Проектирование одноступенчатого цилиндрического косозубого редуктора для привода к шнеку-смесителю
Решаем вопрос о смазывании подшипников. Принимаем пластичный смазывающий материал, так как попадание масленых брызг на подшипники ведущего вала затрудненно. Для предотвращения вытекания и выливания пластичного смазывающего материала жидким маслом из зоны зацепления, устанавливаем мазеудерживающие кольца. Их ширина определяется по размеру У=12 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием… Читать ещё >
Проектирование одноступенчатого цилиндрического косозубого редуктора для привода к шнеку-смесителю (реферат, курсовая, диплом, контрольная)
Техническое задание Введение
1. Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет привода
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 вала редуктора
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 косозубый редуктор для привода к шнеку? смесителю
1?электродвигатель; 2? муфта; 3? редуктор цилиндрический косозубый; 4? цепная передача; 5? загрузочный бункер; 6? шнек; Iвал двигателя; IIведущий вал редуктора; IIIведомый 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=60є
Редуктор предназначен для длительной эксплуатации и мелкосерийного производства с нереверсивной передачей;
Нагрузка с лёгкими толчками;
Срок службы привода L= 6 лет
Машиностроению принадлежит ведущая роль среди других отраслей народного хозяйства, т.к. основные производственные процессы выполняют машины. Поэтому и технический уровень всех отраслей народного хозяйства в значительной мере определяется уровнем развития машиностроения.
Для повышения эксплуатационных и качественных показателей продукции необходимо совершенствование и развитие конструкций современных машин.
Редуктор — это механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, заключённых в отдельный закрытый корпус. Служит для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.
Назначение редуктора — понижение угловой скорости и соответственно повышения вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.
Редуктор состоит из корпуса, в котором помещаются элементы передачи — зубчатые колёса, валы, подшипники и т. д.
Редуктор проектируют либо для привода определённой машины, либо по заданной нагрузке и передаточному числу без указания конкретного назначения.
Проектируемый редуктор — цилиндрический, косозубый одноступенчатый с вертикальным расположением валов редуктора в пространстве. Двигатель соединен с редуктором при помощи муфты. Для соединения выходного вала редуктора с рабочим шнека-смесителя предусмотрена цепная передача.
1. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ, КИНЕМАТИЧЕСКИЙ И СИЛОВОЙ РАСЧЁТЫ ПРИВОДА
Определяем общий КПД привода
? общ. = ?ц .п•зм• ?цеп.п. ?2п.к.
Согласно таблице 1 /2/
?цеп.п.= 0,92 — КПД цепной передачи
?ц.п. = 0,97 — КПД цилиндрической передачи
?пк = 0,99 — КПД пары подшипников зм. .= 0,98___ КПД муфты
? = 0,93• 0,97• 0,992•0,98 = 0,857
Определяем требуемую мощность на валу шнека? смесителя Ртр. =F, v=2.2· 1,0=2,2 кВт Определяем частоту вращения вала шнека? смесителя
nном ===34,74 об/мин Определяем требуемую мощность двигателя Ртр. =
Выбираем двигатель 4АМ112МВ8У3 мощность 3,0 кВт, синхронной частотой вращения 750 об/мин
nном = 700 об/мин dдв = 32 мм.
Общее передаточное число
uобщ =
Выбираем для редуктора стандартное передаточное число u = 5, тогда для цепной передачи
uцеп=
Определяем частоты вращения и угловые скорости всех валов привода
nдв=nном= 700 мин-1
nдв=nном= 700 мин-1
Определяем мощность на всех валах привода.
Ведущем валу редуктора:
Р1= Ртр. •зп. •зм = 2,567•0,98•0,99 = 2,491 кВт Ведомом валу редуктора:
Р2= Р1 • ?ц.п •зп к. = 2,491 • 0,97 •0,99 = 2,392 кВт
Выходном валу привода:
Р3= Р2• зцеп.п. = 2,392• 0,92 = 2,2 кВт Определяем крутящие моменты на валах:
Результаты расчёта предоставляем в виде таблицы.
Таблица 1.1 — Силовые и кинематические 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 | 34,74 | ||||
Угловая скорость, 1/с | 73,27 | 73,27 | 14,65 | 3,64 | |
Вращающий момент Т, Нм | 163,3 | 604,4 | |||
Определим ресурс привода.
