Введение
Для передачи вращающего момента, от вала двигателя к валу рабочей машины, в приводах различных машин и механизмов применяются редукторы.
Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращающего момента от вала двигателя к валу рабочей машины, поэтому редукторы широко применяются в приводах различных машин и механизмов. Редуктор состоит из корпуса (ленточного чугунного или сварного стального), в котором помещают элементы передачи – зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д.
Редуктор предназначен для понижения угловой скорости и соответственно повышения вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.
Редуктор проектируют либо для привода определённой машины, либо по заданной нагрузке и передаточному числу без указания конкретного назначения.
Передаточное отношение одноступенчатых цилиндрических редукторов ограничено Umax
≤ 6,3, поэтому для реализации больших передаточных отношений в схему привода дополнительно включают цепные или ременные передачи.
Для привода ленточного конвейера спроектировать одноступенчатый цилиндрический редуктор общего назначения с прямозубыми колесами предназначенный для длительной эксплуатации. Передача нереверсивная , нагрузка близкая к постоянной. Работа двухсменная.
Исходные данные:
Тяговое усилие ленты Fл
= 2,07 кН
Скорость ленты Vл
= 1,33 м/с
Диаметр приводного барабана Дб
= 380 мм
Схема привода
1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет
По таблице 1.1 [1] принимаем:
К.п.д. пары цилиндрических зубчатых колес h1
= 0,98;
К.п.д. пары подшипников качения h3
= 0,99;
К.п.д. открытой цепной передачи h2
= 0,92;
К.п.д. потерь в опорах приводного барабана h4
= 0,99
Общий К.п.д. привода
h = h1
×h2
2
×h3
×h4
= 0,98 × 0,992
× 0,92 × 0,99 = 0,87
Мощность на валу барабана
Рб
= Vл
×Fл
= 1.33× 2.07 = 2.75кВт
Требуемая мощность электродвигателя
кВт
Угловая скорость барабана
рад/с
Частота вращения барабана
об/мин.
По ГОСТ 19523- 81 (таблица п.1) по требуемой мощности Ртр
= 3,15 кВт выбираем асинхронный трехфазный короткозамкнутый электродвигатель серии 4А с синхронной частотой частотой вращения nc
= 1000 об/мин. Типа 112 МВ6 с параметрами Рдв
= 4 кВт и скольжением S = 5,1%.
Номинальная частота вращения двигателя
nдв
= 1000 (1-S) = 1000(1-0.051)=949 об/мин
Угловая скорость электродвигателя
рад/с
Передаточное отношение привода
Принимаем по ГОСТ 2185-66передаточное отношение редуктора Up
= 4, тогда передаточное отношение цепной передачи
Вращающие моменты на валах:
На валу шестерни Н×м
Навалу колеса Т2
= T1
×Up
= 31,7× 4 = 126,8 Н×м
Частоты вращения и угловые скорости валов
| Вал В | n1
= nдв= 949об/мин |
w1
= wдв = 99,3 рад/с |
| Вал С | об/мин | рад/с |
| Вал А | n3
= nб = 67 об/мин |
n3
= nб = 67 об/мин |
2.Расчет зубчатых колес редуктора
По таблице 3.3 [1] выбираем материал зубчатых колес:
для шестерни сталь 45 – термообработка улучшение, твердость НВ 230;
для колеса – сталь 45 – термообработка улучшение, твердость НВ 200.
Допускаемые контактные напряжения (формула 3.9 [1])
,
где GН
limb
– предел контактной выносливости при базовом числе циклов нагружения.
По таблице 3.2 [1] для материала колёс: Н
limb
= 2НВ + 70.
КHL
– коэффициент долговечности при длительной эксплуатации КHL
= 1,0 (стр.33 [1]);
[Sн
]- коэффициент безопасности. Для улучшеной стали [Sн
] = 1,15 (cтр. 33 [1]).
Допускаемые контактные напряжения
для шестерни Мпа;
для колеса Мпа.
Коэффициент нагрузки, с учётом влияния изгиба от натяжения цепи, принимаем как для несимметрично расположенных колёс. По таблице 3.1[1] Кнл
=1.25
Коэффициент ширины вунца по межосевому расстоянию Ψва
= в/aw
Для прямозубых колёс Ψва
= 0,16 (стр.36)
Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев определяем по формуле 3.7 [1]
мм,
Принимаем по ГОСТ 2185–66 аw
= 180 мм
где Ка
= 49,5 – коэффициент для прямозубых колес (страница 32 [1]).
