Проверка долговечности подшипников по динамической грузоподъемности

Размещено на http://www.allbest.ru/

Содержание

редуктор шпоночный муфта масло

Задание

1. Энергетический и кинематический расчеты привода

2. Расчет цилиндрической передачи редуктора

3. Расчёт открытой передачи

4. Проектировочный расчёт валов, подбор муфты

5. Определение конструктивных размеров элементов зубчатых колёс, крышек и корпуса редуктора

6. Первый этап эскизной компоновки редуктора

7. Проверка прочности шпоночных соединений

8. Проверка долговечности подшипников по динамической грузоподъемности

9. Уточнённый расчёт валов

10. Выбор сорта масла

11.Сборка редуктора

Литература

1. Энергетический и кинематический расчеты привода

1. Выбор электродвигателя.

1.1.Определение общего КПД двигателя.

где - КПД муфты.

- КПД редуктора.

- КПД открытой передачи.

- КПД подшипников качения.

1.2.Определение потребной мощности электродвигателя.

1.3. Определение общего передаточного числа привода.

где - передаточное число зубчатой цилиндрической передачи редуктора.

- передаточное число открытой передачи.

1.4. Определение потребной частоты вращения электродвигателя.

1.5. Выбор электродвигателя.

Пользуясь таблицами (2, с.23, таб. 2.4.) выбираем электродвигатель так, чтобы потребная мощность его была равна или меньше номинальной мощности. Технические данные электродвигателя сводим в таблицу.

Таблица 1.

Тип двигателя	Номинальная мощность, кВт	Частота вращения, об/мин
4А132S8	4	720	1.9	2.6

2. Действительное передаточное число привода и окончательная разбивка его по ступеням.

Передаточное число редуктора берем равное3.5, уточняем передаточное число открытой передачи:

3. Частота вращения валов привода.

т. к. соединяются муфтой.

4. Мощность, передаваемая на валы.

5. Крутящие моменты, передаваемые на валы.

Полученные данные сведем в таблицу.

Таблица 2.

№ вала	Мощность, кВт	Частота вращения, об/мин	Крутящий момент, Н*м
	3.322	720	44.06
	3.1559	256.23	117.62
	3.061	80.07	365.114
	3.0003	80.07	357.85

2. Расчет цилиндрической передачи редуктора

2.1.Желая получить сравнительно не большие габариты и невысокую стоимость редуктора, назначаем для изготовления шестерни сталь 40ХН, для колеса сталь 35Х.

Механические характеристики сводим в таблицу.

Таблица 3.

Наименование	Марка стали	Термообработка	Твердость, НВ	Предел прочности,	Предел текучести,
шестерня	40ХН	улучшение	265	880	590
колесо	35Х	улучшение	240	740	490

2.2. Определение допускаемых контактных напряжений при расчете на выносливость.

Допускаемые контактные напряжения при расчете на выносливость определяют раздельно для шестерни и колеса по формуле:

где = 1,1 - коэффициент безопасности для зубчатых колес, подвергнутых нормализации.

- базовый предел контактной выносливости поверхности зубьев шестерни;

- базовый предел контактной выносливости поверхности зубьев колеса.

- коэффициент долговечности, учитывающий влияние срока службы и режима нагрузки передачи.

Здесь - базовое число циклов перемены напряжений, соответствующее базовому пределу контактной выносливости поверхностей зубьев шестерни и колеса.

Для ступенчатой циклограммы нагружения и частоты вращения, эквивалентное число циклов перемены напряжения для шестерни:

где с =1 - число колес, находящихся одновременно в зацеплении с шестерней.

Здесь - = 5 лет - срок службы привода в годах.

=0,8 - коэффициент использования привода в течение года,

=0,3 - коэффициент использования привода в течение суток.

Эквивалентное число циклов для колеса:

Так как и , то принимаем коэффициент долговечности . Подставляя полученные данные в исходную формулу, получим:

За расчетное принимаем .

