Техническая характеристика привода цепного конвейера

Вид работы:

Дипломная (ВКР)
Предмет:

Другое
Язык:

Русский
,
Формат файла:
MS Word

60,44 kb
Опубликовано:

2011-09-17

Все дипломные работы по другим направлениям

Скачать дипломную работу Читать текст online Заказать дипломную
*Помощь в написании! Посмотреть все дипломные работы

Вы можете узнать стоимость помощи в написании студенческой работы.

Техническая характеристика привода цепного конвейера

Введение

Данное изделие применяется как средство с помощью которого осуществляется комплексная механизация и автоматизация производственных процессов в промышленности ,строительстве ,сельском хозяйстве, на транспорте.

Основным элементом данного изделия (привода цепного конвеера) является соосный двухступенчатый цилиндрический редуктор. В этом редукторе применение сосной схемы, позволяет получить меньшие габариты по длине, что и является ее основным достоинством. По сравнению с развернутой схемой, недостатком сосной схемы является: а) затруднительность обеспечения такой разбивки передаточного числа по ступеням, при которой полностью используется нагрузочная способность первой степени;

б) наличие лишь одного входного и выходного концов валов, что стесняет возможности общей компоновки привода;

в) затруднительность смазки подшипников, расположенных в средней части корпуса редуктора.

Редукторы такого типа обычно применяются для диапазона передаточных чисел i=8…30.

Техническая характеристика данного изделия (привода цепного конвеера):

1. Окружная сила на барабане 5,5кН.

2. Скорость движения ленты 0,85 м/с

. Общее передаточное число привода 22,34

. Мощность электродвигателя 5,1 кВт

. Частота вращения вала электродвигателя 960 мин-1

1. Кинематический расчёт привода

Исходные данные:

Ft=6 кН - окружная сила на барабане;

V=0,8 м/с - скорость ленты;

D=355 мм - диаметр барабана;

Режим нагружения - 5;

Определим недостающие исходные данные:

Потребляемая мощность привода (мощность на выходе) определяется по формуле:

Рб = Ft×V = 6×0,8 = 4,8 кВт

Определим частоту вращения барабана:

wб = 2×V/Dб = 2×0,8/0,355 = 4,5 рад/с

wб = p×nб/30 Þ nб = 30×wб/p = 30×4,5/3,14 = 42,97 об/мин

Найдем вращающий момент на выходе вала редуктора:

Тб = Pб / wб = 4,8/4,5 = 1,066 кН

1.1 Выбор электродвигателя

Общий КПД привода:

hобщ=hцил2

где hцил -КПД зубчатой цилиндрической передачи;

По справочным данным hцил=0,97;

hобщ=0,972=0,94

Определим требуемую мощность электродвигателя:

¢дв=Pб/hобщ=4,8/0,94=5,1 кВт

Подбираем двигатель ближайшей, большей мощности, допускается подобрать двигатель и меньшей мощности, если перегрузка не более 10%

Просчитаем двигатель мощностью 5,5кВт, этот двигатель имеет мощность немного больше требуемой и будет работать без перегрузки.

АИР132S6/960

nc=960 об/мин

Разобьем передаточные отношения по ступеням

Uобщ=nдв/nб=960/42,97=22,34

Uб=23Ö Uред=23Ö22,34=5,63

Uт=Uред / Uб=22,34/5,63=3,97

Uобщ=Uт×Uб=6,44×5,175=22,35

где Uт и Uб - передаточные числа тихоходной и быстроходной ступеней цилиндрического двухступенчатого соосного редуктора.

Выбираем двигатель более компактный и имеющий меньшую массу, этим двигателем является двигатель АИР132S6/960.

.2 Определим параметры двигателя по валам

й вал (двигателя):

Расчет производим по потребной мощности электродвигателя (P¢дв)

1=P¢дв=5,1 кВт

w1=wдв=p×nдв/30=3,14×960/30=100,53 рад/с

Т1=Р1/w1=5100/100,53 =50,73 н×м

й вал

2=P1×h1,2= P1×hцил=5100×0,97=4947 кВт

w2=w1/u1,2=w1/uцил=100,53/5,63=17,86 рад/с

Т2=Р2/w2=4947/17,86=277 н×м

n2=30×w2/p=30×17,86/3,14=170,55 об/мин

й вал

3=P2×h2,3= P2×hцил=4947×0,97=4798,59 кВт

w3=w2/u2,3=w2/uцил=17,86/3,97=4,5 рад/с

Т3=Р3/w3=4798,59/4,5=1066,35 н×м

n3=30×w3/p=30×4,5/3,14=42,97 об/мин

Проверка: В проверке значения на 3м валу должны совпадать с исходными данными.

Определим погрешности расчетов:

DР3= (Рб- Р3)/ Р3=[(4800-4798,59)/4798,59]×100%=0,029%

Dw3= (wб- w3)/ w3=[(4,5-4,5)/4,5]×100%=0

DT3= (Tб- T3)/ T3=[(1066-1066,35)/1066,35]×100%=0,033%

2. Расчёт зубчатых передач

.1 Расчёт зубчатых передач по тихоходной ступени

Исходные данные: Т1 - вращающий момент на шестерне [Н×м]; n1 - частота вращения шестерни [мин-1]; u - передаточное число; Lh - время работы передачи (ресурс) [ч.]

Выбор твердости, термической обработки и материала колес.

Выбираем марку стали одинаковую для колеса и шестерни - 40Х.

Для этой стали, выбираем следующую техническую обработку: колеса - улучшение, твердость 269…302 НВ; т.о. шестерни - улучшение и закалка ТВЧ, твердость на поверхности: 45…50 HRCЭ. Твердость сердцевины зуба соответствует термообработке улучшение 269…302 НВ.

Допускаемые контактные напряжения [s]н1 для шестерни и [s]н2 для колеса определяют по общей зависимости (но с подстановкой соответствующих параметров для шестерни и колеса), учитывая влияние на контактную прочность долговечности (ресурса), шероховатости сопрягаемых поверхностей зубьев и окружной скорости:

[s]н=sHlimZNZRZV/SH

Предел контактной выносливости sHlim вычисляют по эмпирическим формулам в зависимости от материала и способа термической обработки зубчатого колеса и средней твердости (НВср или HRCэ ср) на поверхности зубьев (табл. 2.2,стр12).

Для колеса: средняя твердость на поверхности равна 286 НВ.

sHlim=2×НВср+70=2×286+70=642 мПа

Для шестерни: средняя твердость на поверхности равна 48 HRCэ

sHlim =17× HRCэ ср+200=17×48+200=1016 мПа

Минимальное значение коэффициента запаса прочности с однородной структурой материала:

Для колеса: SH=1,1

Для шестерни: SH=1,2

Коэффициент долговечности ZN учитывает влияние ресурса

=6Ö(NHG/NK) при условии 1£ZN£ZNmax (2.1)

Для зубчатого колеса:

Число NHG циклов, соответствующее перелому кривой усталости, определяют по средней твердости поверхностей зубьев:

=30НВср2,4=30×2862,4=2,3×107 £12×107

Ресурс Nk передачи в числах циклов перемены напряжений при частоте вращения n, мин-1 и времени работы Lh, час:

=60nnзLh

где nз - число вхождений в зацепление зуба рассчитываемого колеса за один его оборот (численно равно числу колес, находящихся в зацеплении с рассчитываемым).

В общем случае суммарное время Lh (в ч.) работы вычисляют по формуле:

=L×365Kгод24Ксут=5×365×0,85×24×0,50=1,86×104

L - число лет работы; Kгод - коэффициент годового использования передачи; Ксут - коэффициент суточного использования передачи.

Nk=60nnзLh=60×42,97×1×1,86×104=4,795×107

В соответствии с кривой усталости напряжения sH не могут иметь значений меньших sHlim. Поэтому при NK>NHG принимают NK=NHG ÞZN=1, что и учитывает первый знак неравенства (2.1)

Для шестерни:

Число NHG циклов, соответствующее перелому кривой усталости, определяют по средней твердости поверхностей зубьев (для шестерни твердости поверхностей зубьев равна 48 HRCэ=460 НВ):

=30НВср2,4=30×4602,4=7,37×107 £ 12×107

Ресурс Nk передачи в числах циклов перемены напряжений при частоте вращения n, мин-1 и времени работы Lh, час:

=60nnзLh

В общем случае суммарное время Lh (в ч.) работы вычисляют по формуле:

=L×365Kгод24Ксут=5×365×0,85×24×0,50=1,86×104

Nk=60nnзLh=60×170,55×1×1,86×104=1,9×108

Коэффициент ZR, учитывающий влияние шероховатости сопряженных поверхностей зубьев, ZR=0,95

Коэффициент Zv учитывает влияние окружной скорости V, Zv=1,1

Допускаемые контактные напряжения:

Для зубчатого колеса:

[s]н2=sHlimZNZRZV/SH=642×1×0,95×1,1/1,1=609,9 мПа

Для шестерни:

[s]н1=sHlimZNZRZV/SH=1016×1×0,95×1,1/1,2=884,77 мПа

Допускаемое напряжение [s]H цилиндрических и конических передач с прямыми зубьями равно меньшему из допускаемых напряжений шестерни [s]H1 и колеса[s]H2 Þ[s]H=[s]H2=609,9 мПа

Допускаемые напряжения изгиба зубьев шестерни [s]F1 и колеса [s]F2 определяют по общей зависимости (но с подстановкой соответствующих параметров для шестерни и колеса), учитывая влияние на сопротивление усталости при изгибе долговечности (ресурса), шероховатости поверхности выкружки (переходной поверхности между смежными зубьями) и реверса (двустороннего приложения) нагрузки:

[s]F1=sFlimYNYRYA/SF

Предел выносливости sFlim при отнулевом цикле напряжений вычисляют по эмпирическим формулам (табл. 2.3).

Для колеса: sFlim=1,75×НВср=1,75×286=500,5 мПа

Для шестерни: sFlim=650 мПа

Минимальные значения коэффициента запаса прочности: SF= 1,7 (для колеса и шестерни).

Коэффициент долговечности YN учитывает влияние ресурса:

=6Ö Nfg/NK при условии 1 < YN < YNmax, (2.2)

Число циклов, соответствующее перелому кривой усталости, NFG=4×106.

Назначенный ресурс Nk вычисляют так же, как и при расчетах по контактным напряжениям.