Нормальный модуль зацепления
m = (0,01¸ 0,02) аw
= (0,01¸ 0,02) × 180 = (1,8¸3,5) мм.
Принимаем по ГОСТ 9563-60 m = 3 мм
Определяем суммарное число зубьев колес
Число зубьев шестерни
Число зубьев колеса
Z2
= ZE
–Z1
= 120-24 = 96
Уточняем передаточное отношение
Уточняем межосевое расстояние
аw
=0,5(Z1
– Z2
)m = 0.5 (24+96) ·3 =180 мм
Основные размеры шестерни и колеса:
делительные диаметры:
d1
=m·z1
= 3·24 = 72мм;
d2
=z2·
m= 96·3 = 288мм.
Проверка: мм.
диаметры вершин зубьев
da
1
= d1
+ 2m = 72 + 2 × 3 = 78 мм;
da
2
= d2
+ 2m = 288 + 2 × 3 = 294 мм.
диаметры впадин зубьев
df
1
= d1
- 2.5 m = 72-2.5·3 = 64.5 мм
Ширина колеса мм.
Ширина шестерни b1
= b2
+ (2÷5) = 30 + 4= 34 мм.
Коэффициент ширины шестерни по диаметру
.
Окружная скорость колеса и степень точности передачи:
м/с.
При такой скорости колёс следует принять 8-ую степень точности передачи.
По таблице 3.5 [1] при bd
= 0.47 и твердости НВ< 350, принимаем КН
b
= 1.05.
По таблице 3.4 [1] при V = 3.6 м/с и 8-й степени точности, коэффициент КН
a
=1,09.
По таблице 3.6 [1] для шевронных колес коэффициент КHv
= 1,05.
Тогда коэффициент нагрузки КН
= КН
b
× КН
a
× КН
v
= 1.05 × 1,09 × 1,05 = 1.20
Проверяем контактные напряжения по формуле 3.6 [1]
Мпа < [Н
].
Силы действующие в зацеплении:
окружная сила Н
радиальная сила Н,
Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле 3.25 [1]
£ [F
].
где коэффициент нагрузки КF
= KF
b
×KFv
По таблице 3.7 [1] при bd
= 0.47,твёрдости НВ<350. Коэффициент КF
b
= 1,08
По таблице 3.8 [1] при V=3.6и 8-ой степени точности коэффициент КFv
= 1.45
Тогда КF
= 1,08· 1,45 =1,57
YF
– коэффициент прчности зуба по местным напряжениям, зависящий от эквивалентного числа зубьев zv
:
тогда YF
1
= 4.09 YF
2
= 3.61 (страница 42 [1]).
Допускаемые напряжения при изгибе
По таблице 3.9 [1] для стали 45 улучшенной при твердости НВ< 350 принимаем НВ.
для шестерни 0
Flimb
1
= 1,8 × НВ1
= 1,8 × 230 = 414Мпа;
для колеса 0
Flimb
2
= 1,81 × НВ2
= 1,8 × 200 = 360 Мпа.
Коэффициент безопасности [SF
] = [SF
]¢ [SF
]''.
По таблице 3.9 [1]: [SF
]¢ = 1,75 и [SF
]'' = 1,0.
Тогда [SF
] = 1,75 × 1,0 = 1,75.
Допускаемые напряжения:
для шестерни Мпа;
для колеса Мпа.
Производим сравнительную оценку прочности зубьев для чего находим отношение
:
для шестерни Мпа;
для колеса Мпа.
Дальнейший расчет ведем для зубьев колеса , для которых это отношение меньше.
Мпа < [F
2
] = 206Мпа.
Вывод: условие прочности выполнено.
3. Предварительный расчет валов редуктора
Предварительный расчет валов проведем на кручение. Крутящие моменты в сучениях вылов: ведущего-T1
= 31,7 H·м; ведомого –Т2
= 126.8 Н·м
3.1 Ведущий вал
Крутящий момент на валу Т1
= 12.5.
Допускаемые напряжения на кручение [tк
] = 25 Мпа.
Диаметр выходного конца вала
мм.