Принимаем двухсменный режим работы привода тогда
Lh=365· Lг·tc·Lc=365·6·2·8=35 040 ч.
Принимаем время простоя машинного агрегата 15% ресурса.
Тогда
Lґh= Lh· 0,85=35 040·0,85=29 784 ч.
Рабочий ресурс привода принимаем Lh=30· 103 ч.
2. РАСЧЁТ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ РЕДУКТОРА
Выбор материала и назначение термической обработки
Выбираем марку стали — 40Х для шестерни 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 контактных напряжений и напряжений изгиба
Определяем допускаемое контактное напряжение Где? Кнl=1-коэффициент безопасности при длительной работе;
?[ун0]-допускаемое контактное напряжение материала колеса, соответствующее пределу контактной выносливости базового числа циклов напряжений зубьев NH0.
Расчетное допускаемое напряжение
[уH]=0,45•([уH1]+[уH2])=0,45(580,9+514,3)=493 МПа Определяем допустимые напряжения изгиба 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.
? [уF0]-допускаемое напряжение изгиба при базовом числе циклов напряжений NF0.
Определение параметров передачи и геометрических размеров колес
Принимаем расчетные коэффициенты:
— коэффициенты ширины венца колеса относительно межосевого расстояния (с. 355 [3]) Ша=b2 /aщ=0,4;
— коэффициенты ширины венца колеса относительно делительного диаметра шестерни Шd=b2 /d1=0,3 · Шащ(u1+1)=0,3· 0,4(4+1)=0,6 — коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контакта зубьев для прирабатывающихся цилиндрических зубчатых колес и постоянном режиме нагрузки КНв=1.
Определяем межосевое расстояние передачи:
принимаем по ГОСТ 2144–76 aщ=112 мм.
Определяем предварительные размеры колеса:
делительный диаметр
;
ширина венца
b2= ШаМ aщ=0,4М112=45 мм.
Определяем нормальный модуль зубьев:
принимаем по ГОСТ 9536–60 mn=1,5 мм.
Принимаем предварительно угол наклона зубьев в=10є
Определяем число зубьев шестерни
Принимаем z1=24
Число зубьев колес:
z2=z1*u=24•5=120
Фактический угол наклона зубьев:
в=arcos[(z1+z2)•mn/(2aw)]=arcos[(24+120)•1,1/(2•112)]=15o20'
Определяем основные геометрические размеры передачи:
диаметры делительных окружностей
d1=mМn z1/cosв= 1,5•24/0,96 428 =37,33 мм
d2=m nz2//cosв=1,5•120/0,96 428 = 186,67 мм проверяем межосевое расстояние
;
диаметры окружностей вершин зубьев
dа1= d1 +2Мmn =37,33+2М1,5=40,33 мм,
dа2= d2 +2Мmn =186,67+2?1,5=189,67 мм;
диаметры окружностей впадин зубьев
df1= d1 -2,4Мm = 37,33?2,4М1,5= 33,73 мм,
df2= d2 -2,4Мm = 186,67?2,4М1,5=183,07 мм;
ширина венцов
b2= ШаМ aщ=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=Ft1Мtgбщ /cosв= 1750•tg20/0,96 428 =660 H
Определяем осевую силу в зацеплении:
Fа1=Ft1Мtgв=1750*0,2746=481 Н
Проверка зубьев колес по контактным напряжениям и напряжениям изгиба
Определяем кружную скорость колес:
Принимаем 8ю степень точности передачи (табл.4.2 [2])
Уточняем коэффициенты:
— коэффициенты ширины венца колеса Шd=b2/d1=45/37,33=1,205
— коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контакта зубьев (табл. 9.1. и табл. 9.2. [3]) КН в=1,06 и КFв=1,2
— коэффициент динамической нагрузки (с. 89 и 90[3])
КН v=1,03 и KFV = 1.08
— коэффициент распределения нагрузки между зубьями КнЬ =1,05
KFб=0,91
Определяем фактическое контактное напряжение рабочих поверхностей зубьев:
<
<[ун]= 493МПа Недогрузка составляет [(493?477,4)/493]•100%=8,7%
Что менее допустимой в 15%.
