Тема №10 Проектирование цилиндрического косозубого редуктора для привода мясорубки. 
Вариант №4

Условие статической грузоподъемности выполняется, так как радиальная нагрузка Fr1=387 Н < C0 = 7800 Н.

Эквивалентная нагрузка составляет:

Pэ = (XVFr1 + YFa) KбКт = (0,56· 387 +1,75· 186) = 543 Н, где радиальная нагрузка Fr1 = 387 Н, осевая нагрузка Fa = 186 Н, V=1 (вращается внутреннее кольцо), Kб = Кт = 1 (при температуре до 100 °C и для приводов соответственно); oтношение Fa/C0 = 186/7800 = 0,024, этой величине соответствует е ≈ 0,25; oтношение Fa/Fr1 = 186/387=0,48 > e = 0,25, значит X = 0,56, Y=1,75.

Расчетная долговечность составляет:

L = (C/ Pэ)3 =(15 900/543)

3= 25 106 млн. оборотов.

Расчетная долговечность в часах составляет:

Lh=106L/60n2=106· 25 106/(60·1395)=299 962 ч, где n2 = 1395 об/мин — частота вращения шестерни и ведущего вала.

Для зубчатых редукторов ресурс работы принят равным 36 000 ч, следовательно, расчетная долговечность подшипников соответствует ресурсу работы редуктора.

Ведомый вал Ведомый вал несет те же нагрузки, что и ведущий: окружная сила

Ft= 696 Н, радиальная сила Fr = 262 Н, осевая сила Fa = 186 Н, но на этот вал добавляется нагрузка от конусной зубчатой передачи.

Окружная сила:

Ft3=2T2/dm1=2•44,8•103/89,4 =1002 H.

Радиальная сила:

Fr3=Ft3 · γr=1002 • 0,16 =161 Н.

γr=0,44· sinδ1−0,7· соsδ1 = 0,44•0,73−0,7• 0,683 =0,16

Осевая сила на шестерне:

Fa3=Ft3· γа=1002 · 3,65 = 1002 • 0,79=792 Н.

γа=0,44•sinδ1 + 0,7• соsδ1 = 0,44 • 0,73+0,7• 0,683 =0,79

Из первого этапа компоновки: L2 = 35 мм, L3 = 50 мм.

Определяем реакции опор:

a) в горизонтальной плоскости xz:

• относительно точки С: ΣMСy = 0;

Rx3· 2L2 — Ft· L2 + Ft3· L3 = 0, отсюда:

Rx3 = (Ft· L2-Ft3·L3)/2L2 = (696· 0,035−1002·0,050)/(2·0,035) = 368 H;

• относительно точки A: ΣMAy = 0; -Rx4· 2L2+Ft·L2+ Ft3· (2L2+L3) = 0,

отсюда: Rx4 = (Ft· L2+Ft3·(2L2+L3))/2L2 = (696· 0,035+1002· (0,07+0,05))/0,07 =

= 1330 H.

Проверка: Rx3 + Rx4 — Ft — Ft3 =368+1330 — 696 — 1002 = 0;

б) в вертикальной плоскости yz:

• относительно точки С: ΣMСx = 0; Ry3· 2L2 — Fr· L2 + Fa· 0,5d2 — Fr2· L3 = 0, отсюда Ry3 = (FrL2-Fa· 0,5d2+ Fr3L3)/2L2 = (262· 0,035 — 186· 0,5·0,133+ +161· 0,05)/0,07 = 133 H;

• относительно точки A: ΣMAx = 0;

-Fr· L2-Fa·0,5d2-Ry4·2L2+ Fr3· (2L2+L3) = 0, отсюда

Ry4 = (-Fr· L2-Fa·0,5d2+ Fr3· (2L2+L3))/2L2=

= (-262· 0,035−186·0,5·0,133+161· (0,07 +0,05)) / 0,07 = 32 H.

Проверка: Ry3 — Ry4 — Fr + Fr3 = 133 — 32 — 262 + 161 = 0.

