Условное обозначение подшипника
|
d
|
D
|
B
|
r
|
Грузоподъемность, кН
|
|
мм
|
мм
|
мм
|
мм
|
динамическая С
|
статическая С0
|
308
|
40
|
90
|
23
|
2,5
|
31.3
|
22.3
|
212
|
60
|
110
|
22
|
2,5
|
40.3
|
30.9
|
Диаметры остальных участков валов назначим исходя из конструктивных
соображений при компоновке редуктора.
. ПРОВЕРКА ДОЛГОВЕЧНОСТИ ПОДШИПНИКОВ
Ведущий вал
Из расчета редуктора Ft=4583 Н, Fr=1711
Н, Fа=1044 Н
из первого этапа компоновки редуктора l1= l2=78 мм
Плоскость
xz:
а)
Определяем опорные реакции:
Проверка:
Верно.
---б)
Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси X в характерных
сечениях 0,1,2:
Плоскость yz:
Проверка:
Верно
Суммарные
реакции: .
.
Проверяем
подшипники по более нагруженной опоре 1.
Намечаем
радиальные однорядные шарикоподшипники средней серии 308. Эквивалентная
нагрузка подшипников для косозубых цилиндрических редукторов:
[1, с.212],
радиальная
нагрузка на подшипник Pr=2565, H;
осевая
сила, действующая в зацеплении = 1044,
Н
где
V- коэффициент вращения кольца, при вращении
внутреннего кольца V=1;
kб=1.3 - коэффициент безопасности (легкие толчки,
кратковременные перегрузки) [1, табл.9.19]
kT, -
температурный коэффициент, при рабочей температуре Т≤125° С kT=1 [1, табл.9.20]
Отношение
e = 0,25
Отношение
X=0.56, Y=1.78
Номинальная
долговечность подшипника, млн. об.:
[1, c.211]
где
С - динамическая грузоподъемность, Рэ - эквивалентная нагрузка, р=3
- для шарикоподшипников.
Номинальная
долговечность в часах:
[1, c.211]
Ресурс
подшипника 22710 ч., что подходит для эксплуатации данного редуктора.
Ведомый вал
На тихоходный вал действуют такие же силы, как и на ведущий: Ft=4583 Н, Fr=1711 Н, Fа=1044 Н
Найдем силу действия эксцентрика на вал:
Частота вращения эксцентрика n=65, w = 6.81 рад/с
Примем диаметр эксцентрика = диаметру зубчатого колеса dэкс = 338 мм.
Rэкс = 338/2= 169 мм = 0.169 м.
, , ,
Из
первого этапа компоновки редуктора l2=78 мм.
.
Плоскость xz:
б)
Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси z в характерных
сечениях -0,1,2:
.
Плоскость yz:
а)
Определяем опорные реакции:
Проверка:
Верно
Суммарные
реакции: .
[1,
с.212]
Подбираем
подшипники по более нагруженной опоре 1
Намечаем
радиальные однорядные шарикоподшипники лёгкой серии 212
Эквивалентная
нагрузка подшипников для косозубых цилиндрических редукторов:
[1, с.212],
где
радиальная нагрузка на подшипник Pr=5494, H;
осевая
сила, действующая в зацеплении = 1044,
Н
где
V- коэффициент вращения кольца, при вращении
внутреннего кольца V=1;
kб=1.3 - коэффициент безопасности (легкие толчки,
кратковременные перегрузки) [1, табл.9.19]
kT, -
температурный коэффициент, при рабочей температуре Т≤125° С kT=1 [1, табл.9.20]
Отношение
e = 0,23
Отношение
X=1, Y=0
Номинальная
долговечность подшипника, млн. об.:
[1, c.211]
где
С - динамическая грузоподъемность, Рэ - эквивалентная нагрузка, р=3
- для шарикоподшипников.
Номинальная
долговечность в часах:
[1, c.211]
Ресурс
подшипника 46010 ч., что подходит для эксплуатации данного редуктора.
