Проектирование привода конвейера

Размещено на http://www.allbest.ru/

ЗАДАНИЕ

1 - электродвигатель; 2 - передача ременная; 3 - редуктор зубчатый;

4 - муфта; 5 - ведущий вал конвейера (выходной вал привода)

Рисунок 1 - Структурная схема привода

Исходные данные:

Мощность на ведущем валу конвейера Р₃, кВт …...........…...................6,5

Частота вращения ведущего вала машины n₃, об/мин ............…...........90

Угол наклона цепи к горизонту, , град ……………..………………….30

Срок службы привода, L _г, лет .................................................…………..6

Перечень отчетной конструкторской документации.

Представить пояснительную записку и чертежи:

1) сборочный чертеж редуктора (формат А1); 2) рабочие чертежи деталей редуктора - быстроходного вала (вала-шестерни); тихоходного вала редуктора, зубчатого колеса; крышки подшипника глухой, крышки подшипника сквозной.

1. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ

КИНЕМАТИЧЕСКИЙ И СИЛОВОЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА

Общий КПД привода

,

где з_зп - КПД пары зубчатых колес, з_зп = 0,97 [1, табл.9.1];

з_рп - КПД ременной передачи с клиновыми ремнями, з_рп = 0,95

[1,табл.9.1];

з_м - КПД муфты, з_м = 0,98 [1, табл.9.1];

з_оп - КПД пары подшипников качения, з_оп = 0,99 [1, табл.9.1].

Требуемая мощность электродвигателя

Р_mp = = = 4,0 кВт.

Принимаем электродвигатель марки 4А100L4УЗ [1, табл.18.1], мощность которого P_ов = 4 кВт, синхронная частота вращения п_с = 1500 об/мин, скольжение s = 4,7%. Диаметр выходного конца ротора d_dв = 28 мм, а его длина

l_дв = 60 мм [1, табл. 18.2].

Номинальная частота вращения вала электродвигателя

об/мин.

Номинальная угловая скорость двигателя

w_dв = рад/c.

Общее передаточное отношение привода

,

где i_зп - передаточное отношение зубчатой передачи (редуктора); i_зп = 5,0

(принимаем согласно рекомендаций [1, табл. 10.1]);

i_рп - передаточное отношение ременной передачи.

Расчетное передаточное отношение ременной передачи

i_рп =.

Кинематические параметры привода по валам:

быстроходный вал редуктора

w₁ = рад/с,

n_{1=об/мин;}

тихоходный вал редуктора

w_{2 =} рад/с,

n_{2 =об/мин;}

выходной вал привода (ведущий вал машины)

w₃ = w₂ = 12,57 рад/с,

n₃ = n₂ = 120 об/мин.

Силовые параметры привода по валам:

кВт,

кВт,

кВт,

кВт,

Т_{дв =}

Т₁=

Т₂=

Т₃=

Данные расчета сводим в таблицу 1.

Таблица 1 - Кинематические и силовые параметры привода по валам

Наименование	Индекс вала	Частота вращения п, об/мин	Угловая скорость w, рад/с	Мощность Р, кВт	Момент T, Нм
1	2	3	4	5	6
Вал электродвигателя	дв	1429,5	149,6	4,0	26,73
Быстроходный вал редуктора	1	600,6	62,86	3,8	60,45
Тихоходный вал редуктора	2	120	12,57	3,69	293,55
Ведущий вал машины	3	120	12,57	3,6	284,8

2. РАСЧЕТ РЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ

Исходные данные для расчета: Р_дв = 4,0 кВт; Т_дв = 26,73 ; w_dв =

= 149,6 рад/с: п_ов = 1429,5 об/мин; i_pn = 2,38; е = 0,015 -относительное скольжение [1, табл.12.8].

При данных силовых и кинематических параметрах ременной передачи и для сокращения количества ремней примем узкий клиновой ремень сечением УА [1, табл.12.1]. Для данного ремня минимальный расчетный диаметр меньшего шкива d_mjn = 90 мм.

Рекомендуемый расчетный диаметр меньшего шкива

мм.

Расчетный диаметр меньшего шкива принимаем из стандартного ряда

d_р1 =112 мм [1,табл.12.1].

Расчетный диаметр большего шкива

мм,

принимаем d_p2 = 260 мм.

Фактическое передаточное отношение передачи

Расхождение с тем, что было получено по первоначальному расчету,

100 % = 1,3 %, что менее допускаемого ± 3,0 %.

Межосевое расстояние ременной передачи

мм,

где к =1,12 [1, табл. 12.5].

Расчетная длина ремня

принимаем L_p= 1180 мм [1, табл.12.1].