Суммарные реакции:

В точке А:

В точке С:

Строим эпюры изгибающих и крутящих моментов (рис. 5) и определяем наиболее опасное сечение по условию максимума моментов. Им является сечение вала в точке С, в котором изгибающие и крутящие моменты составляют:

Мх = Fr3· L3= 161· 0,05 = 8 Нм, Мy = Fr3· L3 = 161· 0,05 = 8 Нм, Т2 = 44,8 Нм.

Определяем эквивалентный момент в наиболее опасном сечении В вала:

Рис. 5. Эпюры изгибающих и крутящих моментов для ведомого вала

Рассчитываем допускаемый диаметр вала, исходя из допускаемого напряжения на изгиб [σ]=268 МПа:

Принятый ранее диаметр ведомого вала составляет 35 мм, что более допускаемого диаметра, следовательно, условие прочности выполняется. Выбираем подшипник по наиболее нагруженной опоре С серии 306 с параметрами: d = 30 мм, D = 72 мм, В = 19 мм, С = 28,1 кН, С0 = 14,6 кН. Условие статической грузоподъемности выполняется, так как радиальная нагрузка R4=1330,4 Н < C0 = 14 600 Н.

Эквивалентная нагрузка составляет:

Pэ = (XVR4 + YFa) KбКт = 1· 1330,4 + 0· 161=1330,4 Н, где радиальная нагрузка R4 = 1330,4 Н;

осевая нагрузка Fa = 161 Н;

V=1, Kб = Кт = 1;

oтношение Fa/C0 = 161/14 600 = 0,011, этой величине соответствует е ≈ 0,19;

oтношение Fa/R4 = 161/1330.

4 = 0,097 < e, значит X=1, Y = 0.

Расчетная долговечность подшипников составляет:

L = (C/Pэ)3 =(28 100/1330,4)3= 9422,6 млн. оборотов.

Расчетная долговечность в часах составляет:

Lh=106L/60n=106· 9422,6/(60·279) = 562 881 ч, где n = 279 об/мин — частота вращения ведомого вала.

Для зубчатых редукторов ресурс работы принят равным 36 000 ч, следовательно, расчетная долговечность подшипников превышает ресурс работы редуктора.

Второй этап компоновки редуктора Цель второго этапа компоновки редуктора — конструктивное оформление зубчатых колес, валов, корпусов и подшипниковых узлов.

Вычерчиваем шестерню и колесо по конструктивным размерам, найденным ранее. Шестерню выполняем заодно с валом.

Конструируем узел ведущего вала:

а) наносим осевые линии, удаленные от середины редуктора на расстояние 33 мм. Используя эти осевые линии, вычерчиваем в разрезе подшипники качения (можно вычертить одну половину подшипника, а для второй нанести габариты);

б) вычерчиваем крышки подшипников с уплотнительными прокладками и болтами;

в) переход ведущего вала от диаметра 20 мм к диаметру 23,8 мм на концевом участке выполняем на расстоянии 10−15 мм от торца крышки подшипника так, чтобы ступица муфты не задевала за головки болтов крепления крышки (длина присоединительного конца ведущего вала определяется длиной ступицы муфты).

Аналогично конструируем узел ведомого вала.

Отложив от середины редуктора расстояние 35 мм, проводим осевые линии и вычерчиваем подшипники (можно располагать оси подшип-ников ведущего и ведомого валов на одной прямой линии). Отложив от середины редуктора расстояние 50 мм, вычерчиваем зубчатое колесо конической передачи.

Проверка прочности шпоночных соединений. Посадки.

На ведущем и ведомом валах применяем шпонки призматические со скругленными торцами. Их размеры зависят от диаметров валов и принимаются по литературным источникам [1, 3, 4]. Материал шпонок — сталь 45 нормализованная.

Напряжения смятия и условие прочности:

Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице из мало-углеродистой стали [σ]см = 100…120 МПа, из среднеуглеродистой стали [σ]см = 140…170 МПа, при чугунной ступице [σ]см = 70…80 МПа.

