Размещено на http://www.allbest.ru/

3

2222

Введение

В основных направлениях экономического и социального развития нашей страны, перед машиностроением поставлена важнейшая задача повышения производительности труда на основе широкого внедрения новой техники и прогрессивной технологии - станков с числовым управлением, роторных, роторно-конвейерных и других автоматических линий, автоматизированных и роботизированных комплексов, гибких производственных систем.

В целях решения этой задачи необходимо совершенствовать ремонтное производство, обеспечивая надежную работу машин и оборудования во всех отраслях народного хозяйства. Эффективность реконструкции всех отраслей народного хозяйства в решающей мере зависит от машиностроения. Именно в нем материализуется научно - техническая идея, создаются новые системы машин, определяющие прогресс в других отраслях экономики.

Перед машиностроителями поставлена задача: резко повысить технико-экономический уровень и качество своей продукции, перейти на выпуск самых новейших машин, станков, приборов.

Первоочередное развитие получают такие отрасли машиностроения, как станкостроение, электротехническая промышленность, микроэлектроника, вычислительная техника и приборостроение, вся индустрия информатики - подлинные катализаторы научно технического прогресса. Темпы прироста выпуска продукции этих отраслей намечены в 1,3…1,6 раза выше по сравнению со средними по машиностроению в целом.

В настоящее время создан и получает распространение принципиально новый класс машин, обеспечивающих высокую производительность - автоматизированных производственных системы (участки, цехи, заводы). Ускоренно нарастает производство промышленных роботов, обладающих искусственным зрением, воспринимающих речевые команды и быстро приспособляющихся к изменяющимся условиям работы.

Белорусское производство принимает организационные и экономические меры для опережающего развития машиностроительного комплекса, быстрейшего создания новой техники и ее внедрения в производство.

Редуктором называется механизм, понижающий угловую скорость и увеличивающий момент в приводах от электродвигателя к рабочей машине.

Редуктор состоит из зубчатых или червячных, передач, установленных в отдельном корпусе, что принципиально отличает его от зубчатой или червячной передачи, встраиваемой в исполнительный механизм или машину.

Редуктор классифицируется по типам, типоразмерам и исполнением.

Тип редуктора определяется составом передач, порядком их размещения в направлении от быстроходного вала к тихоходному и положением осей валов в пространстве. Для обозначения передач используется прописные буквы русского алфавита: Ц - цилиндрическая, К - коническая, Ч - червячная.

Горизонтальный одноступенчатый редуктор может иметь колеса с прямыми, косыми или шевронными зубьями. Корпуса чаще выполняют литыми чугунными, реже - сварными, стальными. При серийном производстве целесообразно применять литые корпуса. Валы монтируют на подшипниках качения или скольжения. Последние обычно применяют в тяжелых редукторах.

Максимальное передаточное число одноступенчатого цилиндрического редуктора по ГОСТ2185-66 U_max=12,5

Выбор горизонтальной схемы для редукторов всех типов обусловлен удобством общей компоновки привода (относительным расположением двигателя и рабочего вела приводимой в движение машины и т.д.)



1. Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя

1.1 Определяем общий КПД привода:

? _общ = ? _рем ? _ред·?²_подш;

По таблице 1.1 принимаем:

? _цепн= 0.925;

? _ред= 0.975;

? _подш= 0.925;

? _общ = 0.925· 0.975 · 0.925² = 0.77.

1.2 Определяем требуемую мощность электродвигателя:

P_тр = Fх / ? _общ = (2.2· 1.0) / 0.77 = 2.857 кВт.

1.3 Определяем угловую скорость барабана:

х = щR = щD / 2;

щ = 2х / D = (2 · 1.0) / 0.36 = 5.555 (рад/с);

частота вращения барабана

щ = рn / 30;n_б = (30 · щ) / р = (30 · 5.555) / 3.14 = 53.073 (об/мин).

1.4 Определяем общее передаточное отношение привода:

U_общ = U_рем · U_ред;

По таблице 1.2 принимаем



U_цепн = 4;U_ред = 4;

U_общ = 4 · 4 = 16.

1.5 Определяем частоту вращения вала двигателя:

n_дв = U_общ · n_б;

n_дв = 16 · 53.073 =849.168 (об/мин).

