Расчет привода цепного конвейера

Размещено на http://www.allbest.ru/



1. Выбор электродвигателя и расчет основных параметров привода

Выбор электродвигателя

Требуемая мощность электродвигателя

где з_о - общий КПД привода:

Здесь з₁ - КПД клиноременной передачи, з₂ - КПД зубчатой цилиндрической передачи, з₃ - КПД одной пары подшипников качения, согласно табл.П.2 приложения примем, з₁ = 0,96, з₂ = 0,98, з₃ = 0,99.

Определим делительный диаметр звездочки:

- шаг цепи t = 70 мм;

- число зубьев z = 18;

Определим скорость движения цепи:

Определим требуемую мощность электродвигателя:



По требуемой мощности из табл.П.1 приложения выбираем асинхронный электродвигатель 4А112MB6 с ближайшей большей стандартной мощностью Р_э = 4,0 кВт, синхронной частотой вращения n_c = 1000 мин^-1 и скольжением S = 5,1%.

Частота вращения вала двигателя

Общее передаточное число привода

Передаточные числа зубчатых передач редуктора

Передаточное число цилиндрической зубчатой передачи редуктора рекомендуется выбирать из диапазона 2,5 < u < 5 с округлением до стандартного (см. табл.7.1). Примем для быстроходной ступени редуктора u₁ = 4, для тихоходной ступени u₂ = 5. Передаточное число редуктора

Передаточное число ременной передачи



Частоты вращения валов:

- вал электродвигателя

- быстроходный вал

- промежуточный вал

- тихоходный вал

. Мощности на валах:

,

,

.

Крутящие моменты, передаваемые валами.

Крутящий момент на валу определяется по формуле

Отсюда

,

,

,

привод редуктор передача зубчатый



2. Расчет зубчатой передачи (быстроходная ступень)

2.1 Выбор материалов зубчатых колес

Определим размеры характерных сечений заготовок по формулам (1.1), принимая, что при передаточном числе зубчатой передачи u > 2,5 шестерня изготавливается в виде вал-шестерни. Тогда

Диаметр заготовки колеса равен

Выбираем материалы зубчатых колес по табл.1.1. Принимаем для колеса и шестерни - сталь 45, термообработку - улучшение, твердость поверхности зуба шестерни 269…302 НВ, D_m1 = 70 мм, D_m1>D_m, твердость поверхности зуба колеса 235…262 НВ, S_m1=70 мм, S_m1>S_m. Среднее значение твердости поверхности зуба шестерни и колеса

2.2 Определение допускаемых напряжений

Допускаемые контактные напряжения

Для их определения используем зависимость



Пределы контактной выносливости найдем по формулам табл.2.1:

Коэффициенты безопасности (см. табл.2.1). Коэффициенты долговечности

Базовые числа циклов при действии контактных напряжений (см. табл.1.1):

Эквивалентные числа циклов напряжений

где ??_h = 0,18 - коэффициент эквивалентности для среднего режима работы (см. табл.3.1).

Суммарное число циклов нагружения



где с = 1; t_h - суммарное время работы передачи,

Здесь ПВ = 0,01ПВ% = 0,01•60 = 0,6.

В результате получим:

.

Поскольку

Вычислим

Определяем допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса

Допускаемые контактные напряжения передачи равны:

- для прямозубой передачи

;

- для косозубой передачи

Условие выполняется.

Допускаемые напряжения изгиба

Вычислим по формуле

Для определения входящих в формулу величин используем данные табл.4.1. Пределы изгибной выносливости зубьев:

Коэффициент безопасности при изгибе

Коэффициенты, учитывающие влияние двухстороннего приложения нагрузки, для нереверсивного привода:

Коэффициенты долговечности

где - показатель степени кривой усталости, (см. табл.3.1); - базовое число циклов при изгибе.

Эквивалентное число циклов напряжений при изгибе

где - коэффициенты эквивалентности для среднего режима работы (см. табл.3.1), тогда

Поскольку , вычислим

Определяем допускаемые напряжения изгиба для шестерни и колеса:

2.3 Проектный расчет передачи

Межосевое расстояние

Для расчета межосевого расстояния раздвоенной быстроходной ступени редуктора возьмем половину момента Т₁.