Межосевое расстояние при принятой длине ремня

Угол обхвата меньшего шкива

Скорость ремня

м/с.

Коэффициент длины ремня

C_L = = ,

где L₀ = 2500 мм - базовая длина ремня [1, табл. 12.3].

Коэффициент угла обхвата

.

Число ремней в передаче

где кВт - мощность, передаваемая одним клиновым ремнем сечения

УА (L_o = 2500 мм) [1, табл. 12.3];

К_F = 1,2 - коэффициент динамичности нагрузки [1, табл.12.4];

- коэффициент режима работы (при односменной работе)

[1,табл.12.4];

- коэффициент передаточного числа [1, табл.12.4];

- коэффициент количества ремней [1, табл. 12.4].

Принимаем z = 2.

Предварительное натяжение ветви клинового ремня

где и - коэффициент, учитывающий центробежную силу [1, табл. 12.6].

Сила давления на валы

H.

Ширина шкива

мм,

где e, f- параметры канавки шкива [1, табл.12.7].

Диаметр ступицы ведущего шкива (материал шкива чугун СЧ20)

мм,

где d_дв = 28 мм - диаметр выходного конца ротора двигателя (см. п. 1).

Длина ступицы ведущего шкива

мм,

где l_oe =80 мм - длина выходного конца ротора двигателя (см. п. 1).

Диаметр ступицы ведомого шкива (материал шкива чугун СЧ20)

мм,

где d_дв1 = 25 мм - диаметр выходного конца быстроходного вала редуктора (см. п.3.2.1).

Длина ступицы ведомого шкива с учетом длины шпонки в сопряжении "вал - шкив" (п. 3.3) и ширины шкива

l_2cm = B_ш =50 мм.

Конструкция ступиц ведущего и ведомого шкивов - симметричная относительно торцов обода [1, табл. 12.7].

3. РАСЧЕТ РЕДУКТОРА

3.1 Расчет зубчатой передачи

3.1.1 Выбор материала и расчет допускаемых напряжений

Так как в техническом задании нет ограничений по габаритам, то выбираем материал с твердостью до 350 НВ [1, табл.10.2]: принимаем для шестерни сталь 45, термическая обработка - улучшение, средняя твердость НВ₁ = 280 НВ; для колеса - сталь 45, термическая обработка - улучшение, но средняя твердость (с учетом диаметра заготовки) на 80 единиц ниже - НВ₂= 200 НВ. Разность средней твердости рабочих поверхностей зубьев шестерни и колеса более 70 НВ приводит к увеличению нагрузочной способности передачи, уменьшению ее габаритов и металлоемкости.

Допускаемые контактные напряжения

[у_Н ] =

где у_{H limb}=- предел контактной выносливости при базовом числе циклов [1, табл.10.3];

К_HL - коэффициент долговечности;

[S_H ]= 1,1 - коэффициент безопасности [1, табл. 10.3].

Ресурс привода

ч,

где L_r = 7 лет - срок службы привода;

t_с = 8 ч - продолжительность смены;

L_c = 1 - число смен в сутки.

Действительное число циклов нагружения:

для колеса циклов;

для шестерни циклов.

Число циклов нагружения, соответствующее пределу контактной выносливости, циклов, циклов [1, табл. 10.3]. Так как, и N_НЕ2 > N_НО2,, то коэффициент долговечности К_HL = 1.

Допускаемые контактные напряжения для материала

шестерни

колеса

Расчетные допускаемые контактные напряжения (передача косозубая и разность твердости материалов шестерни и колеса более 70 НВ) [1, табл.10.3]

МПа.

Требуемое условие МПа выполнено.

Допускаемые напряжения изгиба (нагрузка односторонняя)

[у_F ]=

Предел выносливости при изгибе при базовом числе циклов для стали 45 [1,табл.10.4]:

для шестерни МПа;

для колеса МПа.

Число циклов нагружения, соответствующее пределу выносливости при изгибе, для всех сталей циклов. Так как N_FЕ1 = N_НЕ1, N_FЕ2 = N_НЕ2 больше N_F0 , то коэффициент долговечности K_FL = 1.

Коэффициент безопасности

,

где [S_F ]' = 1,75 - коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала [1, табл.10.4];

[S_F ]" = 1,00 - коэффициент, учитывающий способ получения заготовки

зубчатого колеса [1, табл.10.4].

Допускаемые напряжения изгиба

для шестерни [у_F ]=

для колеса [у_F ]=

3.1.2 Проектировочный расчет передачи

Принимаем коэффициент концентрации нагрузки при симметричном расположении колес К_Hв = 1,1 [1, табл.10.5]; коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию с учетом твердости материала ш_ba= 0,4 [1, табл.10.1].