Определяем эквивалентное число зубьев шестерни и колеса:
Z1/cosв3 = 24/0,96 4283=27
Z2/cosв3 = 120/0,96 4283=134
выбираем по табл. 4.4. 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 aщ | 112 мм. | угол наклона зубьев: в | 15o20' | ||
Модуль зацепления m | 1,5 мм | Диаметр делительной окружности Шестерни d1 Колеса d2 | 37,33 мм 186,67 мм | ||
Ширина зубчатого венца Шестерни b1 Колеса b2 | |||||
Число зубьев Шестерни z1 Колеса z2 | 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 уH МПа | 450,1 | Недогрузка 8,7% | |||
напряжение изгиба МПа | уF1 | 110,1 | Недогрузка | ||
уF2 | 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:
uґцеп= z6/z5=85/21=4,048
отклонение составляет 0,44%
По табл 7.18 [ 4 ] по величине n2= =140 об/мин принимаем ориентировочно допускаемое среднее давление в шарнирах цепи [pц]=30 МПа Расчетные коэффициенты по [ 4, c.149 ]:
Кд=1,2-коэффициент динамической нагрузки (легкие толчки при работе) ;
Кс=1,5- коэффициент способа смазки (периодическая смазка);
КИ=1,0 — коэффициент угла наклона линии центров (угол наклона И=60є);
Крег=0,8- коэффициент способа регулировки натяжения цепи (натяжение цепи оттяжной звёздочкой);
Кр=1,25 — коэффициент периодичности работы (работа в две смены).
Коэффициент эксплуатации Кэ= Кд *КИ *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=25,4 мм 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=25,4 мм п1ma=1000 об/мин., следовательно условие выполняется (140<1000).
Определяем среднюю скорость цепи
х=(р *z1 *щ3)/(2р)=(25,4*10-3*21*14,65)/(2*3,14)=1,244 м/с Окружную силу, передаваемую цепью:
Ft.ц=P2 / х=2392/1,244=1922 Н.
Определяем расчётное давление в шарнирах цепи:
pц=FtКэ/Аоп=1922*1,8/179,7=19,26 МПа Для принятого шага цепи уточняем допускаемое среднее давление в шарнирах цепи [pц]=26 МПа по табл. 7.18 [ 4 ]. Условие pц< [pц] (19,26<26) выполняется.
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*р2)=
2*40+0,5(21+85)+(85?21)2/(3,142*4*40)=135,6
Принимаем lр=136.
Уточненное значение межосевого расстояния 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)/2р = (85? 21) /(2*3,14)= 10,2
ацеп=0,25*25,4[(136?53) + ] =1021 мм Для свободного провисания цепи предусматриваем возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,4%, т. е. на 1021*0,004=4,1 мм.
Диаметры делительных окружностей звездочек:
dд5=t/sin (180є/z5)=25,4/sin (180є/21)=170,42,6 мм
dд6=t/sin (180є/z6)=25,4/sin (180є/85)=687,39 мм Диаметры наружных окружностей звездочек при d1=15,88мм — диаметр ролика цепи :
Dе5=t (ctg (180є/z5)+0,7) — 0,31d1=25,4(ctg (180є/21)+0,7)? 0,31*15,88=181,38 мм
Dе6=t (ctg (180є/z6)+0,7) — 0,31d1=25,4(ctg (180є/85)+0,7)? 0,31*15,88=699,77 мм Сила действующая на цепь:
окружная Ft.ц= 1922 Н.
центробежная Fv= х2* q=2,6*1,2442=4,0 Н от провисания цепи при коэффициенте провисания кf=1,4 при угле наклона передачи 60є
Ff= 9,81 кf* q* ацеп=9,81*1,4*2,6*1,021==36,5 Н Расчетная нагрузка на валы:
Fв.ц= Ft.ц+2* Ff=1922+2*36,5=1995 Н Коэффициент запаса прочности:
Нормативный коэффициент запаса прочности по табл. 7.19 s=8,1. Условие прочности s > [ s ] выполняется.
4. ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЁТ ВАЛОВ РЕДУКТОРА
Проектный расчёт валов редуктора проводим по пониженным допускаемым напряжениям на кручение
Ведущий вал
Диаметр выходного конца вала при допускаемом напряжении на кручение У выбранного электродвигателя диаметр вала dдв = 32 мм Принимаем dв1=dдв =32 мм Под подшипники принимаем dп1==35 мм Шестерню выполняем за одно целое с валом.