Так как ведущий вал редуктора соединяется муфтой МУВП с валом электродвигателя, то необходимо согласовать диаметры выходных концов валов.
По таблице 2[1] для электродвигателя 4A112М dдв
= 32мм.
Тогда dв1
= 0,75 ×dдв
= 0,75 × 32 =24м (страница 296 [1]);
диаметр вала под подшипниками принимаем dп1
= 20мм.
Конструкция ведущего вала
3.2 Ведомый вал:
Крутящий момент на валу Т2
= 50×м. Диаметр выходного конца вала под ведущую звездочку цепной передачи определяем по пониженным напряжениям [tк
] = 20 МПа, чем учитывается влияние изгиба вала от натяжения цепи:
мм
Принимаем dв2
= 32, диаметр вала под подшипники dп2
= 35м, под зубчатым колесом dк2
= 40.
Диаметр остальных участков валов назначаем исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора.
Конструкция ведомого вала
4. Конструктивные размеры шестерни и колеса
Шестерню выполняем за одно целое с валом, ее размеры определены выше:
Z1
=24; m = 3мм; dа1
= 78; df
1
= 64.5м; b1
= 34.
Колесо кованое, его размеры
d2
= 288; da
2
= 294; b2
= 30мм; m = 3мм; Z2
= 96 мм; df
2
= 280.5мм,
диаметр ступицы колеса dст2
= 1,6 dк2
= 64мм
длина ступицы колеса lст2
= (1,2¸1,5) dк2
= (1,2¸1,5) × 40 = (48-60)мм
принимаем lст2
= b2
= 50
Толщина обода d0
= (2¸4) m = (2¸4) × 3= (6¸12)мм
принимаем d0
= 10мм.
Толщина диска С = 0,3 ×b2
= 0,3 × 30=9мм, принимаем с = 10мм
Диаметр окружности центров в диске
Дотв
=0,5 (До
+ dст2
) = 0.5(269+64) = 162мм
Где До
= df
2
– (2do
+ 5m) = 294-(2·10+3·5) = 259мм
Диаметр отверстий в диске колеса
5.Конструктивные размеры корпуса редуктора
Толщина стенок корпуса и крышки
d = 0,025×aw
+ 1мм = 0,025 × 180 + 1 = 5,5 мм;
d1
= 0,02×aw
+1мм = 0,02 × 180 + 1 = 4,6 мм
принимаем d = d1
= 8мм.
Толщина фланцев поясов корпуса и крышки
b = b1
= 1,5×d = 1,5 × 8 = 12 мм.
Толщина нижнего пояса корпуса
р = 2,35 ×d = 2,35 × 8 = 18,8 мм, принимаем p = 20 мм.
Диаметры болтов:
Фундаментных: d1
= (0,03¸0,036)×аw
+ 12 = (0,03¸0,036)×180 + 12 = (17,4¸18,5) мм; принимаем болты с резьбой М18;
крепящих крышку к корпусу у подшипников:
d2
= (0,7¸0,75)×d1
= (0,7¸0,75)×18 = (12,6¸13,5) мм, принимаем болты с резьбой М12.
соединяющих крышку с корпусом: d3
= (0,5¸0,6)×d1
= (0,5¸0,6)×18 = (9¸10,8) мм; принимаем болты с резьбой М10.
6. Расчет цепной передачи
Выбираем приводную роликовую однорядную цепь. Крутящий момент на валу
Т2
= 126,8Н·м
Передаточное отношение определено выше Uц
= 3,55.
Число зубьев ведущей звездочки
z3
= 31 – 2Uц
= 31 – 2 × 3,55 = 23,9; принимаем z3
= 24.
Число зубьев ведомой звездочки
z4
= z3
×Uц
= 24 × 3,55 = 85,2. Принимаем z4
= 85
Фактическое передаточное отношение
что соответствует принятому.
