Привод конический одноступенчатый

Размещено на http://www.allbest.ru/

Министерство образования и науки Российской Федерации

Федеральное государственное автономное образовательное учреждение высшего образования

«Национальный исследовательский Томский политехнический Университет»

Институт электронного обучения

«Машиностроение»

Курсовая работа по дисциплине: «Детали машин и основы проектирования»

Тема: «Привод конический одноступенчатый»

Исполнитель:

студент группыЗ-8Л32 Сапаров Абдуазим Нуриддинович

Руководитель:

Преподаватель Пашков Евгений Николаевич

Томск 2017

Оглавление

Введение

1. Выбор электродвигателя

1.1 Выбор мощности электродвигателя

1.2 Выбор типа электродвигателя

1.3 Выбор частоты вращения вала электродвигателя

2. Кинематический расчёт привода

2.1 Определение передаточных отношений

2.2 Определение частот вращения и угловых скоростей на валах привода

3. Определение крутящих моментов на валах привода

4. Расчёт цепной передачи

5. Расчёт зубчатых колес редуктора

5.1 Определение допускаемых контактных напряжений

5.2 Определение допускаемых напряжений изгиба

5.3 Расчет конической передачи

6. Предварительный расчёт валов

6.1 Расчёт ведущего вала

6.2 Расчёт ведомого вала

7. Определение размеров шестерни и колеса

8. Определение конструктивных размеров корпуса редуктора

9. Расчёт подшипников на долговечность

9.1 Расчёт подшипников ведущего вала

9.2 Расчёт подшипников ведомого вала

10. Проверка прочности шпоночных соединений

10.1 Расчёт шпонок ведущего вала

10.2 Расчёт шпонок ведомого вала

11. Уточнённый расчёт валов

11.1 Расчёт ведущего вала

11.2 Расчёт ведомого вала

12. Выбор сорта масла

13. Анализ посадок

13.1 Соединение вал - ступица зубчатого колеса

13.2 Соединение крышка подшипника - корпус редуктора

Заключение

Список литературы

Введение

Техническое задание.

Исходные данные:

Р_вых= 1,6 кВт - мощность на выходном валу привода; n_вых = 150 мин^-1 - частота вращения на выходном валу привода; t=12000 часов - срок службы привода; привод нереверсивный; нагрузка - спокойная, постоянная

1 - Электродвигатель; 2 - Муфта; 3 - Редуктор; 4 - Цепная передача

Представить пояснительную записку с полным расчётом привода и чертежи:

1) Общий вид привода; 2) общий вид редуктора; 3) рабочие чертежи деталей редуктора - зубчатого колеса, выходного вала, крышки подшипниковой сквозной.

1. Выбор электродвигателя

1.1 Выбор мощности электродвигателя

При выборе мощности электродвигателя должно соблюдаться условие:

,

где - паспортная мощность электродвигателя; - требуемая мощность электродвигателя.

Определим КПД привода:

,

где - КПД муфты; - КПД пары подшипников качения; - КПД конической передачи; - КПД цепной открытой передачи; - КПД опор приводного вала.

Принимаем по рекомендациям 3, с. 5:

= 0,98; = 0,99; = 0,97; = 0,92; = 0,99.

Тогда,

= 0,98 · 0,99² · 0,97· 0,92 · 0,99 = 0,8485.

Определим требуемую мощность электродвигателя:

кВт,

где - мощность выходного вала привода (вала IV); - коэффициент полезного действия привода.

Выбираем асинхронный электродвигатель серии 4А, закрытый, обдуваемый с номинальной мощностью = 2,2 кВт.

1.2 Выбор частоты вращения вала электродвигателя

При выборе частоты вращения вала электродвигателя должно соблюдаться условие: редуктор шпоночный подшипник

,

где - паспортная частота вращения вала электродвигателя, об/мин; - требуемая частота вращения вала электродвигателя, об/мин.

Требуемая частота вращения вала электродвигателя рассчитывается с учётом разрешающей способности схемы привода:

,

где - частота вращения приводного вала, об/мин; - передаточное отношение привода по разрешающей способности.

Определим передаточное отношение привода по разрешающей способности:

,

где - передаточное отношение редуктора по разрешающей способности; - передаточное отношение открытой цепной передачи по разрешающей способности.

Возможные значения 3, с. 7, 2, с. 7 передаточных отношений для зубчатых передач = (2...6) и для цепной передачи = (1,5...3).

Тогда, передаточное отношение привода по разрешающей способности:

= (2…6)(1,5…3) = (3…18).