2.3. Определение допускаемых напряжений при расчете на контактную прочность при действии максимальной нагрузки.

Предельные допускаемые напряжения при действии максимальной нагрузки для шестерни и колеса при нормализации равны:

где и - пределы текучести таб.3.

2.4. Проверочный расчет на контактную выносливость.

Проверочный расчет производится для зубчатых передач с целью предварительного определения геометрических параметров зубчатых колёс с последующей проверкой по контактным и изгибным напряжениям.

Чтобы решить какую передачу следует рассчитать цилиндрическую прямозубую или косозубую передачу, определяем предварительную окружную скорость шестерни, задавшись ее диаметром .



где =720об/мин - частота вращения 1-го вала.

При расчете принимаем передачу прямозубой.

По таб.9.4(5, с.181) принимаем для симметричного расположения колес относительно опор коэффициент ширины шестерни .

По графику на рис.9.5 (5, с.182) коэффициент, учитывающий не равномерность распределения нагрузки по ширине венца .

По формуле 9.1. (5, с.181) определяем диаметр начальной окружности шестерни:

где =117,62Н*м - крутящий момент на валу шестерни таб.2.

=3.2 - передаточное число редуктора.

=450мПа - допускаемое контактное напряжение для минерала колеса.

Окружная скорость шестерни:

Следовательно, передача действительно прямозубая.

Ширина венца шестерни:

По ГОСТ 6636-69 принимаем =55 мм(7,с.59)

Ширина венца колеса

По таб.9.5.(5, с.183) принимаем величину коэффициента ширины шестерни относительно модуля .

Модуль зацепления:

По СТ СЭВ 310-76 (5, с.183) принимаем =2 мм.

Число зубьев шестерни:

, принимаем =33;

Число зубьев колеса:

Уточняем передаточное число редуктора:

Диаметры начальных окружностей шестерни и колеса:

Межосевое расстояние:

Уточняем окружную скорость шестерни:

2.5. Проектировочный расчет выносливость по контактным напряжениям.

По таб.9.10.(5, с.187) назначаем 8-ю степень точности. По таб. 9.9.(5, с.186) выбираем значение коэффициента, учитывающего влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса. По таб. 9.7.(5, с.186) определяем значение коэффициента, учитывающего влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля головки зубьев .

По формуле 9.10 (5, с.185) удельная окружная динамическая сила:

По формуле 9.9 (5, с.185) коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении:

где - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями.

=1,09- коэффициент, учитывающий не равномерность распределения нагрузки по ширине венца.

Коэффициент торцового перекрытия; для прямозубых колес:

По формуле (5, с.185) коэффициент, учитывающий суммарную длину контактной линии для прямозубых передач:

По формуле 9.8(5, с.185) удельная расчетная окружная сила:

Коэффициент, учитывающий форму сопряжённых поверхностей зубьев в полосе зацепления =1,77.

Коэффициент, учитывающий механические свойства материалов колес, для стальных колёс

По формуле 9.7(5, с.185) расчётные контактные напряжения:

Определяем величину недогруза:



Следовательно, условие контактной выносливости выполняется.

2.6. Проверочный расчет на контактную прочность при действии максимальной нагрузки.

По формуле 9.38 (5, с.197) расчетное напряжение, создаваемое наибольшей нагрузкой:

где =2,6 таб.1

Следовательно, условие прочности выполняется.

2.7. Определение допускаемых напряжений изгиба при расчете на выносливость.

Эти напряжения определяются по формуле 9,35 (5, с.193):

где - предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений , который определяется раздельно для шестерни и колеса.

- коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки; =1-одностаронняя нагрузка. - коэффициент безопасности, где =1,75- коэффициент, учитывающий нестабильность материала колеса и ответственность зубчатой передачи.

- коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса; для ковок и штамповок =1;

По формуле 3.23(7, с 18) эквивалентное число циклов перемены напряжений:

Так как и , то коэффициент долговечности .

