Проектирование одноступенчатого цилиндрического косозубого редуктора для привода к шнеку-смесителю
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. ŋ2п.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 NH0.
Расчетное допускаемое напряжение
[σH]=0,45∙([σH1]+[σH2])=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.
− [σF0]-допускаемое напряжение изгиба при базовом числе
циклов напряжений NF0.
Определение параметров передачи и геометрических размеров
колес
Принимаем расчетные коэффициенты:
- коэффициенты ширины венца колеса относительно межосевого
расстояния (с.355 [3]) 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= Ψаּ 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)]=15o20’
Определяем основные геометрические размеры передачи:
диаметры делительных окружностей
d1=mּn z1/cosβ= 1,5∙24/0,96428
=37,33 мм
d2=m nz2//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
df1= d1
-2,4ּm = 37,33−2,4ּ1,5=
33,73 мм,
df2= d2
-2,4ּm = 186,67−2,4ּ1,5=183,07
мм;
ширина венцов
b2= Ψаּ 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:
Fr1=Ft1ּtgαω /cosβ= 1750∙tg20/0,96428 =660 H
Определяем осевую силу в зацеплении:
Fа1=Ft1ּtgβ=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 КFβ=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 YF1=3,85 и YF2=3,60
Проверяем прочность зубьев шестерни и колеса на изгиб:
Прочность зубьев обеспечивается.
Результаты расчета сводим в таблицу 2.
Таблица 2 - Параметры зубчатой цилиндрической передачи.
Проектный расчёт
|
Параметр
|
Значение
|
Параметр
|
значение
|
Межосевое расстояние aω
|
112 мм.
|
угол наклона зубьев: β
|
15o20’
|
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 da1
Колеса da2
|
40,37 мм
189,67 мм
|
Вид зубьев
|
косозубая
|
Диаметр окружности впадин зубьев
Шестерни df1
Колеса df2
|
33,73 мм
183,07 мм
|
Проверочный расчёт
|
Параметры
|
Допускаемые значения
|
Расчетные значения
|
примечания
|
Контактное напряжение
σH МПа
|
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≤п3max по табл 7.15 [ 4] для цепи с шагом р=25,4
мм п1ma=1000 об/мин., следовательно условие выполняется (140<1000).
Определяем среднюю скорость цепи
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=FtКэ/Аоп=1922•1,8/179,7=19,26
МПа
Для принятого шага цепи уточняем допускаемое среднее давление
в шарнирах цепи [pц]=26 МПа по табл. 7.18 [ 4 ]. Условие
pц< [pц] (19,26<26) выполняется.
Принимаем межосевое расстояние:
ацеп=40р=40•25,4=1016 мм.
длина цепи в шагах
lр=2а +0,5(z5+z6)+р(z6−z5)2/(4•a•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
dд6=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. Принимаем пластичный смазывающий материал, так
как попадание масленых брызг на подшипники ведущего вала затрудненно. Для
предотвращения вытекания и выливания пластичного смазывающего материала жидким
маслом из зоны зацепления, устанавливаем мазеудерживающие кольца. Их ширина
определяется по размеру У=12 мм.
Измерением
находим расстояние на ведущем валу l1=54,5 мм,
на ведомом l2=55,5 мм.
Принимаем l1= l2=55 мм.
8. ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ ДЛЯ ВАЛОВ
РЕДУКТОРА
Из расчетов и компоновки: Ft=1750 Н, Fr=660 Н, Fа=481 Н, l1=l2=55 мм,
d1=37,33 мм, d2= 186,67 мм.
Ведущий вал
Определяем предварительно консольную нагрузку от муфты,
действующую на выходном конце вала (табл. 6.2./2/):
Fм=80=80 =466 Н
Принимаем lм=65 мм.
Вычерчиваем расчетную схему
нагружения вала (рис.7.1) Опору, воспринимающую внешнюю осевую силу обозначаем
символом 2.
Определяем опорные реакции в горизонтальной плоскости хz от силы Ft:
Н;
Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси У в
характерных сечениях:
МУ1= МУА= МУ2=0; МУВ=
R1Хּ l1 = 875·0,055=48 Нּм
Определяем опорные реакции в вертикальной плоскости хy от сил Fr и Fа:
∑ МХ1=0; R2yּ 2 l1 - Frּ l1 - Fа= 0,
∑ МХ2=0; - R1yּ2l1 + Frּ l1 – Fа = 0,
Н.
Н,
Проверка:
∑Fy=0; R2У + R1У - Fr1 = 248+412−660= 0.
Строим эпюру изгибающих моментов:
МХ1=МХ2=0; МХВЛ =R1y l1 =248 ּ0,055=13,6 Нּм;
МХВл = R1yּ l1 + Fа·d1/2=248ּ0,054
+481·0,03733/2=22,7 Нּм
Определяем реакции опор от силы Fм:
∑М1=0; - Fмּlм + R2мּ2ּl1 =0;
∑М2=0; - Fм(lм+2ּl1) +R1мּ2ּl1=0;
Н;Н.