Межосевое расстояние из условия прочности по контактным напряжениям

где К_а = 43 - для косозубых колес.

Стандартное межосевое расстояние a_w = 140 мм [1, табл. 10.1].

Нормальный модуль зацепления с учетом твердости колес [1, табл.10.1].

мм,

принимаем m_n = 2 мм [1, табл.10.1].

Угол наклона зубьев должен находиться от 8° до 22° [1, табл. 10. 1].

Предварительно принимаем угол наклона зубьев в = 10°.

Число зубьев шестерни

принимаем z₁ =23.

Число зубьев колеса , принимаем z₂ = 115

Фактическое значение i_зп = z₂ / z₁ = 115/23 = 5. Отклонения фактического

передаточного отношения от расчетного (допускается ± 4,0 %).

Угол наклона зубьев

в =9,9⁰ =9⁰ 54'.

Основные размеры шестерни и колеса

диаметры делительные

проверка a_w=

диаметры вершин зубьев

мм;

мм;

диаметры впадин зубьев

мм;

мм;

ширина зубчатого венца колеса и шестерни

b₂=мм;

b₁=b₂ + 5мм = 56 +5 = 61 мм.

3.1.3 Проверочный расчет зубьев колес по контактным напряжениям

Коэффициент ширины шестерни по диаметру

Окружная скорость колес



При данной скорости принимаем 8-ю степень точности [1, табл.10.7].

Коэффициент нагрузки

;

где K_Hв = 1,07 - коэффициент концентрации нагрузки [1, табл. 10.9];

K_Ha = 1,07 - коэффициент распределения нагрузки между зубьями

[1,табл.10.11];

K_Hv = 1,015 - коэффициент динамической нагрузки [1, табл. 10.10].

Прочность зубьев по контактным напряжениям

Недогрузка

Допускается недогрузка не более 15 %, а перегрузка не более 5 %.

3.1.4 Силы в зацеплении

Силы, действующие в зацеплении:

окружная

F_t1 = F_t2 =

радиальная F_r1 = F_r2 =

осевая .

3.1.5 Проверочный расчет зубьев колес по напряжениям изгиба

Коэффициент нагрузки

,

где К_Fв = 1,15 - коэффициент концентрации нагрузки [1, табл.10.9];

К_Fa = 0,91 - коэффициент распределения нагрузки между зубьями

[1, табл.10.11];

K_Fv= 1,17 - коэффициент динамической нагрузки [1, табл.10.10].

Эквивалентное число зубьев

у шестерни

у колеса

Коэффициенты формы зуба Y_F1 = 3, 95; Y_F2 = 3,60 [1, табл.10.8].

Коэффициент наклона зуба

Y_в = 1 -

Прочность зуба шестерни и колеса на изгиб

Условие прочности выполнено.

3.2 Проектировочный расчет валов редуктора

Материал валов принимаем сталь 45, термическая - обработка улучшение. Проектировочный расчет валов выполняем по касательным напряжениям от кручения, то есть не учитываем напряжения от изгиба, влияние концентраторов напряжений и циклический характер действия напряжений. Поэтому для компенсации приближенности проектировочного расчета допускаемые напряжения принимаем заниженными: [ф] = 15...25 МПа.

3.2.1 Быстроходный вал

Диаметр выходного конца вала

Принимаем из стандартного ряда [1, табл.14.1] d_в1=25 мм .

С учетом типоразмеров подшипников качения и необходимости на валу буртика определенной высоты [1, табл. 14.1] для упора ступицы шкива при сборке редуктора, принимаем диаметр вала под подшипниками d_n1 = 30 мм.

Предполагаемый диаметр вала под шестерней d_ш1 = 35 мм. Условие совместного изготовления вала заодно с шестерней [1, табл.10.12].

Расстояние от впадин зубьев шестерни до шпоночного паза

где t₂⁼ 3,3 мм - глубина шпоночного паза во втулке [1, табл.7.1];

d_f1= 41,7 мм- диаметр впадин зубьев шестерни (см.п.3.1.2).

Окружной модуль зубьев колес зубчатой передачи

где m_n = 2 мм; в = 9,9 - см.п.3.1.2.

мм, изготовляем вал-шестерню

(материал сталь 45).

Диаметры остальных участков вала назначаем исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора.

3.2.2 Тихоходный вал

Диаметр выходного конца вала



С учетом типоразмера муфты в сопряжении «вал-полумуфта» [1,табл.16.1] , принимаем из стандартного ряда [1, табл.14.1] d_в2 = 45 мм.