Для шестерни: Nk =1,9×108

Для колеса: Nk =4,795×107

В соответствии с кривой усталости напряжения sF не могут иметь значений меньших sFlim. Поэтому при Nk >Nfg принимают Nk =Nfg .

Для длительно работающих быстроходных передач Nk ³ Nfg и, следовательно, YN= 1, что и учитывает первый знак неравенства в (2.2).

Коэффициент YR, учитывающий влияние шероховатости переходной поверхности между зубьями, принимают: YR= 1,1 (для колеса и шестерни)

Коэффициент YA учитывает влияние двустороннего приложения нагрузки (реверса). При одностороннем приложении нагрузки YA =1.

Допускаемые напряжения изгиба:

Для шестерни: [s]F1=sFlimYNYRYA/SF=650×1×1,1×1/1,7=420,59 мПа

Для колеса: [s]F2=sFlimYNYRYA/SF=500,5×1,1×1/1,7=323,85 мПа

Учет режима нагружения при определении допускаемых напряжений.

В расчетах на контактную выносливость переменность режима нагружений учитывают при определении коэффициента долговечности ZN: вместо назначенного ресурса Nk подставляют эквивалентное число циклов NHE:

=mH×Nk,

где mH=КНЕ=[(Т1/Т1)3×(t1/tå)+(Т2/Т1)3×(t2/tå)+(Т3/Т1)3×(t3/tå)]=

=[(1)3×(0,2)+(0,7)3×(0,2) +(0,5)3×(0,6)]=0,344

Для шестерни: NHE=mH×Nk=0,344×1,9×108=0,65×108

Для колеса: NHE=mH×Nk=0,344×4,795×107=1,65×107

В расчетах на выносливость при изгибе для определения коэффициента долговечности Yn вместо Nk подставляют эквивалентное число циклов NHE:

=mF×Nk ,

где mF=КFЕ=[(Т1/Т1)m×(t1/tå)+(Т2/Т1)m×(t2/tå)+(Т3/Т1)m×(t3/tå)]

Для шестерни:m=9Þ

Þ mF=КFЕ=[(Т1/Т1)9×(t1/tå)+(Т2/Т1)9×(t2/tå)+(Т3/Т1)9×(t3/tå)]=

=[(1)9×(0,2)+(0,7)9×(0,2)+(0,5)9×(0,6)]=0,21

NFE=mF×Nk=0,21×1,9×108=0,4×108

Для колеса: m=6 Þ

Þ mF=КFЕ=[(Т1/Т1)6×(t1/tå)+(Т2/Т1)6×(t2/tå)+(Т3/Т1)6×(t3/tå)]=

=[(1)6×(0,2)+(0,7)6×(0,2)+(0,5)6×(0,6)]=0,233

NFE=mF×Nk=0,233×4,795×107=1,12×107

.1.1 РАСЧЕТ ЦИЛИНДРИЧЕСКИХ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ

. Межосевое расстояние. Предварительное значение межосевого расстояния aw', мм:

аw' = К(u ± 1) 3Ö(T1/u)=8×(3,97-1) 3Ö(277/3,97)=97,82 мм.

Т1 - вращающий момент на шестерне (наибольший из длительно действующих), Н×м; и - передаточное число.

Коэффициент К в зависимости от поверхностной твердости Н1 и Н2 зубьев шестерни и колеса соответственно имеет следующие значения: К=8

Окружную скорость v, м/с, вычисляют по формуле:

=2×p×aw'×n1/(6×104 (u-1))=2×3,14×97,82×170,55 / (6×104 (3,97-1))=0,59 м/с

Степень точности зубчатой передачи назначают по табл. 2.5.

Назначаем 9ю степень точности по ГОСТ 1643-81

Уточняют предварительно найденное значение межосевого расстояния по формуле:

= Ka(u±1) 3Ö(Kн×Т1/(yba× u×[s]H2))

где Кa = 450 -для прямозубых колес МПа1/3; [s]H - в МПа.

yba - коэффициент ширины принимают из ряда стандартных чисел в зависимости от положения колес относительно опор. Для передач внутреннего зацепления:

yba = 0,2(u+1)/(u-1)= 0,2×(4,97/2,97) = 0,335

Возьмём yba = 0,315.

Коэффициент нагрузки в расчетах на контактную прочность

Кн= Кнv Кнb Кнa

Коэффициент Кнv учитывает внутреннюю динамику нагружения, связанную прежде всего с ошибками шагов зацепления и погрешностями профилей зубьев шестерни и колеса. Значения Кнv принимают по табл. 2.6 в зависимости от степени точности передачи по нормам плавности, окружной скорости и твердости рабочих поверхностей. Кнv =1,06

Коэффициент Кнb учитывает неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий, обусловливаемую погрешностями изготовления (погрешностями направления зуба) и упругими деформациями валов, подшипников. Зубья зубчатых колес могут прирабатываться: в результате повышенного местного изнашивания распределение нагрузки становится более равномерным. Поэтому рассматривают коэффициенты неравномерности распределения нагрузки в начальный период работы Кнb° и после приработки Кнb

Значение коэффициента Кнb° принимают по табл. 2.7 в зависимости от коэффициента ybd= b2/d1, схемы передачи и твердости зубьев. Так как ширина колеса и диаметр шестерни еще не определены, значение коэффициента ybd вычисляют ориентировочно: ybd=0,5yba(u-1)

ybd=0,5yba(u-1)=0,5×0,315×(3,97-1)=0,47

Выбираем Кнb°=1,03

Коэффициент Кнb определяют по формуле:

Кнb=1+( Кнb°-1) Кнw=1+(1,03-1)×0,35=1,0105

где KHw - коэффициент, учитывающий приработку зубьев, его значения находят в зависимости от окружной скорости для зубчатого колеса с меньшей твердостью (табл. 2.8). KHw=0,35

Коэффициент KHa определяют по формуле:

a=1+( K°Ha - 1) KHw

Начальное значение коэффициента K°Ha распределения нагрузки между зубьями в связи с погрешностями изготовления (погрешностями шага зацепления и направления зуба) определяют в зависимости от степени точности (nст=9) по нормам плавности:

для прямозубых передач

°Ha = 1 + 0,06(nст - 5), при условии 1 < K°Ha £ 1,25

K°Ha = 1 + 0,06(nст - 5)=1+0,06(9-5)=1,24a=1+( K°Ha - 1) KHw=1+(1,24-1)× 0,35=1,084

Коэффициент нагрузки в расчетах на контактную прочность

Кн= Кнv Кнb Кнa=1,06×1,0105×1,084=1,16

Значение уточненного межосевого расстояния:

= Ka(u±1) 3Ö(Kн×Т1/(yba× u×[s]H2))=

=450×(3,97-1)×3Ö(1,16×277 / (0,315×3,97×609,92))=118,14 мм

Вычисленное значение межосевого расстояния округляем до ближайшего стандартного значения: aw =125 мм

. Предварительные основные размеры колеса

Делительный диаметр: d2=2aw×u / (u ±1)=2×125×3,97 / (3,97-1)=334,17 мм

Ширина: b2=yba×aw=0,315×125=39,4 мм

Ширину колеса после вычисления округляют в ближайшую сторону до стандартного числа (табл. 24.1). Принимаем b2=40 мм.

Ширина шестерни b1=1,12×b2=1,12×39,4=44,8 принимаем b1=45 мм.

. Модуль передачи. Максимально допустимый модуль mmax , мм определяют из условия неподрезания зубьев у основания

»2aw / [17×(u ± 1)]=2×125 / [17×(3,97-1)]=4,95

Минимальное значение модуля mmin, мм определяют из условия прочности:

=KmKFT1(u ± 1) / (aw b2 [s]F)

где Km= 3,4×103 для прямозубых; вместо [s]F подставляют меньшее из значений [s]F2 и [s]F1.

Коэффициент нагрузки при расчете по напряжениям изгиба

=KFvKFbKFa

Коэффициент KFv учитывает внутреннюю динамику нагружения, связанную прежде всего с ошибками шагов зацепления шестерни и колеса. Значения KFv принимают по табл. 2.9 в зависимости от степени точности по нормам плавности, окружной скорости и твердости рабочих поверхностей. KFv=1,11

KFb - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения напряжений у основания зубьев по ширине зубчатого венца, оценивают по формуле:

b=0,18+0,82× KНb°=0,18+0,82×1,03=1,025

a- коэффициент, учитывающий влияние погрешностей изготовления шестерни и колеса на распределение нагрузки между зубьями, определяют так же, как при расчетах на контактную прочность: KFa= KНa°=1,24.

В связи с менее благоприятным влиянием приработки на изгибную прочность, чем на контактную, и более тяжелыми последствиями из-за неточности при определении напряжений изгиба приработку зубьев при вычислении коэффициентов KFb и KFa не учитывают.

=KFvKFbKFa=1,11×1,025×1,24=1,41=KmKFT1(u-1) / (aw b2 [s]F)=3,4×103×1,41×277×(3,97-1) / (125×40×323,85)=2,44

Из полученного диапазона (mmin…mmax) модулей принимают меньшее значение т, согласуя его со стандартным. Принимаем m=3

. Суммарное число зубьев и угол наклона. Для прямозубых колес b=0

Суммарное число зубьев

= 2×awcos0/m=2×125×1/3=83

. Число зубьев шестерни и колеса. Число зубьев шестерни

Z1=ZS /(u-1)=83/(3,97-1)=28 ³ ZS min

Значение Z1 округляют в ближайшую сторону до целого числа. Для прямозубых колес Z1min =17.

