СОДЕРЖАНИЕ
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; I- вал двигателя; II- ведущий вал редуктора; III- ведомый 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=60º
Редуктор предназначен для длительной эксплуатации и мелкосерийного производства с нереверсивной передачей;
Нагрузка с лёгкими толчками;
Срок службы привода L= 6 лет
ВВЕДЕНИЕ
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
ŋ общ. =
ŋц .п∙
ηм∙
ŋцеп..п.
ŋ2
п.к.
Согласно таблице 1 /2/
ŋцеп.п.
= 0,92 – КПД цепной передачи
ŋц.п.
= 0,97 – КПД цилиндрической передачи
ŋпк
= 0,99 – КПД пары подшипников
ηм. .
= 0,98_
__
КПД муфты
ŋ = 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.
∙ηп.
∙ηм
= 2,567∙0,98∙0,99 = 2,491 кВт
Ведомом валу редуктора:
Р2
= Р1
∙ ŋц.п
∙ηп к..
= 2,491 ∙ 0,97 ∙0,99 = 2,392 кВт
Выходном валу привода:
Р3
= Р2
∙ ηцеп.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 | 700 | 700 | 140 | 34,74 |
Угловая скорость w, 1/с |
73,27 | 73,27 | 14,65 | 3,64 |
| Вращающий момент Т, Нм | 35 | 34 | 163,3 | 604,4 |
Определим ресурс привода.
Принимаем двухсменный режим работы привода тогда
Lh
=365·Lг
·tc
·Lc
=365·6·2·8=35040 ч.
Принимаем время простоя машинного агрегата 15% ресурса.
Тогда
L΄h
= Lh
·0,85=35040·0,85=29784 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;
−[σн0
]-допускаемое контактное напряжение материала колеса, соответствующее пределу контактной выносливости базового числа циклов напряжений зубьев NH
0
.
Расчетное допускаемое напряжение
[σH
]=0,45∙([σH
1
]+[σH
2
])=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.
− [σF
0
]-допускаемое напряжение изгиба при базовом числе циклов напряжений NF
0
.
Определение параметров передачи и геометрических размеров колес
Принимаем расчетные коэффициенты:
- коэффициенты ширины венца колеса относительно межосевого расстояния (с.355 [3]) Ψа
=b2
/aω
=0,4;
- коэффициенты ширины венца колеса относительно делительного диаметра шестерни Ψd
=b2
/d1
=0,3 ·Ψаω
(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 КНβ
=1.
Определяем межосевое расстояние передачи:
принимаем по ГОСТ 2144-76 aω
=112 мм.
Определяем предварительные размеры колеса:
делительный диаметр
;
ширина венца
b2
= Ψа
ּaω
=0,4ּ112=45 мм.
Определяем нормальный модуль зубьев:
принимаем по ГОСТ9536-60 mn
=1,5 мм.
Принимаем предварительно угол наклона зубьев β=10º
Определяем число зубьев шестерни
Принимаем z1
=24
Число зубьев колес:
z2=
z1*
u=24∙5=120
Фактический угол наклона зубьев:
β=arcos[(z1
+z2
)∙mn
/(2aw
)]=arcos[(24+120)∙1,1/(2∙112)]=15o
20’
Определяем основные геометрические размеры передачи:
диаметры делительных окружностей
d1
=mּn
z1
/cosβ= 1,5∙24/0,96428 =37,33 мм
d2
=mn
z2
//cosβ=1,5∙120/0,96428 = 186,67 мм
проверяем межосевое расстояние
;
диаметры окружностей вершин зубьев
dа1
= d1
+2ּmn
=37,33+2ּ1,5=40,33 мм,
dа2
= d2
+2ּmn
=186,67+2·1,5=189,67 мм;
диаметры окружностей впадин зубьев
df
1
= d1
-2,4ּm = 37,33−2,4ּ1,5= 33,73 мм,
df
2
= d2
-2,4ּm = 186,67−2,4ּ1,5=183,07 мм;
ширина венцов
b2
= Ψа
ּaω
=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:
Fr
1
=Ft
1
ּtgαω
/cosβ= 1750∙tg20/0,96428 =660 H
Определяем осевую силу в зацеплении:
Fа1
=Ft
1
ּtgβ=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 Ψd
=b2
/d1
=45/37,33=1,205
- коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контакта зубьев (табл. 9.1. и табл. 9.2. [3]) КН β
=1,06 и КF
β
=1,2
- коэффициент динамической нагрузки (с.89 и 90[3])
КН
v
=1,03 и KFV
= 1.08
- коэффициент распределения нагрузки между зубьями Кнά
=1,05
KFα
=0,91
Определяем фактическое контактное напряжение рабочих поверхностей зубьев:
<
<[σн
]= 493МПа
Недогрузка составляет [(493−477,4)/493]∙100%=8,7%
Что менее допустимой в 15%.