Проверка:
∑Х=0; R1м+ Fм – R2м= 466+275 –741= 0.
Строим эпюру изгибающих моментов МFм в характерных сечениях:
МА= М1=0; М2= Fм ּ lм = 466ּ0,065= 30,2 Нּм;
МВ = Fрּ(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/Rr2=481/1242=0,387 > е=0,24, то принимаем коэффициент
радиальной нагрузки Х=0,56 и коэффициент осевой нагрузки Y=1,92.
Принимаем коэффициенты:
V=1 – коэффициент вращения внутреннего кольца подшипника;
К 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=(Rr2ּVּХ+ RаּY)ּК δ
ּК τ =(1242·1ּ0,56+
481ּ1,92)1,2 ּ1=1943 H
Re1=Rr1·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; RГ32 l2+Ft ·l2−Fцеп
Г)2·l2 + lц) = 0,
∑ М3 =0; RГ42l2 −Ft l2−Fцеп
Г lц= 0,
Проверка
∑X= Ft +RГ3−RГ4−Fцеп Г =1750+577−1329−998=0
Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси У в
характерных сечениях:
МУД= МУ4=0; МУС= −R Г4• l2 = −1329•ּ0,055=−73,1
Нּм
My6=−Fцеп
В lц =−998•0,05=−49,9 Н•м
Определяем опорные реакции в вертикальной плоскости от сил Fцеп Г, FrТ и FаТ.
∑ М3=0 ; R4В•2 l2 −Fr l2−Fцеп В lц −Fа•d2/2 –= 0,
∑ М4 =0 ; R3В•2 l2 +Fr l2− Fцеп
В) 2 l2 + lц) −Fа•d2/2 = 0,
Проверка
∑Y= R4В−R3В+ Fцеп В – Fr=1523−2591+1728−660=0
Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х в
характерных сечениях:
МХД= МХ4= 0; МлХС=
R4Вּ l2 =1523•0,055= 83,76 Нּм
МпХК= R4Вּ l2 - Fа•d4/2 =1523•0,055−481•0,18667/2=
38,87 Нּм
MX6 = 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/Rr4= =481/2021=0,24>е=0,22, то
принимаем коэффициент радиальной нагрузки Х=0,56 и коэффициент осевой нагрузки Y=2,02.
Принимаем коэффициенты:
V=1; К δ =1,2; К τ =1.
Re3=Rr3ּVּХּ
К δ ּК τ = 2655ּ1ּ1,2 ּ1=3186 H,
Re4=(Rr4ּVּХ+
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:
dк2=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 =3,85
Кτ/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 Кτd=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/ Кσσа=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 Кτd=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 =3,45 Кτ/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 вала под
подшипником 3.
Суммарный изгибающий момент
Крутящий момент в сечении вала Тз=163,3
Нм.
Осевой момент сопротивления сечения :
Полярный момент
Амплитуда нормальных напряжений,
изменяющаяся по симметричному циклу:
Амплитуда касательных напряжений,
изменяющаяся по нулевому циклу:
концентрация обусловлена посадкой
внутреннего кольца подшипника на валу с натягом. При этом
;
находим отношение 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 =3.35
Кτ/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/ КσДσа=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;
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…100оС;
в ведомый вал закладывают шпонки и
напрессовывают зубчатые колёса до упора в бурт вала; затем надевают распорную
втулку и устанавливают мазеудерживающие кольца и шарикоподшипники,
предварительно нагретые масле.
Затем ставят крышки подшипников.
Перед постановкой сквозных крышек в
проточки закладывают манжетные уплотнения пропитанные горячим маслом.
Собранный ведущий вал устанавливают в
крышку корпуса редуктора .
Собранный ведомый вал укладывают в
основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно
поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают
крышку на корпус с помощью двух конических штифтов. Проверяют проворачивание
валов, отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от
руки)
Далее на выходные концы ведомого и
ведущего валов в шпоночные канавки закладывают шпонки, устанавливают звёздочку
и полумуфту.
Затем ввёртывают пробку
маслоспускного отверстия с прокладкой.
СПИСОК ИСПОЛЬЗУЕМЫХ ИСТОЧНИКОВ
А.Е. Шейнблит. Курсовое проектирование деталей машин - М:
Высшая школа, 1991.
Н.Г. Куклин, Г.С. Куклина. Детали машин - М: Высшая школа,
1987.
С.А. Чернавский. Курсовое проектирование деталей машин. М -
Машиностроение, 1988.
А.И. Аркуша, М.И. Фролов. Техническая механика. М – Высшая школа,
1983.
Размещено на