Число зубьев колеса внутреннего зацепления Z2=ZS + Z1=83+28=111

. Фактическое передаточное число

ф = Z2 /Z1=111/28=3,96

Du=(3,97-3,96)×100% / 3,97=0,25%

. Диаметры колес. Делительные диаметры d:

шестерни ............................…………… d1=Z1×m/cos0=28×3/1=84

колеса внутреннего зацепления ........... d2=2×aw + d1=2×125+84=334

Диаметры da и df окружностей вершин и впадин зубьев колес внутреннего зацепления:

= d1 + 2(1 + x1)m;= d1 - 2(1,25 - x1)m;= d2 - 2(1 - x2 - 0,2)m;= d2 + 2(1,25 - x2)m;

где x1 и х2 - коэффициенты смещения у шестерни и колеса; у= -(aw-а)/m - коэффициент воспринимаемого смещения; а - делительное межосевое расстояние: а = 0,5m(Z2 ± Z1)=0,5×3×(111-28)=124,5;

у= -(aw-а)/m=-(125-124,5)/3=-0,17;

da1 = d1 + 2(1 + x1)m =84+2×3=90;

df1 = d1 - 2(1,25 - x1)m =84 - 2×1,25×3=76,5;= d2 - 2(1 - x2 - 0,2)m =334-2×(-0,2)×3=335,2; = d2-2(0.75-0.875x2+y)m =334-2(0.75-0.17)3 = 330.52= d2 + 2(1,25 - x2)m =334+2×1,25×3=341,5;

8. Размеры заготовок. Чтобы получить при термической обработке принятые для расчета механические характеристики материала колес, требуется, чтобы размеры Dзаг, Sзаг - заготовок колес не превышали предельно допустимых значений Dпр, Sпр:

заг£ Dпр; Sзаг£Sпр

Значения Dзаг, Sзаг (мм) вычисляют по формулам: для цилиндрической шестерни Dзаг= da + 6 мм=90+6=96 мм; Dпр=125 мм; Dзаг£ Dпр

для колеса без выточек

заг=b2+4=40+4=44; Sпр=80; Sзаг£Sпр

. Проверка зубьев колес по контактным напряжениям. Расчетное значение контактного напряжения

sН=Zs /awÖ[Кн×Т1(uф-1)3/(b2×uф)]=

=9600 / 125×Ö[1,16×277×(3,96-1)3 / (40×3,96)]=557 МПа £ [s]H

где Zs = 9600 для прямозубых передач, МПа1/2.

[s]H2=609,9 МПа; sН £ [s]H2

. Силы в зацеплении:

окружная Ft=2×103×T1 / d1 = 2×103×277 / 84=6595,2 Н

радиальная Fr= Ft×tga/cosb=6595,2×0,364=2400,6 Н

(для стандартного угла a= 20° tga = 0,364);

осевая Fa=Ft×tgb=0

. Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба. Расчетное напряжение изгиба:

в зубьях колеса: sF2=KF×Ft×YFS2×YbYe / (b2×m) £ [s]F2

в зубьях шестерни: sF1=sF2×YFS1/YFS2 £ [s]F1

Значения коэффициента YFS , учитывающего форму зуба и концентрацию напряжений, в зависимости от приведенного числа Zv= Z/cos3b зубьев и коэффициента смещения для внутреннего зацепления принимаем :

Для колеса: Zv= Z/cos3b=Z2=111 Þ YFS2=3,75

Для шестерни: Zv= Z/cos3b=Z1=28 Þ YFS1=4,02

Значение коэффициента Yb, учитывающего угол наклона зуба в косозубой передаче. Ye - коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев.

Для прямозубых передач: Yb= 1; Ye = 1 -при степени точности 9.

sF2=KF×Ft×YFS2×YbYe / (b2×m) =1,41×6595,2×3,75×1×1 / (40×3)=290,6 МПа

[s]F2=323,85 МПа; Þ sF2 £ [s]F2

sF1=sF2×YFS1/YFS2=290,6×4,02 / 3,75=311,5 МПа

[s]F1=420,59 МПа Þ sF1 £ [s]F1

. Проверочный расчет на прочность зубьев при действии пиковой нагрузки.

Целью расчета является предотвращение остаточных деформаций или хрупкого разрушения поверхностного слоя или самих зубьев при действии пикового момента Тпик . Действие пиковых нагрузок оценивают коэффициентом перегрузки Кпер=Тпик / Т, где Т= Т1 =Тmax-максимальный из длительно действующих (номинальный) момент, по которому проводят расчеты на сопротивление усталости.

Если пиковый момент Тпик не задан, то его значение находят с учетом специфики работы машины: по пусковому моменту электродвигателя.

Кпер - находим в технической характеристике двигателя Тпуск / Т=2,2

Коэффициент перегрузки характеризует режим нагружения.

Для предотвращения остаточных деформаций или хрупкого разрушения поверхностного слоя контактное напряжение sHmax не должно превышать допускаемое напряжение [s]Hmax;

sHmax=sH×ÖКпер £ [s]Hmax

где sH - контактное напряжение при действии номинального момента Т.

Допускаемое напряжение [s]Hmax=2,8sт=2,8×750=2100 МПа

sHmax=sH×ÖКпер=609,9Ö2,2=904,63 МПа Þ sHmax £ [s]Hmax

Для предотвращения остаточных деформаций и хрупкого разрушения зубьев напряжение sFmax изгиба при действии пикового момента не должно превышать допускаемое [s]Fmax

Проверку выполняют для зубьев шестерни и колеса в отдельности.

Для шестерни:

sFmax=sFKпер=311,5×2,2=685,3 £ [s]Fmax ,

где sF - напряжение изгиба, вычисленное при расчетах на сопротивление усталости.

Допускаемое напряжение вычисляют в зависимости от вида термической обработки и возможной частоты приложения пиковой нагрузки:

[s]Fmax=sFlim×YNmax×Kst/ Sst =650×2,5×1,2/2=975 МПа

где sFlim - предел выносливости при изгибе; YNmax - максимально возможное значение коэффициента долговечности (YNmax=2,5 для сталей с поверхностной обработкой - закалкой ТВЧ); Kst - коэффициент влияния частоты приложения пиковой нагрузки Kst = 1,2; Sst - коэффициент запаса прочности (обычно Sst= 2).

Þ sFmax £ [s]Fmax

Для колеса:

sFmax=sFKпер=290,6×2,2=639,32 £ [s]Fmax ,

где sF - напряжение изгиба, вычисленное при расчетах на сопротивление усталости.

[s]Fmax=sFlim×YNmax×Kst/ Sst =500,5×4×1,2/2=1201 МПа

где sFlim - предел выносливости при изгибе; YNmax - максимально возможное значение коэффициента долговечности (YNmax=4 для сталей с объемной термообработкой - улучшение); Kst - коэффициент влияния частоты приложения пиковой нагрузки Kst = 1,2; Sst - коэффициент запаса прочности (обычно Sst= 2).

Þ sFmax £ [s]Fmax

2.2 Расчёт зубчатых передач по быстроходной ступени

Выбор твердости, термической обработки и материала колес.

Выбираем марку стали одинаковую для колеса и шестерни - 40Х.

[s]н=sHlimZNZRZV/SH

Для колеса: средняя твердость на поверхности равна 286 НВ.

sHlim=2×НВср+70=2×286+70=642 мПа

Для шестерни: средняя твердость на поверхности равна 48 HRCэ

sHlim =17× HRCэ ср+200=17×48+200=1016 мПа

Минимальное значение коэффициента запаса прочности с однородной структурой материала:

Для колеса: SH=1,1

Для шестерни: SH=1,2

Коэффициент долговечности ZN учитывает влияние ресурса

=6Ö(NHG/NK) при условии 1£ZN£ZNmax (2.1)

Для зубчатого колеса:

=30НВср2,4=30×2862,4=2,3×107 £ 12×107

Ресурс Nk передачи в числах циклов перемены напряжений при частоте вращения n, мин-1 и времени работы Lh, час:

=60nnзLh

В общем случае суммарное время Lh (в ч.) работы вычисляют по формуле:

=L×365Kгод24Ксут=5×365×0,85×24×0,50=1,86×104

Nk=60nnзLh=60×170,55×1×1,86×104=1,9×108

Для шестерни:

=30НВср2,4=30×4602,4=7,37×107 £ 12×107

Ресурс Nk передачи в числах циклов перемены напряжений при частоте вращения n, мин-1 и времени работы Lh, час:

=60nnзLh

В общем случае суммарное время Lh (в ч.) работы вычисляют по формуле:

Lh=L×365Kгод24Ксут=5×365×0,85×24×0,50=1,86×104

Nk=60nnзLh=60×960×1×1,86×104=1,07×109

Коэффициент ZR, учитывающий влияние шероховатости сопряженных поверхностей зубьев, ZR=0,95

Коэффициент Zv учитывает влияние окружной скорости V, Zv=1,1

Допускаемые контактные напряжения:

Для зубчатого колеса:

[s]н2=sHlimZNZRZV/SH=642×1×0,95×1,1/1,1=609,9 мПа

Для шестерни:

[s]н1=sHlimZNZRZV/SH=1016×1×0,95×1,1/1,2=884,77 мПа

[s]F1=sFlimYNYRYA / SF

Предел выносливости sFlim при отнулевом цикле напряжений вычисляют по эмпирическим формулам (табл. 2.3).

Для колеса: sFlim=1,75×НВср=1,75×286=500,5 мПа

Для шестерни: sFlim=650 мПа

Минимальные значения коэффициента запаса прочности: SF= 1,7 (для колеса и шестерни).

Коэффициент долговечности YN учитывает влияние ресурса:

=6Ö Nfg/NK при условии 1 < YN < YNmax, (2.2)

Число циклов, соответствующее перелому кривой усталости, NFG=4×106.

Назначенный ресурс Nk вычисляют так же, как и при расчетах по контактным напряжениям.

Для шестерни: Nk =1,07×109

Для колеса: Nk =1,9×108

Допускаемые напряжения изгиба:

Для шестерни: [s]F1=sFlimYNYRYA/SF=650×1×1,1×1/1,7=420,59 мПа

Для колеса: [s]F2=sFlimYNYRYA/SF=500,5×1,1×1/1,7=323,85 мПа

Учет режима нагружения при определении допускаемых напряжений.

=mH×Nk,

где mH=КНЕ=[(Т1/Т1)3×(t1/tå)+(Т2/Т1)3×(t2/tå)+(Т3/Т1)3×(t3/tå)]=

=[(1)3×(0,2)+(0,7)3×(0,2) +(0,5)3×(0,6)]=0,344

Для шестерни: NHE=mH×Nk=0,344×1,07×109=3,68×108

Для колеса: NHE=mH×Nk=0,344×1,9×108=6,54×107

=mF×Nk , где

mF=КFЕ=[(Т1/Т1)m×(t1/tå)+(Т2/Т1)m×(t2/tå)+(Т3/Т1)m×(t3/tå)]

Для шестерни:m=9Þ

=[(1)9×(0,2)+(0,7)9×(0,2)+(0,5)9×(0,6)]=0,21

NFE=mF×Nk=0,21×1,07×109=2,25×108

Для колеса: m=6 Þ

Þ mF=КFЕ=[(Т1/Т1)6×(t1/tå)+(Т2/Т1)6×(t2/tå)+(Т3/Т1)6×(t3/tå)]=

=[(1)6×(0,2)+(0,7)6×(0,2)+(0,5)6×(0,6)]=0,233

NFE=mF×Nk=0,233×1,9×108=4,43×107

.2.1 РАСЧЕТ ЦИЛИНДРИЧЕСКИХ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ

. Межосевое расстояние. Предварительное значение межосевого расстояния aw', мм:

аw' = К(u ± 1) 3Ö(T1/u)=8×(5,63+1) 3Ö(50,73/5,63)=110,4 мм.

