Проектирование привода с одноступенчатым цилиндрическим редуктором и цепной передачей

Размещено на http://www.allbest.ru/

Федеральное агентство по образованию

Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего профессионального образования

«Магнитогорский государственный технический университет им. Г.И. Носова»

Кафедра механики

Курсовой проект

По дисциплине: «Детали машин»

На тему: «Проектирование привода с одноступенчатым цилиндрическим редуктором и цепной передачей»

Выполнила: Ряузова Р.Ф.

Руководитель: Русанов В.А.

Магнитогорск 2011



Оглавление

Задание на проектирование

1. Расчет и конструирование

2. Расчет зубчатых колес редуктора

3. Предварительный расчет валов редуктора

4. Конструктивные размеры шестерни и колеса

5. Конструктивные размеры корпуса редуктора

6. Расчет цепной передачи

7. Предварительный этап компоновки редуктора

8. Проверка долговечности подшипника

9. Второй этап компоновки редуктора

10. Проверка прочности шпоночных соединений

11. Уточненный расчет валов

12. Вычерчивание редуктора

13. Посадки зубчатого колеса, звездочки и подшипников

14. Выбор сорта масла

15. Сборка редуктора



Задание на проектирование

Спроектировать одноступенчатый горизонтальный цилиндрический косозубый редуктор и цепную передачу для привода к ленточному конвейеру (рис. 1).

Полезная сила, передаваемая лентой конвейера, F_л = 3,3 кН; скорость ленты V_л = 1м/с; диаметр приводного барабана D_б =0,5 мм. Редуктор нереверсивный, предназначен для длительной эксплуатации; работа односменная; валы установлены на подшипниках качения.

Формулы для расчета зубчатых колес см. гл. III, цепной передачи - гл. VII, валов - гл. VIII, подшипников - ГЛ. IX.

Рис. 1 Привод ленточного конвейера с цилиндрическим редуктором и цепной передачей: 1 -- электродвигатель; 2 --муфта; 3 -- одноступенчатый редуктор; 4 - цепная передача; 5 -- приводной барабан; 6 -- лента конвейерная

редуктор цепной вал передача



1. Расчет и конструирование

Выбор электродвигателя и кинематический расчет (рис. 12.2)

По табл. 1.1 примем:

КПД пары цилиндрических зубчатых колес ?₁ = 0,98; коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения, ?₂ = 0,99; КПД открытой цепной передачи ?₃ = 0,95.

Общий КПД привода

Мощность на валу барабана

Требуемая мощность электродвигателя

Угловая скорость барабана

Частота вращения барабана

Рис. 2 Кинематическая схема привода: А -- вал барабана; В -- вал электродвигателя и 1-й вал редуктора; С -- 2-й вал редуктора

В табл. П.1 (см. приложение) по требуемой мощности Р_тр = 3,65 кВт с учетом возможностей привода, состоящего из цилиндрического редуктора и цепной передачи (см. § 1.3, гл. I, возможные значения частных передаточных отношений для цилиндрического зубчатого редуктора i_р = 3/6 и для цепной передачи i_ц = 3/6, i_общ = i_рi_ц= 9/36), выбираем электродвигатель трехфазный короткозамкнутый серии L4, закрытый, обдуваемый, с синхронной частотой вращения 1500 об/мин 4А 100 L4 с параметрами Р_дв = 4 кВт и скольжением 2,6% (ГОСТ 19523 -- 81). Номинальная частота вращения n _дв= 1410 об/мин, а угловая скорость

Проверим общее передаточное отношение:



что можно признать приемлемым, так как оно находится между 9 и 36 (большее значение принимать не рекомендуют).

Частные передаточные числа (они равны передаточным отношениям) можно принять: для редуктора по ГОСТ 2185 -- 66 (см. с. 36) u_ц= 6,3, для цепной передачи

Частоты вращения и угловые скорости валов редуктора и приводного барабана

Вал В	n1 = nдв = 1410 об/мин	?1 = ?дв = 147,6 рад/с
Вал С
Вал А	nб = 38,2 об/мин	?б = 4 рад/с

Вращающие моменты:

на валу шестерни

на валу колеса

2. Расчет зубчатых колес редуктора

Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками (см. гл. III, табл. 3.3): для шестерни сталь 45, термическая обработка - улучшение, твердость НВ 230; для колеса -- сталь 45, термическая обработка -- улучшение, но твердость на 30 единиц ниже - НВ 200. Допускаемые контактные напряжения [формула (3.9)]

где -- предел контактной выносливости при базовом числе циклов.