С учетом типоразмеров подшипников качения и необходимости на валу буртика определенной высоты [1, табл.14.1] для упора ступицы ведущей звездочки при сборке редуктора, принимаем диаметр вала под подшипниками d_n2= 50 мм.

Диаметр вала под колесом d_к2 = 55 мм.

Диаметры остальных участков вала назначаем исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора.

3.3 Проектировочный расчет шпоночных соединений

Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок принимаем по ГОСТ 23360-78 [1, табл.7.1].

Материал шпонок - сталь 45, термическая обработка - нормализация.

Рабочая длина шпонки из условия прочности

где T - вращающий момент на валу;

d - диаметр цапфы вала в месте шпоночного соединения;

h, t₁, b - геометрические размеры шпоночного соединения согласно стандарту. Допускаемые напряжения смятия неподвижных шпоночных соединений при циклическом нагружении и стальной ступице [у]_см = 100...150 МПа, а при чугунной ступице [у]_см = 80...100 МПа [1, табл.7. 6].

Быстроходный вал. Шпонка на выходном конце вала, сопряжение «вал-ступица шкива». d_в1 =25 мм; b х h = 8 х 7 мм; t₁=4,0 мм [1, табл.7. 1];

материал шкива - чугун марки СЧ20.

Рабочая длина шпонки

Минимальная расчетная длина шпонки (исполнение 3)

мм.

С учетом длины ступицы шкива и стандартом ряда длин шпонок принимаем шпонку длиной l_ш = 25мм (Шпонка ГОСТ 23360-78).

Тихоходный вал. Шпонка под колесом, сопряжение «вал-ступица зубчатого колеса». d_k2 =55 мм; bх h = 16 х 10 мм; t₁ = 6,0 мм [1, табл.7.1]; материал ступицы колеса - сталь 45.

Рабочая длина шпонки

Минимальная расчетная длина шпонки (исполнение 1)

l_ш = l_p + b = 23 + 16 = 39 мм.

С учетом стандартного ряда длин шпонок принимаем шпонку длиной l_ш = 40 мм (Шпонка ГОСТ 23360-78).

Шпонка на выходном конце вала, сопряжение «вал - ступица полумуфты».

d_в2=45 мм; b х h = 14 х 9 мм; t₁=5,5 мм [1, табл.7. 1]; материал ступицы полумуфты - чугун марки СЧ20 [1, табл. 16.1].

Рабочая длина шпонки

Минимальная расчетная длина шпонки (исполнение 3)

С учетом стандартного ряда длин шпонок и с учетом стандартной длины короткой полумуфты l_м= 82 мм [1, табл. 16.1] принимаем шпонку длиной

l_ш = 70 мм (Шпонка ГОСТ 23360-78).

3.4 Конструктивные размеры зубчатых колес

Шестерня, размеры которой определены выше, выполнена заодно с валом.

Геометрические параметры зубчатого колеса [1, табл.10.12]:

диаметр ступицы мм;

длина ступицы с учетом ширины зубчатого венца (см. п.3.1.2) и длины шпонки в сопряжении «вал - ступица зубчатого колеса» (см. п.3.4)

l_cm = b₂ = 56 мм;

тишина обода мм;

принимаем д_o = 6 мм;

толщина диска мм;

диаметр центровой окружности

мм;

диаметр отверстий

мм.

3.5 Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщина стенок корпуса и крышки [1, табл. 17.1]:

5 мм;

мм,

принимаем д = д₁ =8 мм.

Толщина фланцев поясов корпуса и крышки [1, табл. 17.1]:

верхнего пояса корпуса и крышки

мм;

мм;

нижнего пояса корпуса без бобышек

мм.

Диаметры болтов[1, табл.17.1]:

Фундаментных

мм,

принимаем болты с резьбой М 16 [1, табл.6.13];

крепящих крышку к корпусу у подшипника

мм,

принимаем болты с резьбой М 12 [1, табл.6.13];

соединяющих крышку с корпусом

мм,

принимаем болты с резьбой М 10 [1, табл.6.13].

3.6 Эскизная компоновка редуктора

В соответствии с рекомендациями [1, табл. 15.14] для опор валов редуктора назначаем шариковые радиальные подшипники. Габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников d_п1 = 30 мм и d_п2 = 50 мм (см. п.3.2). Параметры подшипников согласно ГОСТ 8338-75 [1, табл. 15.1] приведены в таблице 2.

В соответствии с рекомендациями [1, табл. 19.3] смазывание подшипников осуществляем маслом в картере за счет брызг при работе редуктора, так как окружная скорость: зубчатого колеса v > 1 м/с (см. п.3.1.3).

