Размещено на http://www.allbest.ru/

Проектирование привода люлечного элеватора

Введение

В процессе проектирования приходится решать целый ряд сложных и разнообразных задач. Так, например, помимо того что необходимо разработать машину, способную выполнять заданные функции в течение заданного срока службы, приходится учитывать требования экономики, технологии, эксплуатации, транспортировки, техники безопасности и пр. Для того чтобы удовлетворить этим требованиям, надо уметь выполнять кинематические, силовые, прочностные и другие расчеты; из множества форм, которые можно придать детали, из множества материалов, обладающих многочисленными и разнообразными свойствами, надо выбрать такие, которые позволяют самым выгодным образом использовать эти свойства для повышения эффективности и надежности изделия.

Этот, далеко не полный, ряд задач, которые приходится решать при проектировании, показывает, какими глубокими и разнообразными познаниями в области теоретических и прикладных наук должен обладать конструктор.

В конструкторской работе нет мелочей. Только тщательно и всесторонне отработанная конструкция заслуживает право на применение. Создание машин, отвечающих потребностям народного хозяйства, должно предусматривать их наибольший экономический эффект и высокие тактико-технические и эксплуатационные показатели. Основные требования, предъявляемые к создаваемой машине: высокая производительность, надежность, технологичность, ремонтопригодность, минимальные габариты и масса, удобство эксплуатации, экономичность, техническая эстетика. Все эти требования учитывают в процессе проектирования и конструирования.

Курсовой проект по деталям машин является первой конструкторской работой студента и поэтому его значение особенно существенно.

1. Кинематическая схема

1.1 Срок службы приводного устройства

Привод к скребковому конвейеру устанавливается в заводском цеху и предназначен для транспортировки сыпучих грузов, работа в две смены по 8 часов, нагрузка маломеняющаяся.

Ресурс привода:

где LГ = 7 лет - срок службы привода;

tс= 8 ч. - длительность смены;

Lc=2 - количество смен.

Принимаем время простоя машинного агрегата 15 % ресурса. Тогда

Принимаем

Место установки	Lг	Lс	tс	Lh	Характер нагрузки	Режим работы
Заводской цех	7	2	8	34748	С малыми колебаниями	Нереверсивный

2. Выбор двигателя. Кинематический расчет привода

2.1 Определение номинальной мощности и номинальной частоты вращения двигателя

Определяем требуемую мощность конвейера:

Общий коэффициент полезного действия:

з = змззпзопзпкзпс,

где зм = 0,98 - КПД муфты,

ззп = 0,97 - КПД закрытой зубчатой передачи,

зоп = 0,93 - КПД открытой цепной передачи,

зпк = 0,995 - КПД пары подшипников качения,

зпс = 0,99 - КПД пары подшипников скольжения,

з = 0,98·0,97·0,93·0,995·0,99 = 0,87.

Находим требуемую мощность двигателя:

Поданным таблицы К9 [7,стр. 406] выбираем двигатель серии 4А с номинальной мощность Рном = 5,5 кВт, применив для расчета четыре варианта типа двигателей.

Двигателей с такой мощностью серии 4А четыре. Их характеристики приведены в таблице:

Табл

Вариант	Тип двигателя	Номинальная мощность , кВт	Частота вращения, об/мин
			синхронная	При номинальном режиме
1 2 3 4	4АМ100L2У3 4АМ112М4У3 4АМ132S6У3 4AM132M8У3	5,5 5,5 5,5 5,5	3000 1500 1000 750	2880 1445 962 720

Определение передаточного числа привода и его ступеней

Определяем частоту вращения ролика:

где v=1,3 м/с - скорость грузовой цепи;

z=11 - число зубьев ведущей звездочки,

p=80 мм - шаг тяговой цепи.

Находим передаточное число для каждого варианта:

Производим разбивку передаточного числа привода , принимая для всех вариантов передаточное число редуктора постоянным :



Передаточное число	Варианты
	1	2	3	4
Привода Конического редуктора Ременной передачи	32,3 4 8,08	16,2 4 4,05	10,8 4 2,7	8,08 4 2,02

Анализируем полученные результаты:

а) Первый и второй варианты неприемлемы, т.к. не соответствует рекомендуемому значению для цепной передачи (2…4);

б) Третий вариант (; ) и четвертый (; ) наиболее подходящие, т.к. двигатель приемлем для приводов общего назначения, общее передаточное число имеет допустимую величину, а значения передаточных чисел для конического редуктора и цепной передачи вписываются в рекомендуемые.

Определяем максимально допустимое отклонение частоты вращения приводного вала конвейера:

Определяем допускаемую частоту вращения приводного вала конвейера:

;

отсюда фактическое передаточное число привода

Таким образом, выбираем двигатель 4АМ132M893 (, ); передаточные числа: привода ,08 редуктора , ременной передачи .

2.3Определение кинематических параметров

Кинематические и силовые параметры привода рассчитываются на валах привода из требуемой (расчетной) мощности двигателя и его номинальной частоты вращения при установившемся режиме.

Кинематические параметры привода:

Параметр	Вал	Последовательность соединения элементов привода по кинематической схеме.
		ДВ-М-ЗП-ОП-РМ
Частота вращения n,об/мин	ДВ
	Б
	Т
	РМ
Угловая скорость w, 1/с	ДВ
	Б
	Т
	РМ

Определение силовых параметров привода:

Параметр	Вал	Последовательность соединения элементов привода по кинематической схеме.
		ДВ-М-ЗП-ОП-РМ
Мощность P,кВт	ДВ
	Б
	Т
	РМ
Вращающий момент Т,Н *м	ДВ
	Б
	Т
	РМ

3. Выбор материала зубчатых передач. Определение допускаемых напряжений

Выбор материала зубчатой передачи

В соответствии с рекомендациями, типом профиля зубьев и расчетной мощностью выбираем по табл. 3.1 [7, стр. 52] материалы и термообработку шестерни и колеса:

· для шестерни: сталь 40х,(термообработка: улучшение+закалка ТВЧ);

· для колеса: сталь 40х(термообработка:улучшение).

По табл. 3.2 [3, стр. 53] определяем механические характеристики стали 40х: для шестерни твердость 269...302 НВ1, Dпред = 125 мм; для колеса твердость 235...262 НВ2, Sпред = 125мм .