где для косозубых передач.

Коэффициент ширины зубчатого венца для косозубых передач примем На этапе проектного расчета задаемся значением коэффициента контактной нагрузки . Тогда

Полученное межосевое расстояние округлим до ближайшего большего стандартного значения (см. табл.6.1):

Модуль, числа зубьев колес и коэффициенты смещения

Рекомендуемый диапазон для выбора модуля

Из полученного диапазона выберем стандартный модуль (см. табл.5.1), учитывая, что для силовых передач модуль меньше 2 мм применять не рекомендуется.

Суммарное число зубьев передачи

Полученное значение округлим до ближайшего целого числа и определим делительный угол наклона зуба



Число зубьев шестерни

Число зубьев колеса

Фактическое передаточное число

Поскольку , примем коэффициенты смещения

Ширина зубчатых венцов и диаметры колес

Ширина зубчатого венца колеса

Округлим до ближайшего числа из ряда нормальных линейных размеров на с.12: Ширину зубчатого венца шестерни принимают на 2…5 мм больше чем . Примем

Определим диаметры окружностей зубчатых колес:

делительные окружности

окружности вершин зубьев

окружности впадин зубьев

Окружная скорость в зацеплении и степень точности передачи

.

Для полученной скорости назначим степень точности передачи (см. табл.8.1), учитывая, что для закрытых зубчатых передач применять не рекомендуется.

2.4 Проверочный расчет передачи

Проверка контактной прочности зубьев

Для проверочного расчета зубьев на контактную прочность используем формулу



где для косозубых передач.

Коэффициент контактной нагрузки

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями

где А= 0,15 для косозубых передач;

- коэффициент, учитывающий приработку зубьев.

При для определения используем выражение

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине колеса

где - коэффициент неравномерности распределения нагрузки в начальный период работы.

Для определения найдем коэффициент ширины венца по диаметру



По значению определим (см. табл.9.1), тогда

Динамический коэффициент определен методом линейной интерполяции по табл.10.1.

Окончательно найдем

Проверка изгибной прочности зубьев

Напряжения изгиба в зубе шестерни

Коэффициент формы зуба при

где - эквивалентное число зубьев,



Коэффициент, учитывающий влияние угла наклона зуба на его прочность,

Коэффициент торцевого перекрытия

Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев

Коэффициент нагрузки при изгибе

Для определения составляющих коэффициентов используем следующие зависимости:

В результате получим

Тогда .

Напряжение изгиба в зубьях колеса

2.5. Силы в зацеплении

Окружная сила

Распорная сила

Осевая сила



3. Расчет зубчатой передачи (тихоходная ступень)

3.1 Выбор материалов зубчатых колес

Определим размеры характерных сечений заготовок по формулам (1.1), принимая, что при передаточном числе зубчатой передачи u > 2,5 шестерня изготавливается в виде вал-шестерни. Тогда

Диаметр заготовки колеса равен

Выбираем материалы зубчатых колес по табл.1.1. Принимаем для колеса и шестерни - сталь 40Х, термообработку - улучшение, твердость поверхности зуба шестерни 269…302 НВ, D_m1 = 125 мм, D_m1>D_m, твердость поверхности зуба колеса 235…262 НВ, S_m1=125 мм, S_m1>S_m.

Определяем средние значение твердости поверхности зуба шестерни и колеса:

3.2 Определение допускаемых напряжений

Допускаемые контактные напряжения

Для их определения используем зависимость



Пределы контактной выносливости найдем по формулам табл.2.1:

Коэффициенты безопасности (см. табл.2.1). Коэффициенты долговечности

Базовые числа циклов при действии контактных напряжений (см. табл.1.1):

Эквивалентные числа циклов напряжений

где ??_h = 0,18 - коэффициент эквивалентности для среднего режима работы Суммарное число циклов нагружения

где с = 1; t_h - суммарное время работы передачи,

Здесь ПВ = 0,01ПВ% = 0,01•60 = 0,6.

В результате получим:

.