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

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 косозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение по формуле (3.10) гл. III

для шестерни

для колеса

Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение

Требуемое условиевыполнено.

Коэффициент , несмотря на симметричное расположение колес относительно опор (см. рис. 12.2), примем выше рекомендуемого для этого случая, так как со стороны цепной передачи действуют силы, вызывающие дополнительную деформацию ведомого вала и ухудшающие контакт зубьев. Принимаем предварительно по табл. 3,1, как в случае несимметричного расположения колес, значение

Принимаем для косозубых колес коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию (см. с. 36).

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев по формуле (3.7) гл. III

где для косозубых колес К_а = 43, а передаточное число нашего редуктора u = u_p = 6,3.

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185 -- 66 a_w = 125 мм (см. с. 36).

Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации:

принимаем по ГОСТ 9563 -- 60* m_n = 2 мм (см. с. 36).

Примем предварительно угол наклона зубьев = 10° и определим числа зубьев шестерни и колеса [см. формулу (3.16)]:

Принимаем z₁= 17; тогда z₂ = z₁u = 17*6,3 = 107,

Уточненное значение угла наклона зубьев

Основные размеры шестерни и колеса:

диаметры делительные:

диаметр вершины зубьев:

ширина колеса

ширина шестерни

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

Окружная скорость колес и степень точности передачи



При такой скорости для косозубых колес следует принять 8-ю степень точности (см. с. 32).

Коэффициент нагрузки

Значения даны в табл. 3.5; при = 1,604, твердости НВ < 350 и несимметричном расположении колес относительно опор с учетом изгиба ведомого вала от натяжения цепной передачи 1,22.

По табл. 3.4 гл. III при = 2,53 м/с и 8-й степени точности 1,09. По табл. 3.6 для косозубых колес при < 5 м/с имеем = 1,0. Таким образом, = 1,22 *1,09 *1,0 = 1,33.

Проверка контактных напряжений по формуле (3.6):

= 447,6Мпа

Силы, действующие в зацеплении [формулы (8.3) и (8.4) гл. VIII]:

окружная

радиальная

осевая

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле (3.25):

Здесь коэффициент нагрузки (см. с. 42). По табл. 3.7 при твердости HB ? 350 и несимметричном расположении зубчатых колес относительно опор = 1,45. По табл. 3.8 = 1,1. Таким образом, коэффициент = 1,45*1,1 = 1,595; Y_F -- коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев z_v [см. гл. III, пояснения к формуле (3.25)]:

у шестерни

у колеса

Допускаемое напряжение по формуле (3.24)

По табл. 3.9 для стали 45 улучшенной при твердости НВ ? 350

Для шестерни = 1,8-230 = 415 МПа; для колеса 1,8 * 200 = 360 МПа. [S_F] = [S_F]' [S_F]" -- коэффициент безопасности [см. пояснения к формуле (3.24)], где [S_F]' = 1,75 (по табл. 3.9), [S_F]" = 1 (для поковок и штамповок). Следовательно, [S_F] = 1,75.

Допускаемые напряжения:



для шестерни

для колеса

Находим отношения :

для шестерни

для колеса

Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.

Определяем коэффициенты [см. гл. III, пояснения к формуле (3.25)]:

для средних значений коэффициента торцового перекрытия 1,5 и 8-й степени точности = 0,75.

Проверяем прочность зуба колеса по формуле (3.25):

Условие прочности выполнено.