Определяем среднюю твердость зубьев шестерни и колеса:

для шестерни: НВ1ср = (269 + 302)/2 = 285,5;

для колеса: НВ2ср = (235+ 262)/2 = 248,5.

Определение допускаемых контактных напряжений , Н/мм2.

Определяем коэффициент долговечности для зубьев шестерни и колеса :

число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости (число циклов перемены напряжений NНО, соответствующее пределу выносливости, находим по табл. 3.3 [7, стр. 55] интерполированием)

N -- число циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработка),

Здесь -- угловая скорость соответствующего вала, 1/с; -- срок службы привода (ресурс), ч.

Т.к

и , то .

Определяем по табл. 3.1 [7, стр. 52] допускаемое контактное напряжение и соответствующее пределу контактной выносливости при числе циклов перемены напряжений и ;

Определяем допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни и колеса :

допускаемое контактное напряжение:

Так как -=285,5-248,5=37

Определение допускаемых напряжений изгиба , Н/мм2.

Определяем коэффициент долговечности для зубьев шестерни и колеса .

Т.к. число циклов перемены напряжений для всех сталей, соответствующее пределу выносливости меньше чем N ( и

), то .

Допускаемое напряжение изгиба и соответствующее пределу изгибной выносливости при числе циклов перемены напряжений

Допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни и колеса :

Так как передача реверсивная, то уменьшаем на 25%:

Н/мм2; Н/мм2.

Основные характеристики выбранного материала сведены в нижеследующую таблицу

Элемент передачи	Марка стали		Термо-обработка
					Н/мм2
Шестерня	40х	125	У+закалка ТВЧ	285,5	900	410	590	294
Колесо	40х	125	Улуч-ие	248,5	790	375	514,3	255

4. Расчет зубчатых передач редукторов

Расчет зубчатой закрытой передачи производится в два этапа: первый расчет - проектный, второй - проверочный. Проектный выполняется по допускаемым контактным напряжениям с целью определения геометрических параметров редукторной пары. В процессе проектного расчета задаются целым рядом табличных величин и коэффициентов; результаты некоторых расчетных величин округляют до целых или стандартных значений; в поиске оптимальных решений приходится неоднократно делать пересчеты. Поэтому после окончательного определения параметров зацепления выполняют проверочный расчет. Он должен подтвердить правильность выбора табличных величин, коэффициентов и полученных результатов в проектном расчете, а также определить соотношения между расчетными и допускаемыми напряжениями изгибной и контактной выносливости. При неудовлетворительных результатах проверочного расчета нужно изменить параметры передачи и повторить проверку.

Геометрические параметры цилиндрической косозубой зубчатой передачи

4.1 Проектный расчет

Определение межосевого расстояния.

мм

где, Ка - вспомогательный коэффициент, Ка=43

ша=b2/aw - коэффициент ширины венца колеса, равный 0,28…0,36 - для шестерни, расположенной симметрично относительно опор в проектируемых нестандартных одноступенчатых цилиндрических редукторах, ша=0,32

u - передаточное число редуктора или открытой передачи

Т2 - вращающий момент на тихоходном валу при расчёте редуктора или на приводном валу рабочей машины при расчёте открытой передачи, Н·м

[у]н - допускаемое контактное напряжение колеса с менее прочным зубом или среднее допускаемое контактное напряжение, Н/мм2

Определение модуля зацепления.

мм

где, Кm - вспомогательный коэффициент, Кm=5,8

[у]F - допускаемое напряжение изгиба материала колеса с менее прочным зубом, Н/мм2

делительный диаметр колеса

мм

ширина венца колеса

b2 = шаaw = 0,32·126 = 40,32 мм

Определение угла наклона зубьев

Определение суммарного числа зубьев шестерни и колеса

Уточнение действительной величины угла наклона зубьев

Определение числа зубьев шестерни

Определение числа зубьев колеса

Определение фактического передаточного числа uф и проверка его отклонения u от заданного u



%

Определение фактического межосевого расстояния

мм

Определение фактических основных геометрических параметров передачи

параметр	шестерня	колесо
Диаметр	делительный, мм	d1 = mz1/cosв =48,276	d2 = mz2/cosв =200
	вершин зубьев, мм	da1 = d1+2m =54,276	da2 = d2+2m = 206
	впадин зубьев, мм	df1 = d1 -2,5m =46,776	df2 = d2 -2,5m = 198,5
Ширина венца, мм	b1 = b2+(2…4) = 42,32	b2= шаaw= 40,32

Проверочный расчет

Условие пригодности заготовок колес:

Диаметр заготовки шестерни

.

Толщину диска или обода колеса принимают меньшей из двух:



Сзаг = b2 +4 мм=40,32+4 =44,32 мм

Сзаг = 0,5b2 =0,5*40,32=20,16 мм

Таким образом, условия пригодности заготовок соблюдены.

Проверяем контактные напряжения Н/мм2

где

а) окружная сила в зацеплении, Н;

б) коэффициент, учитывающий распределение нагрузки;

в) коэффициент динамической нагрузки.

Проверяем перегрузку передачи, она не должна превышать 5%:

Т.к. недогрузка вписывается в 10%, то оставляем полученные значения без изменений.

Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса Н/мм2:



где

а) коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями прямозубых колес и колес с круговыми зубьями;

б) коэффициент динамической нагрузки.

в) , коэффициенты формы зуба шестерни и колеса. Определяются в зависимости от эквивалентного числа зубьев шестерни и колеса .

г) коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца. Для прирабатывающихся колес с круговыми зубьями

д) коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца.

Полученным значениям и соответствуют и .

е) коэффициент, учитывающий наклон зуба;

Если при проверочном расчете значительно меньше , то это допустимо, так как нагрузочная способность большинства зубчатых передач ограничивается контактной прочностью. Если свыше 5%, то это недопустимо, поэтому необходимо проверить перегрузку .