Данные
подшипники после отработки редуктора рекомендуется демонтировать и использовать
при ремонтных работах.
. Второй этап компоновки редуктора
Второй этап компоновки имеет целью конструктивно оформить зубчатые
колеса, валы, корпус, 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 узлы ведущего и ведомого валов. На ведущем и ведомом валах
применяем шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 233-78.
10. проверка прочности шпоночных соединений
Шпонки призматические со скруглёнными краями. Размеры сечений шпонок и
пазов и длины шпонок по ГОСТ 23360-78. [5, табл.К42]
Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.
Призматические шпонки, применяемые в проектируемых редукторах, проверяют
на смятие. Условие прочности:
.
[1,с170]
Допускаемые
напряжения смятия при стальной ступице [sсм]=100¸120 МПа, при чугунной [sсм]=50¸70 МПа.
Ведущий
вал. Проверяем шпонку на быстроходном валу под элементом открытой передачи. d=34
мм; сечение шпонки bхh=10x8мм, t1=5 мм,
длина шпонки l=56 мм., момент на ведущем валу Т1=152∙103
Н∙мм
Условие
прочности выполнено .
Ведомый
вал.
)
Проверяем шпонку под эксцентриком, так как она более нагружена (меньше диаметр
вала, и поэтому меньше размеры поперечного сечения шпонки).
d=55 мм; сечение
шпонки bxh=16x10 мм, t1=6 мм;
длина шпонки l=63 мм, момент на ведомом валу Т2=742,1∙103
Н∙мм:
.
Ступица
изготовлена из стали 45. Следовательно, условие прочности sсм<[sсм]
выполнено.
)
Проверяем шпонку под зубчатым колесом. d=65 мм; сечение
шпонки bxh=20x12 мм, t1=7.5 мм;
длина шпонки l=70мм, момент на ведомом валу Т2= 742,1∙103
Н∙мм:
Условие
прочности шпоночного соединения sсм<[sсм].
11. уточненный расчет валов
Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному
циклу, а касательные от кручения - по отнулевому (пульсирующему).
Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности s для опасных сечений и сравнении их с
требуемыми (допускаемыми) значениями [s]. Прочность соблюдена при s³[s].
Будем производить расчёт для предположительно опасных сечений.
Ведущий вал.
Материал вала тот же, что и для шестерни (шестерня выполнена за одно
целое с валом), т.е. сталь 45, термическая обработка - улучшение.
По таблице [1, табл.3.3] при диаметре заготовки до 90 мм (da1=50,5 мм) среднее значение sВ=780 Н/мм2.
Предел выносливости при симметричном цикле изгиба:
.
Предел
выносливости при симметричном цикле касательных напряжений: .
Сечение
A - A
Это
сечение при передаче вращающего момента от шкива рассчитываем на кручение.
Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.
Коэффициент
запаса прочности по касательным напряжениям:
,
[1, с.164]
где
амплитуда и среднее значение от нулевого цикла:
. [2,
с.164]
При
d=34 мм, b=10 мм, t1=5 мм,
момент сопротивления кручению сечения вала для валов с одним шпоночным пазом:
[2,
табл.8.25]
Амплитуда
и среднее напряжение цикла касательных напряжений:
.
Принимаем
эффективный коэффициент концентраций напряжений для данного сечений вала со
шпоночным пазом kt=1,68 [1,табл.8.5]
Масштабный
фактор для касательных напряжений et=0,75.
[1,табл.8.5]
Коэффициент
yt =0,1 -
для углеродистых и легированных сталей [1,с.162]
.
Расчетное
значение коэффициента запаса прочности s должно быть не
меньше допускаемого [s]=2,5. Условие прочности выполняется: s≥[s].