Вычислим

Определяем допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса

Допускаемые напряжения изгиба

Эти напряжения вычисляют по формуле



Для определения входящих в формулу величин используем данные табл.4.1. Пределы изгибной выносливости зубьев:

Коэффициент безопасности при изгибе

Коэффициенты, учитывающие влияние двухстороннего приложения нагрузки, для нереверсивного привода:

Коэффициенты долговечности

где - показатель степени кривой усталости, (см. табл.3.1); - базовое число циклов при изгибе.

Эквивалентное число циклов напряжений при изгибе где - коэффициенты эквивалентности для среднего режима работы (см. табл.3.1). В результате получим

Определяем допускаемые напряжения изгиба для шестерни и колеса:

3.3 Проектный расчет передачи

Межосевое расстояние

где для прямозубых передач.

Коэффициент ширины зубчатого венца для прямозубых передач принимаем На этапе проектного расчета задаемся значением коэффициента контактной нагрузки . Тогда

Полученное межосевое расстояние округлим до ближайшего большего стандартного значения (см. табл.6.1):

Модуль, числа зубьев колес и коэффициенты смещения

Рекомендуемый диапазон для выбора модуля

Из полученного диапазона выберем стандартный модуль

Суммарное число зубьев передачи

Число зубьев шестерни

Число зубьев колеса

Фактическое передаточное число

Поскольку , примем коэффициенты смещения

Ширина зубчатых венцов и диаметры колес

Ширина зубчатого венца колеса

Округлим до ближайшего числа из ряда нормальных линейных размеров на с.12: Ширину зубчатого венца шестерни принимают на 2…5 мм больше чем . Примем

Определим диаметры окружностей зубчатых колес:

делительные окружности

окружности вершин зубьев

окружности впадин зубьев

Окружная скорость в зацеплении и степень точности передачи

.

Для полученной скорости назначим степень точности передачи (см. табл.8.1), учитывая, что для закрытых зубчатых передач применять не рекомендуется.

3.4 Проверочный расчет передачи

Проверка контактной прочности зубьев

Проверочный расчет зубьев на контактную прочность выполняем по формуле

где для прямозубых передач.

Коэффициент контактной нагрузки

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями

где А= 0,06 для прямозубых передач;

- коэффициент, учитывающий приработку зубьев.

При для определения используем выражение

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине колеса

где - коэффициент неравномерности распределения нагрузки в начальный период работы.

Для определения найдем коэффициент ширины венца по диаметру

По значению определим (см. табл.9.1), тогда



Динамический коэффициент определен методом линейной интерполяции по табл.10.1.

Окончательно найдем

Проверка изгибной прочности зубьев

Напряжения изгиба в зубе шестерни

Коэффициент формы зуба при

Коэффициент нагрузки при изгибе

Для определения составляющих коэффициентов используем следующие зависимости:

для прямозубых передач;



В результате получим

Тогда

.

Напряжение изгиба в зубьях колеса

3.5 Силы в зацеплении

Окружная сила

Распорная сила



4. Расчет клиноременной передачи

Исходные данные

Мощность на ведущем валу
Частота вращения ведущего вала
Передаточное число ременной передачи
Характер нагрузки	переменная
Число смен работы в течении суток
Относительное скольжение ремня

Определение крутящего момента на ведущем шкиве

Выбор ремня

По величине крутящего момента выбираем ремень А нормального сечения (см. табл.1.3). Для этого ремня минимальный диаметр ведущего шкива ширина нейтрального слоя площадь поперечного сечения одного ремня , масса 1 погонного метра (см. табл.1.3).

Определение геометрических размеров передачи.

Диаметр ведущего шкива

Округляем до ближайшего стандартного значения (ряд на с.64).

Диаметр ведомого шкива

Округляем до ближайшего стандартного значения

Межосевое расстояние и длина ремня.

Предварительное значение межосевого расстояния

Для определения длины ремня используем зависимость

Округляем до стандартного значения . Принятое значение удовлетворяет ограничениям (см. табл.1.3).

Уточняем межосевое расстояние по формуле

Окончательно получим

,

Угол обхвата на ведущем шкиве

Скорость ремня

.