Допускаемая недогрузка передачи (<[]) не более 10% и перегрузка(>[]) до 5%. Если условие прочности не выполняется, то следует изменить ширину венца колеса и шестерни. Если эта мера не даст должного результата, то либо надо увеличить внешний делительный диаметр колеса, либо назначить другие материалы колес или другую термообработку, пересчитать допускаемые контактные напряжения(см. 3.1, п. 1, 2) и повторить весь расчет передачи.

Параметры зубчатой цилиндрической передачи

Проектный расчёт
Параметр	Значение	Параметр	Значение
Межосевое расстояние аw, мм	125	Угол наклона зубьев в	0
Модуль зацепления m	1,5	Диаметр делительной окружности: шестерни d1, мм колеса d2, мм	48,276 200
Ширина зубчатого венца: шестерни b1, мм колеса b2, мм	42,32 40,32
Число зубьев: шестерни z1 колеса z2	16 64,368	Диаметр окружности вершин: шестерни da1, мм колеса da2, мм	54,276 206
Вид зубьев	косозубые	Диаметр окружности впадин: шестерни df1, мм колеса df2, мм	46,776 198,5
Проверочный расчёт
Параметр	Допускаемое значение	Расчётные значения	Примечания
Контактные напряжения у, Н/мм2	590		-10%
Напряжения изгиба, Н/мм2	уF1	294		-37%
	уF2	255	155,1	-39%

5.Расчет открытой передачи

Ременные передачи относятся к категории быстроходных передач ,и поэтому в проектируемых приводах они приняты первой ступенью. Исходными данными для расчета ременных передач являются номинальная мощность Рном и номинальная частота вращения nном двигателя или условия долговечности ремня. Расчет ременных передач проводится в два этапа: первый - проектный расчет с целью определения геометрических параметров передачи : второй- проверочный расчет ремней на прочность .

Геометрические и силовые параметры цепной передачи .

5.1 Проектный расчет

Определяем шаг цепи р, мм:

Где а) - вращающий момент на ведущей звёздочке (равный на тихоходном валу редуктора);

б) - коэффициент эксплуатации, который представляет собой произведение пяти поправочных коэффициентов, учитывающих различные работы передачи (табл. 5.7)

где Кд = 1.3 - коэффициент динамической нагрузки,

Кс = 1 - смазка периодическая,

К = 1,15 - положение передачи горизонтальное,

Крег = 1 - нерегулируемая передача,

Кр = 1,25 - работа в две смены.

Кэ = 1,311,151•1,25 = 1,86875

в) - число зубьев ведущей звёздочки

где u- передаточное число цепной передачи

Принимаем ближайшее нечетное значение z1=25

г) - допускаемое давление в шарнирах цепи, зависит от частоты вращения ведущей звёздочки ,

д) v- число рядов цепи. Для однорядных цепей типа ПР v=1.

Принимаем ближайшее большее значение р= 19,05 мм

Определяем число зубьев ведомой звездочки:

z2 = z1u =252,02 = 50,5

Определяем фактическое передаточное число и проверяем отклонение от заданного u:

uф = z2/z1 = 50,5/24,96= 2,023

Дu = (2,023 - 2,02)100/2,02 = 0,14%,

Определяем оптимальное межосевое расстояние а, мм.

a= (30…50) p, где p - стандартный шаг цепи

a=40*p=40*19,05 =762 мм

Определяем число звеньев

lp =

lp=

принимаем lp = 118

Уточняем межосевое расстояние ap в шагах:

a = app = 39.919.05= 760,095 мм.

Определяем длина цепи:

l = lpp = 118·19.05 = 2247,9мм

Определяем диаметры звездочек, мм.

Делительные диаметры

dд = p/[sin(180/z)]

ведущая звездочка:

dд1 = 19.05 /[sin(180/25)] = 151.99 мм,

ведомая звездочка:

dд2 = 19.05 /[sin(180/50.5)] = 306.41мм.

Диаметры выступов

De = 25 (K+Kz - 0,31/)

где К = 0,7 - коэффициент высоты зуба

- геометрическая характеристика зацепления,

Кz - коэффициент числа зубьев

= р/d1 = 19.05 /7,92 = 2.4,

Кz1 = ctg180/z1 = ctg180/25 = 7,92,

Кz2 = ctg180/z2 = ctg180/50.5= 16,054

De1 = 25,4 *(0,7+7,92 - 0,31/2.4) = 215,7 мм,

De2 = 25,4 *(0,7+16.054 - 0,31/2.4) = 422,27 мм.

Диаметры впадин:

Di = dд - (d1 - 0,175dд0,5)

Di1= 151.99 - (7,92 - 0,175151.99 0,5) = 146,23 мм

Di2= 306.41 - (7,92 - 0,175306.41 0,5) = 301.55 мм

5.2 Проверочный расчет

Проверяем частоту вращения меньшей звездочки n1,

Допускаемая частота вращения меньшей звездочки

[n] = 15103/p = 15103/19.05 = 787.40 об/мин

Условие n = 180 < [n] = 787.40 об/мин выполняется.

Проверяем число ударов цепи о зубья звездочек U, с-1:

U = 4z1n2/60lp = 425180/60118 = 2,542

Допускаемое число ударов цепи:

[U] = 508/p = 508/19.05 =26.6

Условие U < [U] выполняется.

Определяем фактическую скорость цепи:

v = z1pn2/60103 = 2519.05 180/60103 = 1,43м/с

Определяем окружную силу, передаваемую на цепь Ft, Н :

Ft = Р2/v = 5.17·103/1,43 = 3615.38 H

Проверяем давление в шарнирах цепи

pц = FtKэ/А,

где А - площадь проекции опорной поверхности в шарнирах цепи.

А = d1*b3 = 15,887,92 = 125,77 мм3.

рц = 3615.38 1.86/125,77 = 22,1 МПа.

Условие рц < [pц] = 22,1<25 МПа выполняется.

Проверяем прочность цепи.

S

Коэффициент запаса прочности

[S] = Fp/(kдFt+Fv+F0)

где Fp- разрушающая сила цепи

Ft- окружная сила, передаваемая цепью; КД- коэффициент, учитывающий характер нагрузки

Fv - центробежная сила

F0 - натяжение от провисания цепи.