Т1 - вращающий момент на шестерне (наибольший из длительно действующих), Н×м; и - передаточное число.

Окружную скорость v, м/с, вычисляют по формуле:

=2×p×aw'×n1 / (6×104 (u+1))=2×3,14×110,4×960 / (6×104 (5,63+1))=1,67 м/с

Степень точности зубчатой передачи назначают по табл. 2.5.

Назначаем 9ю степень точности по ГОСТ 1643-81

Уточняют предварительно найденное значение межосевого расстояния по формуле:

= Ka(u±1) 3Ö(Kн×Т1/(yba× u×[s]H2))

где Кa = 450 -для прямозубых колес МПа1/3; [s]H - в МПа.

yba - коэффициент ширины принимают из ряда стандартных чисел в зависимости от положения колес относительно опор:

при несимметричном 0,25-0,4;

Для быстроходной ступени редуктора выбираем yba=0,4

Коэффициент нагрузки в расчетах на контактную прочность

Кн= Кнv Кнb Кнa

ybd=0,5yba(u+1)=0,5×0,4×(5,63+1)=1,33

Выбираем Кнb°=1,08

Коэффициент Кнb определяют по формуле:

Кнb=1+( Кнb°-1) Кнw=1+(1,08-1)×0,35=1,028

Коэффициент KHa определяют по формуле:

a=1+( K°Ha - 1) KHw

для прямозубых передач

°Ha = 1 + 0,06(nст - 5), при условии 1 < K°Ha £ 1,25

K°Ha = 1 + 0,06(nст - 5)=1+0,06(9-5)=1,24a=1+( K°Ha - 1) KHw=1+(1,24-1)× 0,35=1,084

Коэффициент нагрузки в расчетах на контактную прочность

Кн= Кнv Кнb Кнa=1, 02×1,028×1,084=1,137

aw = Ka(u±1) 3Ö(Kн×Т1/(yba× u×[s]H2))=

=450×(5,63+1)×3Ö(1,137×50,73 / (0,4×5,63×609,92))=122,3 мм

Межосевое расстояние равно межосевому расстоянию на тихоходной ступени:

aw =125 мм

. Предварительные основные размеры колеса

Делительный диаметр: d2=2aw×u / (u ±1)=2×125×5,63 / (5,63+1)=212,3 мм

Ширина: b2=yba×aw=0,4×125=50 мм

Ширину колеса после вычисления округляют в ближайшую сторону до стандартного числа (табл. 24.1). Принимаем b2=50 мм.

Ширина шестерни b1=1,12×b2=1,12×39,4=56, принимаем b1=56 мм.

»2aw / [17×(u ± 1)]=2×125 / [17×(5,63+1)]=2,22

Минимальное значение модуля mmin, мм определяют из условия прочности:

=KmKFT1(u ± 1) / (aw b2 [s]F)

где Km= 3,4×103 для прямозубых; вместо [s]F подставляют меньшее из значений [s]F2 и [s]F1.

Коэффициент нагрузки при расчете по напряжениям изгиба

=KFvKFbKFa

b=0,18+0,82× KНb°=0,18+0,82×1,08=1,066

=KFvKFbKFa=1,11×1,066×1,24=1,47=KmKFT1(u+1) / (aw b2 [s]F)=3,4×103×1,47×50,73×(5,63+1) / (125×50×323,85)=0,83

Из полученного диапазона (mmin…mmax) модулей принимают меньшее значение т, согласуя его со стандартным. Принимаем m=2,0

. Суммарное число зубьев и угол наклона. Для прямозубых колес b=0

Суммарное число зубьев

= 2×awcos0/m=2×125×1/2,0=125

5. Число зубьев шестерни и колеса. Число зубьев шестерни

1=ZS /(u-1)=125/(5,63+1)=19 ³ ZS min

Значение Z1 округляют в ближайшую сторону до целого числа. Для прямозубых колес Z1min =17.

Число зубьев колеса внешнего зацепления Z2=ZS - Z1=125-19=106

. Фактическое передаточное число

ф = Z2 /Z1=106/19=5,58

Du=(5,63-5,58)×100% / 5,63=0,9 %

. Диаметры колес. Делительные диаметры d:

шестерни ............................…………… d1=Z1×m/cos0=19×2/1=38

колеса внешнего зацепления ................ d2=2×aw - d1=2×125-38=212

Диаметры da и df окружностей вершин и впадин зубьев колес внешнего зацепления:

1 = d1 + 2(1 + x1 - у)m;

df1 = d1 - 2(1,25 - x1)m;

da2 = d2 + 2(1 + x2 - у)m;

df2 = d2 - 2(1,25 - x2)m;

где x1 и х2 - коэффициенты смещения у шестерни и колеса; у= -(aw-а)/m - коэффициент воспринимаемого смещения; а - делительное межосевое расстояние: а = 0,5m(Z2 ± Z1)=0,5×2(106+19)=125

у= -(aw-а)/m=-(125-125)/2,5=0

da1 = d1 + 2(1 + x1 - у)m=38+2×2=42;

df1 = d1 - 2(1,25 - x1)m=38-2×1,25×2=33;

da2 = d2 + 2(1 + x2 - у)m=212+2×2=216;

df2 = d2 - 2(1,25 - x2)m=212-2×1,25×2=207;

. Размеры заготовок. Чтобы получить при термической обработке принятые для расчета механические характеристики материала колес, требуется, чтобы размеры Dзаг, Sзаг - заготовок колес не превышали предельно допустимых значений Dпр, Sпр:

заг£ Dпр; Sзаг£Sпр

Значения Dзаг, Sзаг (мм) вычисляют по формулам: для цилиндрической шестерни

Dзаг= da + 6 мм=42+6=46 мм; Dпр=125 мм; Dзаг£ Dпр

для колеса без выточек

заг=b2+4=50+4=54; Sпр=80; Sзаг£Sпр

. Проверка зубьев колес по контактным напряжениям. Расчетное значение контактного напряжения

sН=Zs /awÖ[Кн×Т1(uф+1)3/(b2×uф)]=

=9600 / 125×Ö[1,137×50,73×(5,63+1)3 / (50×5,63)]=593,5 МПа < [s]H

где Zs = 9600 для прямозубых передач, МПа1/2.

[s]H=609,9 МПа => ранее принятые параметры передачи принимаем за окончательные.

. Силы в зацеплении:

окружная Ft=2×103×T1 / d1 = 2×103×50,73 / 38=2670 Н

радиальная Fr= Ft×tga/cosb=2670×0,364=971,9 Н

(для стандартного угла a= 20° tga = 0,364);

осевая Fa=Ft×tgb=0

. Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба. Расчетное напряжение изгиба:

в зубьях колеса: sF2=KF×Ft×YFS2×YbYe / (b2×m) £ [s]F2

в зубьях шестерни: sF1=sF2×YFS1/YFS2 £ [s]F1

Значения коэффициента YFS , учитывающего форму зуба и концентрацию напряжений, в зависимости от приведенного числа Zv= Z/cos3b зубьев и коэффициента смещения для внешнего зацепления принимаем :

Для колеса: Zv= Z/cos3b=Z2=106 Þ YFS2=3,59

Для шестерни: Zv= Z/cos3b=Z1=19 Þ YFS1=4,08

Для прямозубых передач: Yb= 1; Ye = 1 - при степени точности 8.

sF2=KF×Ft×YFS2×YbYe /(b2×m) =1,47×2670×3,59×1×1/(50×2)=140,9 МПа

[s]F2=323,85 МПа; Þ sF2 £ [s]F2

sF1=sF2×YFS1/YFS2=140,9×4,08/3,59=160,1 МПа

[s]F1=420,59 МПа Þ sF1 £ [s]F1

. Проверочный расчет на прочность зубьев при действии пиковой нагрузки.

Кпер - находим в технической характеристике двигателя Тпуск / Т=2,2

Коэффициент перегрузки характеризует режим нагружения.

sHmax=sH×ÖКпер £ [s]Hmax

где sH - контактное напряжение при действии номинального момента Т.

Допускаемое напряжение [s]Hmax=2,8sт=2,8×750=2100 МПа

sHmax=sH×ÖКпер=609,9Ö2,2=904,63 МПа Þ sHmax £ [s]Hmax

Проверку выполняют для зубьев шестерни и колеса в отдельности.

Для шестерни:

sFmax=sFKпер=160,1×2,2=352,2 £ [s]Fmax ,

где sF - напряжение изгиба, вычисленное при расчетах на сопротивление усталости.

[s]Fmax=sFlim×YNmax×Kst/ Sst =650×2,5×1,2/2=975 МПа

Þ sFmax £ [s]Fmax

Для колеса:

sFmax=sFKпер=140,9×2,2=301 £ [s]Fmax ,

где sF - напряжение изгиба, вычисленное при расчетах на сопротивление усталости.

[s]Fmax=sFlim×YNmax×Kst/ Sst =500,5×4×1,2/2=1201 МПа

Þ sFmax £ [s]Fmax

3. Эскизное проектирование

.1 Проектный расчёт валов

Предварительные значения диаметров (мм) различных участков стальных валов редуктора определяют по формулам:

Для быстроходного (входного) вала:

³(7…8)×3ÖTБ, dП³ d + 2×tцил, dБП³ dП + 3r; ³(7…8)×3ÖTБ=8×3Ö50,73=29,61; Принимаем d=36 мм

dП³ d + 2×tцил= 36+2×3,5=43; Принимаем dП=45 мм

dБП³ dП + 3r=45+3×2=51 мм; Принимаем dБП=50 мм.

Для промежуточного:

К ³(6…7)×3ÖTПР, dБК³ dК + 2×f, dБП³ dП + 3r; dП£ dК (исп.2)К ³(6…7)×3ÖTПР=7×3Ö277=45,63 мм; Принимаем dК=45 мм

dБК³ dК + 2×f=45+2×1,6=48,2 мм; Принимаем dБК=50 мм

dП£ dК=45

dБП³ dП + 3r=45+3×2=51; Принимаем dБП=52 мм.