Ведущий вал Диаметр вала d=18 мм, сечение шпонки: b · h = 6×6 мм, t1 = 3,5 мм, длина шпонки l = 30 мм (при длине ступицы муфты 52 мм), момент на ведущем валу М=9,4 Нм = 9,4· 103 Нмм.

Определяем напряжение смятия:

(полумуфты МУВП изготовляют из малоуглеродистой стали).

Ведомый вал Из двух шпонок — под зубчатым колесом и под конусным зубчатым колесом- больше нагружена вторая (меньше диаметр вала и, соответственно, размеры шпонки), поэтому проверяем на смятие вторую шпонку.

Диаметр вала d = 25 мм, сечение шпонки: bxh = 8×7 мм, t1 = 4 мм, длина шпонки l = 26 мм (при длине ступицы колеса 28 мм), момент на валу М = 44,8 Нм = 44 800

Нмм.

Определяем напряжение смятия:

(конусное зубчатое колесо выполняется из термообработанной среднеуглеродистой или легированной стали).

Посадка зубчатого колеса на вал назначается H7/p6, посадка конусного зубчатого колеса Н7/m6.

Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала k6. Отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца — по H7.

Выбор сорта масла

Смазывают зубчатое зацепление окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 10 мм. Объем масляной ванны определяем из расчета 0,25 дм³ масла на 1кВт передаваемой мощности: Vм = 0,25· 1,5 = 0,375 дм³.

Устанавливаем вязкость масла в зависимости от окружной скорости. В нашем редукторе окружная скорость составляет 1,94 м/с и рекомендуемая кинематическая вязкость при контактном напряжении 458 МПа составляет 34 мм2/с. Определяем для этой вязкости тип масла И-Г-А-32.

Подшипники смазывают пластичной смазкой типа Литол-24, которую закладывают в подшипниковые камеры при сборке. Периодически смазку пополняют, используя пресс-масленки.

Для смазки открытых зубчатых передач используют смазку графитную УСА (ГОСТ 3333−75), полугудрон или шестерную мазь, которые периодически наносят на рабочие поверхности зубьев.

Спецификация

СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ

Основная литература

1. Иванов М. Н. Детали машин. — М.: Высш. шк., 2000.

2. Дунаев П. Ф., Леликов О. П. Конструирование узлов и деталей ма-шин: Учебное пособие для технических специальностей вузов. — М.: Высш. шк., 1998. — 447 с.

3. Чернилевский Д. В. Основы проектирования машин. — М.: Учебная литература, 1998. — 471 с.

Дополнительная литература

4. Ордин А. А. Детали машин. Проектирование цилиндрических зуб-чатых редукторов: Методические указания по выполнению курсо-вой работы. — Новосибирск: Сиб

УПК, 2001.

5. Смелягин А. И. Прикладная механика. Задания на курсовое проек-тирование: Методические указания по курсовому проектирова-нию. — Новосибирск: Сиб

УПК, 2000.

6. Смелягин А. И. Прикладная механика. Проектирование зубчатых редукторов: Методические указания по курсовому проектирова-нию. — Новосибирск: Сиб

УПК, 2000.

7. Чернавский С. А. и др. Курсовое проектирование деталей машин. — М., 1979.

8. Куклин Н. Г., Куклина Г. С. Детали машин. — М.: Высш. шк., 2000.

9. Ицкович Г. М. и др. Сборник задач и примеров расчета по курсу деталей машин. — М., 1974.

10. Гузенков П. Г. Детали машин. — М., 1982.

11. Столбин Г. В., Жуков К. П. Расчет и проектирование деталей ма-шин. — М., 1978.

12. Иванов М. П., Иванов В. Н. Детали машин. Курсовое проектиро-вание. — М., 1975.

13. Планетарные передачи: Справочник / Под ред. В. Н. Кудрявцева и Ю. Н. Кирдяшева. — Л.: Машиностроение, 1977.