1.6 По таблице П1 принимаем трехфазный асинхронный короткозамкнутый закрытый обдуваемый серии 4А(ГОСТ 19523-81) электродвигатель с мощностью P = 3.0 кВт и частотой вращения n = 1000 об/мин типоразмером 112МА6.

1.7 Уточняем общее передаточное отношение привода:

U_общ= n_дв / n_б = 1000 /53.073 = 18.841;

оставляем U_ред = 4, тогда

U_цепн = U_общ / U_ред = 18.841 / 4 = 4.71;

1.8 Определяем частоты вращения и угловые скорости валов привода:

n_{1 ред}= n_дв = 1000 (об/мин);

==рn · дв /30=3.14·1000/30=104.6(рад/с);

n_{2 ред}= n_{1 ред} / U_ред=1000/4=250(об/мин);

щ _{2 ред}=рn·n_{2 ред}/30=3.14·250/30=26.16(рад/с);

n_1цепн=n_{2 ред}=250(об/мин);

щ _{1 цепн}=щ _{2 ред}=26.16(рад/с);

n_{2 цепн}=n_1цепн/U_цепн=250/4.71=53.07(об/мин);

щ _{2 цепн}=щ = рn·n_{2 цепн}/ 30=3.14·53.07/ 30=5.55(рад/с);

1.9 Определяем вращающие моменты на валах редуктора:

Т _дв = Р_дв / щ _дв = 3 · 10³ / 104.67 = 28.66 · 10³ (Н · мм);

Т _1цепн = Т_дв = 28.66 · 10³ (Н · мм);

Т _{2 цепн} = Т 1_цепн · U_ред · ? _ред = 28.66 · 10³ · 4 · 0.975 = 109.21 10³ (Н мм)

2. Расчет зубчатых колес редуктора

2.1 Выбор материала зубчатых колес:

Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками (таб. 3.3): для шестерни сталь 45, термическая обработка - улучшение, твердость HB230; для колеса - сталь 45, термическая обработка - улучшение, но твердость на 30 единиц ниже - HB200.

2.2 Определяем допускаемые контактные напряжения:

Для прямозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение по формуле:

[у_H] = у_HlimbK_HL / [S_H];

где у _Hlimb - предел контактной выносливости при базовом числе циклов.

Из таблицы 3.2 гл.III для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев менее НВ 350 и термической обработкой (улучшением)

у _Hlimb = 2HB + 70

K_HL - коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают K_HL = 1; коэффициент безопасности [S_H] = 1.10.

для шестерни

[у_H1] = ((2HB₁ + 70) · K_HL) / [S_H] = ((2 · 230 + 70) ·1) / 1.1 ? 482(МПа).

для колеса

[у_H2] = ((2HB₂ + 70) · K_HL) / [S_H] = ((2 · 200 + 70) ·1) / 1.1 ? 428 (МПа).

Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение

[у_H] = 0.45 · (482 + 428) = 410 (МПа).

2.3 Определяем межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев по формуле:

a_щ = K _a · (u + 1);

где для прямозубых колес К_а = 49.5, а передаточное число нашего редуктора U = 4.

К _HB- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца. По таб. 3.1 принимаем К_HB = 1.15.

ш _ba- коэффициент ширины зубчатого венца. Принимают для шевронных колес ш _ba = 0.5

а _щ = 49.5(4 + 1)= 118.8 (мм);

Принимаем межосевое расстояние по ГОСТ 2185 - 66 ближайшее значение

а _щ = 125 (мм).



2.4 Определяем нормальный модуль зацепления:

m_n= (0.01 ч 0.02) · a_щ = (0.01 ч 0.02) · 125 = 1.25 ч 2.5(мм),

принимаем по ГОСТ 9563 - 60 m_n = 2 (мм).

2.5. Определяем геометрические параметры зубчатых колес.

определяем число зубьев шестерни и колеса:

z_?=2a_щ/m=2·125/2=125;

z₁ =z_?/(u+1)=125/(4+1)=25;

z₂ = z_?-z₁=125-25=100.

2.6.Фактическое передаточное число

u=z₂/z₁=100/25=4.