Для тихоходного (выходного)

³(5…6)×3ÖTТ, dП³ d + 2×tцил, dБП³ dП + 3r, dК³ dПБ ³(5…6)×3ÖTТ= 6×3Ö1066.35=61,3 мм; Принимаем d=62 мм

dП³ d + 2×tцил =62 + 2×4,6=71,2 мм; Принимаем dП=75 мм

dБП³ dП + 3r=75+3×3,5=85,5 мм; Принимаем dБП=85 мм

В приведенных формулах TБ ,TПР ,TТ - номинальные моменты, Н×м.

.2 Расстояние между деталями передач

Чтобы поверхности вращающихся колес не задевали за внутренние поверхности корпуса, между ними оставляют зазор « а » (мм):

а =3ÖL +3=3Ö400,6+3=10,37 мм; Принимаем а =11 мм

L=dа2Б /2+125+ dа2Т /2=335.2/2+125+216/2=400,6 мм

Расстояние b0 между дном корпуса и поверхностью колес принимают:

0 ³4а Þ0 ³4а =4×11=44 мм.

Расстояние ls между зубчатыми колесами определяют по соотношению ls=3×а+В1+В2. Здесь В1 и В2 - ширины подшипников опор быстроходного и тихоходного валов. Выбираем по табл. 24.10 В1=19 мм; В2=25 мм. Þ

Þ ls=3×а+В1+В2=3×11+19+25=77 мм.

3.3 Длины участков валов

Для тихоходного вала:

Длина промежуточного участка вала - lКТ=1,2dП=75∙1,2=90 мм

Длина посадочного конца вала - lМБ=lМТ=1,5d=1,5∙62=93 мм

Для быстроходного вала:

Длина промежуточного участка вала - lКБ=1,4dП=1,4∙45=63 мм

Длина посадочного конца вала - lМБ=lМТ=1,5d=1,5∙36=54 мм

4. Проектный расчёт валов

.1 Расчёт тихоходного вала

.1.1 Составление расчётной схемы и построение эпюр

a = 58 мм, b = 121 мм.

Fr = 2400.6 Н

Ft = 6595.2 Н

Определяем реакции в опорах A и B в плоскости X:

∑F = 0; ∑MA = 0.

RAв - Fr + RBв - FM=0;

RBв ·2a - Fr·a - FM ·(2a+b) = 0;= 50√T = 50 · √1066.35 = 1633 Н;в = (Fr·a + FM ·(2a+b))/2a = (139.23 + 387)/0.116 = 4536.2 Н;в = Fr + FM - RBв =2400.6 + 1632.7 - 4536.2 = -502.8 Н.

Строим эпюру изгибающих моментов в плоскости X:

1 = 0;

Mx2 = RAв ·a = -502.8 ·0.058 = -29.2 Н·м;

Mx3 = RAв ·2a - Fr·a = -2400.6 · 0,121 = - 197.6 Н·м;4 = 0.

Определяем реакции в опорах A и B в плоскости Y:

∑F = 0; ∑MA = 0.- RAr - RBr =0;·a - RBr ·2a = 0.= Ft/2= 6595.2/2=3297.6 Н; = Ft - RBr = 6595.2 - 3297.6 = 3297.6 Н.

Строим эпюру изгибающих моментов в плоскости Y:

= 0;= - RAr ·a = 502.8 ·0.058 = 29.2 Н·м;3 = 0;

My4 = 0.

Строим эпюру крутящих моментов:

= Ft · r = 6595.2 · 0.167 = 1101 Н·м.

.1.2. Расчёт на статическую прочность

Проверку статической прочности выполняют в целях предупреждения пластических деформаций в период действия кратковременных перегрузок.

Величина перегрузки зависит от конструкции передачи (привода). В расчёте используют коэффициент перегрузки KП = Tmax/T, где Tmax - максимальный кратковременно действующий вращающий момент (момент перегрузки); T - номинальный вращающий момент. KП = 2.2

σ = 103Mmax /W + Fmax/A; τ = 103MKmax /WK,

где Mmax = - суммарный изгибающий момент,

Н·м; MKmax= = Tmax = KПT - крутящий момент, Н·м;

Fmax = KПF - осевая сила, Н; W и WK - моменты сопротивления сечения вала при расчёте на изгиб и кручение, мм3; - площадь поперечного сечения, мм2.

Н·м

Моменты сопротивления W при изгибе, WK при кручении и площадь А вычисляют по нетто-сечению для сплошного круглого сечения диаметром D:

= πD3/32 = 3.14·753/32 = 41417 мм3;

WK = πD3/16 = 3.14·753/16 = 82835 мм3;

A = πD2/4 = 3.14·752/4= 4418 мм2.

σ = 103Mmax /W + Fmax/A = 103·434.7/41417 + 0 = 10.5 Па;

τ = 103MKmax /WK = 103·1101/82835 = 13.3 Па.

Частные коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям.

σ = σT/σ = 750 / 10.5 = 71.4;

STτ= τT/τ = 450 / 13.3 = 33.8.

Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести при совместном действии нормальных и касательных напряжений

Статическая прочность обеспечена, т.к. ST ≥ [ST], где [ST] = 1,3…2 - минимально допустимое значение общего коэффициента запаса по текучести.

4.1.3 Расчёт на сопротивление усталости

Для опасного сечения нужно вычислить коэффициент S:

где Sσ и Sτ - коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям, определяемые по зависимостям

;

Здесь σa и τa - амплитуды напряжений цикла; σm и τm - средние напряжения цикла; ψσD и ψτD - коэффициенты чувствительности к асимметрии цикла напряжений для рассматриваемого сечения.

В расчётах валов принимают, что нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу: σa = σи и σm = 0, а касательные напряжения -- по отнулевому циклу τa = τk/2 и τm = τk/2.

Тогда

σ = σ-1D / σa.

Напряжения в опасных сечениях вычисляют по формулам

σа = σи = 103 M / W

τа = τk /2 = 103 MK / (2WK) , где

= - результирующий изгибающий момент, Н·м; MK=

= T - крутящий момент, Н·м; W и WK - моменты сопротивления сечения вала при расчёте на изгиб и кручение, мм3.

M = Н·м

MK= 1101 Н·м

Моменты сопротивления W при изгибе, WK при кручении вычисляют по нетто-сечению для сплошного круглого сечения диаметром D:

= πD3/32 = 3.14·623/32 = 23398 мм3;

WK = πD3/16 = 3.14·623/16 = 46796 мм3;

σа = σи = 103·M / W = 103·130 / 23398 = 5.6

τа = τk /2 = 103·MK / (2WK) = 103·1101 / (2·46796) = 11.75

KσD и KτD - коэффициенты снижения предела выносливости:

σD = (Kσ/ Kdσ + 1/ KFσ - 1)/ KV = (2.45/ 0.76 + 1/ 0.91 - 1)/ 2.4 = 1.38;τD = (2.24/ 0.76 + 1/ 0.95 - 1)/ 2.4 = 1.25,

где Kσ и Kτ - эффективные коэффициенты концентрации напряжений; KFσ и KFτ - коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения; KFσ и KFτ - коэффициенты влияния качества поверхности; KV - коэффициент влияния поверхностиного упрочнения.

Коэффициент влияния асимметрии цикла для рассматриваемого сечения вала

ψτD = ψτ / KτD = 0.10 / 1.25 = 0.08

Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении:

σ-1D = σ-1 / KσD = 410 / 1.38 = 297;

τ-1D = τ-1 / KτD = 240 / 1.25 = 192;

где σ-1 и τ-1 - пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения.

Sσ = σ-1D / σa = 297 / 5.6 = 53;

;

где минимально допустимое значение коэффициента запаса прочности

[S] = 1,5 - 2,5.

4.2 Расчёт промежуточного вала

.2.1 Составление расчётной схемы и построение эпюр

a = 53 мм, b = 83 мм, c = 48 мм.

Fr = 971.9 Н;

Ft = 2670 Н;

Fr`= 2400.6 Н;

Ft`= 6595.2 Н.

Определяем реакции в опорах A и B в плоскости X:

∑F = 0; ∑MA = 0.

RAв - Fr + RBв - Fr`=0;

RBв ·(a+b) - Fr·a - Fr`·(a+b+c) = 0.в = (971.9·0.053 + 2400.6·(0.053+0.083+0.048))/(0.053+0.083) = 3626.6 Н;

RAв = Fr + Fr`- RBв =971.9 + 2400.6 - 3626.6 = -254.1 Н.

Строим эпюру изгибающих моментов в плоскости X:

1 = 0;

Mx2 = RAв ·a = -254.1 ·0.058 = -13.5 Н·м;

Mx3 = RAв ·(a+b) - Fr·b = -254.1·(0.053+0.083) - 971.9·0.083 = - 115.2 Н·м;4 = 0.

Определяем реакции в опорах A и B в плоскости Y:

∑F = 0; ∑MA = 0.- RAr - RBr + Ft`=0;·a - RBr ·(a+b) + Ft`·(a+b+c)= 0. = (2670·0.053+6595.2·(0.053+0.083+0.048))/(0.053+0.083)=9963.4 Н;

RAr = Ft - RBr + Ft`= 2670 - 9963.4 +6595.2 = -698.2 Н.

Строим эпюру изгибающих моментов в плоскости Y:

= 0;= - RAr ·a = 698.2 ·0.053 = 37 Н·м;3 = Ft`·c=6595.2·0.048 = 316.6 Н·м;

My4 = 0.

Строим эпюру крутящих моментов:

1 = Ft · r1 = 2670 · 0.106 = 280 Н·м.

T2 = Ft` · r2 = 6595.2 · 0.042 = 280 Н·м.

4.2.2 Расчёт на статическую прочность

σ = 103Mmax /W + Fmax/A; τ = 103MKmax /WK, где

= - суммарный изгибающий момент, Н·м; MKmax=

= Tmax = KПT - крутящий момент, Н·м; Fmax = KПF - осевая сила, Н; W и WK - моменты сопротивления сечения вала при расчёте на изгиб и кручение, мм3; A - площадь поперечного сечения, мм2.

Н·м

= πD3/32 = 3.14·503/32 = 12272 мм3;

WK = πD3/16 = 3.14·503/16 = 24544 мм3;

A = πD2/4 = 3.14·502/4= 1963 мм2.