3. Предварительный расчет валов редуктора

Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Ведущий вал:

диаметр выходного конца при допускаемом напряжении = 25 МПа по формуле (8.16) гл. VIII

Так как вал редуктора соединен муфтой с валом электродвигателя (см. рис. 12.1), то необходимо согласовать диаметры ротора и вала . Иногда принимают . Некоторые муфты, например УВП (см. гл. XI), могут соединять валы разных диаметров в пределах одного номинального момента. У подобранного электродвигателя (см. табл. П2) диаметр вала может быть 42 или 48 мм. Примем = 32 мм. Выбираем МУВП по ГОСТ 21424 -- 75 с расточками полумуфт под = 32 мм и = 24 мм (рис. 12.3). Примем под подшипниками = 30 мм. Шестерню выполним за одно целое с валом (см. рис. 10.6). Иногда вал электродвигателя не соединяется непосредственно с ведущим валом редуктора, а между ними имеется ременная или цепная передача (рис. 3).



Рис. 3 Конструкция ведущего вала

Ведомый вал (рис. 12.5). Учитывая влияние изгиба вала от натяжения цепи, принимаем [] = 20 МПа.

Диаметр выходного конца вала

Рис.4 Конструкция ведомого вала



Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда [см. гл. VIII, пояснения к формуле (8.16)]: = 35 мм. Диаметр вала под подшипниками принимаем = 40 мм, под зубчатым колесом = 45 мм.

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

4. Конструктивные размеры шестерни и колеса

Шестерню выполняем за одно целое с валом (см. рис. 10.6,а); ее размеры определены выше: d₁ = 34,27 мм; d_а1 = 38,27 мм; b₁ = 55 мм.

Колесо кованое (см. гл. X, рис. 10.2, а и табл. 10.1): d₂ = 215,73 мм; d_а2 = 219,76 мм; b₂ = 50 мм.

Диаметр ступицы

мм, принимаем I_ст = 60 мм.

Толщина обода = (2,54) = (24)*2,5 = 4*2=8 мм, принимаем

Толщина диска С = 0,3 b₂ = 0,3*50 = 15 мм.

5. Конструктивные размеры корпуса редуктора (см. рис. 10.18 и табл. 10.2 и 10.3)

Толщина стенок корпуса и крышки: мм, принимаем принимаем Толщина фланцев поясов корпуса и крышки: верхнего пояса корпуса и пояса крышки



нижнего пояса корпуса р = 2,35 = 2,35*8 = 19 мм; принимаем р = 20 мм.

Диаметр болтов: фундаментных; принимаем болты с резьбой М18;

крепящих крышку к корпусу у подшипников принимаем болты с резьбой М14;

соединяющих крышку с корпусом принимаем болты с резьбой M12.

6. Расчет цепной передачи

Выбираем приводную роликовую однорядную цепь (см. гл. VII, табл. 7.15).

Вращающий момент на ведущей звездочке

Передаточное число было принято ранее

Число зубьев: ведущей звездочки [см. с. 148]

ведомой звездочки

Принимаем

Тогда фактическое

Отклонение

Расчетный коэффициент нагрузки [см. гл. VII, формулу (7.38) и пояснения к ней]

где k_д = 1 -- динамический коэффициент при спокойной нагрузке (передача к ленточному конвейеру); k_а = 1 учитывает влияние межосевого расстояния ; k_н = 1 -- учитывает влияние угла наклона линии центров (k_п = 1, если этот угол не превышает 60°; в данном примере = 45°, см. рис. 12.1); k_р учитывает способ регулирования натяжения цепи; k_р = 1,25 при периодическом регулировании натяжения цепи; k_см = 1 при непрерывной смазке; k_п учитывает продолжительность работы в сутки,

при односменной работе k_п = 1.

Для определения шага цепи по формуле (7.38) гл. VII надо знать допускаемое давление [р] в шарнирах цепи. В табл. 7.18 допускаемое давление [р] задано в зависимости от частоты вращения ведущей звездочки и шага t. Поэтому для расчета по формуле (7.38) величиной [р] следует задаваться ориентировочно. Ведущая звездочка имеет частоту вращения

Среднее значение допускаемого давления при

Шаг однорядной цепи (m=1)

Подбираем по табл. 7.15 цепь ПР-31,75-88,50 по ГОСТ 13568 -- 75, имеющую t = 25,04 мм; разрушающую нагрузку Q ж 60,0 кН; массу q = 2,6кг/м; А_оп = 179,7 мм2.