Fv = qv2 = 2,61,43 2 =5.3 H

F0 = kfqag = 9,8162,60,7164 = 109,6 H

где kf = 6 - для горизонтальной передачи.

s = 3180/(13615.38 +5.3+109,6) = 44.2 > [s] = 8

Определяем cилу давления цепи на вал Fоп, Н:

Fоп = kвFt+2F0 = 1,153615.38 +2109,6 = 4376.887 H.

где kв = 1,15 - коэффициент нагрузки вала.

Параметры цепной передачи:

Параметр	Значение	Параметр	Значение
Тип цепи	пластинчатая	Диаметр делительной окружности звездочек: ведущей dд1 ведомой dд2	151.99 306.41
Шаг цепи р	19.05	Диаметр окружности выступов звездочек: ведущей Dе1 ведомой Dе2	215,7 422.27
Межосевое расстояние а	760.095	Диаметр окружности впадин звездочек: ведущей Di1 ведомой Di2	146,23 301.55
Длина цепи l	2247.9
Число звеньев lp	118
Число зубьев звездочки: ведущей: z1 ведомой: z2	25 50.5
Сила давления на вал Fоп,Н	4376.887

6 Нагрузки валов редуктора

Определение сил в зацеплении закрытых передач.

Редукторные валы испытывают два вида деформации - изгиб и кручение. Деформация кручения на валах возникает под действием вращающих моментов, приложенных со стороны двигателя и рабочей машины. Деформация изгиба валов вызывается силами в зубчатом зацеплении закрытой передачи и консольными силами со стороны открытых передач и муфт.

На рисунке представлена схема сил в зацеплении цилиндрической передачи. За точку приложения сил принят полюс зацепления в средней плоскости колеса.

Значения сил определяются по таблице

Схема сил в зацеплении цилиндрической косозубой передачи

Таблица. Силы в зацеплении закрытой передачи

Вид передачи	Силы в зацеплении	Значение силы, Н
		на шестерне	на колесе
Цилиндрическая косозубая	Окружная
	Радиальная
	Осевая

6.1 Определение консольных сил

В данной работе конструируется открытая цепная передача, определяющая консольную нагрузку на выходном конце вала (Fоп = 1586,8 Н - см. п. 5.1). Кроме того, консольная нагрузка вызывается муфтой, соединяющей редуктор с рабочей машиной.

Консольная сила от муфты:

Н

Силовая схема нагружения валов редуктора

Силовая схема нагружения валов имеет целью определить направление сил в зацеплении редукторной пары, консольных сил со стороны открытых передач и муфты, реакций в подшипниках, а также направление вращающих моментов и угловых скоростей валов.

Силы Ft1 и Ft2 направлены так, чтобы моменты этих сил уравновешивали вращающие моменты Т1 и T2 приложенные к валам редуктора со стороны двигателя и рабочей машины: Ft1 направлена по направлению вращения шестерни, а Ft2 противоположно вращению колеса.

Консольная сила от цепной передачи Fon перпендикулярна оси вала и направлена вертикально вниз. Консольная сила от муфты FM перпендикулярна оси вала и направлена противоположно силе Ft2, что увеличит напряжения и деформацию вала.

Сводная таблица

Параметр	Шестерня	Колесо
Ft, Н	2748
Fr,Н	1035.91
Fa, Н	740.93
FОП, Н	FM,Н	4376.887	2072.136
T, Нм	71.2	274.8
щ, с-1	75.36	18,84

Радиальные реакции в подшипниках быстроходного и тихоходного валов направлены противоположно направлению окружных (Ftl и Ft2) и радиальных (Frl и Fr2) сил в зацеплении редукторной передачи. Точка приложения реакции - середина подшипника. Реакции от действия консольных нагрузок геометрически сложены с реакциями от сил зацепления. Реакции обозначить буквой R с индексом, указывающим данный подшипник.

Схема загружения валов цилиндрического одноступенчатого редуктора

7. Разработка чертежа общего вида редуктора

Основными критериями работоспособности редукторных валов являются прочность и выносливость. В проектируемом редукторе валы изготовлены из стали 45.

Проектный расчет валов выполняется по напряжениям кручения (как при чистом кручении), т.е. при этом не учитывают напряжения изгиба, концентрации напряжений и переменность напряжений во времени (циклы напряжений). Поэтому для компенсации приближенности этого метода расчета допускаемые напряжения на кручение применяют заниженными ([ф] = 10…20 Н/ммІ). При этом меньшие значения [ф]к = 10 Н/ммІ -- для быстроходного вала, большие [ф]к = 20 Н/ммІ-- для тихоходного.

7.1 Определение геометрических параметров ступеней вала

Редукторный вал представляет собой ступенчатое цилиндрическое тело, количество и размеры ступеней которого зависят от количества и размеров установленных на вал деталей.

Проектный расчет ставит целью определить ориентировочно геометрические размеры каждой ступени вала: ее диаметр d и длину l.

Ступень вала и её размер d; l	Вал
	Тихоходный	Быстроходный
1-я под элемент открытой передачи или полумуфты	d1, мм	d1=41	d1= 33
	l1, мм	l1= 1,2·d1= 49.2	l1= 1,5·d1= 49.5
2-я под уплотненные крышки с отверстием и подшипник	d2, мм	d2= d1 + 2t = 34,4 t=2,2 d2=53.6	d2= d1 + 2t = 29,4 t=2,2 d2=37.4
	l2, мм	l2= 1,5·d2 = 80.4	l2= 1,5·d2 = 56.1
3-я под шестерню, колесо	d3, мм	d3= d2 + 3,2r = 61.6 r=2,5 d3=62	d3= d2 + 3,2r = 43.8 r=2 d3=44
	l3, мм	l3 =72	l3 = 72
4-я под подшипник	d4, мм	d4= d2 = 53.6	d4= d2 = 37.4
	l4, мм	l4 = В + с =16+2=18 c=2	l4 = В + с=15+2=17 с = 2

7.2 Предварительный выбор подшипников качения

Выбор наиболее рационального типа подшипника для данных условий работы редуктора весьма сложен и зависит от целого ряда факторов: передаваемой мощности редуктора, типа передачи, соотношения сил в зацеплении, частоты вращения внутреннего кольца подшипника, требуемого срока службы, приемлемой стоимости, схемы установки.