Требуемая частота вращения вала электродвигателя получает значения:

= 150(3…18) = (450…2700) об/мин.

Принимаем по каталогу 3, с. 390 электродвигатель 4А90L4У3 с синхронной частотой вращения = 1500 об/мин, с мощностью = 2,2 кВт и скольжением s = 5,1% (ГОСТ 19523 - 81).

Асинхронная частота вращения ротора: = 1500-0,051•1500 = 1423,5 об/мин.

Эскиз электродвигателя

Характеристика и размеры электродвигателя 4А90L4У3 представлены в таблицах 1 и 2.

Таблица 1- Характеристика электродвигателя 4А90L4У3

Nном, кВт	n, об/ мин	Тпуск/Тном
2,2	1423,5	2,0

Таблица 2- Размеры электродвигателя 4А90L4У3, мм

Типо- размер	Число полюсов	Размеры
		?30	d22	d24	d1	?20	?21	d25	b1	h1	d20
4А90L	4	337	15	250	24	4	12	180	8	7	215

2. Кинематический расчёт привода

2.1 Определение передаточных отношений

Передаточное отношение привода:

.

Принимаем передаточное число для редуктора = 4, 3, с. 36. Тогда передаточное отношение для цепной передачи:

.

2.2 Определение частот вращения и угловых скоростей на валах привода

1423,5 об/мин;

об/мин;

об/мин;

рад/с; рад/c;

рад/c.

3. Определение крутящих моментов на валах привода

Нм;

12,48 • 0,98 · 0,99 = 12,11 Нм;

12,11 · 4 · 0,97 · 0,99 = 46,52 Нм;

46,52 • 2,37 · 0,92 · 0,99= 100,41 Нм.

4. Расчёт цепной передачи

По ГОСТ 13568-97^* принимаем цепь приводную однорядную роликовую.

Числа зубьев, 3, с. 148:

ведущей звёздочки z₃ = 31-2=31- 2•2,37= 27;

ведомой звёздочки z₄= z₃ =27 • 2,37= 64.

Уточняем передаточное отношение:

.

Расчётный коэффициент нагрузки, 3, с. 149:

,

где k_Д - динамический коэффициент, учитывающий характер нагрузки; принимаем k_Д= 1 при спокойной нагрузке;

k_а - коэффициент, учитывающий влияние межосевого расстояния; принимаем k_а =1 при а_ц? (30ч50)t;

k_н - коэффициент, учитывающий влияние наклона цепи; принимаем k_н =1,25 при наклоне свыше 60^?;

k_р - коэффициент, учитывающий способ регулирования натяжения цепи; принимаем

k_р =1,25 при периодическом регулировании;

k_см - коэффициент, учитывающий способ смазки; принимаем k_см = 1,3 при периодической смазке;

k_п - коэффициент, учитывающий периодичность работы; принимаем k_п =1 при односменной работе.

Получаем, К_э= 1•1•1,25•1,25•1,3 •1=2,0.

Принимаем допускаемое давление р= 20 МПа.

Определяем шаг однорядной цепи (m=1), 3, с. 149:

мм.

По ГОСТ 13568-97^* принимаем стандартное ближайшее значение шага t= 15,875 мм. При этом B_вн= 9,65 мм - расстояние между внутренними пластинами; d = 5,08 мм - диаметр валика; d₁ = 10,16 мм - диаметр ролика; h = 14,8 мм - ширина пластины; b = 24 мм - длина валика; Q = 22,7 кН - разрушающая нагрузка; q = 1,0 кг/м - масса одного метра цепи; А_оп = 54,8 мм² - проекция опорной поверхности шарнира.

Средняя скорость цепи, 3, с. 149:

м/с.

Определяем окружное усилие, 3, с. 153:

Н.

Проверяем давление в шарнире, 3, с. 150:

МПа.

Проверяем цепь по двум показателям:

а) по частоте вращения - допускаемая для цепи с шагом t= 15,875 мм допускаемая частота вращения малой звёздочки: [n_III] = 1000 об/мин, условие n_III ?[n_III] выполнено;

б) по давлению в шарнирах - для данной цепи при 355,87 об/мин значение [р]= 23,6 МПа:

МПа.

Условие р? [р] выполнено (24,8 МПа <25,9 МПа).

Определяем число звеньев цепи, 3, с. 148; предварительно находим суммарное число зубьев:

27+64=91;

поправка

; а=40t; .

.

Уточняем межосевое расстояние, 3, с. 149:

Для свободного провисания цепи предусматриваем возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,4%, т. е. на 632·0,004=2,5 мм.