Таблица 2 - Параметры подшипников

Вал	Условное	Размеры, мм		Грузоподъемность, кН
	обозначение подшипника	d	D	В	динамическая С	статическая С0
Быстроходный	306	30	72	19	28,1	14,6
Тихоходный	310	50	110	27	61,8	36,0

Эскизную компоновку (рис.2) выполняем в двух проекциях в следующей последовательности¹:

а) намечаем расположение проекций компоновки в соответствии со схемой привода и наибольшим размером зубчатых колес;

б) на горизонтальной проекции проводим две вертикальные параллельные линии на расстоянии a_w (см. п.3.1.2), которые являются осевыми линиями валов редуктора;

в) вычерчиваем упрощенно зубчатую пару колес в виде прямоугольников в соответствии с геометрическими параметрами, полученными в результате проектировочного расчета (см. п.3.1.2), с учетом того, что шестерня выполнена заодно с валом;

г) проводим контур внутренней стенки корпуса на расстоянии А = 10 мм от торцов колес для предотвращения их контакта во время работы редуктора; при этом зазор между наружным диаметром подшипников и контуром стенок должен быть не менее величины А; расстояние между дном корпуса редуктора и поверхностью колес должно быть не менее А₁ ? 4 МА;

д) вычерчиваем контуры подшипников согласно размерам, приведенным в таблице 2; в соответствии с принятой системой смазки размещаем подшипники в корпусе редуктора, углубив их от внутренней стенки корпуса на 5 мм;

е) на выходных концах быстроходного и тихоходного валов вычерчиваем гнезда под подшипники; глубина гнезда

l_Г = д + К₁ = 8 + 33 ? 42 мм,

где д = 8 мм- толщина стенки корпуса (см. п.3.5), а К₁ = 33 мм - ширина верхнего фланца корпуса, определяемая по табл. 17.1 [1] с учетом диаметра болтов d₂, соединяющих крышку с корпусом (см. п.3.5);

ж) вычерчиваем торцовые крышки узлов подшипников в соответствии с размерами [1, табл. 17.6];

з) вычерчиваем ступени валов на соответствующих осях по размерам, полученным выше (см. п.2 и п.3.2); ступени выходных концов быстроходного и тихоходного валов располагаем на расстоянии 5 мм от внешнего торца крышки подшипников, при этом длина ступени соответственно равна длине ступицы шкива l_ст = 35 мм (см. п.2) и длине полумуфты l_м = 82 мм (см. п.3.3. и табл.16.1[1]);

и) измерением устанавливаем расстояние между точками приложения реакций опор валов и силами в зацеплении зубчатых колес: l₁ = l₂ = 57 мм,

l₃ = l₄ = 56 мм, а также между точками приложения реакций опор и консольными силами l₅ = 54 мм, l₆ = 124 мм; при этом точку приложения силы давления F_в на вал от ременной передачи принимаем к середине выходного конца быстроходного вала, а точку приложения силы давления муфты F_м в торцовой плоскости выходного конца тихоходного вала.

3.7 Проверочный расчет подшипников

3.7.1 Опоры быстроходного вала

Из предыдущих расчетов: F_t1 = 2590 Н, F_r1=956 Н, F_a1 = 452 Н (см. п.3.1.4), d₁ = 46,7 мм; l₁ = l₂ = 57 мм, l₅ = 54 мм (см. рис.2).

Нагрузка на вал от ременной передачи F_в = 1713 Н (см. п.2).

Составляющие нагрузки на вал от ременной передачи по осям (рис.3)

H;

H .

Реакции опор от сил в зубчатом зацеплении (рис.3, б):

в плоскости xz

проверка:

в плоскости yz



проверка:

Суммарные реакции опор

Эквивалентная нагрузка

в которой Р_а = F_al = 452; V= 1 (вращается внутреннее кольцо); коэффициент безопасности К_б =1,3 [1, табл.15.11]; К_Т = 1,0 [1, табл.15.12].

Отношение этой величине соответствует е ? 0,22 [1,табл.15.9].

Рассмотрим подшипник опоры 1. > е, поэтому следует учитывать осевую нагрузку. Тогда X =0,56, Y = 1,78 [1, табл.15.9].

Н.

Рассмотрим подшипник опоры 2. < е, поэтому осевую нагрузку не учитываем . Тогда X =1, Y = 0 [1, табл. 15.9].

Н.

Так как Р_э1 < P_э2, расчет долговечности подшипников проводим по

опоре 2

Расчетная долговечность в часах

что больше ресурса привода L_h = 20440 ч (см.п.3.1.1) и минимальной долговечности подшипников для зубчатых редукторов по ГОСТ 16162-93 [1, табл. 15.14].