Скорость цепи

Окружная сила

Давление в шарнире проверяем по формуле (7.39)

Уточняем по табл. 7.18 допускаемое давление [p] = 22 [1 + 0,01 (z₃ - 17)] = 22 [1 + 0,01 (20 - 17)] = 20МПа. Условие р < [р] выполнено. В этой формуле 20МПа - табличное значение допускаемого давления по табл. 7.18 при и = 200 об/мин и t = 31,75 мм.

Определяем число звеньев цепи по формуле (7.36)



Где

Тогда

Округляем до четного числа L, = 174.

Уточняем межосевое расстояние цепной передачи по формуле (7.37)

Для свободного провисания цепи предусматриваем возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,4 %, т. е. на 1280*0,004 5 мм.

Определяем диаметры делительных окружностей звездочек [см. формулу (7.34)]



Определяем диаметры наружных окружностей звездочек [см. формулу (7.35)]

где, d₁ = 15,88 мм - диаметр ролика цепи (см.табл. 7.15);

Силы, действующие на цепь:

окружная F_tц = 1927Н -- определена выше;

от центробежных сил , где q = 2,6 кг/м по табл. 7.15;

от провисания , где k_f = 1,5 при угле наклона передачи 45° (см. с. 151).

Расчетная нагрузка на валы

Проверяем коэффициент запаса прочности цепи [по формуле (7.40)]

Это больше, чем нормативный коэффициент запаса [s] 8,4 (см. табл. 7.19); следовательно, условие s > [s] выполнено.

Размеры ведущей звездочки:

ступица звездочки ; принимаем

толщина диска звездочки 0,93В_вн = 0,93 * 15,88 14,77 мм, где В_вн -- расстояние между пластинками внутреннего звена (см. табл. 7.15).

Аналогично определяют размеры ведомой звездочки.

7. Первый этап компоновки редуктора

Компоновку обычно проводят в два этапа. Первый этап служит для приближенного определения положения зубчатых колес и звездочки 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 две вертикальные линии -- оси валов на расстоянии a_w = 200 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 = 1,2; при наличии ступицы зазор берется от торца ступицы;

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

в) принимаем расстояние между наружным кольцом подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса Л = ; 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 = 30 мм и d_п2 = 40 мм (см. рис.5).

Рис.5 Первый этап компоновки редуктора

По табл. ПЗ имеем

Условное обозначение подшипника	d	D	B	Грузоподъемность, кН
	Размеры, мм	C	C0
306 308	30 40	72 90	19 23	28,1 41	14,6 22,4
Примечание. Наружный диаметр подшипника D = 90 мм оказался больше диаметра окружности вершин зубьев da1=71,66 мм.

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 мазсудерживающие кольца (см. гл. IX, рис. 9.47). Их ширина определяет размер у = 8 12 мм.

Примем окончательно l = l₂ = 49 мм.



8. Проверка долговечности подшипника

Ведущий вал (рис. 12.8). Из предыдущих расчетов имеем F_t = 1441 Н, F_r = 529 Н и F_a = 183 Н; из первого этапа компоновки l1 = 49 мм.

Реакции опор:

в плоскости xz

в плоскости yz

Проверка:

Суммарные реакции

Рис. 6 Расчетная схема ведущего вала

Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 1.

Намечаем радиальные шариковые подшипники 306 (см. приложение, табл. ПЗ): d = 30 мм; D = 72мм; В = 19 мм; С = 28,1 _кН и С₀ = 14,6 кН.

Эквивалентная нагрузка по формуле (9.3)

в которой радиальная нагрузка = 780 Н; осевая нагрузка = = 183Н; V = 1 (вращается внутреннее кольцо); коэффициент безопасности для приводов ленточных конвейеров К_б = 1 (см. табл. 9.19); К_Т = 1 (см. табл. 9.20).

Отношение

Расчетная долговечность, млн. об [формула (9.1)]

Расчетная долговечность, ч

что больше установленных ГОСТ 16162 -- 85 (см. также с. 307).

Рис. 7 Ведомый вал

Ведомый вал (рис. 7) несет такие же нагрузки, как и ведущий:

Нагрузка на вал от цепной передачи F_В = 2025 Н.

Составляющие этой нагрузки

Из первого этапа компоновки = 49 мм и =49 мм.