Ведомый вал
Диаметр выходного конца вала при допускаемом напряжении на кручение Принимаем dB2=40 мм.
Диаметр под подшипниками dп2=45 мм.
Диаметр вала под зубчатым колесом dk2=50 мм.
Диаметры остальных участков валов назначаем исходя из конструктивных соображений при компоновки редуктора.
5. КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ ЗУБЧАТОЙ ПАРЫ РЕДУКТОРА
Вал — шестерня
Шестерню выполняем за одно целое с валом, ее размеры:
Конструкционные размеры зубчатого колеса
Зубчатое колесо кованное, размеры венца зубчатого колеса:
Диаметр ступицы колеса
Dст2=1,6dк2=1,6•50=80 мм Длина ступицы колеса:
Lст2=(1,2…1,5) dk2=(1,2…1,5)•50=60…75мм Принимаем Lст2= 60 мм Толщина обода Принимаем у0=8 мм Толщина диска Принимаем С=14 мм.
6. КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ КОРПУСА И КРЫШКИ РЕДУКТОРА
Толщина стенок корпуса и крышки:
Принимаем д=8 мм Принимаем д0=8 мм Толщина поясов корпуса и крышки:
верхнего пояса крышки
b=1,5д=1,5•8=12мм
b1=1,5д=1,2•8=12мм Нижнего пояса корпуса:
р=2,35•д=2,35•8=18,8 мм Принимаем р=20мм Диаметр болтов:
фундаментных
d1=(0.03…0.036)•aw+12=(0,03…0,036)•112+12=15,36…16,032 мм, принимаем болты с резьбой М16;
крепящих крышку к корпусу у подшипников
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…9,6 мм, принимаем болты с резьбой М8
7. ПЕРВЫЙ ЭТАП КОМПОНОВКИ РЕДУКТОРА
Первый этап компоновки редуктора проводим для приближенного обозначения положения зубчатых колес относительно опор для определения опорных реакций и подбора подшипников.
Компоновочный чертёж выполняем в одной проекции — разрез по осям валов при снятой крышке редуктора в масштабе 1:1.
Примерно по середине листа параллельно его длинной стороне проводим горизонтальную осевую линию, затем две вертикальные линии — оси валов на расстоянии aw=112 мм.
Вычерчиваем упрощенную 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 ступицы колеса и внутренней стенкой корпуса А1=1,2• д=1,2•8=10 мм;
2)принимаем зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса А= д =8 мм;
3)принимаем расстояние между наружным кольцом подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса А= д =8 мм.
Предварительно намечаем радиальные шарикоподшипники легкой серии: габариты подшипника выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников:
Таблица 3 — Предварительный подбор подшипников для валов редуктора.
Вал | Условное обозначение подшипника | d | D | B | Грузоподъёмность, кН | ||
Размеры, мм | Сr | С | |||||
ведущий | 25,5 | 13,7 | |||||
ведомый | 33,2 | 18,6 | |||||
Решаем вопрос о смазывании подшипников. Принимаем пластичный смазывающий материал, так как попадание масленых брызг на подшипники ведущего вала затрудненно. Для предотвращения вытекания и выливания пластичного смазывающего материала жидким маслом из зоны зацепления, устанавливаем мазеудерживающие кольца. Их ширина определяется по размеру У=12 мм.
Измерением находим расстояние на ведущем валу l1=54,5 мм, на ведомом l2=55,5 мм.
Принимаем l1= l2=55 мм.
8. ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ ДЛЯ ВАЛОВ РЕДУКТОРА
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 схему нагружения вала (рис. 7.1) Опору, воспринимающую внешнюю осевую силу обозначаем символом 2.
Определяем опорные реакции в горизонтальной плоскости хz от силы Ft:
Н;
Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси У в характерных сечениях:
МУ1= МУА= МУ2=0; МУВ= R1ХМ l1 = 875· 0,055=48 НМм Определяем опорные реакции в вертикальной плоскости хy от сил Fr и Fа:
? МХ1=0; R2yМ 2 l1 — FrМ l1 — Fа= 0,
? МХ2=0; - R1yМ2l1 + FrМ 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 М0,055=13,6 НМм;
МХВл = R1yМ l1 + Fа· d1/2=248М0,054 +481· 0,3 733/2=22,7 НМм Определяем реакции опор от силы Fм:
?М1=0; - FмМlм + R2 мМ2Мl1 =0;
?М2=0; - Fм(lм+2Мl1) +R1 мМ2Мl1=0;
Н;Н.