3.7.2 Опоры тихоходного вала

Из предыдущих расчетов: F_r1 = 2590 Н, F_r2 =956 Н, F_a2 = 452 Н (см.п.3.1.4), d₂ =233,3 мм; l₃ = l₄ =56 мм, l₆ = 124 мм (см. рис.2).

Нагрузка на вал от муфты [1, табл. 16.3]

Реакции опор (рис.4):

в плоскости xz



проверка:

в плоскости yz

проверка

Реакции опор от силы F_м (рис.4,е), направление которой на рисунке показано условно, так как муфта вращается:

проверка

Суммарные реакции опор

Эквивалентная нагрузка

в которой P_а = F_а2 =452 Н; V = 1 (вращается внутреннее кольцо); коэффициент безопасности К_б = 1,3 [1, табл. 15.11]; К_Т = 1,0 [1, табл. 15.11].

Отношение этой величине соответствует е = 0,19 [1, табл. 15.9].

Рассмотрим подшипник опоры 3. < е, поэтому осевую нагрузку не учитываем. Тогда Х = 1, Y = 0.

.

Рассмотрим подшипник опоры 4. < е, поэтому осевую нагрузку не учитываем. Тогда Х = 1, Y = 0.

.

Так как Р_Э4 > Р_Э3 , расчет долговечности подшипников проводим по опоре 4.



Расчетная долговечность в часах

что больше ресурса привода L _h = 20440 ч (см. п.3.1.1) и минимальной долговечности подшипников для зубчатых редукторов по ГОСТ 16162-93 [1,табл.15.14].

3.8 Конструктивная компоновка редуктора

Используем чертеж эскизной компоновки (см. рис.1.2). На данном этапе компоновки необходимо конструктивно рассмотреть основные детали редуктора, что будет затем использовано при проверочном расчете валов на прочность и оформлении сборочного чертежа.

Схема смазки зацепления и подшипников принята в п.3.6. В нижней части корпуса устанавливаем пробку для спуска масла [1, табл.17.2] и жезловый маслоуказатель [1, табл.17.9].

Конструкция корпуса должна обеспечить сборку редуктора. Геометрические размеры некоторых элементов корпуса определены в п.3.5, а остальных - принимаем конструктивно. Основные конструктивные размеры валов и зубчатых колес определены в п.3.2 и п.3.4. Для фиксации зубчатого колеса в осевом направлении предусматриваем заплечики вала с одной стороны и установку распорной втулки с другой; место перехода вала под распорной втулкой смещаем на 1...2 мм внутрь ступицы колеса с тем, чтобы гарантировать прижатие торца втулки к торцу ступицы колеса, а не к галтели вала. Крышки подшипниковых узлов на валах с одной стороны глухие, а с другой - сквозные с манжетными уплотнениями. Под крышки устанавливаем набор металлических прокладок для регулирования зубчатого зацепления при сборке редуктора.

3.9 Выбор посадок сопряжений основных деталей

Посадки назначаем в соответствии с указаниями, данными в табл.3.8 [1]:

- посадка зубчатого колеса на вал - Н7/r6;

- посадка шкива ременной передачи на вал редуктора - H7/h6;

- посадка полумуфты на вал редуктора - Н7/k6;

- посадка подшипников на вал (нагружение внутреннего кольца - циркуляционное) - L0/k6 [1, табл.15.16]

- посадка подшипников в корпусе редуктора (нагружение наружного кольца- местное) - Н7/l0;

- посадка распорных втулок на вал - Н7/r6;

- посадка шпонок в паз вала - N9/h9, а в паз ступицы - Js9/h9 [1, табл.7.4].

3.10 Проверочный расчет валов

Расчет производим для предположительно опасных сечений каждого из валов. Проверочный расчет валов состоит в определении коэффициентов запаса прочности s для опасных сечений и сравнении их с допускаемыми значениями [s]. Прочность обеспечена при s ? [s].

Результирующий коэффициент запаса прочности



где s_у и s_r - коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям.

Коэффициенты запаса прочности по нормальным напряжениям (нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу и поэтому средние напряжения цикла у_m = 0) и касательным напряжениям (касательные от кручения изменяются по отнулевому циклу)

где у_a и ф _а - амплитуды напряжений цикла;

у_m и ф _m - средние напряжения цикла;

ш_у и ш_ф - коэффициенты чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений;

K_aD и K_rD - коэффициенты концентрации напряжений для данного сечения вала.

Коэффициенты концентрации напряжений для данного сечения вала

где К_у и К_ф - эффективные коэффициенты концентрации напряжений;

е_у и е_ф - коэффициенты влияния абсолютных размеров сечения;

K_F - коэффициент влияния шероховатости поверхности;

К _v - коэффициент влияния поверхностного упрочнения.