Определяем силы, действующие на цепь, 3, с. 151:

от провисания , где k_f - коэффициент, учитывающий влияние расположения передачи; k_f = 1 при вертикальной расположенной цепи;

получаем: = 9,81 • 1 • 1,0 • 0,632= 6,20 Н;

от центробежных сил

1,0·2,54²=6,45 Н.

Расчётная нагрузка на вал, 3, с. 154:

682+2·6,20= 695 Н.

Проверяем коэффициент запаса прочности на растяжение, 3, с. 151:

Н.

Нормативный коэффициент запаса прочности [s]= 8,3.

Условие s> [s] выполнено (32,6> 8,3).

Основные размеры ведущей звёздочки, 3, с.153:

делительный диаметр

мм;

диаметр окружности выступов

мм;

диаметр окружности впадин

мм,

здесь r - радиус впадины; r = 0,5025d₁+0,05= 0,5025•10,16+0,05=5,15 мм;

ширина зуба звёздочки

b₃ = 0,93В_вн - 0,15= 0,93•9,65 - 0,15=8,82?9 мм.

Основные размеры ведомой звёздочки:

делительный диаметр

мм;

диаметр окружности выступов

мм;

диаметр окружности впадин

мм.

Условное обозначение цепи: Цепь ПР - 15,875 - 22,7 ГОСТ 13568 - 97.

5. Расчёт зубчатых колёс редуктора

Принимаем для шестерни z₁ сталь 45, термическая обработка- улучшение, твёрдость НВ 230; для колеса z₂ - сталь 45, термическая обработка- улучшение, твёрдость НВ 200, 3, с.34.

5.1 Определение допускаемых контактных напряжений

Допускаемые контактные напряжения, 3, с.33:

,

где - предел контактной выносливости при базовом числе циклов, МПа; - коэффициент долговечности; - коэффициент безопасности.

Рассчитаем , 3, с.34:

для шестерни = 2НВ +70 = 2·230+70 = 530 МПа;

для колеса = 2НВ +70 = 2·200+70= 470 МПа.

Рассчитаем коэффициент долговечности , 3, с.33:

,

где N_HO - базовое число циклов напряжений; N_HO=10⁷, 3, с.34.

N_HЕ - эквивалентное число циклов напряжений.

Рассчитаем число циклов напряжений эквивалентное, 4, с.49:

N_HЕ=60n_III t с,

где n_III- частота вращения колеса z₂; t - срок службы, ч; с- количество контактов зуба за один оборот; с= 1.

Получаем:

N_HЕ=60 ·355,87 · 12000 · 1=25,6·10⁷.

Тогда, коэффициент долговечности:

.

По рекомендациям 3, с.33 если число циклов нагружения каждого зуба колеса больше базового N_HO, принимают =1, т.е (25,6·10⁷>10⁷).

Принимаем коэффициент = 1,10, 3, с.33.

Расчётное допускаемое напряжение по шестерне:

МПа.

Расчётное допускаемое напряжение по колесу:

МПа.

Для непрямозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение определяют по формуле, 3, с.35:

МПа.

Требуемое условие выполнено (410<526).

5.2 Определение допускаемых напряжений изгиба

Допускаемые напряжения изгиба, 3, с.43:

,

где - предел выносливости (при отнулевом цикле), соответствующий базовому числу циклов, МПа; - коэффициент долговечности; - коэффициент безопасности.

Принимаем для стали 45 улучшенной при твёрдости НВ ? 350:

.

Для шестерни МПа;

для колеса МПа.

Коэффициент запаса прочности:

,

где - коэффициент запаса прочности, учитывающий нестабильность свойств материала зубчатых колёс; - коэффициент запаса прочности, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колёса.

Принимаем по рекомендациям 3, с.44-45: =1,75; =1,0;

тогда = 1,75 · 1,0 = 1,75.

Коэффициент долговечности =1, 3, с.45.

Допускаемые напряжения:

для шестерни МПа; для колеса МПа.

5.3 Расчёт конической передачи

Коэффициент ширины венца по отношению к внешнему конусному расстоянию, [3, с. 49: =0,285.

Коэффициент нагрузки при несимметричном расположении колеса с твёрдостью поверхностей зубьев ? НВ 350 принимаем при постоянной нагрузке К_Нв=1 [3, с. 32.

Внешний делительный диаметр колеса, [3, с. 49:

мм;

здесь K_d- вспомогательный коэффициент, для прямозубых передач К_d = 99 3, с. 49.

Принимаем по ГОСТ 12289 - 76 стандартное ближайшее значение =180 мм.