Проверка:
?Х=0; R1 м+ Fм — R2 м= 466+275 -741= 0.
Строим эпюру изгибающих моментов МFм в характерных сечениях:
МА= М1=0; М2= Fм М lм = 466М0,065= 30,2 НМм;
МВ = FрМ (lр+ l1)?R1 м Мl1= 466 М (0,065+ 0,055)?741 М0,055= 15,1 НМм Строим эпюру крутящих моментов: Мк=Т1=34 НМм.
Определяем суммарные радиальные опорные реакции. Так как направление действия силы Fм неизвестно, то принимаем случай, когда реакции от действия силы Fм совпадают по направлению с суммарными 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=481/13 700=0,035 (коэффициент осевого нагружения е=0,24 по табл.9.2 /2/). Для подшипника 2, воспринимающего внешнюю осевую нагрузку отношение Rа/Rr2=481/1242=0,387 > е=0,24, то принимаем коэффициент радиальной нагрузки Х=0,56 и коэффициент осевой нагрузки Y=1,92.
Принимаем коэффициенты:
V=1 — коэффициент вращения внутреннего кольца подшипника;
К д =1,2 — коэффициент безопасности при легких толчках (табл. 9.4 /2/);
К ф =1 — коэффициент температурныйt<100єC (табл. 9.5. /2/).
Определяем эквивалентные нагрузки:
Re 2=(Rr2МVМХ+ RаМY)МК д МК ф =(1242· 1М0,56+ 481М1,92)1,2 М1=1943 H
Re1=Rr1· VМК д МК ф =1651•1•1,2 М1=1981 H.
Определяем расчетную долговечность наиболее нагруженного подшипника 1:
20М103 ч, ч.
Долговечность подшипников соблюдается.
Ведомый вал
Силу от цепной передачи раскладываем на составляющие:
Fцеп Г =Fцеп· cos 60є=1995*0,5=998 H
Fцеп В =Fцеп· sin 60є=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?Fцеп Г)2· l2 + lц) = 0,
? М3 =0; RГ42l2 ?Ft l2?Fцеп Г lц= 0,
Проверка
?X= Ft +RГ3?RГ4?Fцеп Г =1750+577?1329?998=0
Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси У в характерных сечениях:
МУД= МУ4=0; МУС= ?R Г4* l2 = ?1329*М0,055=?73,1 НМм
My6=?Fцеп В 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? Fцеп В) 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 в характерных сечениях:
МХД= МХ4= 0; МлХС= R4ВМ l2 =1523*0,055= 83,76 НМм МпХК= R4ВМ l2 — Fа*d4/2 =1523*0,055?481*0,18 667/2= 38,87 НМм
MX6 = Fцеп Г Мlц =1728· 0,05=86,4 Н*м Строим эпюру крутящих моментов: Мк=Т2=163,3 НМм.
Определяем суммарные радиальные опорные реакции:
Н,
Н.
Для принятого подшипника 209 Сr=33,2 кН и С0=18,6 кН Определяем отношение Rа/Со=481/18 600=0,026 (коэффициент осевого нагружения е=0,22 по табл.9.2 /2/). Так как отношение Rа/Rr4= =481/2021=0,24>е=0,22, то принимаем коэффициент радиальной нагрузки Х=0,56 и коэффициент осевой нагрузки Y=2,02.
Принимаем коэффициенты:
V=1; К д =1,2; К ф =1.
Re3=Rr3МVМХМ К д МК ф = 2655М1М1,2 М1=3186 H,
Re4=(Rr4МVМХ+ Y • Fа)· К д МК ф =(2021· 1•0,56+2,02·481)•1,2 М1=2524 H
Определяем расчетную долговечность наиболее нагруженного подшипника 3:
30М103 ч, ч.
Долговечность подшипников соблюдается.
9. ВТОРОЙ ЭТАП ЭСКИЗНОЙ КОМПОНОВКИ
Второй этап компоновки имеет целью конструктивно оформить зубчатые колёса, валы, подшипниковые узлы и подготовить данные для проверки прочности валов и некоторых других деталей.
Вычерчиваем шестерню и колесо по конструктивным размерам найденным ранее. Шестерню выполняем за одно целое с валом.