Быстроходный вал (см. рис.3). Материал вала тот же, что и для шестерни (шестерня выполнена заодно с валом), то есть сталь 45, термическая обработка - улучшение. При диаметре заготовки до 80 мм (в нашем случае d_a1 =50,7 мм) предел прочности у_В = 890 МПа [1, табл.10.2].

Пределы выносливости материала

,

.

Сечение А - А. Диаметр вала в этом сечении d_e1 = 25 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночного паза: К_у = 2,14 и К_ф = 2,03

[1, табл.14.9]; е_у = 0,9, е_ф = 0,8 [1, табл.14.5]; K_F = 1,15 (шероховатость поверхности R_a = 0,4...3,2 мкм) [1, табл.14.12]; K_v = 1,0 (поверхность без упрочнения) [1,табл.14.11]; ш_ф =0,05 [1, табл.14.13].

Коэффициенты концентрации напряжений для данного сечения вала

Изгибающий момент (см. рис.3)

М_А-А=

где l_ш ⁼ 25 мм - длина шпонки (см. п.3.3);

l_2ст =35 мм - длина ступицы ведомого шкива (см. п.2);

F_в = 1713 Н - сила нагрузки на вал от ременной передачи (см. п.2).

Полярный и осевой моменты сопротивления сечения (d = d_в1 = 25 мм;

ширина шпоночного паза b = 8 мм, а его глубина t₁ =4,0 мм [1, табл.7.1])



Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

Амплитуда нормальных напряжений изгиба

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

Результирующий коэффициент запаса прочности

> [s] =2,0.

Сечение Б - Б. Диаметр вала в этом сечении d_.n1 = 30 мм. Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом:

К_у / е_у = 3,47, К_ф / е_ф =2,49 [I, табл. 14.10]; K_F= 1,15 (шероховатость поверхности R_a= 0,4...3,2 мкм) [1, табл.14.12]; K_v= 1,0 (поверхность без упрочнения) [1, табл.14.11]; ш_ф = 0,05 [1, табл. 14.13].

Коэффициенты концентрации напряжений для данного сечения вала

Изгибающий момент (см. рис.3)

Полярный и осевой моменты сопротивления сечения (d = d_nl =30 мм)

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

Амплитуда нормальных напряжений изгиба

Коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям

Результирующий коэффициент запаса прочности

> [s] =2,0.

Прочность вала обеспечена.

Тихоходный вал (см. рис.4). Материал вала - сталь 45, термическая обработка - улучшение.

Наибольший диаметр вала [ 1, табл. 14.1]

где d_к2 =55 мм - см. п.3.2.2;

При диаметре заготовки до 80 мм предел прочности у_в= 890 МПа [1,табл.10.2].

Пределы выносливости материала

,

.

Сечение В - В. Диаметр вала в этом сечении d_к2 = 55 мм. В данном сечении два источника концентрации напряжений: наличие шпоночного паза и посадка с натягом в сопряжении «ступица колеса - вал». Коэффициенты концентрации напряжений от посадки с натягом К_у / е_у = 4,22, К_ф / е_ф =3,05 [1, табл. 14.10];

K_F = 1,15 (шероховатость поверхности R_a= 0,4...3,2 мкм) [1,табл.14.12]; K_v = 1,0 (поверхность без упрочнения) [1, табл. 14.11]; ш_ф = 0,05 [1, табл.14.13]. Коэффициенты концентрации напряжений от шпоночного паза: К_у = 2,14 и К_ф=2,03

[1, табл. 14.9]; е_у = 0,76, е_ф = 0,65 [1, табл. 14.5]; отношения К_у / е_у = 2,14/0,76= =2,8 и К_ф / е_ф = 2,03/0,65 = 3,1. При расчете учитываем источник концентрации с наибольшим отношением.

Коэффициенты концентрации напряжений для данного сечения вала

Изгибающий момент (см. рис.4)

Полярный и осевой моменты сопротивления сечения (d = d_к2 = 55 мм;

ширина шпоночного паза b = 16 мм, а его глубина t₁ = 6 мм [1, табл.7.1])

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

Амплитуда нормальных напряжений изгиба

Коэффициент запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям

Результирующий коэффициент запаса прочности

> [s] =2,0.

Сечение Г - Г. Диаметр вала в этом сечении d_в2 = 45 мм. Концентрация

напряжений обусловлена наличием шпоночного паза: К_у = 2,14, К_ф = 2,03,

[1, табл. 14.9]; е_у = 0,835, е_ф = 0,715 [1, табл.14.5]; K_F = 1,15 (шероховатость поверхности R_a = 0,4...3,2 мкм) [1, табл.14.12]; К_v= 1,0 (поверхность без упрочнения) [1, табл.14.11]; ш_ф = 0,05 [1,табл. 14.13].