2.7.Основные размеры шестерни и колеса:

диаметры делительные

d₁ = m·z₁ = 2 · 25= 50 (мм);

d₂ = m·z₂= 2 · 100= 200 (мм);

Проверка:

а _щ = (d₁ + d₂ ) / 2 = 50 + 200 / 2 = 125 (мм).

диаметры вершин зубьев

d_a1 = d₁ + 2m_n = 50 + 2 · 2 = 54 (мм);

d_a2 = d₂ + 2m_n = 200 + 2 · 2 = 204 (мм),

диаметры впадин зубьев

df1 = d₁ - 2.5 m = 50-5 = 45 (мм);

df2 = d₂ - 2.5 m = 200-5 = 195 (мм);

ширина колеса

b₂ = ш_ba · a_щ = 0.4 · 125 = 50 (мм);

ширина шестерни

b₁ = b₂ + 4 = 50 + 4= 54 (мм).

2.7 Окружная скорость колес и степень точности передачи:

х = d₂щ/2= (0.2· 26.16) / 2= 2.61 (м/с);

По табл. 8.2 принимаем 8-ю степень точности изготовляемых колёс.

2.8. Силы, действующие в зацеплении:

окружная F_t = 2T₂ / d₂ = 2 · 109.21 · 10³ / 200 = 1092.1 (H);

радиальная F_r = F_t · tgб = 1092.1 ·tg 20? = 397.49 (H).

2.9 Принимаем коэффициенты динамической нагрузки: K_Hх=1.2; K_Fх=1.4.

2.10. Расчётное контактное напряжение:

у_H= 436=

= 394.59<[у]_H2=482.

2.11.Коэффициенты формы зуба по табл. 9.3 не корригированного(ч=0) зацепления:

для шестерни z₁=25, Y_F1=3.90;

для колеса z₂=100,Y_F2=3.61.

2.12.Расчётные напряжения изгиба в основании ножки зубьев:

у_F1= Y_F1(F_t/b₂m) K_HвK_Hх=3.61·(1092.1/(50·2)·1.0·1.4=55.16МПа <[у]_F1=

=206 МПа;

у_F2= у_F1·Y_F2/Y_F1=55.16·3.90/3.61=59.59МПа < [у]_F2=237 МПа;

Прочность зубьев на изгиб обеспечивается.

3. Предварительный расчет валов редуктора

Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

3.1 Ведущий вал:

диаметр выходного конца при допускаемом напряжении [ф_k] = 25 МПа по формуле:

d_В1 = ³v16T_k1 / (р [ф_k]) =³v16 · 28 · 10³ / (3.14 · 25) ? 15.97 (мм);

Из стандартного ряда принимаем

d_В1 = 18(мм), диаметр вала под подшипниками принимаем d_п1 = 20 (мм).

Шестерню выполним за одно целое с валом

3.2 Ведомый вал:

Учитывая влияние изгиба вала от напряжения ремня, принимаем [ф_k] = 20 МПа.

Диаметр выходного вала:

d_В2 =30.30 (мм);

Конструкция ведущего вала

Размещено на http://www.allbest.ru/

3

2222

Из стандартного ряда принимаем:

d_В2 = 32 (мм), диаметр вала под подшипниками принимаем d_П2 =35 (мм),по зубчатым колесомd_К2 = 40(мм).

Диаметры остальных участков валов назначают исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора.

Конструкция ведомого вала.

Размещено на http://www.allbest.ru/

3

2222

4. Конструктивные размеры шестерни и колеса

Шестерню выполняют заодно с валом; ее размеры определены выше:

d₁= 50 (мм); da1=54 (мм); b₁ = 54 (мм);

Колесо кованное: d₂ = 200 (мм); da₂ = 204 (мм); b₂ = 50 (мм);

Диаметр ступицы d_ст = 1.6 · d_k2 = 1.6 · 40 = 64 (мм);

Длинна ступицы l_ст (1.2 ч 1.5) · d_k2= (1.2 ч 1.5) · 40 = 48 ч 60 (мм); принимаем l_ст = 64 (мм).

Толщина обода д_о = (2.5 ч 4) · m_n = (2.5 ч 4) · 2 = 5 ч 8 (мм), принимаем д_о = 8 мм.

Толщина диска С = 0.3 b₂=0.3 · 50 = 15мм.