Конструируем узел ведущего вала:
а) наносим осевые линии, удалённые от середины редуктора на расстояние l1. используя эти осевые линии, вычерчиваем в разрезе подшипники качения;
б) вычерчиваем накладные крышки подшипников с регулировочными прокладками.
в) Переход вала от диаметра d=35 мм к присоединенному концу d=32 мм выполняем на расстоянии 3. 5 мм от торца крышки подшипника так, чтобы ступица полумуфты не касалась их.
Длина присоединительного конца вала d=32 мм определяется длиной ступицы полумуфты.
Аналогично конструируем узел ведомого вала:
а) для фиксации зубчатого колеса в осевом направлении предусматриваем уплотнение вала с одной стороны и устанавливаем распорную втулку, с другой стороны, место переход вала от d=45 мм к d=50 мм смещаем внутрь ступицы колеса на 2−3мм с тем, чтобы гарантировать прижатие втулки к торцу ступицы, а не к заплечнику вала;
б) отложив от середины редуктора расстояние l2, проводим осевые линии и вычерчиваем подшипники;
в) вычерчиваем врезные крышки подшипников с регулировочными кольцами.
На ведущем и ведомом валах применяем шпонки призматические со скруглёнными торцами по ГОСТ 23 360– — 78. Вычерчиваем шпонки, принимая длины на 5−10 мм меньше длины ступиц.
10. ПОДБОР МУФТЫ
Для соединения входного вала редуктора с валом электродвигателя выбираем муфту упругую со звёздочкой. Муфта состоит из двух полумуфт специальной формы между которыми устанавливается резиновая звездочка.
Материал полумуфт — чугун — СЧ 20, звездочки — специальная резина.
Вследствие небольшой толщины резиновой звездочки муфта обладает малой податливостью, компенсирующая незначительные смещения валов.
Радиальное и угловое смещение валов снижают долговечность резиновой звездочки, нагружая валы дополнительной изгибающей силой.
Муфту подбираем по ГОСТ 14 084– — 76 (1), табл. 11.5 по диаметру вала в месте посадки dдв=32 мм и dв1=32 мм Принимаем муфту с максимально передаваемым моментом [T]=125 H•м Проверяем выбранную муфту по расчётному моменту:
Где Т — номинальный момент на валу К — коэффициент перегрузки, зависящий от типа машины и режима её работы; К=1,5
Принимаем исполнение полумуфт на короткие цилиндрические концы валов: Длина полумуфт l=58 мм Обозначение муфты Муфта упругая со звёздочкой 125?32?2?У3 ГОСТ 14 084–76
11. ПОДБОР ШПОНОК И ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЁТ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ
Выбираем шпонки для соединения выходного конца ведущего вала со шкивом, для соединения ведомого вала с зубчатым колесом. Ступица шкива ременной передачи — чугунная. Выбираем шпонки призматические со скруглёнными торцами. Размеры сечений шпонок, пазов и длины и длины шпонок — по ГОСТ 23 360–78 (1), табл. 8.9
Материал шпонок — сталь 45 нормализованная.
Напряжения смятия и условие прочности по формуле:
Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице =100−120МПа, при чугунной — =50−70 МПа
Ведущий вал
Момент на ведущем валу редуктора Т2=34 Н•м
dВ1=32 мм
bхh=10×8 мм
t1=5,0 мм длина шпонкиl=50 мм (при длине ступицы полумуфты lст=58 мм) Материал полумуфты чугун СЧ20.
Ведомый вал
Момент на ведомом валу редуктора Т2=163,3 Нм.
Проверяем шпонку под зубчатым колесом:
dк2=50 мм.
bхh=14×9 мм.
t1=5,5 мм.
Длина шпонки l=50 мм (при длине ступицы колеса lст=60 мм).
Материал колеса Сталь 40Х.
Проверяем шпонку под полумуфтой
dВ2=40 мм
bхh=12×8 мм
t1=5,0 мм
l=50 мм (принимаем длину ступицы звездочки 60 мм) Материал звездочки — легированная сталь.
Прочность шпоночных соединений соблюдается.
12. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЁТ НА СОПРОТИВЛЕНИЕ УСТАЛОСТИ ВАЛОВ РЕДУКТОРА
Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения по отнулевому (пульсирующему).