Подставляя в исходную формулу определим допускаемые напряжения изгиба для шестерни и колеса:

2.8. Определение допускаемых напряжений при расчете на прочность при изгибе максимальной нагрузкой.

Допускаемые предельные напряжения определяются раздельно для шестерни и колеса по формуле:



где =0,97 - коэффициент, учитывающий градиент напряжений и чувствительности материала к концентрации напряжений.

=1 - коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса.

- коэффициент безопасности, при вероятности неразрушения 0,99 =1,75, при вероятности неразрушения свыше 0,99 =2,2

- предельное напряжение, не вызывающее остаточных деформаций или хрупкого износа зуба.

Для легированных и углеродистых сталей подверженных нормализации или улучшению при НВ 180…350

Тогда допускаемые предельные напряжения:

2.9. Проверочный расчет на выносливость при изгибе.

Расчетное напряжение изгиба на переходной поверхности зуба определяется по формуле:

где - коэффициент, учитывающий наклон зуба; =1-для прямозубых.

-коэффициент, учитывающий перекрытие зуба; =1-для прямозубых.

- коэффициент, учитывающий форму зуба.

=3,7 при =33, =3,6 при =104

Так как

,

то расчёт ведём по колесу.

По формуле 9.10(5, с.185)

где =0,016 - коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи(5, с.186).

По формуле 9.14 (5, с.188) коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении:

По формуле 9.12 (5, с.187) удельная расчётная окружная сила:

Подставляя в исходное уравнение, получим:

Следовательно, условие прочности выполняется.

2.10. Проверочный расчет на прочность при изгибе максимальной нагрузкой.

По формуле 9.3 (5, с.197) максимальное напряжение изгиба, возникающее при перегрузке:

Так как , то условие прочности выполняется..

2.11. Геометрические параметры зацепления зубчатой передачи.

Диаметры окружности выступов шестерни и колеса:

Диаметры окружности впадин:

Параметры зацепления сводим в таблицу.

Таблица 4.

наименование	обозначение	Единицы измерения	значение
			шестерни	колеса
Модуль зацепления		Мм	2	2
Число зубьев	z	-	33	104
Диаметр начальной окружности		Мм	66	208
Делительный диаметр		Мм	66	208
Диаметр окружности впадин		Мм	61	203
Диаметр окружности вершин		Мм	70	212
Ширина венца		Мм	55	50
Межосевое расстояние		Мм	137	137
Степень точности		-	8	8

3. Расчет открытой передачи привода

В зависимости от мощности, передаваемым ведущим шкивом и его частоты вращения, производим выбор сечения ремня ( , рис. 5.2).

Принимаем ремень сечения Б.

Характеристика ремня ( , табл. К.31).

Определяем минимально допустимый диаметр ведущего шкива

В целях повышения срока службы ремней рекомендуется ( , с. 82) применять ведущие шкивы с диаметром:

Принимаем:

Диаметр ведомого шкива определяется по формуле (, с. 87)



где

- передаточное число клиноременной передачи

- коэффициент скольжения;

Принимаем:

Фактическое передаточное число и отклонение от заданногоопределяется по формулам

Пересчитываем частоту вращения ведомого шкива:

Ориентировочно межосевое расстояние определяется по формуле (, с. 88)

, где

h - высота сечения клинового ремня, мм

Определяем среднее значение

Расчетная длина ремня определяется по формуле

Принимаем

Уточним межосевое расстояние по стандартной длине ремня по формуле



Угол обхвата ремнем ведущего шкива определяется по формуле (, с. 88)

Скорость ремня

где - допускаемая скорость ремня

Частота пробегов ремня

,

где - допускаемая частота пробегов ремня (, с. 85)



Количество клиновых ремней определяется по формуле

где - допускаемая приведенная мощность, передаваемая одним клиновым ремнем (, табл. 5.5);

- коэффициент динамичности нагрузки и длительности работы (, табл. 5.2);