Реакции опор:

в плоскости xz

Проверка:

в плоскости yz

Проверка:

Суммарные реакции

Выбираем подшипники по более нагруженной опоре 4. Шариковые радиальные подшипники 308 средней серии (см. табл. ПЗ): d = 40 мм; D = 90 мм; В = 23 мм; С = 41,0 кН и С = 22,4 кН.

Отношение этой величине (по табл. 9.18)соответствует е0,19 (получаем, интерполируя).

Отношение ; следовательно, X = 1, У=0. Поэтому

(Примем К_б = 1,2, учитывая, что цепная передача усиливает неравномерность нагружения.)

Расчетная долговечность, ч

Расчетная долговечность, млн. об.

здесь n = 224 об/мин - частота вращения ведомого вала.

Для зубчатых редукторов ресурс работы подшипников может превышать 36000 ч (таков ресурс самого редуктора), но не должен быть менее 10000 ч (минимально допустимая долговечность подшипника). В нашем случае подшипники ведущего вала 306 имеют ресурс ч, а подшипники ведомого вала 308 имеют ресурс

9. Второй этап компоновки редуктора (РИС. 12.10)

Второй этап компоновки имеет целью конструктивно оформить зубчатые колеса, валы, корпус, подшипниковые узлы и подготовить данные для проверки прочности валов и некоторых других деталей

Рис. 8 Второй этап компоновки редуктора

Примерный порядок выполнения следующий.

Вычерчиваем шестерню и колесо по конструктивным размерам, найденным ранее (см. п. IV). Шестерню выполняем за одно целое с валом.

Конструируем узел ведущего вала:

а) наносим осевые линии, удаленные от середины редуктора на расстояние l₁. 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 (см. рис. 9.39). 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 ( 40 мм). Фиксация их в осевом направлении осуществляется заплечиками вала и торцами внутренних колец подшипников;

в) вычерчиваем крышки подшипников (см. рис. 9.31--9.33) с уплотнительными 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 образом в узлах, заполненных пластичной смазкой. Уплотнения манжетного типа широко используют как при пластичных, так и при жидких смазочных материалах (см. § 9.5);

г) переход вала 40 к присоединительному концу 32 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 32 мм 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 65 мм к 60 мм 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 l₂, проводим осевые линии и вычерчиваем подшипники;

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

г) откладываем расстояние l₃ и вычерчиваем звездочку цепной передачи; ступица звездочки может быть смещена в одну сторону для того, чтобы вал не выступал за пределы редуктора на большую длину.

Переход от 60 мм к 55 мм смещаем на 2 -- 3 мм внутрь подшипника с тем, чтобы гарантировать прижатие кольца к внутреннему кольцу подшипника (а не к валу). Это кольцо - между внутренним кольцом подшипника и ступицей звездочки -- не допускает касания ступицы и сепаратора подшипника;

д) от осевого перемещения звездочка фиксируется на валу торцовым креплением. Шайба прижимается к торцу ступицы одним или двумя винтами. Следует обязательно предусмотреть зазор между торцом вала и шайбой в 2 -- 3 мм для натяга.

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 расстояний уточняем реакции опор и вновь проверяем долговечность подшипников.

10. Проверка прочности шпоночных соединений

Шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок -- по ГОСТ 23360--78 (см. табл. 8.9).

Материал шпонок -- сталь 45 нормализованная.

Напряжения смятия и условие прочности по формуле (8.22)



Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице [] = 100120 МПа, при чугунной [] = 5070 МПа.

Ведущий вал: d= 24 мм; b х h = 8х7 мм; t₁ = 4 мм; длина шпонки l = 60 мм (при длине ступицы полумуфты МУВП 80 мм, см. табл. 11.5); момент на ведущем валу Т₁ = 24,710³ Нмм;

(материал полумуфт МУВП -- чугун марки СЧ 20).

Ведомый вал.

Из двух шпонок -- под зубчатым колесом и под звездочкой -- более нагружена вторая (меньше диаметр вала и поэтому меньше размеры поперечного сечения шпонки). Проверяем шпонку под звездочкой: d = 35 мм; b х h = 10 х 8 мм; t₁= 5 мм; длина шпонки l = 50 мм (при длине ступицы звездочки 85 мм); момент Т₃ = 155,610³ Нмм;

(обычно звездочки изготовляют из термообработанных углеродистых или легированных сталей). Условие выполнено.