Оклонение Δ =
Допускается ± 3%
Определяем расчетный коэффициент нагрузки (формула 7.38[1]);
Кэ
= Кд
×Ка
×Кн
×Кр
×Ксм
×Кп
= 1×1×1×1,25×1×1,25 = 1,56;
где Кд
= 1 – динамический коэффициент при спокойной нагрузке;
Ка
= 1 – коэффициент, учитывает влияние межосевого расстояния при ац
£ (30÷60)t;
Кн
= 1 – коэффициент влияние угла наклона линии центров при = 45°; Кн
=1,0
Кр
– коэффициент, учитывает способ регулирования натяжения цепи Кр
= 1,25 при периодическом регулировании натяжения цепи;
Ксм
– коэффициент учитывает способ смазки; при непрерывной смазке Ксм
= 1,0;
Кп
– учитывает продолжительность работы передачи в сутки, при двухсменной работе Кп
= 1,25.
Для определения шага цепи надо знать допускаемое давление [p] в шарнирах цепи. По таблице 7.18 [1] при n2
= 238 об/мин, ориентируясь на шаг цепи t = 19,05 принимаем [p] = 24 МПа.
Шаг однорядной цепи
мм.
Подбираем по таблице 7.15 [1] цепь ПР–25,4–60 по ГОСТ 13568-75, имеющую: шаг t = 25,4 мм; разрушающую нагрузку Q = 60кН; массу q = 2,6 кг/м;
Аоп
= 179,7мм2
.
Скорость цепи
м/с.
Окружная сила
H.
Давление в шарнирах проверяем по формуле 7.39 [1]:
МПа.
Уточняем по таблице 7.18 [1] допускаемое давление.
р = 23 [ 1 + 0,01 (z3
– 17)] = 21 [1 + 0,01 (24 – 17)] = 22,5 МПа.
Условие р £ [p] выполнено.
Определяем число звеньев цепи (формула 7.36 [1])
,
где (стрaница 148 [1]); zå
= z3
+ z4
= 24 + 85 = 109.
тогда Lt
= 2 · 50 + 0,5 · 109 + = 156,4. Округляем до четного числа Lt
= 156.
Уточняем межосевое расстояние цепной передачи по формуле 7.37 [1]
Для свободного провисания цепи предусматриваем возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,4%, т.е. на 1265 · 0,004 » 5 мм.
Определяем диаметры делительных окружностей звездочек по формуле 7.34 [1]
мм;
мм.
Определяем диаметры наружных окружностей звездочек.
мм
мм,
где d1
= 15,88 мм – диаметр ролика цепи (таблица 7.15 [1]).
Силы, действующие на цепь:
Окружная Ft
ц
= 1300Н (определены выше).
От центробежных сил Fv
= q· u2
= 2,6 · 2,422
= 16 H.
От провисания цепи Ff
= 9,81 · Kf
· q· ац
= 9,81 · 1,5 · 2,6 · 1,27= 49 Н,
Расчетная нагрузка на вал Fв
= Ft
ц
+ 2Fγ
= 1300+ 2 · 49 = 1398H.
Проверяем коэффициент запаса прочности цеп
> [S] = 8,4
где [S] = 8,4– нормативный коэффициент запаса прочности цепи (таблица 7.19 [1]).
Условие S > [S] выполнено
Размеры ведущей звездочки:
dd3 =194.6мм; Дез
= 206мм
диаметр ступицы звездочки
Дст3
= 1,6 dв2
= 1,6 · 32 = 52мм;
длина ступицы lст3
= (1,2¸1,6) · dв2
= (1,2¸1,6) · 32 = (38,4÷51,2) мм;
принимаем lст3
= 50 мм.
Толщина диска звездочки
С = 0,93 Вн
= 0,93 · 15,88 =14,8 мм
где Вн
= 15,88 мм – расстояние между пластинами внутреннего звена цепи (табл. 7.15 [1])
7. Первый этап компоновки редуктора
Компоновку выполняется в два этапа. Превый этап позволяет приближенно определить положение зубчатых колес и ведущей звездочки цепной передачи относительно опор для последующего определения опорных реакций и набора подшипников.
Компоновочный чертеж выполняем в одной проекции – разрез по осям валов, при снятой крышке корпуса в масштабе М 1:1.
Примерно по середине листа проводим горизонтальную осевую линию, затем две вертикальные оси валов на расстоянии аw
= 180 мм.
Вычерчиваем упрощенно шестерню и колесо: шестерня выполнена за одно целое с валом: длина ступицы колеса равна ширине венца колеса.
Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса:
а) принимаем зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса А = δ =10 мм;
б) принимаем зазор между торцом ступицы шестерни и внутренней стенкой корпуса А1
= 10 мм;
в) принимаем зазор между наружным кольцом подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса А2
= 10 мм.