Окружное усилие

Частота пробегов ремня

Допускаемое полезное напряжение

,

где - приведенное полезное напряжение;

- коэффициент, учитывающий угол обхвата,

- коэффициент режима работы,

Здесь - число смен работы передачи в течении суток;

= 0,85 - коэффициент нагружения при переменной нагрузке.

Приведенное полезное напряжение для нормальных ремней

где - коэффициент, учитывающий влияние передаточного числа на напряжения изгиба в ремне,

В результате расчета получим

Число ремней.

Зададимся начальным значением Z=3 и по табл.3.3 выберем

Определим расчетное число ремней

Полученное значение Zґ округлим до ближайшего большего числа Z=4. Для этого числа ремней (см. табл3.3). Подставим в формулу для Zґ и в результате расчета получим Z=3,3. Поскольку окончательно примем Z=4.

Сила предварительного натяжения одного ремня

Сила, действующая на валы передачи,



5. Валы

5.1 Проектный расчет и конструирование быстроходного вала

На первом этапе конструирования вала определяют диаметр опасного сечения вала из расчета на кручение по пониженным допускаемым напряжениям. В качестве опасного сечения для быстроходного и тихоходного валов редуктора выбирают сечение на хвостовике вала, а для промежуточных валов - сечение в месте установки подшипника. Формула для расчета диаметра опасного сечения вала имеет вид

;

где Т - крутящий момент в опасном сечении вала, Н•м, - пониженные допускаемые напряжения на кручение, МПа.

Здесь - предел прочности материала вала, МПа.

В качестве материала вала выбираем сталь 45. Для этого материала пониженные допускаемые напряжения на кручение

Примем Примем под подшипниками d_п1 = 40 мм. Шестерни выполним за одно целое с валом.



5.2 Проектный расчет и конструирование промежуточного вала

В качестве материала вала выбираем сталь 45. Для этого материала пониженные допускаемые напряжения на кручение

диаметр вала под подшипником

Примем Шестерню выполним за одно целое с валом.

Примем диаметр вала в месте посадки колес d_к2 = 50 мм.

5.3 Проектный расчет и конструирование тихоходного вала

В качестве материала вала выбираем сталь 45. Для этого материала пониженные допускаемые напряжения на кручение

диаметр выходного конца вала

Примем диаметр выходного конца вала

Примем диаметр вала в месте посадки подшипника

Примем диаметр вала в месте посадки колеса d_к3 = 90 мм.



6. Конструктивные размеры шестерни и колеса

Шестерни быстроходной ступени выполняем за одно целое с валом, ее размеры d₁ = 44,8 мм; d_a1 = 48,8 мм; b₁ = 50 мм.

Колесо быстроходной ступени кованое, d₂ = 179,2 мм; d_a2 = 183,2 мм; b₂ = 45 мм. Диаметр ступицы длина ступицы примем длину ступицы Толщина обода принимаем

Шестерню тихоходной ступени выполняем за одно целое с валом, ее размеры d₃ = 75 мм; d_a3 = 81 мм; b₃ = 75 мм.

Колесо тихоходной ступени кованое, d₄ = 375 мм; d_a4 = 381 мм; b₄ = 71 мм. Диаметр ступицы длина ступицы примем длину ступицы Толщина обода принимаем



7. Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщина стенок корпуса и крышки:

принимаем

принимаем

Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:

верхний пояс корпуса и пояс крышки:

нижний пояс корпуса

принимаем

Диаметры болтов:

Фундаментных

принимаем болты с резьбой М24;

крепящих крышку к корпусу у подшипников



принимаем болты с резьбой М16;

соединяющих крышку с корпусом

принимаем болты с резьбой М12.



8. Первый этап компоновки редуктора

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

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

Примерно посередине листа параллельно его длинной стороне проводим горизонтальную осевую линию; затем три вертикальные линии - оси валов на расстоянии

Вычерчиваем упрощенно шестерню и колесо виде прямоугольников; шестерня выполнена за одно целое с валом; длина ступицы колеса больше ширины венца и выступает за пределы прямоугольника на 2,5 мм.

Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса:

а) принимаем зазор между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса

при наличии ступицы зазор берется от торца ступицы;

б) принимаем зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса

в) принимаем расстояние между наружным диаметром подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса если диаметр окружности вершин зубьев шестерен окажется больше наружного диаметра подшипника, то расстояние А надо брать от этого диаметра.

Предварительно намечаем радиальные шарикоподшипники легкой серии; габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников ,

По табл. имеем:

Условное обозначение подшипника	d	D	B	Грузоподъемность, кН
	Размеры, мм	С	С0
208	40	80	18	30,7	19,0
209	45	85	19	33,2	21,6
217	85	150	28	83,2	53,0

Рисунок 1 Предварительная компоновка редуктора

Решаем вопрос о смазке подшипников. Принимаем для подшипников пластичную смазку. Для предотвращения вытекания смазки внутрь корпуса и вымывания пластичной смазки жидким маслом из зоны зацепления устанавливаем мазеудерживающие кольца. Их ширина определяет размер у= 8…12 мм.

Замером находим расстояние от оси редуктора до середины подшипника на ведущем валу ?₁ = 144 мм, на промежуточном валу ?₂ = 144,5 мм и на ведомом валу ?₃ = 149 мм.

Глубина гнезда подшипника ?_г ? 1,5В, для подшипника 217 В = 28 мм; ?_г = 1,5 · 28 = 42 мм. С учетом необходимого места для установки стяжного болта М16 примем ?_г = 50 мм.

Толщину фланца ? крышки подшипника принимают примерно равной диаметру d₀ отверстия, в этом фланце ? = 12 мм. Высоту головку болта примем 0,7d_б = 0,7 · 10 = 7 мм.



9. Проверка долговечности подшипника

Ведущий вал. Из предыдущих расчетов имеем F_t1 = 1838 Н, F_r1 = 681 H; F_a1 = 352; F_b = 1135,5 H; n₁ = 400 мин^-1; d₁ = 44,8 мм; Т₁ = 82,37 Н•м. Из первого этапа компоновки ?₁ = 144 мм.

Реакции опор:

в плоскости xz ??m_A = 0

Изгибающие моменты

в плоскости yz

??m_A = 0

Суммарные реакции

Подбираем подшипники: намечаем радиальные шариковые подшипники 208:

d = 40 мм; D = 80 мм; В = 18 мм; С = 25,1 кН и С₀ = 17,8 кН.

Эквивалентная нагрузка по формуле (7.5)

в которой радиальная нагрузка F_r1 = 2083 Н; осевая нагрузка F_a = 0; V = 1 (вращается внутреннее кольцо); К_б = 1 (см. табл. 7.2); К_Т = 1 (см. табл. 7.1); Х = 1, Y = 0.



Расчетная долговечность, млн. об. [формула (7.3)]:

Расчетная долговечность, ч,

Рисунок 2 Расчетная схема ведущего вала



Промежуточный вал.

Из предыдущих расчетов имеем F_t2 = 1838 Н, F_r2 = 681 H; F_a2 = 352; F_t3 =8531 Н, F_r3 = 3105 H; n₂ = 100 мин^-1; d₂ = 179,2 мм; d₃ = 75 мм; Т₂ = 319,93 Н•м. Из первого этапа компоновки ?₂ = 144,5 мм.

в плоскости xz ??m_С = 0

??m_D = 0

Изгибающие моменты

справа

в плоскости yz

??m_С = 0

в силу симметрии

изгибающие моменты

Суммарные реакции

Подбираем подшипники: намечаем радиальные шариковые подшипники 209: d = 45 мм; D = 85 мм; В = 19 мм; С = 33,2 кН и С₀ = 21,6 кН.

Эквивалентная нагрузка по формуле (7.5)

в которой радиальная нагрузка F_r3 = 6165 Н; осевая нагрузка F_a = 0; V = 1 (вращается внутреннее кольцо); К_б = 1 (см. табл. 7.2); К_Т = 1 (см. табл. 7.1);



Х = 1, Y = 0.

Расчетная долговечность, млн. об. [формула (7.3)]:

Расчетная долговечность, ч,

что больше требуемого.