Изгибающий
момент от консольной нагрузки в сечении А - А при длине посадочной части l=63
мм, при :
Осевой
момент сопротивления сечения изгибу: [2, с.164]
Амплитуда
нормальных напряжений изгиба:
Коэффициент
запаса прочности по нормальным напряжениям:
При
отсутствии осевой нагрузки уm=0: [1, с.163]
,
Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А-А:
Расчетное
значение коэффициента запаса прочности s должно быть не
меньше допускаемого [s]=2,5. Условие прочности выполняется с большим
запасом: s≥[s].
Так
как коэффициент запаса прочности получился большим, то проверять прочность в
сечениях Б - Б и В - В нет необходимости.
Ведомый
вал.
Материал
вала - сталь 45 нормализованная; sВ=570 МПа . [1, табл.3.3] Предел выносливости при
симметричном цикле изгиба: .
Предел
выносливости при симметричном цикле касательных напряжений: .
Сечение
А-А. Диаметр вала в этом сечении d=65 мм. Концентрацию напряжений вызывает наличие
шпоночной канавки. Крутящий момент: T3=742.1 Н.мм = 1.49, = 1.59
Масштабные
факторы находим методом линейной интерполяции:
Коэффициенты
yt =0,15, yt=0.1.
Изгибающий
момент в горизонтальной плоскости:
Изгибающий
момент в вертикальной плоскости:
Момент
сопротивления кручению:
Момент
сопротивления кручению:
Амплитуда
и среднее значение касательных напряжений отнулевого цикла:
Амплитуда
нормальных напряжений изгиба:
,
[2, с.164]
При
отсутствии осевой нагрузки уm=0. [1, с.163]
Коэффициент
запаса прочности по нормальным напряжениям:
,
[1, с.162]
Коэффициент
запаса прочности по касательным напряжениям:
,
[1, с.164]
[2,
с.164]
Амплитуда
нормальных напряжений изгиба:
,
[2, с.164]
Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А-А:
Расчетное
значение коэффициента запаса прочности s должно быть не
меньше допускаемого [s]=2,5. Условие прочности выполняется с большим
запасом: s≥[s].
Сечение
К-К. Концентрацию напряжений обуславливает посадка подшипника с гарантированным
натягом и наличием больших изгибающих моментов.
При
d=30 мм, b=10 мм, t1=5 мм,
для сплошных валов полярный момент сопротивления сечения: ; [2, табл.8.25]
осевой
момент сопротивления сечения:
Принимаем
значения и для
посадок с гарантированным натягом при d=30 мм и sВ=780 МПа;
; [1,табл.8.7]
Коэффициент
yt =0,1
[1,с.162]
Коэффициент
учитывающий влияние шероховатости поверхности, при Ra=0,32~2,5
мкм принимают в=0,97~09; Принимаем в=0,95.
где
амплитуда и среднее значение касательных напряжений от нулевого цикла:
,
[2, с.164]
Амплитуда
нормальных напряжений изгиба:
,
[2, с.164]
Мсеч
- суммарный изгибающий момент рассматриваемого сечения:
МА-А=
Коэффициент
запаса прочности по касательным напряжениям:
,
[1, с.164]
Коэффициент
запаса прочности по нормальным напряжениям:
,
[1, с.162]
Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А-А:
Расчетное
значение коэффициента запаса прочности s должно быть не
меньше допускаемого [s]=2,5. Условие прочности выполняется с большим
запасом: s≥[s].
12. посадки зубчатого колеса, подшипников и втулок
Посадки
назначаем в соответствии с указаниями, данными [1,табл.10.13]
Посадка
зубчатого колеса на вал Н7/r6 по ГОСТ 25347-82. Посадка стакана под подшипники
качения в корпус Н7/h7. Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением
вала k6. Отклонения в корпусе под наружные кольца по Н7.
Распорная втулка на быстроходном валу Н7/h6, на
тихоходном валу E9/k6
.
АНАЛИЗ ПОСАДОК
Соединение
вал-ступица зубчатого колеса.
Вычерчиваем
эскиз соединения и проставляем посадку Æ40 Н7/r6
Находим
предельные отклонения
для
отверстия Æ40 Н7 ES=+25 мкм.