Примем число зубьев шестерни z₁= 20. Тогда число зубьев колеса:

.

Внешний окружной модуль [3, с. 50:

.

Углы делительных конусов, [3, с. 50:

колеса;

шестерни.

Внешнее конусное расстояние R_е и длина зуба b, [3, с. 50:

мм;

мм;

по ГОСТ 12289-76 принимаем b= 26 мм.

Внешний делительный диаметр шестерни:

мм.

Средний делительный диаметр шестерни:

мм;

колеса: мм.

Внешние диаметры шестерни и колеса (по вершинам зубьев):

мм;

мм.

Средний окружной модуль:

.

Определим коэффициент ширины шестерни по среднему диаметру:

.

Окружная скорость колёс:

м/с.

Для конической передачи назначаем 7-ю степень точности.

Коэффициент нагрузки для проверки контактных напряжений:

,

Принимаем коэффициенты, 3, с. 39: К_Нв =1,06; К_Нб= 1; К_Нн =1,05.

Тогда, К_Н =1,06·1·1,05=1,1.

Проверяем контактные напряжения, 3, с. 48:

МПа<[у_Н]= 410 МПа.

Силы, действующие в зацеплении:

окружная

Н;

радиальная для шестерни, равная осевой для колеса

Н;

осевая для шестерни, равная радиальной для колеса

Н.

Проверим зубья на выносливость по напряжениям изгиба:

,

где К_F - коэффициент нагрузки при расчёте на изгиб; Y_F - коэффициент формы зуба.

Определяем коэффициент нагрузки, 3, с. 42:

,

По рекомендациям 3, с. 43 принимаем =1,14; =1,25.

Тогда, К_F = 1,14·1,25 =1,4.

Коэффициент формы зуба Y_F выбираем в зависимости от эквивалентных чисел зубьев, 3, с. 42:

для шестерни

; Y_F1 = 3,85;

для колеса

; Y_F2 =3,60.

Отношения , 3, с. 42:

для шестерни

МПа;

для колеса

МПа.

Найденное отношение меньше для колеса, значит, дальнейшую проверку проводим для зубьев колеса.

Проверяем зуб колеса:

МПа < [у]_F2 =206 МПа.

Условие прочности на изгиб выполнено.

6. Предварительный расчёт валов

6.1 Расчёт ведущего вала

Диаметр выходного конца вала II определяют из условия прочности на кручение при допускаемых напряжениях на кручение = 15 МПа, 3, с. 161:

мм.

Полученный диаметр необходимо согласовать с диаметром ротора электродвигателя. Диаметр ротора электродвигателя d₁ = d_дв =24 мм. По ГОСТ 21424-93 выбираем МУВП с расточками полумуфт под диаметры d_дв = 24 мм и d_вII = 22 мм.

Шестерню выполняем за одно с валом; диаметры шеек под подшипники

d_пII = d_вII +(8...10)мм =22+(8...10)=(30...32)мм. Принимаем d_пII = 30 мм; диаметр буртика d_бII=d_пII +(1...5)мм=30+(1...5)= (31...35) мм; принимаем d_бII =34 мм в соответствии с рисунком.

Предварительно назначаем по ГОСТ 27365-87 подшипники роликовые конические однорядные лёгкой серии с углом контакта б = 12^є; обозначение 7206, для которых d= 30 мм, D = 62 мм, В= 16 мм; с= 14 мм; Т= 17,5 мм, е= 0,37.

Конструкция ведущего вала

6.2 Расчёт ведомого вала

Расчётом на кручение определяем диаметр выходного конца вала при = 20 МПа.

мм.

Принимаем d_вIII = 25 мм; диаметры шеек под подшипники d_пIII = 30 мм; диаметр вала под колесом z₂ d_к2 = d_пIII +(3...5)мм = 30+(3...5)= (33...35)мм; принимаем d_к2 = 35 мм; диаметр буртика d_бIII = d_к2 +(1...5)мм = 35+(1...5)= (36...40)мм; принимаем d_бIII = 40 мм в соответствии с рисунком.

Предварительно назначаем по ГОСТ 27365-87 подшипники роликовые конические однорядные лёгкой серии с углом контакта б = 12^є; обозначение 7206, для которых d= 30 мм, D = 62 мм, В= 16 мм; с= 14 мм; Т= 17, 5 мм, е= 0,36.