σ = 103Mmax /W + Fmax/A = 103·741/12272 + 0 = 60.4 Па;

τ = 103MKmax /WK = 103·280/24544 = 11.4 Па

Частные коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям.

σ = σT/σ = 750 / 60.4 = 12.4

STτ= τT/τ = 450 / 11.4 = 39.5

4.2.3 Расчёт на сопротивление усталости

Для опасного сечения нужно вычислить коэффициент S:

где Sσ и Sτ - коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям, определяемые по зависимостям

;

Тогда

σ = σ-1D / σa.

Напряжения в опасных сечениях вычисляют по формулам

σа = σи = 103 M / W

τа = τk /2 = 103 MK / (2WK) , где

= - результирующий изгибающий момент, Н·м; MK=

= T - крутящий момент, Н·м; W и WK - моменты сопротивления сечения вала при расчёте на изгиб и кручение, мм3.

M = Н·м

= 560 Н·м

= πD3/32 = 3.14·453/32 = 8946 мм3;

WK = πD3/16 = 3.14·453/16 = 17892 мм3;

σа = σи = 103·M / W = 103·138 / 8946 = 15.4

τа = τk /2 = 103·MK / (2WK) = 103·280 / (2·17892) = 7.8

KσD и KτD - коэффициенты снижения предела выносливости:

σD = (Kσ/ Kdσ + 1/ KFσ - 1)/ KV = (2.45/ 0.81 + 1/ 0.91 - 1)/ 2.4 = 1.38;τD = (2.24/ 0.81 + 1/ 0.95 - 1)/ 2.4 = 1.25,

Коэффициент влияния асимметрии цикла для рассматриваемого сечения вала

ψτD = ψτ / KτD = 0.10 / 1.25 = 0.08

Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении:

σ-1D = σ-1 / KσD = 410 / 1.38 = 297;

τ-1D = τ-1 / KτD = 240 / 1.25 = 192;

где σ-1 и τ-1 - пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения.

σ = σ-1D / σa = 297 / 15.4 = 19.3;

;

где минимально допустимое значение коэффициента запаса прочности

[S] = 1,5 - 2,5.

5. Расчёт подшипников

.1 Расчёт подшипников на тихоходном валу

.1.1 Расчёт подшипников на статическую грузоподъёмность

Будем рассматривать подшипник с большей радиальной нагрузкой.

Исходные данные: Fr = 4536.2 Н = 4.5362 кН. (см. 4.1.1.)

=75 мм, D=130 мм, B=25 мм, r=2.5 мм, Cr = 66.3 кН, C0r = 41 кН

=> Fr < Cr

.1.2 Расчёт подшипников на заданный ресурс

Исходные данные:

Fr - радиальная нагрузка, Н; n - частота вращения кольца (частота вращения вала), мин-1; d - диаметр посадочной поверхности вала, мм; L`sa, L`sah - требуемый ресурс (долговечность) при необходимой вероятности безотказной работы подшипника соответственно в млн. об. или в ч; режим нагружения; условия эксплуатации подшипникового узла (возможная перегрузка, рабочая температура и др.).

Эквивалентная динамическая нагрузка:

= FrKбKт = 4536.2·1·1 = 4536.2 Н,

где Kб - коэффициент безопасности, Kт - температурный коэффициент.

Lsah = a1a23(C/P)k ·106/(60·n),

где C - базовая динамическая грузоподъёмность подшипника, Н; P - эквивалентная динамическая нагрузка, Н; k - показатель степени: k = 3; a1 - коэффициент долговечности в функции необходимой надёжности; a23 -коэффициент, характеризующий совместное влияние на долговечность особых свойств металла деталей подшипника и условий его эксплуатации.

Вероятность безотказной работы Pt = 95% => a1 = 0.62, обозначение ресурса L5a.

= a1a23(C/P)k ·106/(60·n) = 0.62·0.7·(66.3/4.536)3 ·106/(60·42.97) = 525647 ч.

Т.к. расчётный ресурс больше трубуемого: Lsah` = 18600 ч. => Lsah > Lsah`, то предварительно назначенный подшипник 215 пригоден. При требуемом ресурсе надёжность выше 95%.

5.2 Расчёт подшипников на промежуточном валу

Будем рассматривать ближний к крышке подшипник.

5.2.1 Расчёт подшипников на статическую грузоподъёмность

Исходные данные: Fr = 254.1 Н = 0.2541 кН. (см. 4.1.1.)

=> Fr < Cr

5.2.2 Расчёт подшипников на заданный ресурс

Исходные данные:

Fr - радиальная нагрузка, Н; n - частота вращения кольца (частота вращения вала), мин-1; d - диаметр посадочной поверхности вала, мм; L`as, L`ash - требуемый ресурс (долговечность) при необходимой вероятности безотказной работы подшипника соответственно в млн. об. или в ч.; режим нагружения; условия эксплуатации подшипникового узла (возможная перегрузка, рабочая температура и др.).

Эквивалентная динамическая нагрузка:

= FrKбKт = 254.1·1·1 = 254.1 Н,

где Kб - коэффициент безопасности, Kт - температурный коэффициент.

Lsah = a1a23(C/P)k ·106/(60·n),

Вероятность безотказной работы Pt = 99% => a1 = 0.21, обозначение ресурса L1a.

= a1a23(C/P)k ·106/(60·n) = 0.21·0.7·(52.7/0.254)3 ·106/(60·170.55) = 128305436 ч.

Т.к. расчётный ресурс больше трубуемого: Lsah` = 18600 ч. => Lsah > Lsah`, то предварительно назначенный подшипник 309 пригоден. При требуемом ресурсе надёжность выше 99%.

5.2.3 Расчёт 2-го подшипника на статическую грузоподъёмность

Исходные данные: Fr = 3626.6 Н = 3.627 кН. (см. 4.2.1.)

d=50 мм, D=90 мм, B=20 мм, r=2 мм, Cr = 35.1 кН, C0r = 19.8 кН

=> Fr < Cr

.2.4. Расчёт 2-го подшипника на заданный ресурс.

Исходные данные:

Эквивалентная динамическая нагрузка:

= FrKбKт = 3626.6 ·1·1 = 3626.6 Н,

где Kб - коэффициент безопасности, Kт - температурный коэффициент.

Lsah = a1a23(C/P)k ·106/(60·n),

Вероятность безотказной работы Pt = 95% => a1 = 0.62, обозначение ресурса L5a.

= a1a23(C/P)k ·106/(60·n) = 0.62·0.7·(35.1/3.627)3 ·106/(60·170.55) = 38438 ч.

Т.к. расчётный ресурс больше трубуемого: Lsah` = 18600 ч. => Lsah > Lsah`, то предварительно назначенный подшипник 210 пригоден. При требуемом ресурсе надёжность выше 95%.

5.3 Расчёт подшипников на быстроходном валу

.3.1 Составление расчётной схемы

= 48.5 мм, b = 100 мм.

F = 972 Н

Ft = 2670.2 Н

Определяем реакции в опорах A и B в плоскости X:

∑F = 0; ∑MA = 0.

RAв - F + RBв - FM=0;

RBв ·2a - F·a - FM · (2a+b) = 0;= 50√T = 50 · √50.73 = 356 Н;в = (F·a + FM · (2a+b))/2a =(972·0.0485 + 356·(2·0.0485 + 0.1)/(2·0.0485)=

= 1209 Н;

RAв = F + FM - RBв =972 + 356 - 1209 = 119 Н.

5.3.2 Расчёт подшипников на статическую грузоподъёмность

Будем рассматривать подшипник с большей радиальной нагрузкой.

Исходные данные: Fr = 1209 Н = 1.21 кН.

d=45 мм, D=85 мм, B=19 мм, r=2 мм, Cr = 33.2 кН, C0r = 18.6 кН

=> Fr < Cr

5.3.3 Расчёт подшипников на заданный ресурс

Исходные данные:

Эквивалентная динамическая нагрузка:

= FrKбKт = 1209·1·1 = 1209 Н,

где Kб - коэффициент безопасности, Kт - температурный коэффициент.

Lsah = a1a23(C/P)k ·106/(60·n),

Вероятность безотказной работы Pt = 95% => a1 = 0.62, обозначение ресурса L5a.

= a1a23(C/P)k ·106/(60·n) = 0.62·0.7·(33.2/1.209)3 ·106/(60·960) = 156028 ч.

6. Конструирование корпусных деталей и крышек

.1 Конструирование крышек подшипников

Крышка 1 (быстроходного вала): Выбираем привертную крышку. В зависимости от диаметра D (отверстия в корпусе под подшипник) определяем остальные параметры крышки.

D=85 Þ толщина крышки δ=6 мм; диаметр d=8 мм и число витков z=4 мм крепления крышки к корпусу.

Размеры других конструктивных элементов крышки:

δ1 =1,2∙δ=1,2∙6=7,2 мм

δ2=(0,9..1)∙δ=1∙6=6 мм

Dф=D+(4..4,4)d=85+4∙8=117 мм

с=d=8 мм

В сквозном отверстии крышки устанавливаем манжетное уплотнение, при этом для точной установки манжеты придется обрабатывать торец крышки.

Параметры манжеты: d (диаметр вала)=45 мм; D1=65 мм; h1(толщина манжеты)=10 мм.

Крышка 2 (промежуточного вала): Выбираем привертную, глухую крышку. В зависимости от диаметра D (отверстия в корпусе под подшипник) определяем остальные параметры крышки.

=100 Þ δ=7 мм; d=10 мм; z=6 мм;

Размеры других конструктивных элементов крышки:

δ1 =1,2∙δ=1,2∙7=8,4 мм

δ2=(0,9..1)∙δ=1∙7=7 мм

Dф=D+ (4..4,4)d=100+4∙10=140 мм

с=d=10 мм

Крышка 3 (тихоходного вала): Выбираем привертную крышку. В зависимости от диаметра D (отверстия в корпусе под подшипник) определяем остальные параметры крышки.

D=130 Þ δ=7 мм; d=10 мм; z=6 мм;

Размеры других конструктивных элементов крышки:

δ1 =1,2∙δ=1,2∙7=8,4 мм

δ2=(0,9..1)∙δ=1∙7=7 мм

Dф=D+(4..4,4)d=130+4∙10=170 мм

с=d=10 мм

Параметры манжеты: d (диаметр вала)=75 мм; D1=100 мм; h1(толщина манжеты) =12 мм.

6.2 Конструкция корпуса

Выбираем материал корпуса чугун марки СЧ15.