11. 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].

Будем производить расчет для предположительно опасных сечений каждого из валов.

Ведущий вал (см. рис. 12.8).

Материал вала тот же, что и 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 d_a1 = 780мм) среднее значение = 780 МПа.

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений

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

где амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла



При d = 35 мм; b = 8 мм; t₁ = 4 мм по табл. 8.5

Принимаем = 1,7 (см. табл. 8.5), (см. табл. 8.8) и (см. с. 166).

= 41957

ГОСТ 16162-78 указывает на то, чтобы конструкция редукторов предусматривала возможность восприятия радиальной консольной нагрузки, приложенной в середине посадочной части вала. Величина этой нагрузки для одноступенчатых зубчатых редукторов на быстроходном валу должна быть при

Приняв у ведущего вала длину посадочной части под муфту равной длине полумуфты l = 60 мм (муфта УВП для валов диаметром 24 мм), получим изгибающий момент в сечении А -- А от консольной нагрузки

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

= 16,9



здесь опущены промежуточные выкладки (аналогичные выкладки см. ниже в расчете ведомого вала на с. 313). Результирующий коэффициент запаса прочности

получился близким к коэффициенту запаса . Это незначительное расхождение свидетельствует о том, что консоль¬ные участки валов, рассчитанные по крутящему моменту и согласованные с расточками стандартных полумуфт, оказываются прочными и что учет консольной нагрузки не вносит существенных изменений. Надо сказать и о том, что фактическое расхождение будет еще меньше, так как посадочная часть вала обычно бывает короче, чем длина полумуфты, что уменьшает значения изгибающего момента и нормальных напряжений.

Такой большой коэффициент запаса прочности (41,96 или 15,68) 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 (см. рис. 12.9).

Материал вала -- сталь 45 нормализованная; = 570 МПа (см. табл. 3.3).

Пределы выносливости



Сечение А-А Диаметр вала в этом сечении 45 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки (см. табл. 8.5): = 1,6 и = 1,5; масштабные факторы = 0,82; =0,7 (см. табл. 8.8); коэффициенты и (см. с. 163 и 166).

Крутящий момент .

Изгибающий момент в горизонтальной плоскости (см. рис. 12.9)

изгибающий момент в вертикальной плоскости

суммарный изгибающий момент в сечении А -- А

Момент сопротивления кручению (d = 45 мм; b=10 мм; t₁ = 5 мм)

Момент сопротивления изгибу (см. табл. 8.5)

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

Сечение К --К. Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом (см. табл. 8.7);

и принимаем и

Изгибающий момент



Осевой момент сопротивления

Амплитуда нормальных напряжений

Полярный момент сопротивления

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям



Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения К --К

Сечение Л --Л. Концентрация напряжений обусловлена переходом от 60 мм к 55 мм: при

коэффициенты концентрации напряжений и (см. табл. 8.2). Масштабные факторы (см. табл. 8.8) и

Внутренние силовые факторы те же, что и для сечения К-К.

Осевой момент сопротивления сечения

Амплитуда нормальных напряжений

Полярный момент сопротивления

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

Коэффициенты запаса прочности

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения Л-Л

Сечение Б-Б. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки (см. табл. 8.5): и ; и .

Изгибающий момент (положим x₁ = 40 мм)

Момент сопротивления сечения нетто при b= 10 мм и t₁= 5 мм

Амплитуда нормальных напряжений изгиба

Момент сопротивления кручению сечения нетто

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

Коэффициенты запаса прочности

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения Б -Б

Сведем результаты проверки в таблицу



Сечение	А-А	К-К	Л-Л	Б-Б
Коэффициент запас s	55,8	10,8	4,21	5,55

Во всех сечениях s > [s].

12. Вычерчивание редуктора

Редуктор вычерчивают в двух проекциях (рис. 12.11) на листе формата А1 (594 х 841 мм) в масштабе 1:1с основной надписью и спецификацией (см. с. 319-321).