Конструкция ведомого вала

7. Определение размеров шестерни и колеса

Колесо z₂ кованое. Диаметр и длина ступицы колеса z₂, 3, с. 233:

=1,6·35=56 мм;

(1,2...1,5)35= (42...52,5)мм; принимаем 42 мм;

толщина обода колеса z₂:

(3...4)1,9= (5,7...7,6)мм; принимаем д₀ =8 мм;

толщина диска колеса z₂:

(0,1...0,17)92,7=(9,27...15,7)мм; принимаем С=12 мм.

8. Определение конструктивных размеров корпуса редуктора

Толщина стенок основания и крышки редуктора, 3, с. 241:

мм = 0,05·92,7+1 = 5,6 мм;

мм = 0,04·92,7+1 = 4,7 мм.

Принимаем д = д₁ = 8 мм.

Толщина фланцев:

основания и крышки редуктора =мм.

нижнего пояса основания редуктора мм. Принимаем =20 мм.

Диаметры болтов:

фундаментных мм. Принимаем болты с резьбой М20;

у подшипников мм. Принимаем болты с резьбой М16;

соединяющих основание с крышкой мм. Принимаем болты с резьбой М12.

9. Расчёт подшипников на долговечность

При расчёте подшипников на долговечность должно выполняться условие, 2, с. 109: L_h ?t, где L_h-расчётный ресурс подшипника, ч; t- ресурс работы редуктора, в нашем случае t = 12000 ч.

Со стороны муфты на вал действует радиальная консольная нагрузка F_М, возникающая из-за погрешностей монтажа, ошибок изготовления и неравномерного изнашивания элементов муфты. Для ведущего вала значение силы определяем по рекомендации, 4, с. 101:

Нм;

принимаем F_М1=430 Нм.

Составляем расчётную схему привода в соответствии с рисунком.

Расчётная схема привода

9.1 Расчёт подшипников ведущего вала

Из предыдущих расчётов известно:

= 629 Н; = 222 Н; = 55,3 Н; = 38,5 мм; F_М1=430 Нм; = 1423,5 об/мин.

Составим уравнение равновесия моментов, из которых найдем реакции в опорах в соответствии с рисунком.

Расчётная схема ведущего вала

Реакции в опорах в плоскости ZY:

;

H;

;

Н.

Проверка:

;

-364 + 142 + 222=0.

Реакции опор в плоскости ZX:

;

H;

;

H.

Проверка:

;

-603 + 629 - 456 + 430=0.

Рассчитаем подшипник 7206 на долговечность; по ГОСТ 27365-87 динамическая радиальная грузоподъёмность C_r =38,0 кН; расчётные параметры е = 0,37; Y= 1,6.

Полные радиальные составляющие:

Н;

Н.

Эквивалентная динамическая нагрузка, 3, с. 212:

,

где - коэффициент, учитывающий вращение внутреннего или наружного кольца; =1,0 - при вращении внутреннего кольца; X- коэффициент радиальной нагрузки; Y- коэффициент осевой нагрузки; - радиальная нагрузка, действующая на подшипник, Н; - осевая нагрузка, Н; - коэффициент безопасности; принимаем при спокойной нагрузке без толчков=1,0; - температурный коэффициент; при рабочей температуре подшипника t_раб ? 100^? С принимаем =1,0.

Осевые силы, возникающие в роликовых конических подшипниках при действии на них радиальных реакций, 3, с. 216:

S₁= 0,83eF_r1=0,83•0,37•583=179 Н;

S₂= 0,83eF_r2=0,83•0,37•619=190 Н.

Суммарная осевая нагрузка на подшипник:

= 55,3 + 179 - 190 = 44,3 Н.

Отношение для опоры 1: , что меньше е = 0,37. По рекомендациям [3, с. 213] принимаем: X= 1; Y= 0.

Отношение для опоры 2: , что меньше е = 0,37. Принимаем: X= 1; Y=0.

Рассчитаем эквивалентную динамическую нагрузку:

= 583•1,0•1,0= 583 Н;

= 619•1,0•1,0= 619 Н.

Для подшипника более нагруженной опоры 2 вычисляем расчётный ресурс.

Расчётная долговечность, [3, с. 211]:

млн.об.

Расчётный ресурс:

ч > t = 12000 ч.

Расчётный ресурс больше требуемого, значит, предварительно назначенные подшипники 7206 пригодны.

9.2 Расчёт подшипников ведомого вала

Из предыдущих расчётов известно:

= 629 Н; = 222 Н; = 55,3 Н; = 154 мм; 695 Н;= 355,87 об/мин.

Составим уравнение равновесия моментов, из которых найдем реакции в опорах в соответствии с рисунком.

Расчётная схема ведомого вала

Реакции в опорах в плоскости YZ:

;

;

Н.