Рисунок 3 Расчетная схема промежуточного вала



Ведомый вал.

Из предыдущих расчетов имеем F_t4 = 8531 Н, F_r4 = 3105 H; T₃ = 1551,87 Н•м; d₄ = 375 мм; n₃ = 20 мин^-1. Из первого этапа компоновки ?₃ = 149 мм.

Реакции опор:

в плоскости yz

в плоскости xz

Суммарные реакции

Изгибающие моменты:

вертикальная плоскость

горизонтальная плоскость



Подбираем подшипники: намечаем радиальные шариковые подшипники 217: d = 85 мм; D = 150 мм; В = 28 мм; С = 83,2 кН и С₀ = 53,0 кН. Эквивалентная нагрузка по формуле (7.5)

в которой радиальная нагрузка F_r5 = 4536 Н; осевая нагрузка F_a = 0; V = 1 (вращается внутреннее кольцо); К_б = 1 (см. табл. 7.2); К_Т = 1 (см. табл. 7.1); Х = 1, Y = 0.

Расчетная долговечность, млн. об. [формула (7.3)]:

Расчетная долговечность, ч,

Для зубчатых редукторов ресурс работы подшипников принимают от 36000 ч (таков ресурс самого редуктора) до 10000 ч (минимально допустимая долговечность подшипника).

Рисунок 4 Расчетная схема ведомого вала



10. 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 расстояния ?₁. Используя эти осевые линии, вычерчиваем в разрезе подшипники качения (можно вычерчивать одну половину подшипника, а второй половины нанести габариты);

б) между торцами подшипника 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 (Ш 40 мм). Фиксация их в осевом направлении осуществляется заплечиками вала и торцами внутренних колец подшипников;

в) вычерчиваем крышки подшипников (см. рис. 7.32 - 7.34) с уплотнительными прокладками (толщиной 1 мм) и болтами. Болт условно заводится в плоскость чертежа, о чем говорит вырыв на плоскости разъема.

Войлочные и фетровые уплотнения применяют главным образом в узлах, заполненных пластичной смазкой. Уплотнения манжетного типа широко используют как при пластичной, так и при жидкой смазке подшипникового узла;

г) переход вала Ш 40 к присоединительному концу Ш 30 мм выполняют на расстоянии 10-15 мм от торца крышки подшипника так, чтобы ступица шкива не задевала за головки болтов крепления крышки.

Длина присоединительного конца вала Ш 30 мм определяется длиной ступицы шкива.

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

а) для фиксации зубчатого колеса в осевом направлении предусматриваем предусматриваем утолщение вала с одной стороны и установку распорной втулки - с другой; место перехода вала от Ш 90 мм к Ш 85 мм смещаем на 2-3 мм внутрь распорной втулки с тем, чтобы гарантировать прижатие мазеудерживающего кольца к торцу торцу втулки (а не к заплечику вала!);

б) отложив от середины редуктора расстояние ?₂, проводим осевые линии и вычерчиваем подшипники (если нет особых указаний, то можно располагать оси подшипников ведущего и ведомого валов на одной прямой линии);

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

г) переход от Ш 85 мм к присоединительному концу Ш 80 мм выполняют на расстоянии 10-15 мм от торца крышки подшипника так, чтобы ступица муфты не задевала за головки болтов крепления крышки.

Длина присоединительного конца вала Ш 80 мм определяется длиной ступицы муфты.

На ведущем и ведомом валах применяем шпонки призматические со скругленными торцами по СТ СЭВ 189-75. Вычерчиваем шпонки, принимая их длины на 5-10 мм меньше длин ступиц.

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



11. Проверка прочности шпоночных соединений

Шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок по СТ СЭВ 189-75 (см. табл. 6.9).

Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.

Напряжения смятия и условие прочности [по формуле (6.22)]

Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице при чугунной ступице

Диаметр вала, мм	Сечение шпонки bxh	Глубина паза	Длина шпонки, мм
		вала t1	вала t2
30	8 х 7	4	3,3	45
50	14 х 9	5,5	3,8	50
80	22 х 14	9	5,4	100
90	25 х 14	9	5,4	115

Ведущий вал.

d = 30 мм; b x h = 8 x 7 мм; t₁ = 4 мм; длина шпонки ? = 45 мм; момент на ведущем валу Т₁ = 82,37· 10³ Н·мм;

(шкивы изготавливают из чугуна марки СЧ 21-40).