Предварительно намечаем радиальные шарикоподшипники легкой серии по ГОСТ 8338-75. Габариты подшипников выбираем из таблицы П3. [1] по диаметру вала в месте посадки подшипника: dп1
= 30 мм; dп2
= 35 мм.
| Условное обозначение подшибника | d | D | B | Грузоподъёмность, кН | |
| Размеры, мм | |||||
| 206 | 30 | 62 | 16 | 19,5 | 10 |
| 207 | 35 | 72 | 17 | 25,5 | 13,7 |
Решаем вопрос смазки подшипников. Принимаем для подшипников пластичную смазку. Для предотвращения вытекания смазки внутрь и вымывания пластичной смазки жидким маслом из зоны зацепления устанавливаем мазеудерживающие кольца. Их ширина определяет размер У=10 мм; принимаем У = 10 мм.
Находим расстояние от середины шестерни до точек приложения реакции подшипников к валам:
на ведущем валу мм;
на ведомом валу мм;
тоесть l1
= l2
= 54 мм.
Из расчета цепной передачи определяем расстояние от точки приложения натяжения цепи к валу, до точки приложения реакции ближайшего из подшипника ведомого вала.
Длина гнезда подшибника
мм,
S = 10 мм – толщина врезной крышки;
Определяем расстояние от точки приложения натяжения цепи к валу до реакции ближайшего подшибника ведомого вала
мм
8. Проверка долговечности подшипников
8.1 Ведущий вал
Силы, действующие в зацеплении:
Ft
= 500 H; Fr
= 182 H, из первого этапа компоновки l1
= 46 мм.
Расчетная схема вала
Определяем реакции опор:
а) в горизонтальной плоскости H;
б) в вертикальной плоскости Н.
Определяем изгибающие моменты и строим эпюры:
а) в горизонтальной плоскости
Mx
1
= 0; Mx
2
= 0; Mcx
= Rx
1
· l1
= 440· 54 = 23760 H·мм = 23,76 Н·м;
б) в вертикальной плоскости
My1
= 0; My2
= 0; Mcy
= Ry1
· l1
= 160·54 = 8640 H·мм = 8,64 Н·м.
Определяем суммарные реакции опор
Так как осевая нагрузка в зацеплении отсутствует, то коэффициент осевой нагрузки
y = 0, а радиальной x = 1,0.
Эквивалентную нагрузку определяем по формуле
Рэ
= x· v· R· Кб
· Кт
при t < 100°C, температурный коэффициент Кт
= 1,0 (табл. 9.20 [1] );
V = 1,0 – коэффициент при вращении внутреннего кольца подшипника.
Кб
=1.2 –коэфициент безопасности для редукторов
Тогда Рэ
= 1,0 · 1,0 · 470 · 1,2 · 1,0 = 570 H = 0,57кН.
Расчетная долговечность, часов
часов.
8.2 Ведомый вал
Силы действующие в зацеплении: Ft
= 880 H; Fr
= 320 H; Fц
= 1398 H. Крутящий момент на валу Т2
= 126 Н·м. n2
= 238об
/мин
Из первого этапа компоновки: l2
= 54 мм; l3
= 70 мм.
Расчетная схема вала
Составляющие действующие на вал от натяжения цепи.
Fц
x
= Fц
y
= Fц
· sinγ = 1398 · sin 45° = 1398 · 0,7071 = 988 Н.
Определяем реакции опор:
а) в горизонтальной плоскости
åm3
= 0; Fц
x
· (2l2
+ l3
) – Ft
· l2
– Rx
4
· 2l2
= 0;
Н;
åm4
= 0; – Rx3
· 2l2
+ Ft
· l2
+ Fц
x
· l3
= 0
H.
Проверка:
åxi
= 0; Rx3
+ Fц
x
– Ft
– Rx4
= 1126 + 988 – 880 – 1234= 0.
Следовательно реакции определены верно.
б) в вертикальной плоскости
åm3
= 0; Fr
·l2
+ Fц
y
· (2l2
+ l3
) – Ry4
· 2l2
= 0
H;
åm4
= 0; – Ry3
· 2l 2
– Fr
· l 2
+ Fц
y
·l 3
= 0;
Н.