Предварительный выбор подшипников для каждого из валов редуктора проводится в следующем порядке:

1. В соответствии с таблицей определяем тип, серию и схему установки подшипников.

2. Выбираем из таблицы типоразмер подшипников по величине диаметра d внутреннего кольца, равного диаметру второй d2 и четвертой d4 ступеней вала под подшипники.

3. Выписываем основные параметры подшипников: геометрические размеры -- d, D, В, с; динамическую Сr и статическую С0r, грузоподъемности. Здесь D -- диаметр наружного кольца подшипника; с -- осевой размер роликоподшипника.

Для зубчатого колеса выбираем подшипники шариковые радиальные однорядного типа №207 в распор легкой серии. В соответствии с d2,4=53.6 мм. Для шестерни принимаем подшипники №206 с одной фиксирующей опорой, d2,4=37.4 мм .

Табл

Вал	Размеры ступеней, мм	Подшипники
	d1	d2	d3	d4		Типоразмер	, мм	Динамическая грузоподъемность Сr, кН	Статическая грузоподъёмность Сr0, кН
	l1	l2	l3	l4
Быстроход	33	37.4	44	37.4		206		19,5	10
	49.5	56.1	72	17
Тихоходн	41	53.6	62	53.6		207		25,5	13,7
	49.2	80.4	72	18

АБ

Типовая конструкция быстроходного (А) и тихоходного (Б) валов цилиндрического редуктора.

7.3 Разработка чертежа общего вида редуктора

Чертеж общего вила редуктора устанавливает положение колес редукторной пары, элемента открытой передачи и муфты относительно опор (подшипников); определяет расстояние lБ и lт; точками приложения реакций подшипников быстроходного и тихоходного валов, а также точки приложения силы давления элемента открытой передачи и муфты на расстоянии lОП и lМ от реакции смежного подшипника.

Параметры ступицы цилиндрического колеса:

наружный диаметр:

dст=1,6 d3 = 1,6 40 = 64 мм

длина:

lст=1,3 d3 = 1,3 40 = 52 мм

Зазор х от вращающихся поверхностей колеса до внутренней поверхности стенок корпуса редуктора:

Зазор от вращающихся поверхностей шестерни при верхнем или боковым расположением

мм

Расстояние у между дном корпуса и поверхностью колеса принимаем

y = 4*x =4*20= 40 мм

Ступени обоих валов вычерчиваются в последовательности от 3-й к 1-й. При этом длина 3-й ступени l3 получается конструктивно, как расстояние между противоположными стенками редуктора.

На 2-й и 4-й ступенях валов вычертить основными линиями (диагонали -- тонкими) контуры подшипников в соответствии со схемой их установки по размерам d, D, Т, с.

7.4 Эскизная компоновка

На основе рассчитанных данных выполняется эскизная компоновка редуктора. Эскизная компоновка устанавливает положение колес редукторной пары, элемента открытой передачи и муфты относительно опор (подшипников); определяет расстояние lБ и lT между точками приложения реакций подшипников быстроходного и тихоходного валов, а также точки приложения силы давления элемента открытой передачи и муфты на расстоянии lоп и lм от реакции смежного подшипника.

8.Расчетная схема валов редуктора

8.1 Быстроходный вал

Горизонтальная плоскость. Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры А

mA = 51*Ft - 102*BX + Fм*75 = 0

Отсюда находим реакцию опоры В в плоскости XOZ

BX = (1340*51+1294,2*75)/102 = 1621,6 H

Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры В

mВ = -51*Ft - 102* AХ + Fм*177 = 0

Отсюда находим реакцию опоры В в плоскости XOZ

AХ = (-1340*51+1294,2*177)/102 = 1575,8 H

Изгибающие моменты в плоскости XOZ

MX1 = Fм*75 = 1294,2*75 = 66 Н·м

MX2 = BX*51 = 1621,6*51 = 80 Н·м

Вертикальная плоскость. Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры А

mA = 51*Fr - 102*BY - Fa1*d1/2 = 0

Отсюда находим реакцию опор В в плоскости YOZ

BY = (490*51- 134,5*40,2/2)/102 = 218,5 H

Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры В

mВ = -102*АY + 51*Fr +Fa1*d1/2 = 0

Отсюда находим реакцию опор В в плоскости YOZ

AY = (490*51 +134,5*40,2/2)/102 = 271,5 H

Изгибающие моменты в плоскости YOZ

MY = AY*51 = 271,5*51 = 13,8 Н·м

MY = BY*51 = 218,5*51 = 11,1 Н·м

Суммарные реакции опор:

RА = (AХ2 + AY2)0,5 = (1575,8 2 +271,5 2)0,5 =1599 H

RB= (BХ2 + BY2)0,5 = (1621,6 2 + 218,5 2)0,5 =1636 H

8.2 Тихоходный вал

Горизонтальная плоскость. Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры С

mС =52*Ft+ 185*Fb -104*DX = 0

Отсюда находим реакцию опоры D в плоскости XOZ

DX = (52*1340 +185*1586)/104 = 3491,2 H

Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры D

mD = 52*Ft - 81*Fb + 104*CX = 0

Отсюда находим реакцию опоры D в плоскости XOZ

CX = (-52*1340 + 81*1586,8)/104 = 565,9 H

Изгибающие моменты в плоскости XOZ

MX1 = CX*51 = 565,9*52 =29,4 Н·м

MX2 = Fb*81 = 1586,8*81 =128,5 Н·м

Вертикальная плоскость. Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры С

mС = 52*Fr +Fa*d2/2 - 104*DY = 0

Отсюда находим реакцию опоры D в плоскости XOZ

DY = (52*490 + 160/2*134,5)/104 = 348,5 H

Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры D

mD = -52*Fr + Fa *d2/2 +104*CY = 0

Отсюда находим реакцию опоры C в плоскости XOZ

CY = (52·490 - 134,5·160/2)/104 = 141,5 H

Изгибающие моменты в плоскости XOZ

MY1 = CY*52 = 141,5*52 =7,5 Н·м

MY2 = DY*52 = 348,5·52 = 18,1 Н·м

Суммарные реакции опор:

Rc = (CХ2 + CY2)0,5 = (565,9 2 +141,5 2)0,5 =583,3 H

RD= (DХ2 + DY2)0,5 = (3491,2 2 + 348,5 2)0,5 =3508,5 H

9. Проверочный расчет подшипников

Проверочный расчет предварительно выбранных в задаче 7 подшипников выполняется отдельно для быстроходного и тихоходного валов. Пригодность подшипников определяется сопоставлением расчетной динамической грузоподъемности Сrp, Н, с базовой Сr, Н, или базовой долговечности L10h, ч, с требуемой Lh, ч, по условиям:

Сrp<Сr или L10h>Lh.