EI= 0 мкм.
для
вала Æ40 r6 es= +50 мкм.
ei= +34 мкм.
Вычисляем
предельные размеры отверстия и вала
Dmax= D
+ ES = 40 + 0.025 =40,025 ммmin= D + EI = 45 ммmax = D + es = 40 + 0,050=45.050 ммmin
= D + ei = 45 +
0,034=45.034 мм
Определяем величины допусков
для отверстия и вала
TD=ES - EI =
25-0=25 мкм= es - ei = 50 - 34=16 мкм
Вычисляем предельные значения
натягов
max = es - EI =50-0=50 мкмmin = ei- ES = 34-25
= 9 мкм
Строим картину расположения
допусков и проставляем: Dmax, Dmin, dmax, dmin, D, ES, EJ, es, ei..Проставляем величины допусков и натягов Nmax, Nmin.
Определяем допуск натяга
= TD+Td =25 + 16 = 41 мкм
Соединение вала со ступицей колеса выполнено по посадке с гарантированным
натягом 41 мкм. Посадка выполнено в системе отверстия.
Строим картину расположения допусков и проставляем: Dmax, Dmin, dmax, dmin, D, ES, EJ, es, ei..Проставляем
величины допусков и натягов Nmax, Nmin.
Рассмотрим посадку распорной втулки на ведущем валу.
Находим величины предельных отклонений для отверстий Ш 30 H7 ES= + 21 мкм EI= 0 мкм для вала Ш
30 h6 es = 0 мкм= -13 мкм
Строим картину расположения допусков и проставляем: Dmax, Dmin, dmax, dmin, D, ES, EJ, es, ei..Проставляем
величины допусков и натягов Nmax, Nmin.
Вычисляем предельные размеры отверстия и вала
Dmax= D + ES = 30 + 0,021 =30,021 мм= D + EI = 30 + 0 =30 мм= D + es = 30 + 0=30 мм= D + ei = 30 - 0,013=29,987 мм
Определяем величины допусков для отверстия и вала
TD=ES - EI = 21-0 = 21 мкм= es - ei = 0+13=13 мкм
Вычисляем предельные значения зазоров
Smax = ES-ei = 21 + 13 = 34 мкм= EI-es = 0 - 0 = 0 мкм
Определяем допуск зазора
= TD+Td =21 + 13 = 34 мкм
Соединение вала с распорной втулкой выполнено по посадке с
гарантированным зазором: отверстие Ш 30 Н7 выполнено в системе вала, а вал Ш 30
h6 выполнен в системе отверстия.
Рассмотрим посадку шпоночного соединения выходного конца ведомого вала с
полумуфтой:
Находим приложение величин предельных отклонений
для шпонки 8 h9 es = 0 мкм
ei =
-36 мкм
для паза втулки и вала 8 Р9 ES= -15 мкм
EI=
-51 мкм
Соединение
1. Вычисляем предельные размеры
для ширины шпонки
dmax = D + es = 8+ 0=8 мм
dmin = D + ei = 8-0,036=7,964 мм
для паза втулки и паза вала
Dmax= D + ES = 8 - 0,015 = 7,985 ммmin= D + EI = 8 - 0,051 = 7,949 мм
2. Определяем величины допусков
для шпонки
Td = es - ei = 36 мкм
для паза втулки и паза вала
TD = ES-EI = -15+51 = 36 мкм
3. Вычисляем предельные значения зазоров
и натягов для соединения шпонки с пазом втулки и пазом вала.
Nmax = es - EI = 51 мкмmax = ES-ei =-15+36= 21 мкм
Данная посадка может быть как с натягом так и с зазором, т. е. посадка
переходная в системе вала.