Проверка:
åyi
= 0; Ry3
+ Fr
+ Fц
y
– Ry4
= 480 + 320+988 – 1788 = 0.
Следовательно реакции определены верно.
Определяем изгибающие моменты и строим эпюры:
а) в горизонтальной плоскости
Мx
3
= 0; Mbx
= 0;
Max
= - Rx
3
· l2
= - 1126· 54 = - 60800 H·мм = -60,8 Н·м;
M4х
= - Fц
x
· l3
= - 988 ·70 = - 69160 H·мм = - 69,16 Н·м;
б) в вертикальной плоскости
M3
y
= 0,Mby
= 0;
May
= Ry
3
· l2
= 480 · 54 = 25920 H·мм = 25,92 Н·м;
M4
y
= - Fц
y
· l3
= - 998 · 70 = - 69160 H·мм = - 69,16 Н·м.
Определяем суммарные реакции опор
Н;
Н.
Эквивалентную нагрузку определяем для более нагруженной опоры “4”, так как
R4
> R3
.
Значения коэффициентов принимаем те же, что и для ведущего вала:
x = 1,0,v = 1,0, Кт
= 1,0, Кб
= 1,2. У = 0;
Определяем эквивалентную нагрузку
Рэ4
= x· v· R4
· Кт
· Кб
= 1,0 · 1,0 · 2,18 · 1,2 · 1,0 = 2,62 кН.
Расчетная долговечность, часов
часов.
Подшипники ведущего вала № 205 имеют ресурс Lh
= 69·104
ч, а подшипники ведомого вала № 206 имеют ресурс Lh
= 64,52·103
часов.
9. Проверка прочности шпоночных соединений
Шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок, пазов и длины по ГОСТ 23360 – 78. Материал шпонок сталь 45, нормализованная.
Напряжения смятия и условие прочности
;
допускаемые напряжения при стальной ступице [см
] = 120 МПа, а при чугунной ступице [Gсм
] = 70 МПа.
9.1 Ведущий вал
Крутящий момент на валу Т1
= 31,7 Н·м.
Шпонка на выходном конце вала для соединения муфтой с валом электродвигателя. По таблице 8.9 [1] при dв1
= 18 мм находим b×h = 8×7 мм; t1
= 4 мм; длина шпонки
l = 40 мм, при длине ступицы полумуфты lст
= 45 мм (Таблица 11.5 [1]).
Тогда
9.2 Ведомый вал
Крутящий момент на валу Т2
= 126,8 Н·м.
Шпонка под зубчатым колесом dк2
= 40 мм. По табл. 8.9 [1] принимаем b×h = 12×8 мм; t1
= 5 мм; длина шпонки l = 45 мм . При длине ступицы колеса lст3
= 50 мм.
Тогда
Шпонка на выходном конце вала, под ведущую звёздочку цепной передачи,
dв2
= 32мм; По таблице8.9[1] b×h = 10×8; t1
= 5мм; l = 50мм; при длине ступицы звёздочки lст
= 55мм
Звёздочка литая из стали 45Л
Тогда
Вывод: Условие см
£ [см
] выполнено.
10. Уточненный расчет валов
Будем выполнять расчет для предположительно опасных сечений. Прочность соблюдена при S³ [S].
10.1 Ведущий вал
Материал вала сталь 45, улучшенная так как вал изготовлен за одно целое с шестерней. По таблице 3.3 [1] при диаметре заготовки до 90 мм (в нашем случае da
1
= 78 мм) принимаем в
= 780 МПа.
Предел выносливости при симметричном цикле изгиба
= 0,43·в
= 0,43 · 780 = 335 МПа.
Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений
t-1
= 0,58· = 0,58 · 335 = 193 МПа.
Сечение А-А .
Это сечение выходного конца вала dв1
= 24 мм под муфту, для соединения вала двигателя с валом редуктора. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки. По таблице 8.9 [1] при dв1
= 24 мм находим b = 8 мм; t1
= 4 мм. Это сечение рассчитываем на кручение. Коэффициент запаса прочности сечения
.
Момент сопротивления кручению
мм3
.
Крутящий момент на валу Т1
= 12,5 Н·м.
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений
МПа.