Уточнённый расчёт состоит в определении коэффициентов запаса прочности S для опасных сечений и сравнения их с допускаемыми значениями [Ѕ].
Ведущий вал
Материал вала сталь 40Х. твёрдость не менее 280 НВ. Пределы выносливости по табл. 3.16[3] уВ=900 МПа.
у-1=410 МПа, ф-1=240 Мпа.
Проверяем сечение под подшипником ‹ 2 ›.
По построенным эпюрам определяем суммарный изгибающий момент М1 =30,2 НМм;
Крутящий момент в сечении вала Т1=34 Нм.
Осевой момент сопротивления сечения :
Полярный момент Амплитуда нормальных напряжений, изменяющаяся по симметричному циклу:
Амплитуда касательных напряжений, изменяющаяся по нулевому циклу:
концентрация обусловлена посадкой внутреннего кольца подшипника на валу с натягом. При этом
;
находим отношение Ку/Кd и Кф/Кd для вала в местах напресовки деталей по табл. 11.2 (2), при dп2=35 мм и уВ=900МПа путём линейной интерполяции Ку/Кd =3,85 Кф/Кd=2,65
Коэффициент влияния шероховатости поверхности по табл. 11.4 (2) Кf=1,5
Тогда КуД=3,85+1,5−1=4,35
КфД=2,65+1,5−1=3,15
Определяем коэффициент запаса прочности (сопротивления усталости) по нормальным и касательным напряжением:
Sу=у-1/ КуД*уа=410/4,35*7,1=13,3
Sф =ф-1/ КфД*фа=240/3,15*2,0=38,1
Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения вала под колесом:
S=Sу*Sф/
Прочность обеспечивается.
Значительное превышение обусловлено тем, что диаметр вала был значительно увеличен.
Сечение под шестерней:
По построенным эпюрам определяем суммарный изгибающий момент;
Осевой момент сопротивления сечения с учётом 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 пределов выносливости определяем по формулам:
;
Для эвольвентных зубьев находим значение эффективных коэффициентов концентрации по табл. 11.2 (2).
Для стали при уВ= 900 МПа по табл. 11.2 (2) находим: Ку=1,7; Кф=1,55
Коэффициент влияния шероховатости поверхности по табл. 11.4 (2) Кf=1,5
Коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения по табл. 11.3 (2) при d3=37,33 мм для легированной стали: Кdу=0,86 и Кфd=0,74
Коэффициент влияния поверхностного упрочнения по табл. 11.5 (2); Ку=1,65
Тогда Ку=(1,7/0,86+1,5?1)/1,65=1,5
Кф=(1,55/0,74+1,5?1)/1,65=1,57
Определяем коэффициент запаса прочности (сопротивления усталости) по нормальным и касательным напряжением:
Sу= у1/ Кууа=410/1,5*13,4=20,4
Sф=ф-1/ КфД*фа=240/1,57*2,2=69,5
Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения вала под шестерней:
S=Sу*Sф/
Значительное превышение обусловлено диаметром шестерни
Ведомый вал
Материал вала принимаем по табл. 3.16 сталь 45. Диаметр заготовки неограничен; твёрдость не менее 200 НВ. Пределы выносливости у-1=250МПа, ф-1=150Мпа Сечение под зубчатым колесом.
Определяем суммарный изгибающий момент.
Крутящий момент в сечении вала Т2=163,3 Нм Осевой момент сопротивления сечения с учётом шпоночного паза:
d=50 мм, b=14 мм, t=5,5 мм Полярный момент Амплитуда нормальных напряжений, изменяющаяся по симметричному циклу:
Амплитуда касательных напряжений, изменяющаяся по нулевому циклу:
Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночного паза и установкой колеса на валу с натягом. При наличии на валу двух концентратов напряжения находим коэффициент снижения пределов выносливости для каждого концентратора в отдельности и за расчётные принимаем коэффициенты, которые имеют большее значение снижения пределов выносливости.
Коэффициент снижения пределов выносливости определяем по формулам:
(без поверхностного упрочнения вала (Кv=1)
Для шпоночного паза находим значение эффективных коэффициентов концентрации по табл. 11.3(2).