Определяем эквивалентное число зубьев шестерни и колеса:
Z1
/cosβ3
= 24/0,964283
=27
Z2
/cosβ3
= 120/0,964283
=134
выбираем по табл. 4.4. [2] коэффициенты формы зуба YF
1
=3,85 и YF
2
=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 aω
|
112 мм. | угол наклона зубьев: β | 15o
20’ |
|
| Модуль зацепления m | 1,5мм | Диаметр делительной окружности Шестерни d1
Колеса d2
|
37,33 мм 186,67 мм |
|
Ширина зубчатого венца Шестерни b1
Колеса b2
|
50 45 |
|||
Число зубьев Шестерни z1
Колеса z2
|
24 120 |
Диаметр окружности вершин зубьев Шестерни da
Колеса da
|
40,37 мм 189,67 мм |
|
| Вид зубьев | косозубая |
Диаметр окружности впадин зубьев Шестерни df
Колеса df
|
33,73 мм 183,07 мм |
|
| Проверочный расчёт | ||||
| Параметры | Допускаемые значения | Расчетные значения | примечания | |
Контактное напряжение σH
|
493 | 450,1 | Недогрузка 8,7% | |
| напряжение изгиба МПа | σF1
|
294 | 110,1 | Недогрузка |
| σF2
|
256 | 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:
u΄цеп
= 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);
КΘ
=1,0 – коэффициент угла наклона линии центров (угол наклона Θ=60º);
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
•КΘ
•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
≤п3
max
по табл 7.15 [ 4] для цепи с шагом р=25,4 мм п1
ma
=1000 об/мин., следовательно условие выполняется (140<1000).
Определяем среднюю скорость цепи
υ=(р •z1
•ω3
)/(2π)=(25,4•10-3
•21•14,65)/(2•3,14)=1,244 м/с
Окружную силу, передаваемую цепью:
Ft
.ц
=P2
/ υ=2392/1,244=1922 Н.
Определяем расчётное давление в шарнирах цепи:
pц
=Ft
Кэ
/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•π2
)=
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
)/2π = (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(180º/z5
)=25,4/sin(180º/21)=170,42,6 мм
dд
6
=t/sin(180º/z6
)=25,4/sin(180º/85)=687,39 мм
Диаметры наружных окружностей звездочек при d1
=15,88мм – диаметр ролика цепи :
Dе5
=t(ctg(180º/z5
)+0,7) – 0,31d1
=25,4(ctg(180º/21)+0,7)− 0,31•15,88=181,38 мм
Dе6
=t(ctg(180º/z6
)+0,7) – 0,31d1
=25,4(ctg(180º/85)+0,7)− 0,31•15,88=699,77 мм
Сила действующая на цепь:
окружная Ft
.ц
= 1922 Н.
центробежная Fv
= υ2
• q=2,6•1,2442
=4,0 Н
от провисания цепи при коэффициенте провисания кf
=1,4 при угле наклона передачи 60º
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 [4] 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 σ0
=8 мм
Толщина диска
Принимаем С=14 мм.
6. КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ КОРПУСА И КРЫШКИ РЕДУКТОРА
Толщина стенок корпуса и крышки:
Принимаем δ=8 мм
Принимаем δ0
=8 мм
Толщина поясов корпуса и крышки:
верхнего пояса крышки
b=1,5δ=1,5∙8=12мм
b1
=1,5δ=1,2∙8=12мм
Нижнего пояса корпуса:
р=2,35∙δ=2,35∙8=18,8мм
Принимаем р=20мм
Диаметр болтов:
фундаментных
d1
=(0.03...0.036)∙aw
+12=(0,03…0,036)∙112+12=15,36...16,032мм,
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…9,6мм,
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∙ δ=1,2∙8=10 мм;
2)принимаем зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса А= δ =8 мм;
3)принимаем расстояние между наружным кольцом подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса А= δ =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 | 207 | 35 | 72 | 17 | 25,5 | 13,7 |
| ведомый | 209 | 45 | 85 | 19 | 33,2 | 18,6 |
Решаем вопрос о смазывании подшипников.