- коэффициент обхвата на меньшем шкиве(, табл. 5.2);

- коэффициент влияния отношения расчетной длины ремня к базовой (, табл. 5.2);

- коэффициент числа ремней в комплекте клиноременной передачи (, табл. 5.2);

Принимаем z = 6

Сила предварительного натяжения одного клинового ремня определяется по формуле (, с. 91)

Сила давления на вал определяется по формуле ( , с. 91)

Окружная сила

Сила натяжения ведущей и ведомой ветвей одного клинового ремня (, с. 91)

Проверочный расчет

Прочность одного клинового ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви проверяется по условию (, с. 84)

,

где - напряжение растяжения, МПа;

- напряжения изгиба, МПа

,

где =100 МПа (, с. 81) - модуль продольной упругости при изгибе для прорезиненных ремней; - напряжения от центробежных сил, МПа

где = 1150 кг/м³ - плотность материала ремня (, с. 81)



-условие прочности выполняется

Базовое число циклов

Рабочий ресурс ремней

Параметры клиноременной передачи представлены в таблице 5

Таблица№ 5- Параметры клиноременной передачи

Наименование параметра	Значение
Тип ремня	Клиновой
Сечение ремня	А
Количество ремней z	6
Межосевое расстояние a, мм	350.1
Длина ремня l, м	1400
Угол обхвата малого шкива 1, град	146.6
Число пробегов ремня U, 1/с	3.01
Диаметр ведущего шкива d1, мм	112
Диаметр ведомого шкива d2, мм	315
Максимальное напряжение max, МПа	5.67
Сила предварительного натяжения F0, Н	134.66
Сила давления ремня на вал Fb, Н	775.64

4. Предварительный расчет валов. выбор муфты

4.1 Расчет муфты

Для соединения тихоходного и приводного валов принимаем цепную муфту (по ГОСТ 20742-93). Диаметр выходного конца тихоходного вала рассчитаем по формуле:

где = 20 МПа (допускаемое контактное напряжение);

Т₃ - крутящий момент на тихоходном валу.

d₆ =

По ГОСТ 6636-69 принимаем d₆ = 48 мм.

По величине d₆ и по табл. 13.3.1[4] принимаем муфту со следующими характеристиками.

Таблица 4 - Характеристики муфты.

Максимальный крутящий момент, Н·м	Внутренний диаметр вала муфты, мм	Внешний диаметр, мм	Шаг цепи, мм	Число зубьев
500	48	200	31,75	14

Длина вала для посадки полумуфты равен I_м = 82 мм.

Проверяем муфту по максимальному крутящему моменту:

Т_дейст = Т₄·k,

где k - коэффициент запаса, равный 1,3.

Т_дейст = 365,114·1,3 = 474,65 Н·м.

Муфта выдерживает момент Т_кр = 500 Нм, что больше действующего.

4.2 Расчет валов

4.2.1 Расчет быстроходного вала

Диаметр конца быстроходного вала

мм

Принимаем .

Длина участка вала для посадки шкива равна

Диаметр вала в месте посадки манжеты ([2], с. 11):

По ГОСТ 6636-69 принимаем d₂ = 40мм.

Диаметр вала в месте посадки подшипника принимаем равным d₃ = 40 мм.

Диаметр вала в месте посадки шестерни согласно рекомендациям увеличиваем на одну градацию([2], с. 11):

Для фиксации шестерни на валу от осевого смещения делают упорный буртик диаметром:

По ГОСТ 6636-69 принимаем d₅ = 52 мм

Рисунок 3 - Эскиз быстроходного вала.

4.2.2. Расчет тихоходного вала

Диаметр выходного конца вала рассчитали выше d₆=42 мм.

Диаметр вала в месте посадки манжеты ([2], с. 11):

По ГОСТ 6636-69 принимаем d₇ = 52 мм.

Диаметр вала в месте посадки подшипника по ГОСТ 6636-69 d₈ = 55 мм.