Проверка:

.

343 - 55,3 - 983 + 695=0.

Реакции опор в плоскости ХZ:

;

Н;

;

Н.

Проверка:

.

215 - 629 + 414=0.

Рассчитаем подшипник 7206 на долговечность; по ГОСТ 27365-87 динамическая радиальная грузоподъёмность C_r =38,0 кН; расчётные параметры е = 0,37; Y= 1,6.

Полные радиальные составляющие:

Н;

Н.

Осевые силы:

S₃= 0,83eF_r3=0,83•0,37•405=124 Н;

S₄= 0,83eF_r4=0,83•0,37•1066=327 Н.

Суммарная осевая нагрузка на подшипник:

= - 124 - 222 +327 = -19 Н.

Отношение для опоры 3: , что меньше е = 0,37. По рекомендациям [3, с. 213] принимаем: X= 1; Y= 0.

Отношение для опоры 4: , что меньше е = 0,37. Принимаем: X= 1; Y=0.

Рассчитаем эквивалентную динамическую нагрузку:

= 405•1,0•1,0= 405 Н.

= 1066•1,0•1,0= 1066 Н.

Для подшипника более нагруженной опоры 4 вычисляем расчётный ресурс.

Расчётная долговечность, [3, с. 211]:

млн.об.

Расчётный ресурс:

ч > t = 12000 ч.

Расчётный ресурс больше требуемого, значит, предварительно назначенные подшипники 7206 пригодны.

10. Проверка прочности шпоночных соединений

Назначаем шпонки призматические со скруглёнными торцами. Размеры сечений, пазов и длина шпонок по ГОСТ 23360 - 78. Материал шпонок - сталь 45 нормализованная. Допускаемые напряжения смятие при стальной ступице колеса и звёздочки [у]_см = (100...120) МПа, при чугунной ступице муфты [у]_см = (50...70) МПа.

10.1 Расчёт шпонок ведущего вала

Диаметр вала d_вII =22 мм; сечение шпонки bЧh = 8Ч7 мм; глубина паза t₁ = 4,0 мм; длина шпонки = 28 мм; крутящий момент, воспринимаемый шпонкой = 12,11•10³ Нм. МПа<[у]_см = (50...70) МПа.

10.2 Расчёт шпонок ведомого вала

Проверяем шпонку под коническим зубчатым колесом:

d_к2 = 35 мм; bЧh = 10Ч8 мм; t₁ = 5,0 мм; = 36 мм; =46,52·10³ Нм.

МПа<[у]_см = (100...120) МПа.

Проверяем шпонку на выходном участке вала (под звёздочкой):

d_вIII = 25 мм; bЧh = 8Ч7 мм; t₁ = 4,0 мм; = 36 мм; =46,52·10³ Нм.

МПа<[у]_см = (100...120) МПа.

Все шпонки удовлетворяют условию прочности на смятие.

11. Уточнённый расчёт валов

Будем производить расчёт для предположительно опасных сечений каждого из валов.

Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные напряжения от кручения - по отнулевому (пульсирующему).

По рекомендациям 2, с.166 статическую прочность считают обеспеченной, если расчётное значение коэффициента запаса прочности больше допускаемого: (1,3...2).

11.1 Расчёт ведущего вала

Материал вала - сталь 45 нормализованная; предел выносливости

= 570 МПа.

Пределы выносливости при симметричном цикле изгиба:

МПа

и предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений:

142 МПа.

В соответствии с формой вала и эпюрами моментов изгибающих М_Х и М_Z в соответствии с рисунком 5 опасными сечениями являются А-А; Б-Б.

Сечение А-А. Концентрация напряжений вызвана напрессовкой внутреннего кольца подшипника на вал.

Результирующий изгибающий момент:

Нм.

Осевой момент сопротивления поперечного сечения вала при изгибе (для сплошного круглого сечения), 2, с.166:

мм³

где - диаметр внутреннего кольца подшипника

Полярный момент сопротивления поперечного сечения вала:

мм³.

Напряжения изгиба:

МПа.

Напряжения кручения:

МПа.

Коэффициенты: 3,8; 0,6=0,6·3,8+0,4=2,68; = 0,1.

Определяем коэффициенты запаса прочности, 3, с.162-164:

по нормальным напряжениям

;

по касательным напряжениям

.

.

Полученный коэффициент запаса прочности удовлетворяет условию s > [s].

Сечение Б-Б. Концентрация напряжений вызвана напрессовкой внутреннего кольца подшипника на вал.

Результирующий изгибающий момент:

28,3 Нм.