Диаметр отверстий:

D_о = df₂ - 2 д_о= 195 - 2 · 8 = 195 - 16 = 179 мм

d_отв = (D_о -d_ст) / 4= (179 - 64) / 4 = 28.75 мм

Принимаем d_отв = 28 мм

5. Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщина стенок корпуса и крышки:

д = 0.025 · а_щ+ 1 = 0.025 · 125+ 1 = 4.12 (мм), принимаем д = 8 мм.

д₁ = 0.02 · а_щ+ 1 = 0.02 · 125 + 1 = 3.5 (мм), принимаем д₁ = 8 мм.

Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:

- верхнего пояса корпуса и пояса крышки:

b = 1.5д = 1.5 · 8 = 12 (мм);

b₁ = 1.5д₁ = 1.5 · 8 = 12 (мм);

- нижнего пояса корпуса:

p = 2.3д = 2.3 · 8 = 19 (мм);

принимаем p = 20 (мм).

Диаметр болтов:

- фундаментных

d₁ = (0.03 ч 0.036) · a_щ + 12 = (0.03 ч 0.036) 125 + 12 = 15.75 ч 16.5 (мм);

принимаем болты с резьбой М16;

- крепящих крышку к корпусу у подшипников

d₂ = (0.7 ч 0.75) · d₁ = (0.7 ч 0.75) 18 = 12.8 ч 13.5 (мм);

принимаем болты с резьбой М14;

- соединяющих крышку с корпусом

d₃ = (0.5 ч 0.6) · d₁ = (0.5 ч 0.6) 18 = 9 ч 10.6 (мм);

принимаем болты с резьбой М10.

Принимаем диаметры болтов крышки закрывающих подшипники с резьбой М8, М16.

6. Первый этап компоновки редуктора

Компоновку обычно проводят в два этапа. Первый этап служит для приближенного определения положения зубчатых колес и шкива относительно опор для последующего определения опорных реакций и подбора подшипников. привод вал шестерня колесо

Компоновочный чертеж выполняют в одной проекции - разрез по осям валов при снятой крышке редуктора; желательный масштаб 1: 1, чертить тонкими линиями.

Примерно посередине места параллельно его длинной стороне проводим горизонтальную осевую линию; затем две вертикальные линии - оси валов на расстоянии а _щ = 125 мм.

Вычерчиваем упрощенно 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:

а) принимаем зазор между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса А₁ =1.2д=9.6; при наличии ступицы зазор берется от торца ступицы;

б) принимаем зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса А = д=8;

в) принимаем расстояние между наружным кольцом подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса А = д=8; если диаметр окружности вершин зубьев шестерни окажется больше наружного диаметра подшипника, то расстояние А надо брать от шестерни.

Предварительно намечаем радиальные шарикоподшипники средней серии; габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников d_П1 = 20мм и d_П2 = 35 мм.

Таблица 5.1

Условное обозначение подшипника	d	D	B	Грузоподъемность, кН
	Размеры, мм	С	С о
304 307	20 35	52 80	15 21	15.9 33.2	7.8 18.0

Решаем вопрос о смазывании подшипников. Принимаем для подшипников пластичный смазочный материал. Для предотвращения вытекания смазки внутрь корпуса и вымывания пластичного смазочного материала жидким маслом из зоны зацепления устанавливаем масло удерживающие кольца. Их ширина определяет размер y = 8ч12 мм, принимаем y = 10 мм.

Измерением находим расстояние на ведущем валу L₁=137 мм и на ведущем L₂=140 мм

Примем окончательно L₁= L₂=140 мм

7. Проверка долговечности подшипника

Ведущий вал:

Из предыдущих расчетов имеем F_t=1092.1Н, F_r=397.49Н, l₁=140мм

Реакции опор:

R_x1=R_x2=F_t/2=2692/2=1346Н

В плоскости YZ

R_y1= (F_r/2)=(888.4/2)=444.2Н

R_y2=R_y1

Проверка:

R_y1+ R_y2-F_r=444.2+444.2 - 888.4=0

Суммарные реакции:

P_r1=vR²_x1+R²_y1 = v1346²+444.2²= 1417.4Н

P_r2=vR²_x2+R²_y2 =v1346²+444.2²Н

Подбираем подшипник по более нагруженной опоре 1. Намечаем роликоподшипники легкой серии 32207А:

D = 35мм; D = 72мм; В = 17мм; С = 48.4кН; С₀ = 26.5кН.