Для стали при уВ=560МПа по табл. 11.3(2) находим линейной интерполяцией: Ку=1,69; Кф=1,46
Коэффициент влияния шероховатости поверхности по табл. 11.4 (2)Кf=1,05
Коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения по табл. 11.3 (2) при dк2=50 мм Кdу=0,81 Кфd=0,70
Тогда КуД=1,69/0,81+1,05−1=2,14
КфД=1,46/0,70+1,05−1=2,14
От установки колеса на валу с натягом, коэффициент снижения пределов выносливости в местах напрессовки колеса на вал находим по отклонению Ку/Кd и Кф/Кd по табл. 3.17(3), при dк2=50мм и уВ=560МПа путём линейной интерполяции принимаем: Ку/Кd =3,45 Кф/Кd=2,55
Тогда КуД=3,45+1,05−1=3,5
КфД=2,55+1,05−1=2,6
В дальнейших расчётах принимаем КуД=3,5; КфД= 2,6 от установки колеса на валу с натягом.
Определяем коэффициент запаса прочности (сопротивления усталости) по нормальным и касательным напряжением:
Sу= у1/ КуД*уа=250/3,5*10,1=7,1
Sф =ф-1/ КфД*фа=150/2,6*3,5=16,5
Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения вала под колесом:
S=Sу*Sф/
Прочность вала обеспечивается.
Проверяем сечение вала под подшипником 3.
Суммарный изгибающий момент Крутящий момент в сечении вала Тз=163,3 Нм.
Осевой момент сопротивления сечения :
Полярный момент Амплитуда нормальных напряжений, изменяющаяся по симметричному циклу:
Амплитуда касательных напряжений, изменяющаяся по нулевому циклу:
концентрация обусловлена посадкой внутреннего кольца подшипника на валу с натягом. При этом
;
находим отношение Ку/Кd и Кф/Кd для вала в местах напресовки деталей по табл. 11.2 (2), при dп2=45 мм и уВ=560 МПа путём линейной интерполяции Ку/Кd =3.35 Кф/Кd=2,45
Тогда КуД=3,35+1,05−1=3,6
КфД=2,45+1,05−1=2,5
Определяем коэффициент запаса прочности (сопротивления усталости) по нормальным и касательным напряжением:
Sу= у-1/ КуДуа=250/3,6*11=6,3
Sф =ф-1/ КфД*фа=150/2,5*4,5=13,3
Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения вала под колесом:
S=Sу*Sф/
Прочность обеспечивается.
13. ВЫБОР ПОСАДОК ОСНОВНЫХ ДЕТАЛЕЙ РЕДУКТОРА
электродвигатель кинематический привод редуктор Посадки назначаем в соответствии с указанными данными в табл. 10.13 (3).
Посадка зубчатых колёс на вал Н7/р6;
посадка звездочки цепной передачи на вал редуктора Н7/h6;
посадка полумуфты Н7/h6;
распорные втулки Н7/h6;
мазеудерживающие кольца, Н8/m8;
распорные кольца, сальники Н8/h8;
шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала К6;
отклонение отверстий в корпусе под наружные кольца подшипников по Н7.
14. СМАЗКА ЗАЦЕПЛЕНИЯ И ПОДШИПНИКОВ РЕДУКТОРА
Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на высоту зуба.
Объём масляной ванны V определяем из расчёта 0.5 л на 1 кВт передаваемой мощности:
V=0,5•2,491=1,246 л По табл. 10.8 (3) устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях уН=450,1 МПа и скорости V=1,37 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 34•10-6 м2/с.
По табл. 10.10 (3) принимаем масло индустриальное И-40А (по ГОСТ 20 799–75).
Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом УТ-1 (табл. 9.14 (3)), закладываемым при монтаже передачи.
15. СБОРКА РЕДУКТОРА
Перед сборкой внутреннюю полость корпуса 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…100оС;
в ведомый вал закладывают шпонки и напрессовывают зубчатые колёса до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку и устанавливают мазеудерживающие кольца и шарикоподшипники, предварительно нагретые масле.
Затем ставят крышки подшипников.
Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают манжетные уплотнения пропитанные горячим маслом.
Собранный ведущий вал устанавливают в крышку корпуса редуктора .
Собранный ведомый вал 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. Проверяют проворачивание валов, отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) Далее на выходные концы ведомого и ведущего валов в шпоночные канавки закладывают шпонки, устанавливают звёздочку и полумуфту.
Затем ввёртывают пробку маслоспускного 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.