Длина участка вала для посадки полумуфты равна lступб = 58 мм

Диаметр вала в месте посадки колеса:

Диаметр фиксации колеса на валу от смещения делают упорный буртик диаметром:

d₁₀ = 60 + 2·2,5 =65мм

По ГОСТ 6636-69 принимаем d₁₀ = 65 мм.

Рисунок 3 - Эскиз тихоходного вала.

5. Конструктивные размеры элементов зубчатых колес, корпуса и крышек редуктора

5.1 Конструктивные размеры зубчатого колеса

Конструкцию колеса принимаем согласно рисунку 10.16 ([3], с. 331). Его геометрические параметры ([3], с. 331, 332; [4], с.24…26):

1. Диаметр отверстия для посадки на вал

2.Длина ступицы

Где - ширина цилиндрического колеса

Что соответствует ГОСТ 6636-69.

3.Диаметр ступицы

D = 1,6·60 = 96 мм

По ГОСТ 6636-69 принимаем .

4. Толщина венца

Принимаем 9 мм.

5.Толщина диска

e = 0,25•50 = 12,5 мм.

По ГОСТ 6636-69 принимаем .

6. Число отверстий n = 6.

7.Фаски по торцам зубчатого венца с углом 45

,

что соответствует ГОСТ6636-69.

Диаметр расположения отверстий

6. Диаметр отверстий

По ГОСТ 6636-69 принимаем 34 мм.

5.2 Конструктивные размеры корпуса

Расчет элементов корпуса производим на основании рекомендаций работы [3] (с. 335..356; с. 476…478, рис. 10.26, с. 338…339; с.476, табл. 10.4, с. 340). Толщина стенки основания корпуса

принимаем согласно ГОСТ 6636-69

Толщина стенки крышки корпуса (табл. 10.14):

.

Толщина ребра у основания корпуса:

мм

Диаметр фундаментных болтов

Принимаем ([3], табл. 2.4, с. 29) метрический диаметр 18 мм.

Число фундаментных болтов - n = 4.

Диаметр стяжных болтов:

d₂ = 0,8·18 = 14 мм

Принимаем ([3], табл. 2,4, с. 29) диаметр 16 мм:

d₃ = 0,8·14 = 11,2 мм.

Принимаем ([3], табл. 2,4, с. 29) метрический диаметр 12 мм.

Диаметр штифтов:

d_шт = 0,75 12 = 8 мм

Принимаем: d_шт = 8 мм.

Число штифтов: n = 2.

Метрический диаметр отжимных болтов:

Число отжимных болтов:

Расстояние между стяжными болтами:

где D-наружный диаметр подшипника.

Для быстроходного вала:

l_бв2 = 0,5·80 + 16 = 56 мм

Принимаем l_бв2 = 58 мм.

Для тихоходного вала:

Принимаем l_2тих = 58 мм.

Диаметры отверстий под болты ([3], рис 327, с. 289):



Для фундаментных болтов.

d₀₁ = 19,8 мм

По ГОСТ 6636-69 принимаем 20 мм.

Для стяжных болтов:

d₀₂ = 1,1·16 = 17,6 мм.

По ГОСТ 6636-69 принимаем 18 мм.

d₀₃ = 1,1·12 = 13,2 мм

По ГОСТ 6636-69 принимаем 13 мм.

Толщина верхнего и нижнего фланца корпуса([3],табл.8.3,с 157):

S = 1,5·8 = 12 мм,

что соответствует ГОСТ 6636-69.

Ширина фланцев разъема корпуса:

К₁ = 3·8 = 24 мм,

что соответствует ГОСТ6636-69.

Толщина фундаментных лап:

S₂ = 1,5·18 = 27 мм,

что соответствует ГОСТ6636-69.

Ширина фундаментных лап:

К₂ = 2,7·18 = 48,6 мм

Принимаем 49 мм, что соответствует ГОСТ6636-69.

q>K₂+

.