Эквивалентная нагрузка:

P_э = (XVP_r1+YP_б)K_б· K_т=1854.6Н

Расчетная долговечность, млн.об:

L = (C/P_э)³ = (48400/1854.6)³ = 17779.6 млн.об

Расчетная долговечность, ч:

L_n = L 10⁶/60 n=17779.6 10⁶/60 1000=296.32 10³ ч.

Что больше установленный ГОСТ 16162 - 85

Ведомый вал:

Несет такие же нагрузки, как и ведущий: F_t=2692Н, F_r=888.4, l₁=140мм

Реакция опор:

в плоскости XZ

R_x3=R_x4=F_t/2=2692/2=1346Н

в плоскости YZ

R_y3=1/2L₂((F_rL₂-F_б · d₂/2)= 1/(2 · 62) · (1458 · 62-2154 · 256/2)= - 1482Н

Знак „-” указывает на то, что сила направлена в противоположную от выбранного нами направления

R_y4=1/2L₂(F_rL₂+F_б · d₂/2)= 1/(2 · 62) · (1458 · 62+2154 · 256/2) = 2940Н

Проверка:

R_y3+R_y4-F_r= - 1482+2940 - 1458=0

Суммарные реакции:

P_r3=vR_x3²+R_y3² = v1690²+(- 1482) ² = 2248Н

P_r4=vR_x4²+R_y4² = v1690²+2940² = 3391Н

Выбираем подшипники по наиболее нагруженной опоре 4.

Намечаем роликоподшипник легкой серии 32210А:

d=30мм; D=90мм; В=20мм; С=64.4кН; С₀=37.5 кН

Отношение F_б/ С₀=2154/37500=0.05744, соответственно e=0.26

Отношение F_б/P_r4=2154/3391=0.6352, следовательно X=0.56 Y=1.71

Эквивалентная нагрузка:

P_э=(XVP_r4+Y P_б)K_б · K_т=(0.56 1 3391+1.71 2154) 1 1.05=5861Н

Расчетная долговечность, млн.об:

L=(C/P_э)³(64400/5861)³=1326 млн.об

Расчетная долговечность, ч:

L_h=L*10⁶/60 · n=1326 · 10⁶/60 · 47 = 470 · 10³ч

Где n = 47 об/мин - частота вращения ведомого вала

Для зубчатых редукторов ресурс работы подшипников может превышать ресурс работы самого редуктора (36000ч.), но не должен быть менее 10000ч. В нашем случае подшипники ведущего вала 32207А имеют ресурс Lh=24 · 10³ч, а подшипники ведомого вала 32210А Lh=470 · 10³ч.

8. 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.

Примерный порядок выполнения следующий.

Вычерчиваем шестерню и колесо по конструктивным размерам, найденным ранее. Шестерню выполняем за одно целое с валом.

Конструируем узел ведущего вала:

а) наносим осевые линии, удаленные от середины редуктора на расстояние 1. Используя эти осевые линии, вычерчиваем в разрезе подшипники качения (можно вычерчивать одну половину подшипника, а для второй половины нанести габариты);

б) между торцами подшипников и внутренней поверхностью стенки корпуса вычерчиваем мазеудерживающие кольца. Их торцы должны выступать внутрь корпуса на 1-2 мм от внутренней стенки.

Тогда эти кольца будут выполнять одновременно роль маслоотбрасывающих колец. Для уменьшения числа ступеней вала кольца устанавливаем на тот же диаметр, что и подшипники. Фиксация их в осевом направлении осуществляется заплечиками вала и торцами внутренних колец подшипников;

в) вычерчиваем крышки подшипников с мнительными прокладками (толщиной -- 1 мм) и болтами. Болт условно заводится в плоскость чертежа, о чем свидетельствует вырыв на плоскости разъема.

Войлочные и фетровые уплотнения применяют главным образам в узлах, заполненных пластичной смазкой. Уплотнения манжетного типа широко используют как при пластичных, так и при жидких смазочных материалах;

г) переход вала к присоединительному концу выполняют на расстоянии 10-15 мм от торца крышки подшипника так, чтобы ступица муфты не задевала заголовки болтов крепления крышки.