Базовая динамическая грузоподъемность подшипника Сr, представляет собой постоянную радиальную нагрузку, которую подшипник может воспринять при базовой долговечности Lh составляющей 106 оборотов внутреннего кольца.

Требуемая долговечность подшипника Lh предусмотрена

ГОСТ 16162 - 85 и составляет для зубчатых редукторов Lh 10000 ч. При определении Lh следует учесть срок службы (ресурс) проектируемого привода, рассчитанный в главе 1, а также рекомендуемые значения требуемой долговечности подшипников различных машин.

Расчетная динамическая грузоподъемность Crp, H, и базовая долговечность L10h, ч, определяются по формулам:

где RE - эквивалентная динамическая нагрузка, Н ; - угловая скорость соответствующего вала; т -- показатель степени: т = 3,33 для роликовых подшипников; - коэффициент надежности (=1); -коэффициент, учитывающий влияние качества подшипника и качества его эксплуатации; при обычных условиях работы роликовых конических подшипников = 0,7-0,8.

9.1 Проверочный расчет подшипников быстроходного вала

Определение осевой нагрузки Ra

Н

Н

где Rs1, Rs2 - осевые составляющие

Так как Rs1 = Rs2 и , то:

Ra1 = Rs1 = 0 Н

Ra2 = Fa = 134,5 Н

9.2Определение эквивалентной динамической нагрузки

< e

(e = 0,24 ; Y=1,8)

где V = 1 - коэффициент вращения при вращающемся внутреннем кольце

Н

где = 1,5 - коэффициент безопасности;

= 1 - температурный коэффициент (t = 100oC);

Расчет динамической грузоподъемности и долговечности

Расчет производится по наиболее нагруженному подшипнику, то есть по подшипнику C:

 Н

16258 < 32000 Н

67393 > 10000 ч

где m = 3 - показатель степени для шариковых подшипников;

а1 - коэффициент надежности. При безотказной работе подшипников г = 90%, а1 = 1;

а23 = 0,8 - коэффициент, учитывающий влияние качества подшипника и качество его эксплуатации при обычных условиях работы подшипника.

9.2 Проверочный расчет подшипников тихоходного вала

Определение осевой нагрузки Ra

Н

Н

где Rs1, Rs2 - осевые составляющие

Так как Rs1 = Rs2 и , то:

Ra1 = Rs1 = 0 Н

Ra2 = Fa = 134,5 Н

Определение эквивалентной динамической нагрузки

< e

(e = 0,19 ; Y=2,3)

где V = 1 - коэффициент вращения при вращающемся внутреннем кольце

Н

где = 1,2 - коэффициент безопасности;

= 1 - температурный коэффициент (t = 100oC);

10.2.3. Расчет динамической грузоподъемности и долговечности

Расчет производится по наиболее нагруженному подшипнику, то есть по подшипнику D:

Н

< 25500 Н

Такая грузоподъемность намного превышает базовую - подшипник не подходит

Рассмотрим возможные варианты обеспечения базовой динамической грузоподъемности.

Перейдем из легкой серии в среднюю данного типа подшипника, не изменяя диаметров 2-й и 4-й ступени под подшипники.

Выберем подшипник средней серии 307, у которой Сr=33200Н, Сr0=18000Н и выполним расчеты заново.

Определение осевой нагрузки Ra

Н

Н

Так как Rs1 = Rs2 и , то:

Ra1 = Rs1 = 0 Н

Ra2 = Fa = 134,5 Н

Определение эквивалентной динамической нагрузки

< e

(e = 0,19 ; Y=2,3)

Н

Расчет динамической грузоподъемности и долговечности

Расчет производится по наиболее нагруженному подшипнику, то есть по подшипнику D:

Н

Н< 33200 Н

ч

ч > 10000 ч

Сводная таблица:

вал	подшипник	размеры d x D x T, мм	Динамическая грузоподъемность, Н	Долговечность, ч
	принятый предварительно	выбранный окончательно		Crp	Cr	L10h	Lh
Б	206	306	30 х 72 х 19	25842	29100	62033	30000
Т	207	307	35 х 80 х 21	30858	33200	37360	30000

10 .Разработка чертежа общего вида привода

Конструктивной разработке и компоновке подлежат: зубчатая передача редуктора, корпус редуктора, быстроходный и тихоходный валы, подшипниковые узлы, элемент открытой передачи (шестерня), муфтовое соединение.

В процессе разработки конструктивной компоновки ищем такое расположение узлов и деталей, при котором при их наименьших габаритах создаются наибольшие удобства для монтажа и эксплуатации.

Исходными данными для конструирования деталей и узлов являются результаты глав, рассчитанных ранее (см. табличные ответы к главам 4, 5, 6, 7, 9 и эскизную компоновку).

10.1 Конструирование зубчатых колес

Основные конструктивные элементы колеса -- обод, ступица и диск.

Обод воспринимает нагрузку от зубьев и должен быть достаточно прочным и в то же время податливым, чтобы способствовать равномерному распределению нагрузки по длине зуба. Ступица служит для соединения колеса с валом. Диск соединяет обод и ступицу. Зубчатое колесо изготовлено из ковки, так как диаметр dа = 100...500 мм. Ступицу колес располагают симметрично относительно обода.

Вал-шестерня выполнен заодно с валом, так как u >3,15. Конец вала сделан под конус, что обеспечивает легкость сборки и разборки, высокую точность базирования и возможность создания любого натяга.

Параметры зубчатого колеса.