Осевой момент сопротивления поперечного сечения вала при изгибе (для сплошного круглого сечения), 2, с.166:

мм³

где - диаметр внутреннего кольца подшипника

Полярный момент сопротивления поперечного сечения вала:

мм³.

Напряжения изгиба:

МПа.

Напряжения кручения:

МПа.

Коэффициенты: 3,8; 0,6=0,6·3,8+0,4=2,68; = 0,1.

Определяем коэффициенты запаса прочности, 3, с.162-164:

по нормальным напряжениям

;

по касательным напряжениям

.

.

Полученный коэффициент запаса прочности удовлетворяет условию s > [s].

11.2 Расчёт ведомого вала

Материал вала - сталь 45 нормализованная; предел выносливости = 570 МПа.

Пределы выносливости при симметричном цикле изгиба: МПа и предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений:

142 МПа.

В соответствии с формой вала и эпюрами моментов изгибающих М_Х и М_Y в соответствии с рисунком 6 опасными сечениями являются В-В; Г-Г.

Сечение В-В Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.

Результирующий изгибающий момент:

Нм.

Осевой момент сопротивления поперечного сечения вала при изгибе:

мм³.

Напряжения изгиба:

МПа.

Полярный момент сопротивления поперечного сечения вала при кручении:

мм³.

Напряжения кручения:

МПа.

По рекомендациям, 3, с. 165-166 принимаем коэффициенты:

= 1,6- эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений;

= 1,5 - эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений;

= 0,865 - масштабный фактор для нормальных напряжений;

= 0,75 - масштабный фактор для касательных напряжений;

= 0,1 - коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений.

Определяем коэффициент запаса прочности:

по нормальным напряжениям

;

по касательным напряжениям

.

.

Полученный коэффициент запаса прочности удовлетворяет условию n > [n].

Сечение Г-Г. Концентрация напряжений вызвана напрессовкой внутреннего кольца подшипника на вал.

Результирующий изгибающий момент: 56,9 Нм.

Осевой момент сопротивления поперечного сечения вала при изгибе (для сплошного круглого сечения), 2, с.166:

мм³

где - диаметр внутреннего кольца подшипника

Полярный момент сопротивления поперечного сечения вала:

мм³.

МПа.

МПа.

Коэффициенты: 2,6; 0,6=0,6·2,6+0,4=1,96; = 0,1.

Определяем коэффициенты запаса прочности:

по нормальным напряжениям

;

по касательным напряжениям

.

.

Полученный коэффициент запаса прочности удовлетворяет условию n > [n].

12. Выбор сорта масла

Смазка зубчатого конического зацепления производится окунанием зубьев колеса на всю длину в масло. Объём масляной ванны V_М определим из расчёта 0,25 дм³ масла на 1 кВт передаваемой мощности: V_М = 0,25·1,86=0,46 дм³.

По рекомендациям установим вязкость масла при 50^?С при скорости колёс =2,86 м/с и контактных напряжениях до 600 МПа:

28•10^-6 м²/с.

По ГОСТ 20799-75 принимаем масло индустриальное И-30А.

13. Анализ посадок

13.1 Соединение вал - ступица зубчатого колеса

Номинальный размер соединения Ш 35 . По таблицам СТ СЭВ 144 - 75 находим предельные отклонения:

для отверстия Ш 35 Н7ES = +25 мкм; EI = 0;

для вала Ш 35 р6es = +42 мкм; ei = +26 мкм.

Посадка выполнена в системе отверстия.

Проставляем предельные отклонения:

для отверстия Ш 35 Н7 (^+0,025);

для вала Ш 35 р6.

Вычисляем предельные размеры отверстия и вала:

35 + 0,025= 35,025 мм;

35 + 0= 35 мм;

35 + 0,042 = 35,042 мм;

35 + 0,026 = 35,026 мм.

Определяем величину допуска размера на изготовление отверстия и вала:

а) через предельные размеры

35,025 - 35= 0,025 мм;

35,042 - 35,026= 0,016 мм.

б) через предельные отклонения

+25-0=25 мкм;

+42-26= 16 мкм.

Предельные значения натягов:

а) через предельные размеры

35,042 - 35 = 0,042 мм;

35,026 - 35,025= 0,001 мм.

б) через предельные отклонения

+42-0= 42 мкм;

+26-25=1 мкм.

Определяем допуск натяга TN:

0,025+0,016= 0,041 мм.

Заключение: посадка Ш 35 является посадкой с натягом и выполнена в системе отверстия.