Принимаем по таблице 8.5 [1] K = 1,78,
по таблице 8.8 [1] et
= 0,83 и yt
= 0,1. Тогда
10.2 Ведомый вал
Материал вала – сталь 45, нормализованная. По табл.3.3[1] принимаем в
= 580 МПа.
Cечение вала А-А.
Это сечение под зубчатым колесом dк2
= 40 мм. Крутящий момент на валу
Т2
= 126,8 Н·м. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки. По табл. 8.9 [1] при dк2
=35мм находим b = 12 мм, t1
= 5 мм.
Вал подвергается совместному действию изгиба и кручения.
Момент сопротивления изгибу:
мм3
.
Амплитуда нормальных напряжений:
МПа.
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:
МПа.
По табл. 8.5 [1] K= 1,58; Kt
= 1,48;
По табл. 8.8 [1] e = 0,85; et
= 0,73; yt
= 0,1.
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям
.
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
Результирующий коэффициент запаса прочности сечения
Сечение вала Б-Б.
Это сечение выходного конца вала под ведущую звездочку цепной передачи
dв2
= 32мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки. По табл. 8.9 [1] при dв2
=25 мм находим b = 10 мм, t1
= 5 мм.
Вал подвергается совместному действию изгиба и кручения
Изгибающий момент в сечении под звездочкой
Mи
= Fц
· x, приняв x =50 мм получим
Ми
= 1398 · 50 = 69,9 Н·м.
Момент сопротивления кручению
мм3
.
Момент сопротивления изгибу
мм3
.
Амплитуда нормальных напряжений
МПа; m
= 0.
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений
МПа.
По табл. 8.5 [1] принимаем К= 1,58; Кt
= 1,48.
По табл. 8.8 [1] находим e= 0,87; et
= 0,76;
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
Результирующий коэффициент запаса прочности сечения
Вывод: прочность валов обеспечена.
11. Выбор сорта смазки
Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса редуктора.
Объем масляной ванны (Vм
) определяется из расчета 0,25 дм3
масла на 1 кВт передаваемой мощности.
Vм
= 0,25· Ртр
= 3,15 = 0,7 дм3
.
По табл. 10.8 [1] устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях
н
= 302 МПа и скорости колес V = 4,26 м/с рекомендуемая вязкость масла
u50
= 28·10-6
м2
/c
По табл. 10.10 [1] по ГОСТ 20799 – 75 выбираем масло индустриальное И - 30А.
Подшипниковые камеры заполняют пластичной смазкой УТ-1 (Табл. 9.14 [1]). Периодически смазка пополняется шприцем через пресс – масленки.
12. Посадки деталей редуктора
Посадки назначаем в соответствии с указаниями таблица 10.13. [1]
по ГОСТ 25347 – 82.
Посадка зубчатого колеса на вал .
Посадка ведущей звездочки на вал .
Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала к6. Отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца подшипников по Н7.
Посадки остальных деталей указаны на сборочном чертеже редуктора.
13. Сборка редуктора
Перед сборкой внутреннюю полость редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку производят в соответствии с чертежом общего вала, начиная с узлов валов;
На ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца и устанавливают шарикоподшипники номер 206, предварительно нагретые в масле до t = 90 – 100 °С и надевают сквозную подшипниковую крышку.
В ведомый вал закладывают шпонку 12×8×45 мм и напрессовывают колесо до упора в бурт вала, устанавливают распорную втулку, мазеудерживающие кольца, шарикоподшипники номер 207 предварительно нагретые в масле и надевают сквозную подшипниковую крышку.
Собранные валы укладывают в основание корпуса, заполняют подшипниковые камеры пластичной смазкой. Покрывают поверхности стыка корпуса и крышки спиртовым лаком, устанавливают в проточки корпуса глухие врезные подшипниковые крышки и устанавливают крышку корпуса.
Перед установкой сквозных подшипниковых крышек в проточки закладывают войлочные сальники.
Для центровки крышка устанавливается на корпусе с помощью двух конических штифтов.
Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников и закрепляют крышку корпуса болтами.
Ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой, жезловый маслоуказатель и пресс-масленки. Заливают внутрь корпуса масло индустриального И – 30А и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой, из маслостойкой резины, и закрепляют крышку болтами.
Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде.
Литература
Чернавский С.А. и др. “Курсовое проектирование деталей машин”. М., 1987г.
Устюгов.И.И «Детали машин». М 1981г.