Коэффициенты концентрации напряжений для данного сечения вала

К_уD =

K_фD =

Изгибающий момент (см. рис.4)

,

где l_ш = 70 мм - длина шпонки (см. п.3.3);

F_м = 2140 Н - сила нагрузки на вал от муфты (см. п.3.7.2).

Полярный и осевой моменты сопротивления сечения (d = d_в2 =45 мм;

ширина шпоночного паза b = 14 мм, а его глубина t₁ =5,5 мм [1, табл.7.1])

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений



Амплитуда нормальных напряжений изгиба

Коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям

Результирующий коэффициент запаса прочности

> [s] =2,0.

Сечение Д - Д. Диаметр вала в этом сечении d_n2 = 50 мм. Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом: К_у / е_у = 4,22, К_ф / е_ф =3,05 [1, табл. 14.10]; K_F = 1,15 (шероховатость поверхности R_a= 0,4...3,2 мкм) [1,табл.14.12]; K_v = 1,0 (поверхность без упрочнения)

[1, табл. 14.11]; ш_ф = 0,05 [1, табл.14.13].

Коэффициенты концентрации напряжений для данного сечения вала

Изгибающий момент (см. рис.4,ж)



Полярный и осевой моменты сопротивления сечения (d = d_n2 = 50 мм)

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

Амплитуда нормальных напряжений изгиба

Коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям

Результирующий коэффициент запаса прочности

> [s] =2,0.

Прочность вала обеспечена.

3.11 Выбор смазочных материалов

Так как окружная скорость зубчатого колеса v > 1 м/с (см. п.3.1.3), то смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса редуктора до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 10 мм.

По табл. 19.4 [1] устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях у_Н = 442 МПа и скорости до 1,5 м/с (см. п.3.1.3) рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 34 мм²/с. По табл. 19.1 [1] принимаем масло индустриальное И-30А ГОСТ 20799-88* (И-Л-А-46 по ГОСТ 17479.4-87).

3.12 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 быстроходный вал напрессовывают подшипники, предварительно нагретые в масле;

- в тихоходный вал закладывают шпонки и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорные втулки и напрессовывают подшипники, предварительно нагретые в масле.

Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и устанавливают 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 устанавливают крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки положения зубчатого зацепления.

Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают манжетные уплотнения. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться 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 из технического картона; закрепляют крышку болтами.

Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.

4. ВЫБОР МУФТЫ

Исходя из характера выполняемого производственного процесса машиной и технического задания на проектирование привода, для соединения выходных концов выходного вала привода и быстроходного вала редуктора, установленных на общей раме, принимаем упругую втулочно-пальцевую муфту (МУВП). Эта муфта обладает достаточными упругими свойствами и малым моментом инерции, что снижает действие пусковых нагрузок на валы.

Типоразмер муфты выбираем с учетом диаметров соединяемых валов (см. п.3.2.2) и по величине расчетного вращающего момента

,

где К_Р = 1,3 - коэффициент режима работы [1, табл. 16.3];

Т₂ = 293,55 - момент на тихоходном валу редуктора .

С учетом длины шпонки в сопряжении «вал - ступица полумуфты»

(см. п. 3.3), принимаем муфту МУВП 500-45-I.2-У3 ГОСТ 21424-93

[1, табл. 16.1].

5. СБОРКА ПРИВОДА

Сборку привода производим в соответствии со сборочным чертежом в следующей последовательности:

- в шпоночный паз выходных концов вала электродвигателя и быстроходного вала редуктора закладываем шпонки, устанавливаем соответственно ведущий и ведомый шкивы ременной передачи и закрепляем их от осевого сдвига торцовым креплением;

- в шпоночный паз выходных концов выходного вала привода и тихоходного вала редуктора закладываем шпонки и устанавливаем полумуфты;

- устанавливаем электродвигатель и редуктор на раму машины, производим сборку и центровку муфты и ременной передачи;

- производим крепление узлов привода на раме машины при помощи фундаментных болтов.

После сборки привода устанавливаем по месту кожух ограждения ременной передачи.

Собранную машину подвергнуть испытанию по программе, установленной технической документацией.

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ

привод редуктор передача

1. Арон А.В. Справочное руководство по проектированию деталей машин: Уч. пос. - Владивосток, Морской государственный университет им. адм. Г.И. Невельского, 2002. 200 с.

Размещено на Allbest.ru

...