Элемент	Размер, мм	Значение
Обод	Диаметр	dа = 160
	Толщина	S = 2,2 · m + 0,05 · b2 = 2,2 · 1 + 0,05 · 32 = 3,8
	Ширина	b2 = 32
Ступица	Диаметр внутренний	d = d3 = 45
	Диаметр наружный	dст = 1,55 · d = 70
	Толщина	дст = 0,3 · d = 13,5
	Длина	lст = (1,0...1,5)d = 60
		lст = (1,0...1,2)d = 50 - оптимальное значение
Диск	Толщина	С = 0,5 (S + дст) = 0,5 (3,8 + 13,5) = 8,65 > 0,25 · b2 = 8
	Радиусы закруглений и уклон

2. Вал-шестерня. Цилиндрическую шестерню при u>3,15 выполняем заодно с валом, а при u <2,8 они могут быть насадными, если это конструктивно необходимо. В данном случае u=4.

3. Установка колес на валах.

а) Сопряжение колеса с валом. Для передачи вращающего момента редукторной парой применяем шпоночное соединение и соединение с натягом. В случае шпоночного соединения принимаем следующую посадку: для конического колеса H7/r6.

б) Осевое фиксирование колес. Для обеспечения нормальной работы редуктора зубчатые колеса должны быть установлены на валах без перекосов. Устанавливаются 2 распорные втулки на 2,4, или 3 ступени вала между обоими торцами ступицы колеса и торцами внутренних колец подшипников или мазеудерживающих колец.

4. Регулирование осевого положения колес (регулирование зацепления).

В цилиндрических редукторах для компенсации неточности положения колес ширину одного из них делают больше ширины другого. Чтобы избежать неравномерной по ширине выработки, более твердое колесо -- шестерню -- выполняют большей ширины, и она перекрывает с обеих сторон более мягкое колесо. При этом на увеличение ширины шестерни расходуется меньше металла.

10.2 Конструирование валов

Конструкция ступеней валов зависит от типа и размеров установленных на них деталей (зубчатых и червячных колес, подшипников, муфт, звездочек, шкивов) и способов закрепления этих деталей в окружном и осевом направлениях.

При разработке конструкции вала принимаем во внимание технологию сборки и разборки передач, механическую обработку, усталостную прочность и расход материала при изготовлении. Способы осевого фиксирования колес, элементов открытых передач, муфт и подшипников рассмотрены в соответствующих вопросах конструирования (см. 10.1, 10.4, 10.6, 10.7). Окружное закрепление колес, элементов открытых передач муфт и подшипников осуществляется посадками, шпоночными соединениями (см. 10.3).

Переходные участки. Переходный участок вала между двумя смежными ступенями разных диаметров выполняем галтелью радиуса r снижающей концентрацию напряжений в местах перехода.

1. Первая ступень. Выходной конец вала конструируем цилиндрическим. Диаметр 1-й ступени d1 рассчитан на чистое кручение в задаче 7. Длину ступени определяем по осевым размерам ступицы элементов открытой передачи (см. 10.6) или посадочного места полумуфты (см. 10.7).

2. Вторая ступень. Диаметр ступени d2 принимается равным диаметру

d внутреннего кольца подшипника, окончательно выбранного в задаче 9 (см. табл. 9.1). Длина ступени зависит от осевых размеров: деталей, входящих в комплект подшипникового узла, расположенного со стороны выходного конца вала (см. 10.4, пп.3...7);

3. Третья ступень

а) Для тихоходного вала.

Диаметр ступени d3 рассчитан в задаче 7. Длина ступени выполняется меньше lст, то распорная втулка ставится на 4-ю ступень или на 2-ю и 4-ю ступени с зазором С между буртиком ступени и торцом втулки. С =1.,.2 мм.

Шпоночный паз на 3-йступени располагают со стороны паза1-й ступени. Ширину шпоночного паза b для удобства обработки следует принять одинаковой для 1-й и 3-й ступеней исходя из меньшего диаметра.

б) Для вала-шестерни цилиндрической.

Диаметр 3-й ступени (буртика) рассчитан в задаче 10.10, 10.12. Длина ступени определяется графически.

4. Четвертая ступень. Диаметр 4-й ступени d4 равен диаметру d2 2-й ступени под подшипник, а ее длина зависит от осевых размеров деталей, входящих в комплект подшипникового узла, расположенного со стороны глухой крышки.

10.3 Выбор соединений

Для соединения валов с деталями, передающими вращающий момент (элементом открытой передачи, муфтой), применяются шпонки:

1. Шпоночные соединения . В индивидуальном и мелкосерийном производстве используют главным образом призматические шпонки, изготовленные из чистотянутой стали с ув>600 Н/мм2 (чаще всего из стали 45). Длину шпонки выбираем из стандартного ряда Ra40 так, чтобы она была меньше длины ступицы насаживаемой детали на 5...10 мм. Сечение шпонки (bхh) выбираем по величине соответствующего диаметра ступени.

Шпоночное соединение трудоемко в изготовлении. При передаче вращающего момента оно характеризуется значительными местными деформациями вала и ступицы колеса в районе шпоночного паза, что снижает усталостную прочность вала. При передаче вращающего момента шпоночным соединением применение посадок колеса на вал с зазором недопустимо, а посадок переходных крайне нежелательно, так как происходит обкатывание со скольжением поверхностей вала и отверстия колеса, которое приводит к износу. Поэтому на посадочных поверхностях вала и отверстия колеса следует создавать натяг. При этом рекомендуемые посадки для зубчатых колес H7/r6. Посадки призматических шпонок, применяемых в проектируемом редукторе, регламентированы ГОСТ 23360--78, по которому поле допуска ширины шпонки определено; поле допуска ширины шпоночного паза вала H7. а паза ступицы колеса - n6.

Параметры выбранных шпоночных соединений сведены в таблицу

:

Вал	Сечение шпонки, мм	Глубина паза, мм	Длина , мм
			вала	ступицы
Быстроходный	10	8	3,5	2,8	50
Тихоходный(d3)	18	11	5	3,3	63
Тихоходный(d1)	14	9	4	3.3	56

10.4 Конструирование подшипниковых узлов

Конструктивное оформление подшипниковых узлов (опор) редуктора зависит от типа подшипников, схемы их установки, вида зацепления редукторной пары и способа смазывания подшипников и колес (см. 10.8). Основным изделием подшипникового узла является подшипник.