Толщина ребер основания корпуса и крышек.

m = 0,9·8 = 7,2 мм

5.3 Конструктивные размеры крышек редуктора

Согласно рекомендациям ([3], с. 477; [9], с. 6, 7) крышки подшипниковых узлов принимаем привертными. Их геометрические параметры ([4], рис. 5.4, с. 101):

1 Толщина стенки ([5], табл. 5.4, с. 102):, , что соответствует ГОСТ6636-69.

2 Толщина фланцев:

По ГОСТ 6636-69 принимаем: ,

3. Толщина центрирующего пояска: , .

4. Диаметр фланца крышки ([5], табл. 5.4, с. 102)

,

где D - наружный диаметр подшипника;

d - диаметр винта для крепления крышки к корпусу редуктора ([5], рис 5.4, с. 101).

Для тихоходного вала:

Д_фтих= 100 + 4,2 · 8 = 133,6 мм.

По ГОСТ 6636-69 принимаем 135 мм.

Для быстроходного вала:

Д_фбыст = 80 + 4,2 · 8 = 113,6 мм.

По ГОСТ 6636-69 принимаем 115 мм.

5. Диаметр центров отверстий:

Для быстроходного вала:

Д_отбыст = 0,5 (80 + 115) = 98 мм,

что соответствует ГОСТ 6636-69.

Для тихоходного вала:

Д_оттих = 0,5 (100 + 135) = 118 мм

что соответствует ГОСТ 6636-69.

Диаметр отверстий для винтов:

Для быстроходного вала:

По ГОСТ 6636-69 принимаем 9 мм.

Для тихоходного вала:

По ГОСТ 6636-69 принимаем - 9 мм.

6. Первый этап эскизной компоновки редуктора

Учитывая то, что зубчатое зацепление прямозубое и рекомендации работы ([3], глава 8), принимаем для опор всех валов радиальные однорядные шарикоподшипники легкой серии с параметрами, принятыми выше ([3], табл. 1, с. 537). Величины, необходимые для эскизной компоновки определили по рекомендациям ([3], с. 477, 478).

1. Расстояние от крышки до упорного конца вала: h = 10 мм;

2. Толщина прокладок: ₁=2 мм;

3. Глубина погружения подшипников в корпус редуктора: ₂ = 5мм;

4. Зазор между зубчатым колесом и стенкой корпуса редуктора:

По ГОСТ 6636-69 принимаем = 8 мм

5. Зазор между зубчатым колесом и дном корпуса редуктора:

Для посадки открытой передачи

Длина участка вала для посадки полумуфты (звездочки или шкива):



где l - длина ступицы полумуфты (звездочки или шкива);

₅ - зазор между торцами ступицы и вала 2..3 мм.

Принимаем ₅ = 3.

1.Для посадки открытой передачи на быстроходный вал:

L_тв = 45- 2 = 43 мм.

2.Для посадки полумуфты на тихоходный вал:

L_бв = 82 - 2 = 80 мм.

3. Для посадки колеса тихоходного вала:

l_пв1 = 50 - 2 = 48 мм.

Длины остальных участков валов определяем конструктивно после построения эскизной компоновки.

Размеры b·h поперечного сечения шпонки, глубину паза на валу для шпонки t₁, высота выступа шпонки над валом t₂ определяем по [3] (табл. 2.29, с 59) (все размеры в мм).

Для быстроходного вала:

- под открытой передачей , ; , .

Для тихоходного вала:

- под колесом , ; , ,

- под полумуфтой , , , .

- под шестерней , , , .

Окончательно длину шпонок и их число на валу устанавливаем после проверки прочности шпоночных соединений.

На вал быстроходной ступени садим манжет резиновый армированный. Ширина манжетовh1=10 мм и внешний диаметр D1=62 мм. На вал тихоходной ступени садим манжет резиновый армированный. Ширина манжетовh1=10 мм и внешний диаметр D1=75 мм.