Допуск зазора и натяга
TS=TN=TD+Td=36+36=72 мкм
14. Выбор сорта масла
Смазывание элементов передач производится окунанием зубчатого колеса в
масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение
цилиндрического колеса примерно на (0,5…5)m соответственно нижнему и верхнему уровням смазки, но не
менее 10 мм. Расстояние от поверхности колеса до дна ванны не меньше
двухкратной толщины стенки корпуса. [4,с.53]
Объем масляной ванны V
определяем из расчета 0,25 дм3 на 1 кВт передаваемой мощности: V=0,25×5,68»1,42 дм3. [1,с.321]
Устанавливаем вязкость масла для ванн зубчатых редукторов.
[4,табл.51]
При контактных напряжениях sН=382,9
МПа и скорости v=7,19 м/с
рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна× n50=55 мм2/с. Принимаем масло индустриальное
И-50А. [4,табл.53]
Смазка подшипниковых узлов на валу колеса производится этим же маслом при
разбрызгивании его зубчатой передачей.
Смазка подшипниковых узлов на валу шестерни производится пластичным
смазочным материалом - солидол синтетический (ГОСТ 4366-76). [1,табл.9.14]
Свободное пространство внутри подшипникового узла заполняют на 1/3 объема
пластичной мазью. Для подачи смазочного материала применяется пресс-масленка,
смазку подают под давлением специальным шприцом.
. сборка редуктора
Перед сборкой редуктора внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно
очищают и покрывают маслостойкой краской.
Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная
с узлов валов:
В ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до
упора в бурт вала, и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в
масле до 80-100°С.
Собранный ведомый вал укладывают в основание корпуса редуктора и надевают
крышку корпуса, прикручивая ее винтами.
На ведущий вал насаживают шарикоподшипник, предварительно нагретый в
масле до 80-100°С и
распорную втулку. Затем устанавливают стакан и второй подшипник. Закрепляют
подшипники шлицевой гайкой и устанавливают стакан в корпус редуктора. После
этого на ведущий вал ставят крышки подшипников с комплектом металлических
прокладок для регулировки и закрепляют крышки болтами.
Перед постановкой сквозных крышек в них закладывают манжетные уплотнения.
Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы
должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки болтами.
Далее на конец ведомого вала в шпоночную канавку закладывают шпонку,
устанавливают полумуфту и закрепляют ее.
Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и пробку
отдушину, приворачивают фонарный маслоуказатель.
Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с
прокладкой из технического картона; закрепляют крышку болтами.
Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по
программе, устанавливаемой техническими условиями.
ЗАКЛЮЧЕНИЕ
В ходе выполнения курсового проекта я научился основам конструкторского
дела, приобрел навыки и знания правил, методов проектирования, на примере
проектирования цилиндрического одноступенчатого редуктроа с внутренним
зацеплением.
Подводя результаты нужно сказать, что расчеты передач по таким критериям,
как металлоемкость, габаритные размеры, технологичность изготовления,
экономические показатели и конечно компоновка привода дает возможность принять
оптимальное решение при выборе типа редуктора.
В результате приобретенные навыки и опыт проектиравания механизмов обшего
назначения станет базой для выполнения курсовых проектов по специальным
дисциплинам и дипломному проекту.
Список используемой литературы
1.
Чернавский С.А.
Курсовое проектирование деталей машин. М.: Машиностроение, 1988.- 416 с.
2.
Чернилевский Д.В.
Детали машин и механизмов. Курсовое проектирование. К.: Высшая школа, Головное
издательство, 1987г.-328с.
3.
Мовнин М.С.
Основы технической механики: Учебник для технологических немашиностроительных
специальностей техникумов. Спб.: Машиностроение, 1982г.-288с.
4.
Цехнович Л.И.,
Петреченко И.П. Атлас конструкций редукторов. К.: Выща школа, 1990.-151с.
5.
Шейнблит А.Е.
Курсовое проектирование деталей машин. Калининград: Янтар. сказ, 1999г. - 454с.
6.
Воронов В.Р.
Примеры анализа посадок. Томск, Изд. ТПУ1989-32 с.