Промежуточный вал.

Проведем проверку шпонки под колесом.

d = 50 мм; b x h = 14 x 9 мм; t₁ = 5,5 мм; длина шпонки ? = 50 мм; момент на промежуточном валу Т₂ = 319,93· 10³ Н·мм;

При раздвоенной зубчатой передаче крутящий момент Т₂ воспринимают две шпонки, поэтому расчет необходимо вести по половинному моменту

что допустимо при ступице стального колеса.

Ведомый вал.

Из двух шпонок - под зубчатым колесом и под муфтой - более нагружена вторая (меньше диаметр вала и поэтому меньше размеры поперечного сечения шпонки). Проверяем шпонку под муфтой:

d = 80 мм; b x h = 22 x 14 мм; t₁ = 9 мм; длина шпонки ? = 100 мм (при длине ступицы полумуфты МУВП 82 мм); момент на ведущем валу Т₃ = 1551,87· 10³ Н·мм;

что допустимо для стальной ступицы.

Условие у_см < [у]_см выполнено.



12. 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 n для опасных сечений и сравнении их с требуемыми (допускаемыми) значениями [n].

Будем производить расчет для предположительно опасных сечений каждого из валов.

Ведущий вал

Материал вала тот же, что и для шестерни (шестерня выполнена заодно с валом), т.е. сталь 45, термообработка - улучшение.

По табл. 3.3 при диаметре заготовки до 90 мм (в нашем случае d_a1 = 48,8 мм) среднее значение у_в = 780 Н/мм².

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений

Сечение А-А. В этом сечении при передаче вращающего момента от электродвигателя через ременную передачу возникают только касательные напряжения. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.

Коэффициент запаса прочности



где амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла

При d= 30 мм; b= 8 мм; t₁= 4 мм

Принимаем

После подстановки

Проверять прочность в сечениях Б-Б и В-В нет необходимости.

Ведомый вал

Материал вала - сталь 45 нормализованная, у_в = 590 Н/мм².

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба



Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений

Сечение А-А. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки (см. гл. VI, § 6.2): масштабный фактор коэффициенты

Крутящий момент М_к3 = 1552·10³ Н·мм.

Момент сопротивления изгибу

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

Амплитуда нормальных напряжений изгиба

среднее напряжение

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А-А

Во всех сечениях n > [ n].



13. Вычерчивание редуктора

Редуктор вычерчивают в двух проекциях на листе формата А1 (594 х 841 мм) в масштабе 1:1 со штампом и спецификацией. Спецификацию следует составлять аналогично приведенному примеру



14. Посадки зубчатого колеса и подшипников

Посадки назначаем в соответствии с указаниями, данными в табл. 8.11.

Посадка зубчатого колеса на вал Н7/р6 по СТ СЭВ 144-75 соответствует легкопрессовой посадке 2-го класса точности А/Пл по ОСТ.

Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала k6, чему соответствуют Н_п по ОСТ. Отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца по Н7, чему соответствует С_п по ОСТ.



15. 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 устанавливаем вязкость масла. При скорости V = 2,01 м/с рекомендуемая вязкость н₅₀ = 118 сСт. По табл. 8.10 принимаем масло индустриальное И-100А по ГОСТ 20799-75.

Подшипники смазываем пластичной смазкой, которую закладывают в подшипниковые камеры при сборке. Периодически смазку пополняют шприцем через прессмасленки. Сорт смазки - УТ-1



16. 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 шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80-100?С;

в ведомый вал закладывают шпонку 25х14х115 и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку, мазеудерживающие 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 в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок; регулируют тепловой зазор, подсчитанный по формуле (7.1). Перед постановкой сквозных крышек в проточки вставляют манжеты. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны поворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами.

Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловый 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 условиями.

Размещено на Allbest.ru

...