначаем в соответствии с указаниями, данными в таблице 10.13 [ ]

Посадка зубчатого колеса на вал Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала. Отклонение отверстий в корпусе под наружные кольца

13. Технико-экономическое обоснование конструкции

Технический уровень целесообразно оценивать количественным параметром, отражающим соотношение затраченных средств и полученного результата. «Результатом» для редуктора является его нагрузочная способность, в качестве характеристики которой можно принять вращающий момент Т₃, на его тихоходном валу. Объективной мерой затраченных средств является масса редуктора m, кг в котором практически интегрирован весь процесс его проектирования .За критерий технического уровня можно принять относительную массу г = m/Т₃ .

Определение массы редуктора

m=ц с V· 10 ^-9 (13.1)

где ц=0,41- коэффициент заполнения; [ 1, с.277]

с=7,4· 10 ³ кг/м ³ — плотность чугуна;

V — условный объём редуктора

m=0,41· 7,4·10 ³· 280·180·250·10 ^-9=38,2 кг Критерий технического уровня г = m/Т₃ (13.2)

г =38,2/321,7=0,11

Вывод: Технический уровень редуктора средний; в большинстве случаев производство экономически неоправданно.

14. Сборка редуктора

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.

Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов:

на ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца и шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80 — 100? С;

в ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку, мазеудерживающие кольца и устанавливают шарикоподшипники, 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 для регулировки.

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.

Далее на конец ведомого вала в шпоночную канавку закладывают шпонку, устанавливают шкив и закрепляют ее торцовым креплением; винт торцового крепления стопорят специальной планкой.

Затем ввертывают пробку маслопускного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель.

Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой из технического картона; закрепляют крышку болтами.

Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.

1. А. Е. Шейнблит «Курсовое проектирование деталей машин», Калининград, 1999

2. П. Ф. Дунаев «Конструирование деталей и узлов машин», Москва «Высшая школа», 2001

3. М. И. Фролов, «Техническая механика. Детали машин», Москва, «Высшая школа» 1990

4. С. А. Чернавский «Курсовое проектирование деталей машин», Москва, машиностроение, 1997

5. П. Ф. Дунаев, О. П. Леликов «Детали машин. Курсовое проектирование"Москва, «Высшая школа» 1984