Рекомендуемую величину толщины стенок корпуса δ для чугунных отливок назначаем в зависимости от приведенного габарита N корпуса:

=(2L+B+H)/3=(434.35∙2+240+379.2)/3=495,7 мм=0,495 м Þ δ=8 мм

где L,B и H - длина, ширина и высота корпуса.

Для редукторов толщину стенки, отвечающую требованиям технологии литья, необходимой прочности и жесткости корпуса, вычисляют по формуле:

δ=1,2∙4ÖТ ≥ 6 мм, Þ δ=1,2∙4Ö1066.35=6,86 мм,

Принимаем δ=8 мм.

где Т - вращающий момент на выходном валу.

Радиусы закругления плоскостей стенок встречающихся под прямым углом r=0,5∙δ=0,5∙8=4 мм, R=1,5∙δ=1,5∙8=12 мм.

Толщину наружных ребер жесткости у их основания принимают равной 0,9 - 1 толщины основной стенки δ, толщина внутренних ребер из - за более медленного охлаждения металла принимают равной 0,8δ.

6.3 Конструкция крышек люков

Выбираем стальную крышку из листов толщиной δк:

δк=(0,010…0,012)L ≥ 2 мм,

где L - длина крышки

δк=0,012∙120=1,44 мм

Диаметр отверстия пот болт d:

≈ δ1,

где δ1 - толщина стенки корпуса

d ≈ δ1=8 мм

Высота бортика под крышку:

h1=(0,4…0,5)δ1=0,5∙8=4 мм

Крышку крепим винтами, располагая их на расстоянии - (12…15)d ≈ 96 мм.

Для того чтобы во внутрь корпуса не засыпалась пыль, под крышку ставят уплотняющие прокладки технической резины марки МБС толщиной 2…3 мм, при вулканизированные к крышке.

6.4 Конструкция средней опоры (стенки)

Ширина прилива для подшипников, расположенных в этой стенке, принимают:

bK=а+В1+В2=11+19+25=55 мм.

Для увеличения жесткости стенки ее верхний край имеет горизонтальное ребро. Чтобы не мешать обработке плоскости разъема, ребро располагают на расстоянии

h=(0,4…0,5)δ =0,5∙8=4 мм.

Толщину внутренних ребер жесткости из-за более медленного охлаждения металла принимают равной

0,8∙δ =6,4 мм.

7. Конструирование зубчатых колёс

.1 Быстроходная ступень

Для уменьшения влияния термической обработки на точность геометрической формы зубчатые колеса делают массивными.

Толщина диска с=0,35∙b2=0,35∙50=17,5 мм

Диаметр dст=(1,5…1,55)d=1,5∙45=67,5 мм

Ширину S торцов зубчатого венца принимают:

=2,2m+0,05b2=2,2∙2+0,05∙50=6,9 мм

На концах зубчатого венца (зубьях и угла обода) выполняют фаски: f=(0,5…0,6)m=0,5∙2=1 мм. Принимаем по стандартному числу f=1 мм.

Фаски на торцах ступицы f=1 мм.

7.2 Тихоходная ступень

привод двигатель вал передача

Толщина диска с=0,3∙b2=0,3∙40=12 мм

Диаметр dст=(1,5…1,55)d=1,5∙85=127,5 мм

Ширину S торцов зубчатого венца принимают:

S=2,2m+0,05b2=2,2∙3+0,05∙40=8,6 мм

На концах зубчатого венца (зубьях и угла обода) выполняют фаски: f=(0,5…0,6)m=0,6∙3=2,5 мм. Принимаем по стандартному числу f=2,5 мм.

Фаски на торцах ступицы f=2,0 мм.

8. Проверка прочности шпоночного соединения

Все шпонки редуктора призматические со скругленными торцами, размеры длины, ширины ,высоты ,соответствуют ГОСТ23360-80. Материал шпонок - сталь 45 нормализованная. Все шпонки проверяются на смятие из условия прочности по формуле:

Допускаемое напряжение смятия [dсм]=200МПа

Ведущий вал: T=50.73·103 Н·мм;

Выходной конец вала Ø36мм; t1=5мм; b·h·l =10·7·50;

Промежуточный вал: T=277·103 Н·мм;

Под колесом: Ø45мм; t1=5.5 мм; b·h·l =14·9·45;

Ведомый вал: T=1066.35 ·103 Н·мм;

Под колесом: Ø85мм; t1=9мм; b·h·l =22·14·63;

Выходной конец: Ø62мм; t1=7мм; b·h·l =18·11·83;

9. Выбор смазки редуктора

Для уменьшения потерь мощности на трение и снижения интенсивности износа трущихся поверхностей, а также для предохранения их от заедания, задиров, коррозии и лучшего отвода теплоты трущиеся поверхности деталей должны иметь надежную смазку.

В настоящее время в машиностроении для смазывания передач широко применяют картерную систему. В корпус редуктора или коробки передач

заливают масло так, чтобы венцы колес были в него погружены. При их вращении масло увлекается зубьями, разбрызгивается, попадает на внутренние стенки корпуса, откуда стекает в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которая покрывает поверхность расположенных внутри корпуса деталей.

Картерную смазку применяют при окружной скорости зубчатых колес и червяков от 0,3 до 12,5 м/с. При более высоких скоростях масло сбрасывается с зубьев центробежной силой и зацепление работает при недостаточной смазке. Кроме того, заметно увеличиваются потери мощности на перемешивание масла и повышается его температура.

Выбор смазочного материала основан на опыте эксплуатации машин. Принцип назначения сорта масла следующий: чем выше окружная скорость колеса, тем меньше должна быть вязкость масла, чем выше контактные давления в зубьях, тем большей вязкостью должно обладать масло. Поэтому требуемую вязкость масла определяют в зависимости от контактного напряжения и окружной скорости колес. Предварительно определяют окружную скорость, затем по скорости и контактным напряжениям находят требуемую кинематическую вязкость и марку масла.

В настоящее время широко применяют пластичные смазочные материалы ЦИАТИМ-201 и ЛИТОЛ-24, которые допускают температуру нагрева до 130°С.

Предельно допустимые уровни погружения колес цилиндрического редуктора в масляную ванну , наименьшую глубину принято считать равной модулю зацепления. Наибольшая допустимая глубина погружения зависит от окружной скорости вращения колеса. Чем медленнее вращается колесо, тем на большую глубину оно может быть погружено.

В соосных редукторах при расположении валов в горизонтальной плоскости в масло погружают колеса быстроходной и тихоходной ступеней. При расположении валов в вертикальной плоскости погружают в масло шестерню и колесо, расположенные в нижней части корпуса. Если глубина погружения колеса окажется чрезмерной, то снижают уровень масла и устанавливают специальное смазочное колесо.

Считают, что в двухступенчатой передаче при окружной скорости v ≥ 1м/с

достаточно погружать в масло только колесо быстроходной ступени.

Погружаем в масло оба зубчатых колеса, на глубину hм==2∙m…0,25dБ= 2∙2,5…0,25∙358.7=5мм…89,75мм. Принимаем hм=84,3 мм. Выбираем марку масла И-Г-А-46.Обозначение первый индекс (И)-индустриальное, второй - принадлежность к группе по назначению (Г- для гидравлических систем, Т- тяжелонагруженные узлы), третий - принадлежность к группе по эксплуатационным свойствам (А - масло без присадок, С - масло с антиокислителем, антикоррозионными и противоизносными присадками, четвертый - класс кинематической вязкости.

Подшипники смазываются тем же маслом, что и зубчатые колеса. Смазка осуществляется путем разбрызгивания благодаря сравнительно большой окружной скорости первой пары.

Контроль масла осуществляется жезловым маслоуказателем при остановленном редукторе.

10. Расчет допусков и посадок

.1 Определим допуски формы и допуски расположения посадочных поверхностей выходного вала

Допуск цилиндричности (табл.22.4, стр. 356, [1]); поверхность Ø70к6→t=19мкм, Т =0,5∙0,19=9,5мкм→ Т =0,010мм.

поверхность Ø70р6→t=19мкм, Т =0,5∙0,19=9,5мкм→ Т =0,010мм.

Допуск соосности (табл.22.4, стр. 356, [1]); поверхность Ø70к6, длинной В1=26,5мм. Для шарикового радиального подшипника (табл. 22.5, стр359, [1])

Т=0,1∙В1∙Ттаб=0,1∙26,5∙1=2,65 мкм.

После округления Т=0,002 мм.

Допуск соосности; поверхность Ø70р6. При степени 8 кинематической точности передачи для зубчатого колеса с делительным диаметром 287,5 по табл. 22.7 принимаем степень точности допуска 8. По табл. 22.6 Т=0,002 мм.

Допуск перпендикулярности заплечика вала диаметром d0=80. Для шарикового радиального подшипника (табл. 22.4, стр360, [1]) принимаем степень точности 7. По табл. 22.8 Т 0,020мм.

Допуск перпендикулярности заплечика вала диаметром d0=80 при l/d<0,7. При степени 8 кинематической точности передачи для зубчатого колеса с делительным диаметром 287,5 по табл. 22.9 принимаем степень точности допуска перпендикулярности =6. По табл. 22.8 Т =0,020мм.

Допуск параллельности и симметрии шпоночного паза 20h9. Допуск и размер паза (табл. 22,4): tшп=32мкм. Тогда Т=0,5∙tшп=26мкм=0,020мм,

Т =2∙ tшп=52∙2=104мкм=0,10мм.

10.2 Определим допуски формы и допуски расположения посадочных поверхностей зубчатого колеса тихоходной ступени

Допуск циллиндричности ступицы зубчатого колеса, поверхность Ø70Н7→t=30мкм,

Т =0,5∙0,30=15мкм→ Т =0,016мм.

Допуск перпендикулярности на диаметре зубчатого колеса d=287,5 при l/d<0,7. Степень точности допуска при базировании шариковых подшипников - 6. По табл. 22.8 принимаем Т =0,025мм.

Допуск параллельности и симметрии шпоночного паза 20Р9 →Допуск ширины шпоночного паза tшп=52мкм. Тогда

Т=0,5∙tшп=0,5∙52=26мкм=0,025мм,

Т =2∙ tшп=52∙2=104мкм=0,10мм.

10.3 Определим допуски формы и допуски расположения посадочных поверхностей крышки подшипника быстроходного вала

Допуск параллельности на диаметре Dф=165мм. Степень точности допуска при базировании шариковых подшипников - 8. Тогда по табл. 22.8 Т=50мкм=0,05мм.