7. Проверка прочности шпоночных соединений

Принимаем шпонки призматические со скругленными торцами. Материал шпонок нормализованная сталь 45.

Условие прочности шпоночного соединения ([3]).

должно быть меньше [_cм],

где T - крутящий момент на валу, Н·мм;

d - диаметр вала;

l - расчетная длина шпонки;

t₁ - глубина паза, мм;

b - ширина шпонки, мм;

h - высота шпонки, мм.

[_см] - допускаемое напряжение смятия; [_см] = 100...120 Н/мм²

Быстроходный вал.

Из двух шпонок - под зубчатым колесом и открытой передачей - более нагружена вторая(меньший диаметр вала и поэтому меньше размеры поперечного сечения шпонки.

Проверяем шпонку под открытой передачей.

Что меньше чем [_см] = 120 Н/мм².

Для тихоходного вала.

Из двух шпонок - под зубчатым колесом и полумуфтой - более нагружена вторая (меньший диаметр вала и поэтому меньше размеры поперечного сечения шпонки).

Проверяем шпонку под полумуфтой:

Что меньше чем [_см] = 120 Н/мм²

8. Проверка долговечности подшипников по динамической грузоподъемности

8.1 Определение сил, действующих на валы

Направление действия силы от муфты выбираем в сторону действия касательной силы Ft (худший вариант).

Направление действия силы в цепной передаче по линии действия центров.

Строим в аксонометрии схемы сил действующих на вал редуктора.

Радиальная сила Fm1 действующая на вал вследствие неуравновешенности муфты:

,

где T₄ -крутящий момент перед муфтой; D=0,17 м - диаметр центров пальцев муфты.

Определим величины окружных сил, действующих в зацеплении:

Окружная:

,

где Т₂ - крутящий момент на валу, Н·м; d_w1 - делительный диаметр шестерни.

Определим величины радиальных сил действующих в зацеплении:

Радиальная для шестерни, равная осевой для колеса:

где tan(р/9)=0,364 - угол зацепления в нормальном сечении.

Величину окружной силы, действующей в открытой передаче берем из части 3.

8.2 Проверка долговечности подшипников

Для проверки долговечности подшипников все размеры берем из компоновки редуктора.

Для быстроходного вала расстояние, мм:

от открытой передачи до подшипника: l₁₁ = 87;

от подшипника до середины колеса: l₁₂ = 52;

от середины колеса до другого подшипника: l₁₃ = 52.

Для тихоходного вала расстояние, мм:

от полумуфты до подшипника: l₂₃ = 104;

от подшипника до середины шестерни:l₂₂ = 54;

от середины колеса до другого подшипника l₂₁ = 54.

Из таблицы 24.10 ([5], с. 417) берем все необходимые размеры.

Условное Обозначение	Внутренний диаметр	Внешний диаметр	Ширина подшипника	Динамическая грузоподъемность, Кн
208	40	80	18	32
211	55	100	21	43,6

8. 3 Быстроходный вал:

Находим реакции опор в плоскости XZ.

.

Суммарные реакции в опорах.

.

.

Подбираем подшипник по более нагруженной опоре.

Найдем эквивалентную нагрузку, для этого определим коэффициенты ([4], c.333)

коэффициент радиальной нагрузки: X=1;

коэффициент, учитывающий вращение колец: V=1;

коэффициент безопасности: К_б=1,1;

температурный коэффициент: К_т=1; Pэ = 2464,1 Н.

Расчетная долговечность в млн. об. ([4], c.332),

I - долговечность работы в часах.

По заданию 52560 ч.

Требуемое значение динамической грузоподъемности определим по формуле ([4], с. 333).

полученное значение меньше [C] = 32 кH.

8.4 Тихоходный вал:

Находим реакции опор в плоскости XZ.

Суммарные реакции в опорах.

Подбираем подшипник по более нагруженной опоре.