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
= R1Х
ּl1
= 875·0,055=48 Нּм
Определяем опорные реакции в вертикальной плоскости хy от сил Fr
иFа
:
∑ МХ1
=0; R2
y
ּ 2 l1
- Fr
ּl1
- Fа
= 0,
∑ МХ2
=0; - R1
y
ּ2l1 +
Fr
ּl1
– Fа
= 0,
Н.
Н,
Проверка:
∑Fy
=0; R2У
+ R1У
- Fr
1
= 248+412−660= 0.
Строим эпюру изгибающих моментов:
МХ1
=МХ2
=0; МХВ
Л
=R1
y
l1
=248 ּ0,055=13,6 Нּм;
МХВ
л
= R1
y
ּl1
+ Fа
·d1
/2=248ּ0,054 +481·0,03733/2=22,7 Нּм
Определяем реакции опор от силы Fм
:
∑М1
=0; - Fм
ּlм
+ R2м
ּ2ּl1
=0;
∑М2
=0; - Fм
(lм
+2ּl1
)+R1м
ּ2ּl1
=0;
Н;Н.
Проверка:
∑Х=0; R1м
+ Fм
– R2м
= 466+275 –741= 0.
Строим эпюру изгибающих моментов МF
м
в характерных сечениях:
МА
= М1
=0; М2
= Fм
ּlм
= 466ּ0,065= 30,2 Нּм;
МВ
= Fр
ּ(lр
+ l1
)−R1м
ּl1
= 466ּ(0,065+ 0,055)−741 ּ0,055= 15,1 Нּм
Строим эпюру крутящих моментов: Мк
=Т1
=34 Нּм.
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
=481/13700=0,035 (коэффициент осевого нагружения е=0,24 по табл.9.2 /2/). Для подшипника 2, воспринимающего внешнюю осевую нагрузку отношение Rа
/Rr
2
=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 δ
=1,2 – коэффициент безопасности при легких толчках (табл. 9.4 /2/);
К τ
=1 – коэффициент температурныйt<100ºC (табл. 9.5. /2/).
Определяем эквивалентные нагрузки:
Re
2
=(Rr
2
ּVּХ+ Rа
ּY)ּК δ
ּК τ
=(1242·1ּ0,56+ 481ּ1,92)1,2 ּ1=1943 H
Re
1
=Rr
1
·VּК δ
ּК τ
=1651∙1∙1,2 ּ1=1981 H.
Определяем расчетную долговечность наиболее нагруженного подшипника 1:
20ּ103
ч,
ч.
Долговечность подшипников соблюдается.
Ведомый вал
Силу от цепной передачи раскладываем на составляющие:
Fцеп Г
=Fцеп
·cos 60º=1995•0,5=998 H
Fцеп В
=Fцеп
·sin 60º=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; RГ3
2l2
+Ft
·l2
−Fцеп Г
)2·l2
+ lц
)= 0,
∑ М3
=0; RГ4
2l2
−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•ּ0,055=−73,1 Нּм
My
6
=−Fцеп В
lц
=−998•0,05=−49,9 Н•м
Определяем опорные реакции в вертикальной плоскости от сил Fцеп Г
, Fr
Т
и FаТ
.
∑ М3
=0 ; R4В
•2l2
−Fr
l2
−Fцеп В
lц
−Fа
•d2
/2 –= 0,
∑ М4
=0 ; R3В
•2l2
+Fr
l2
− Fцеп В
) 2l2
+ 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; Мл
ХС
= R4В
ּl2
=1523•0,055= 83,76 Нּм
Мп
ХК
= R4В
ּl2
- Fа
•d4
/2 =1523•0,055−481•0,18667/2= 38,87 Нּм
MX
6
=Fцеп Г
ּlц
=1728·0,05=86,4 Н•м
Строим эпюру крутящих моментов: Мк
=Т2
=163,3 Нּм.
Определяем суммарные радиальные опорные реакции:
Н,
Н.
Для принятого подшипника 209 Сr
=33,2 кН и С0
=18,6 кН
Определяем отношение Rа
/Со
=481/18600=0,026 (коэффициент осевого нагружения е=0,22 по табл.9.2 /2/). Так как отношение Rа
/Rr
4
= =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 δ
=1,2; К τ
=1.