Длина присоединительного конца вала определяется длиной ступицы муфты.

Аналогично конструируем узел ведомого вала. Обратим внимание на следующие особенности:

а) для фиксации зубчатого колеса в осевом направлении предусматриваем утолщение вала с одной стороны и установку распорной втулки -- с другой; место перехода вала от диаметра к другому смещаем на 2-3 мм внутрь распорной втулки с тем, чтобы гарантировать прижатие мазеудерживающего кольца к торцу втулки (а не к заплечику вала!);

б) отложив от середины редуктора расстояние /2, проводим осевые линии и вычерчиваем подшипники;

в) вычерчиваем мазеудерживаюшие кольца, крышки подшипников с прокладками и болтами;

Переход между диаметрами смещаем на 2 -- 3 мм внутрь подшипника с тем, чтобы гарантировать прижатие кольца к внутреннему кольцу подшипника (а не к валу!).

На ведущем и ведомом валах применяем шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78. Вычерчиваем шпонки, принимая их длины на 5-10 мм меньше длин ступиц.

Непосредственным измерением уточняем расстояния между опорами и расстояния, определяющие положение зубчатых колес и звездочки относительно опор. При значительном изменении этих расстоянии уточняем реакции опор и вновь проверяем долговечность подшипников.

9. 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 s>[s].



Ведущий вал

Будем производить расчет для предположительно опасных сечений каждого из валов. Материал вала тот же, что л для шестерни (шестерня выполнена заодно с валом), т. е. сталь 45, термическая обработка -- улучшение.

По табл. 3.3 при диаметре заготовки до 90 мм (в нашем случае dа1=68 мм) среднее значение д_b= 930МПа.

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба

д_-1?0.43 дb=0.43 · 930=340 МПа

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений ф?0.58 д_-1=0.58 · 340= 197 МПа.

Сечение А~А. Это сечение при передаче вращающего момента от электродвигателя через муфту рассчитываем на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.

Коэффициент запаса прочности:

S=S_T= ф_-1/(k _ф/E _ф · ф_v)+ш _ффm

Где амплитуда и среднее напряжение от нулевого цикла

Ф_u= ф_m= ф_max/2=T₁/2W_k

При d=30 мм, b=8мм, t₁=4мм

ф_v = ф_m=108.13 · 10³/2 · 4827=11.205 МПа

Принимаем kф=1.9, Eф?0.77 шф?0.1



S=Sф=197/((1.9/0.77) · 11.205+(0.1 · 11.205))=6.85

Такой большой коэффициент запаса прочности объясняется тем, что диаметр вала был увеличен при конструировании для соединения его стандартной муфтой с валом электродвигателя

По той же причине проверять прочность в сечениях Б-Б и В-В нет необходимости

Ведомый вал

Материал вала - сталь 445 нормализованная; д_в=830 МПа

Пределы выносливости д_-1=0.43 · 830=357 МПа

ф _-1=0.58 · 357=207 МПа

Сечение А-А. Диаметр вала в этом сечении 52 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки: к_д=1.90 и к_ф=1.9, масштабные факторы Е = 0.77; Е _ф= 0.77, коэффициенты ш_д?0.25 и ш_ф ? 0.1

Крутящий момент

Т₂ = 421.71 10³Нмм

Изгибающий момент в горизонтальной плоскости

М?=R_x3L₂=1690 · 140=104.78 · 10³Н*мм

Изгибающий момент в вертикальной плоскости

М??=R_y3 · L₂+F_б · d₂/2=1482 · 140+2154 · 256/2=368 · 10³Н · мм

Суммарный изгибающий момент



М_А-А=v(104.78 · 10³)²+(368 · 10³)²=382 · 10³Н · мм

Момент сопротивления кручению (d=30мм; В=8мм; t₁=4мм)