Соединение вал - ступица зубчатого колеса выполнено с гарантированным натягом 1 мкм. Расположение полей допусков соединения вала со ступицей зубчатого колеса изображено на рисунке.

Расположение полей допусков соединения вала со ступицей зубчатого колеса

13.2 Соединение крышка подшипника - корпус редуктора

Номинальный размер соединения Ш 62 . По таблицам СТ СЭВ 144 - 75 находим предельные отклонения:

для отверстия Ш 62 Н7ES = +30 мкм; EI = 0;

для вала Ш 62 d11es = -100 мкм; ei = -290 мкм.

Посадка выполнена в системе отверстия.

Проставляем предельные отклонения:

для отверстия Ш 62 Н7 (^+0,030);

для вала Ш 62 d11 .

Вычисляем предельные размеры отверстия и вала:

62 + 0,030= 62,030 мм;

62 + 0= 62 мм;

62 + (-0,100)= 61,900 мм;

62 +(-0,290) = 61,710 мм.

Определяем величину допуска размера на изготовление отверстия и вала:

а) через предельные размеры

62,030 - 62= 0,030 мм;

61,900 - 61,71= 0,19 мм.

б) через предельные отклонения

+30-0=30 мкм;

-100-(-290)= 190 мкм.

Предельные значения зазоров:

а) через предельные размеры

62,030 - 61,71 = 0,32 мм;

62 - 61,900= 0,1 мм.

б) через предельные отклонения

+30-(-290)= 320 мкм;

0-(-100)=100 мкм.

В данном случае обеспечена посадка с зазором.

Определяем допуск зазора TS:

0,030+0,190= 0,220 мм.

Заключение: посадка Ш 62 является посадкой с зазором и выполнена в системе отверстия.

Расположение полей допусков соединения крышки подшипника с корпусом редуктора изображено на рисунке.

Расположение полей допусков соединения крышки подшипника с корпусом редуктора

Заключение

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

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

на ведущий вал насаживают роликоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80-100^?С, которые дистанцируют между собой кольцом; затем накручивают круглую шлицевую гайку с шайбой. Далее вал с насаженными деталями устанавливают в стакан;

в ведомый вал закладывают шпонку 10 Ч 8 Ч 36 и напрессовывают зубчатое коническое колесо до упора в бурт вала; затем насаживают распорную втулку и устанавливают роликоподшипники, предварительно нагретые в масле.

Стакан устанавливают в крышку корпуса. Ведомый вал укладывают в основание корпуса редуктора, устанавливают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком.

При сборке конической передачи регулируют вначале подшипники, а затем зацепление. Регулирование осевого зазора в роликоподшипниках ведущего вала осуществляют осевым перемещением по валу с помощью круглой шлицевой гайки внутреннего кольца подшипника. При регулировании зацепления вал - шестерню перемещают в осевом направлении путём изменения толщины набора тонких металлических прокладок между корпусом редуктора и фланцем стакана.

На ведомом валу регулирование зазора в подшипниках осуществляют с помощью тонких металлических прокладок, устанавливаемых под фланцы привёртных крышек.

Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.

После этого в подшипниковые камеры ведомого вала закладывают пластичную смазку, устанавливают дистанционные кольца, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки.

Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают манжеты. 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 8 Ч 7 Ч 28.

Затем ввёртывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой, отдушину, маслоуказатель жезловый для наблюдения за уровнем масла, масленку.

Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде.

Список литературы

1. Анурьев В. И. Справочник конструктора-машиностроителя: В 3-х т. Т. 1.-М.: Машиностроение, 1980.- 728 с., ил.

2. Дунаев П. Ф., Леликов О. П. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для техн. спец. вузов.- М.: Высш. шк., 2014.- 447 с.: ил.

3. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб пособие для техникумов / С. А. Чернавский, Г. М. Ицкович, К. Н. Боков и др.- М.: Машиностроение, 1988.- 416 с.: ил.

4. Шейнблит А. Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие. Изд-е 2-е, перераб. и дополн. - Калининград: Янтар. сказ, 1999. -454 с.: ил., черт. - Б.ц.

5. Цехнович Л. И., Петриченко И. П. Атлас конструкций редукторов.- Киев: Выща школа, 1990.- 151 с.

6. Детали машин и основы проектирования: метод. указ. и индивид. задания для студентов ИнЭО, обучающихся по напр. 150700 «Машино- строение» / сост. Е.Н. Пашков, Г.Р. Зиякаев, А.В.Черемнов, В.В. Гурин; Томский политехнический университет. - Томск: Изд-во Томского поли- технического университета, 2014.

Размещено на Allbest.ru

...