Re
3
=Rr
3
ּVּХּ К δ
ּК τ
= 2655ּ1ּ1,2 ּ1=3186 H,
Re
4
=(Rr
4
ּVּХ+ Y ∙ Fа
)·К δ
ּК τ
=(2021·1∙0,56+2,02·481)∙1,2 ּ1=2524 H
Определяем расчетную долговечность наиболее нагруженного подшипника 3:
30ּ103
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 23360 – 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 14084 – 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 14084-76
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 23360-78 (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=10х8 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:
dк
2
=50 мм.
bхh=14х9 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=12х8 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] σВ
=900 МПа.
σ-1
=410 МПа,τ-1
=240 Мпа.
Проверяем сечение под подшипником ‹ 2 ›.
По построенным эпюрам определяем суммарный изгибающий момент
М1
=30,2 Нּм;
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 Кσ
/Кd
и Кτ
/Кd
для вала в местах напресовки деталей по табл. 11.2 (2), при dп2
=35 мм и σВ
=900МПа путём линейной интерполяции
Кσ
/Кd
=3,85Кτ
/Кd
=2,65
Коэффициент влияния шероховатости поверхности по табл. 11.4 (2) Кf
=1,5
Тогда
КσД
=3,85+1,5-1=4,35
КτД
=2,65+1,5-1=3,15
Определяем коэффициент запаса прочности (сопротивления усталости) по нормальным и касательным напряжением:
Sσ
=σ-1
/ КσД
•σа
=410/4,35•7,1=13,3
Sτ
=τ-1
/ КτД
•τа
=240/3,15•2,0=38,1
Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения вала под колесом:
S=Sσ
•Sτ
/
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 σВ
= 900 МПа по табл. 11.2 (2) находим: Кσ
=1,7; Кτ
=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: Кdσ
=0,86 и Кτ
d
=0,74
Коэффициент влияния поверхностного упрочнения по табл. 11.5 (2); Ку
=1,65
Тогда Кσ
=(1,7/0,86+1,5−1)/1,65=1,5
Кτ
=(1,55/0,74+1,5−1)/1,65=1,57
Определяем коэффициент запаса прочности (сопротивления усталости) по нормальным и касательным напряжением:
Sσ
= σ1
/ Кσ
σа
=410/1,5•13,4=20,4
Sτ
=τ-1
/ КτД
•τа
=240/1,57•2,2=69,5
Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения вала под шестерней:
S=Sσ
•Sτ
/
Значительное превышение обусловлено диаметром шестерни
Ведомый вал
Материал вала принимаем по табл. 3.16 [3] сталь 45. Диаметр заготовки неограничен; твёрдость не менее 200 НВ. Пределы выносливости σ-1
=250МПа,
τ-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 σВ
=560МПа по табл. 11.3(2) находим линейной интерполяцией: Кσ=1,69; Кτ=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
Кdσ
=0,81 Кτ
d
=0,70
Тогда КσД
=1,69/0,81+1,05-1=2,14
КτД
=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
Кσ
/Кd
и Кτ
/Кd
по табл. 3.17(3), при dк2
=50мм и σВ
=560МПа путём линейной интерполяции принимаем: Кσ
/Кd
=3,45Кτ
/Кd
=2,55
Тогда КσД
=3,45+1,05-1=3,5
КτД
=2,55+1,05-1=2,6
В дальнейших расчётах принимаем КσД
=3,5 ; КτД
= 2,6 от установки колеса на валу с натягом.
Определяем коэффициент запаса прочности (сопротивления усталости) по нормальным и касательным напряжением:
Sσ
= σ1
/ КσД
•σа
=250/3,5•10,1=7,1
Sτ
=τ-1
/ КτД
•τа
=150/2,6•3,5=16,5
Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения вала под колесом:
S=Sσ
•Sτ
/
Прочность вала обеспечивается.
Проверяем сечение валапод 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 Кσ
/Кd
и Кτ
/Кd
для вала в местах напресовки деталей по табл. 11.2 (2), при dп2
=45 мм и σВ
=560 МПа путём линейной интерполяции
Кσ
/Кd
=3.35Кτ
/Кd
=2,45
Тогда КσД
=3,35+1,05-1=3,6
КτД
=2,45+1,05-1=2,5
Определяем коэффициент запаса прочности (сопротивления усталости) по нормальным и касательным напряжением:
Sσ
= σ-1
/ КσД
σа
=250/3,6•11=6,3
Sτ
=τ-1
/ КτД
•τа
=150/2,5•4,5=13,3
Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения вала под колесом:
S=Sσ
•Sτ
/
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 σН
=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 20799-75).
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…100о
С;
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.