W_k=рd³/16-Bt₁ · (d-t₁)²/2d=3.14 · 30³/16-8 · 4 · (30-4)²/30 · 2=4827мм³

Момент сопротивления изгибу

W= рd³/32- Bt₁ · (d-t₁)²/2d=3.14 · 30³/32-8 · 4 · (30-4)²/30 · 2 = 2178

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

ф_v= ф_m=T₂/2W_k=421/86 · 10³/2 · 4827=43.7 МПа

Амплитуда нормальных напряжений изгиба

у_х=(М_А-А)/W=382 · 10³ / 2178?175.4 МПа; среднее значение у_m=0

коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

S_у=у-1/(K_у/E_у)у_х+ш_уу_m=357/(1,9/0.77) · 11.205) + 0,25 · 10 ? 12.9

коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

S_ф=ф-1/(K_ф/E_ф)_фх+ш_ффm=207/((1.9/0.77) · 43.7+0.25 · 43.7)=1.74

Результирующий коэффициент запаса прочности

S= (S_у · S_ф)/ v S_у² · S_ф² = (12.9 · 1.74) / v 12.9²+1.74² = 1.724



10. Проверка прочности шпоночных соединений

Шпонки призматические со скругленными горцами Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок -- по ГОСТ 23360--78

Материал шпонок -- сталь 40Х нормализованная. Напряжения смятия и условие прочности по формуле

д^max_см=2т/d(h-f₁)(L-b)<[ д_см]

Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице [д_см] = =50ч70МПа.

Ведущий вал: d=30мм; Ьхh=8х7 мм; t₁=4 мм; L=25 мм момент на ведущем валу; T₁=110.88 · 10³ H мм

д_см=2 19.1 10³/16(5-3)(25-5) = 60 МПа<[ д_см]

Ведомый вал: Из двух шпонок - под зубчатым колесом и под звездочкой более нагружена вторая, поэтому проверяем ее: d₂=48мм; bхh=14х9 мм; t₁ =5.5мм; длина шпонки 1=42 мм; момент на ведущем валу

Т₂ =432.43 10³Hмм;

д_см=2 75.365 10³/28(7-4)(42-8)=52.8МПа<[ д_см]

Условие д_см<[ д_см] выполнено

11. Выбор сорта масла

Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 10 мм. Объем масляной ванны Vопределяем из расчета 0.25 дм³ масла на 1 кВт передаваемой мощности: V= 0.25*2.2=0.55 дм³.

По табл. 10.8 устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях у_Н= 410 МПа и скорости х= 1.0 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 34 10^-6 м²/с

По табл. 10.10 принимаем масло индустриальное И-4ОА (по ГОСТ 20799-75).

Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом У'Т-1, периодически пополняем его шприцем через пресс-масленки.

12. Вычерчивание редуктора

Редуктор вычерчивают в двух проекциях на листе формата А1 (594 х 841 мм) в масштабе 1: 1 с основной надписью и спецификацией.

13. Посадки зубчатого колеса и подшипников

Посадки назначаем в соответствии с "указаниями, данными в табл.

Посадка зубчатого колеса на вал H7/p6по ГОСТ 25347 -- 82.

Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением k6. Отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца по Н7.

14. Сборка редуктора

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.

Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов:

на ведущий вал насаживают масло удерживающие кольца и шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80-100С;

в ведомый вал закладывают шпонку 18 х 11 х 70 и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку, масло удерживающие кольца и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле.

Собранные валы 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; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.

После этого на ведомый вал надевают распорное кольцо, в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки.

Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают войлочные уплотнения, пропитанные горячил; маслом. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами.

Затем ввертывают пробку масло спускного отверстия с прокладкой и жезловый 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.

Литература

1. Березовский Ю.Н., Чернилевский Д.В., Петров М.С. Детали машин. М.: Машиностроение, 1983.

2.Боков В.Н., Чернилевский Д.В., Будько П.П. Детали машин: Атлас конструкций. М.: Машиностроение, 1983.

3.Гузенков П.Г. Детали машин. 4-е изд. М.: Высшая школа, 1986.

4.Детали машин: Атлас конструкций / Под редакцией Д.Н. Решетова. М.: Машиностроение, 1979.

5. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование. М.: Высшая школа, 1984.

6. Куклин Н.Г., Куклина Г.С. Детали машин. 3-е изд. М.: Высшая школа, 1984.

7. Проектирование механических передач / Под ред. С.А. Чернавского, 5-е изд. М.: Машиностроение, 1984.

Размещено на Allbest.ru

...