Осевое фиксирование тихоходного вала в двух опорах -- враспор.

Обе опоры конструируют одинаково, при этом каждый подшипник ограничивает осевое перемещение вала в одном направлении. Внутренние кольца подшипников закрепляют на валу упором в буртики 2-й или 4-й ступени вала.

Наружные кольца подшипников закреплены от осевого смещения упором в торцы крышек.

Достоинства: а) возможность регулировки подшипников; б) простота конструкции опор (отсутствие стаканов и других дополнительных деталей).

Недостатки: а) вероятность защемления тел качения в опорах вследствие температурных деформаций; б) более жесткие допуски на осевые размеры вала и ширину корпуса.

Осевое фиксирование быстроходного вала в одной опоре одним подшипником -- с одной фиксирующей опорой.

Плавающая опора: внутреннее кольцо подшипника с обоих торцев закреплено на валу. Наружное кольцо в корпусе не закреплено и допускает осевое перемещение вала в обоих направлениях.

Фиксирующая опора: внутреннее кольцо подшипника с обоих торцев закреплено на валу. Наружное кольцо также с двусторонним закреплением в корпусе ограничивает осевое перемещение вала в обоих направлениях.

Достоинства: а) температурные удлинения вала не вызывают защемления тел качения в подшипниках; б) не требуется точного расположения посадочных мест подшипников по длине вала.

Недостатки: а) малая жесткость опор; б) относительная сложность конструкции фиксирующей опоры.

4. Крышки подшипниковых узлов. Для герметизации подшипниковых узлов редуктора, осевой фиксации подшипников и восприятия осевых нагрузок применяют крышки. Они изготовляются, как правило, из чугуна СЧ 15 двух видов -- торцовые и врезные. Те и другие выполняют в двух конструкциях -- глухие и с отверстием для выходного конца вала. Размеры крышек определяют в зависимости от диаметра наружного кольца подшипника D или стакана и выбираем из табл. К15-К19 [7, стр. 418].

а) Для подшипникового узла быстроходного вала применяем торцовую крышку с отверстием для манжетное уплотнение. (выбираем из табл. К16 [7, стр. 415].)

б) Для подшипниковых узлов тихоходного вала применяем врезные крышки (одну сквозную, с отверстием под манжетное уплотнение(табл К18), другую глухую(табл К18)) с установкой компенсаторного кольца между наружным кольцом подшипника и глухой крышкой.

5. Конструирование стаканов. Применение стаканов при конструировании подшипниковых узлов обусловлено облегчением их сборки (и разборки) вне корпуса редуктора и удобством регулировки подшипников и колес. В проектируемом редукторе стакан применяем в фиксирующей опоре при установке подшипников по схеме врастяжку (быстроходный вал) [7, табл 10.16, стр212].

6. Уплотнительные устройства. Применяют для предотвращения вытекания смазочного материала из подшипниковых узлов, а также защиты их от попадания пыли, грязи и влаги. В зависимости от места установки в подшипниковом узле уплотнения делят на две группы: наружные -- устанавливают в крышках (торцовых и врезных) и внутренние -- устанавливают с внутренней стороны подшипниковых узлов.

В качестве наружных уплотнений на тихоходном валу применяем манжетные уплотнения.(табл К20). Их используют при смазывании подшипников как густым, так и жидким материалом при низких и средних скоростях, так как они оказывают сопротивление вращению вала. Манжета состоит из корпуса 2, изготовленного из бензомаслостойкой резины, стального Г-образного каркаса 3 и браслетной пружины 1, которая стягивает уплотняющую часть манжеты и образует рабочую кромку шириной b =0,4...0,8 мм.

а) б)

Резиновые армированные манжеты:

а -- манжета без пыльника, б -- рабочая кромка манжеты.

В качестве наружных уплотнений на быстроходном валу применяем так же манжетные уплотнения.(табл К20).

Для изолирования подшипникового узла от внутренней полости редуктора применяются мазудерживающие кольца шириной 10…12 мм. Такое уплотнение является комбинированным -- центробежным и щелевым одновременно. Кольцо вращается вместе с валом и имеет две - четыре круговые канавки треугольного сечения; зазор между кольцом и корпусом (стаканом) 0,1...0,3 мм (на чертежах зазор не показывают); выход за торец корпуса (или стакана) С=1...2 мм. Выступающий за пределы корпуса участок кольца отбрасывает жидкое масло, остальная цилиндрическая поверхность с проточками удерживает пластичный смазочный материал от вымывания.

Мазеудерживающее кольцо с круговыми канавками

7. Регулировочные устройства. Подшипники качения могут быть собраны в узле с различными радиальными и осевыми зазорами. Под радиальным и осевым зазором понимают полную величину радиального или осевого перемещения в обоих направлениях одного кольца подшипника относительно другого под действием определенной силы или без нее.

В не регулируемых типах подшипников (радиальные шариковые) присутствует сравнительно небольшой зазор: после установки на вал и в корпус они могут работать без регулировок.

Конструирование корпуса редуктора

Корпус редуктора служит для размещения и координации деталей передачи, защиты их от загрязнения, организации системы смазки, также восприятия сил, возникающих в зацеплении редукторной пары, подшипниках, открытой передачи. Наиболее распространенный способ изготовления корпусов -- литье из серого чугуна (например, СЧ15).

В проектируемом одноступенчатом коническом редукторе принята конструкция разъемного корпуса, состоящего из крышки (верхняя часть корпуса) и основания (нижняя часть).

Конструктивные элементы корпуса -- подшипниковые бобышки, фланцы, ребра, соединенные стенками в единое целое.

1. Форма корпуса. Она определяется в основном технологическими, эксплуатационными и эстетическими условиями с учетом его прочности и жесткости. Корпус прямоугольной формы, с гладкими наружными стенками без выступающих конструктивных элементов; подшипниковые бобышки и ребра внутри; стяжные болты только по продольной стороне корпуса в нишах; крышки подшипниковых узлов преимущественно врезные; фундаментные лапы не выступают за габариты корпуса.

Толщина стенок корпуса и ребер жесткости. В проектируемом малонагруженном редукторе толщина стенок крышки и основания корпуса принимается одинаковой:

мм

мм

Принимаем = 6 мм...