Найдем эквивалентную нагрузку, для этого определим коэффициенты ([4], c.333)

коэффициент радиальной нагрузки: X=1;

коэффициент, учитывающий вращение колец: V=1;

коэффициент безопасности: К_б=1,1;

температурный коэффициент: К_т=1; Pэ = 4220,667 Н.

Расчетная долговечность в млн. об. ([4], c.332),

I - долговечность работы в часах. По заданию 52560 ч.

Требуемое значение динамической грузоподъемности определим по формуле ([4], с. 333).

полученное значение меньше [C] = 43,6кH.

9. Уточненный расчет быстроходного вала

Материал вала сталь 45, термообработка нормализация. По табл. 3.3 [7] среднее значение у_в= 590 Н/мм² Предел выносливости при симметричном цикле изгиба: ₁=0,43·у_в =0,43•590=254 Н/мм²

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжении: ₁ =0,58·у₁=0,58•335=147 Н/мм²

Сечение А-А. Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом. Согласно [3], с. 96…97 принимаем =0,15 и =0,1.

Изгибающий момент:

.

Осевой момент сопротивления сечения:

Амплитуда нормальных напряжений изгиба:

Полярный момент сопротивления:



.

Амплитуда и среднее значение напряжения цикла касательных напряжений:

.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

.

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения К-К:



.

Сечение В-В. Концентрация напряжения обусловлена наличием шпоночной канавки. Согласно ([3], стр. 97...99) принимаем К_у=1,59 и К_ф=1,49; = = 0,87. Изгибающий момент:

Момент сопротивления сечения нетто:

Амплитуда нормальных напряжений изгиба:

.

Момент сопротивления кручения сечения нетто:

.

Амплитуда и среднее значение напряжения цикла касательных напряжений:

.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

Результирующий коэффициент запаса прочности сечения Г-Г:

Видим, что все коэффициенты запаса прочности больше нормативного значения, равного 2.5.

10. Выбор сорта масла

Смазка зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 10 мм. Объем масляной ванны V_м определяем из расчета 0,25 дм³ масла на 1 кВт передаваемой мощности.

По табл. 8.8 [3] устанавливаем вязкость масла. При нашей скорости рекомендуемся вязкость м = 81,5сСт. По табл. 8,10 [3] принимаем масло индустриальное И-70А по ГОСТ 20799--75.

Подшипники смазываем пластичной смазкой, которую закладывают в подшипниковые камеры при сборке. Сорт смазки -- УТ-1 ([3], табл. 7.15).

11. Сборка редуктора

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку производят в соответствии с чертежом общего вида редуктора, начиная с узлов валов: на ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца и подшипники, предварительно нагретые в масле до 80--100° С; в ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку, мазеудерживающие кольца и устанавливают подшипники, 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; регулируют тепловой зазор, подсчитанный по формуле ([3],7.1). Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают войлочные уплотнения, пропитанные горячим маслом. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами. Далее на конец ведущего вала в шпоночную канавку закладывают шпонку, устанавливают ведомую звездочку открытой передачи и закрепляют ее торцовым креплением; винт торцового крепления стопорит специальной планкой. Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловой маслоуказатель. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой; закрепляют крышку болтами. Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиям.

Литература

1. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование: Учебное пособие. Высшая шк., 1984 г.

2. Курсовое проектирование деталей машин: справочное пособие, Часть 1, Кузьмин А.В., Макейчик Н.Н. Высшая шк., 1982 г.

3. Чернавский С.А. Проектирование механических передач. Машиностроение, 1976 г.

4. Попов В.Г. Методические указания по курсовому проектированию по курсу "Прикладная механика", 1982 г.

5. Детали машин в примерах и задачах: Учебное пособие, Ничипорчик С.Н., Калачёв В.Ф., высшая шк., 1982 г.

6. Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные. Расчёты на прочность. ГОСТ 21354-75

7. Тростин В.И. Методика расчёта параметров зацепления закрытых цилиндрических и конических зубчатых передач, 1980 г.

Размещено на Allbest.ru

...