Допуск соосности поверхности под манжету Ø95Н8 →Допуск размера поверхности t=54мкм. →Т=0,6∙t=0,6∙54=32,4 мкм. После округления Т=0,003 мм.

Позиционный допуск отверстий для крепления крышки Т=0,4(dотв+dв), где dотв=9 - диаметр отверстия, dв=8 - диаметр винта. → Т=0,4(dотв+dв)=0,4мм

10.4 Определим допуски формы и допуски расположения посадочных поверхностей крышки подшипника промежуточного вала

Допуск параллельности на диаметре Dф=117мм. Степень точности допуска при базировании шариковых подшипников - 8. Тогда по табл. 22.8 Т=40мкм=0,04мм.

Позиционный допуск отверстий для крепления крышки

Т=0,4(dотв+dв),

где dотв=9 - диаметр отверстия, dв=8 - диаметр винта. → Т=0,4(dотв+dв)=0,4мм

11. Подбор стандартных муфт

.1 Муфта с резиновыми упругими элементами

Муфты подбираются по передаваемому моменту и соответствующему числу оборотов n (мин-1). Эти муфты допускают перекос валов 1,0…5,0 мм.

Материал деталей полумуфт - чугун СЧ32 ГОСТ 1412-79

Допускается изготовление из стали 35 ГОСТ 1054-74; болтов - сталь марки 45 ГОСТ 1054-74, улучшение 240-270НВ;

вкладышей резина марки 3465 ТУМХП 1166-58, с сопротивлением разрыву не менее 8,0 МПа и относительным удлинением при разрыве не менее 180%. Для малых муфт ступица и венец с кулачками могут быть изготовлены как одно целое.

11.2 Муфта компенсирующая с промежуточным элементом

Сущность комбинирования компенсирующих муфт с предохранительными элементами заключается в следующем. Мы выбираем наиболее подходящие для данного случая компенсирующую и предохранительную муфту. полумуфты предохранительной муфты, свободно сидящая на валу и соединенная с валом шпонкой.

Компенсирующая муфта - зубчатая муфта широко применяется для соединения валов, особенно в тяжелом машиностроении, где передают большие моменты и затруднена точная установка узлов. Компенсирующую способность муфты обеспечивает создание зазоров между сопряженными зубьями и приданием бочкообразной формы зубьям зубчатых венцов втулок.

Зубчатые сопряжения муфт работают в масленой ванне. В муфтах предусмотрено отверстие для слива и залива в них масла, уплотнение для герметизации.

Смещение Δr=1,5 и отклонение γ=1°30׳ îò ïàðàëëåëüíîñòè îñåé âàëîâ âûçûâàþò ïîâîðîò îáîéìû îòíîñèòåëüíî âòóëîê.

Çóá÷àòûå ìóôòû âûáèðàþò ïî ÃÎÑÒ Ð -50895-96. Ìóôòû äîëæíû îáåñïå÷èòü 90% ðåñóðñ íå ìåíåå 17000 ÷.

Ïðåäîõðàíèòåëüíûå ìóôòû - â êà÷åñòâå ïðåäîõðàíèòåëüíûõ ìû ïðèìåíÿåì ìóôòû ñ ðàçðóøàþùèìñÿ ýëåìåíòîì, øàðèêîâûå ÃÎÑÒ 15621-77.

Ïîñêîëüêó âñå çâåíüÿ êèíåìàòè÷åñêîé öåïè èñïûòûâàþò ïåðåãðóçêó ðàçëè÷íîé ñòåïåíè, ïðåäîõðàíèòåëüíûå ìóôòû ñëåäóåò ðàñïîëàãàòü êàê ìîæíî áëèæå ê ìåñòó âîçíèêíîâåíèÿ ïåðåãðóçêè.

Ìóôòû ñ ðàçðóøàþùèì элементом. Муфты этого типа отличает компактность и высокая точность срабатывания. Их применяют в тех случаях, когда по роду работы перегрузки могут возникать лишь случайно.

В качестве разрушающегося элемента используем штифты, выполненные из стали 45. В момент перегрузки штифт разрушается и предохранительная муфта разъединяет кинематическую цепь.

Штифты применяют в стальных, закаленных до высокой твердости

(50…60 НRCэ) втулках, изготовляемых обычно из стали 45Х.

После разрушения штифта на плоскости среза обычно остаются заусенцы, мешающие удалению остатков штифта из втулки. Поэтому штифт выполняют с канавкой по месту среза.

12. Рамы. Крепление к полу

Конфигурацию и размеры рамы определяют тип и размеры редуктора и электродвигателя.

Современное машиностроение характеризует частая замена и модернизация оборудования, что требует иногда перепланировки цехов. Появилась потребность в быстро переналаживаемом способе установки оборудования. Обычное оборудование (металлорежущие станки, приводы конвейеров и др.) теперь устанавливают или на переносных виброопорах, или непосредственно на бетонном (железобетонном) полу цеха, используя специальные фундаментные болты.

Фундаментные болты устанавливают в скважины, просверленные в полу цеха твердосплавным или алмазным инструментом, свободно перерезывающий и арматуру, или в колодец, заранее предусмотренный в полу.

Фундаментный болт по ГОСТ 24379.1-80 состоит из шпильки, шайбы, гаек и других деталей. Шпильки фундаментных болтов изготавливают из углеродистой стали марки ВСт3пс2 по ГОСТ 380-88.

На необработанном бетонном полу оборудование устанавливают с подливкой раствора цемента под опорную поверхность. Перед подливкой выверяют на горизонтальность подкладками или клиньями. Если поверхность пола точно обработана (например шлифованием), то выверку и подливку не применяют.

13. Регулировка узлов редуктора

Регулирование осевых зазоров в шариковых радиальных подшипниках. В таких типах подшипников осевые зазоры устанавливают при сборке изделия.

Наличие зазоров в подшипниках обеспечивает легкое вращение вала, а отсутствие их увеличивает сопротивление вращению, но повышает жесткость опор и точность вращения вала, а также улучшает распределение нагрузки между телами качения, повышая несущую способность подшипника.

При конструировании подшипникового узла предусматривают различные способы создания в подшипниках зазоров оптимальной величины, а при необходимости и создания так называемого предварительного натяга.

В подшипнике различают радиальный и осевой зазоры, которые связанны между собой определенно зависимостью. При изменении зазора в одном направлении (например, в осевом) изменяется зазор и в другом (радиальном) направлении. Зазоры в подшипниках создаются и изменяют при сборке чаще всего осевым смещением колец или (значительно реже) за счет радиальной деформации внутреннего кольца при его посадки на цилиндрическую поверхность вала. Регулирование зазоров подшипников выполняют осевым перемещением наружных или внутренних колец.

Регулирование подшипников осевым перемещением наружных колец.

Такое регулирование подшипников возможно осуществить набором тонких металлических прокладок устанавливаемых под фланцы приветных крышек подшипников. Для регулирования подшипников набор прокладок можно установить под фланец одной из крышек. Если дополнительно требуется регулировать осевое положение вала, общий набор прокладок разделяют на два, а затем каждый из них устанавливают под фланец соответствующей крышки. Регулирование набором металлических прокладок обеспечивает достаточно высокую точность, его применяют при установки многих типов подшипников.

При изменении режима работы изделия меняется его температура, а следовательно, зазор а подшипниках и жесткость. С течением времени выполненное при сборке регулирование подшипников постепенно нарушается вследствие изнашивания и обмятия микронеровностей. Поэтому необходимо периодическое повторное регулирование подшипников.

14. Сборка редуктора

После изготовления всех деталей и приемки их ОТК (отделом технического контроля) завода они поступают на сборку. Перед сборкой внутренняя часть корпуса редуктора тщательно очищается и покрывается маслостойкой краской, обычно красного цвета. Кроме того, перед сборкой вторично проверяются правильность расточки гнезд под подшипники, отсутствие прекоса и нарушение параллельности осей валов. Фактические диаметры гнезд под подшипники, перекос и не параллельность осей валов должны лежать в пределах заданных допусков.

Пред общей сборкой редуктора производиться сборка валов с насаживаемыми на них деталями. Далее собранные таким образом валы с подшипниками укладывается в основание корпуса и закрываются крышкой, предварительно плоскость стыка крышки и основания покрываются лаком и стягиваются болтами. Плоскость соединения корпуса с крышкой заполнят герметикам. После чего подшипники закрываются крышками, с уплотненными прокладками из технического картона и равномерно закрепляются болтами. Далее закрывается люк смотрового окна, крышкой с уплотненной прокладкой из технического картона и равномерно закрепляются болтами.

Затем ввертывается маслоспускная пробка вместе с прокладкой, вставляется в отверстие маслоуказатель. После сборки редуктор подвергают обкатке и испытанию.

Список используемой литературы

1. П.Ф. Дунаев, О.П.Леликов - Конструирование узлов и деталей машин. М.: «Высшая школа», 1998.

2. М.Н. Иванов. Детали машин. М.: «Машиностроение», 1991.

3. В.И. Анурьев - Справочник коструктора -машиностроителя, т.1. М.: «Машиностроение», 1980.

4. В.И. Анурьев - Справочник коструктора -машиностроителя, т.2. М.: «Машиностроение», 1980.

5. В.И. Анурьев - Справочник коструктора -машиностроителя, т.3. М.: «Машиностроение», 1980.

6. С.А. Чернавский и др. Курсовое проектирование деталей машин. М.: «Машиностроение», 1987.

7. Д.Н. Решетов - Детали машин. Атлас конструкций. М.: «Машиностроение», 1970.

8. М.И. Анфимов - Редукторы. Конструкции и расчет. М.: «Машиностроение», 1972.

Техническая характеристика привода цепного конвейера

Техническая характеристика привода цепного конвейера

=mF×Nk ,

где mF=КFЕ=[(Т1/Т1)m×(t1/tå)+(Т2/Т1)m×(t2/tå)+(Т3/Т1)m×(t3/tå)]

ybd=0,5yba(u-1)=0,5×0,315×(3,97-1)=0,47

=mF×Nk , где

mF=КFЕ=[(Т1/Т1)m×(t1/tå)+(Т2/Т1)m×(t2/tå)+(Т3/Т1)m×(t3/tå)]

ybd=0,5yba(u+1)=0,5×0,4×(5,63+1)=1,33

Похожие работы на - Техническая характеристика привода цепного конвейера