13. Посадки зубчатого колеса, звездочки и подшипников

Посадки назначаем в соответствии с указаниями, данными в табл. 10.13. Посадка зубчатого колеса на вал по ГОСТ 25347 -- 82.

Посадка звездочки цепной передачи на вал редуктора Н1/h6.

Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала k6. Отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца по H7.

Остальные посадки назначаем, пользуясь данными табл. 1

Таблица 1

Поз	Обозначение	Наименование	Кол	Примечание
		Документация
		Пояснительная записка	1
		Сборочный чертеж	1
		Детали
1		Вал-шестерня ведущий	1	Сталь 45
2		Кольцо уплотнительное	1	Войлок
1		Крышка подшипника сквозная	1	СЧ 15
2		Прокладка регулировочная, комплект	2	Сталь 10
3		Кольцо мазеудерживающее	2	Сталь СтЗ
4		Крышка подшипника глухая	1	СЧ 15
5		Кольцо уплотнительное	1	Войлок
6		Шайба торцовая	1	Сталь Ст3
7		Планка стопорная	1	Сталь Ст2
8		Корпус редуктора	1	СЧ 15
9		Крышка корпуса	1	СЧ 15
10		Крышка смотрового окна	1	СЧ 15
11		Прокладка	1	Картон технический
12		Крышка подшипника глухая	1	СЧ 15
13		Маслоуказатель жезловый	1	Сталь СтЗ
14		Прокладка	1	Резина масло стойкая
15		Пробка	1	Сталь СтЗ
16		Звездочка ведущая	1	Сталь 40Х
17		Крышка подшипника сквозная	1	СЧ 15
18		Кольцо распорное	1	Сталь Ст2
19		Кольцо мазеудерживающее	2	Сталь СтЗ
20		Втулка распорная	1	Сталь Ст2
21		Колесо зубчатое цилиндрическое	1	Сталь 45
22		Вал ведомый	1	Сталь 45
23		Прокладка регулировочная комплект	2	Сталь 10
24		Стандартные изделия
25		Болт М 10x30.58 ГОСТ 7798-70*	8
26		Шайба пружинная 10 ГОСТ 6402 - 70*	8
27		Болт Мб х 20.58 ГОСТ 7798-70* Болт М 16x100.58 ГОСТ 7798-70*	4
28		Гайка Ml6.6 ГОСТ 5915-70*	4
29		Шайба пружинная 16 ГОСТ 6402-70*	4
30		Гайка М16.6 ГОСТ 5915-70*	4
31		Шайба пружинная 16 ГОСТ 6402-70*	4
32		Болт М12 х 30.58 ГОСТ 7798-70*	4
33		Гайка Ml2,6 ГОСТ 5915-70*	4
34		Шайба пружинная 12 ГОСТ 6402-70*	4
35		Болт МЮх 32.58 ГОСТ 7798-70*	1
36		Болт М12х 30.58 ГОСТ 7798-70*	12
37		Шайба пружинная 12 ГОСТ 6402 - 70* Шпонка 16x10x80 ГОСТ 23360-78	12
38		Шпонка 18x11 х 70 ГОСТ 23360-78	1
39		Подшипник 312 ГОСТ 8338-75	2
40		Подшипник 308 ГОСТ 8338-75	2
41		Прочие изделия
42		Пресс-масленка М10 х 1 ГОСТ 20905-75	2

14. 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 V определяем из расчета 0,25 дм³ масла на L кВт передаваемой мощности: V= 0,25-12,7 «3,2 дм³.

По табл. 10.8 устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях ун = 392 МПа и скорости v = 3,38 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 28-10^-6 м²/с. По табл. 10.10 принимаем масло индустриальное И-30А (по ГОСТ 20799-75).

Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом УТ-1 (см. табл. 9.14), периодически пополняем его шприцем через пресс-масленки.



15. 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 мазеудерживающие кольца и шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80--100°С;

в ведомый вал закладывают шпонку 18 х 11 х 70 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 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 горячим маслом. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами.

Далее на конец ведомого вала в шпоночную канавку закладывают шпонку, устанавливают звездочку и закрепляют ее торцовым креплением; винт торцового крепления стопорят специальной планкой.

Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловой 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.

Размещено на Allbest.ru

...